автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Методология исследования колебаний и шума структурно-сложных систем Человек-Машина-Среда

РОССИЙСКАЯ АКАДЕМИЯ НАУК ИНСТИТУТ МАШИНОВЕДЕНИЯ им.А.Л.Благонравова

РГБ ОД

На правах рукописи

17 0итшз УДК 539.4

Канд.техн.наук

Перминов Максим Дмитриевич

МЕТОДОЛОГИЯ ИССЛЕДОВАНИЯ КОЛЕБАНИЙ И ШУМА СТРУКТУРНО-СЛОЖНЫХ СИСТЕМ -ЧЕЛОВЕК-МАШИНА-СРЕДА"

специальность 05.02.18-Теория механизмов и машин.

05 02.19-Экспериментальная механика машин.

Научный доклад на соискание ученой степени доктора технических наук.

Москва 1996г

Работа выполнена в Инсштуте машиноведения им А.А.Бчатнравова РАН

Научный консулыан): академик РАН К.В.Фролов

Официальные оппоненты: член-корреспондент РАН Э.И.1 риюлюк, доктор телничегких наук,профессор А.И Корендиснв, доктор технических наук,профессор В БЛопьский

Ведущее предприятие: УКЭР ОАО ТАЗ" (г.Нижний Новгород).

на заседании Диссертационного Совета по общей тории машин Институт машиноведения им.А.А.Благонравова РАН (шифр Д-003.42.02.) по адресу: 101830 г.Москва.М.Харитоньевский пер.д.4, твл.925-60-28.

Диссертация в виде научного доклада разослана

Защита состоится

1996г.

Ученый секретарь Диссертационного Ровета кандидат технических нау

Роиайор УМАШ РАН

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ.

АКТУАЛЬНОСТЬ ИССЛЕДОВАНИЯ. 1астоящее исследование представляет собой результат шогопетней работы автора в области динамики структурно-ложных систем и конструкций применительно к объектам удостроения, автомобилестроения, комбайностроения и акетно-космической техники. В настоящее время нет еобходимости специально обосновывать роль колебательных роцессов и явлений для этого класса объектов. Достаточно казать, что эффективность решения широкого класса иброакустических проблем системы "человек-машина-среда" озволит прогнозировать техническое состояние конструкций, цовлетворить растущую потребность в надежности и езотказности, решить социальные аспекты проблемы шума и ибрации, создать экологически более "чистые" транспортные ашины - вот далеко не полный перечень актуальных задач »временного машиностроения, решение которых требует по овому подходить к проблемам виброакустики структурно-южных систем (рис.1). Совершенствование конструкции во ногом определяется полнотой модельных представлений о инамическом "портрете" исследуемой системы. Практика эказывает, что в ряде случаев существующие модельные подставления, методы и средства экспериментального и зсчетного анализа сложных конструкций, вопросы построения ;екватных динамических моделей машин не удовлетворяют )вым требованиям решения задач системы "человек-машина-зеда" и требуют дальнейшего развития на основе современных (хнологий исследования виброахустических процессов. Таким образом, развитие методологии исследования чброакустических процессов указанных выше объектов, »строение его "динамического портрета", разработка ¡комендаций по снижению шума и вибраций отечественных эшин, в том числе и автомобилей, относятся к важнейшим и ггуальным научно-техническим проблемам современного »шиностроения.

Вместе с тем потребность машиностроения в томатизированных системах научного исследования растет из да в год, что в свою очередь выдвигает в качестве одной из туальных проблем использование самых современных методов счетно-экспериментального исследования колебательных 1намических процессов машин и механизмов, объединенных в ином программном продукте, например, типа комплекса 1-•АБ фирмы БОЯС, установка которого возможна только на бочих станциях.

ЦЕЛЬЮ ИССЛЕДОВАНИЯ является разработка методологии счетно-экспзриментального исследования динамических рактеристик,структурно-сложных механо-акустических систем именительно к объектам новой техники, автомобильным нструкциям и комбайнам, позволяющим на стадии

А

Рис.1 К анализу системы "человек-машина-среда" в условиях повышенной вибрации и шума.

НОйЛЛЬМЫв иСОЫГАнив • ДкАПОСТШЛ ¿ЧНАПи- / 1 иагнтификлин* мм^РОмОмн«!! ШСГДОС'*** У Btt*^•

1 *н{1мвши1 ПАФАГЧНО» »

спиволыг

ааяггмиел

испытшн

ЯОЛЛЛЛЖШ9 шупл

'ТЗГТ

\ ,д лдгуссгша тоногш' /ШШ'иЯЯТЪЮы*

ЛУЬАЧЛ 8<'6Р0Алшлмьа ч*стот и аюм яолцлиии

»едмат*члциЛ нОмГТАунцуу

иСТОчнинОй цмм. и ШУМА ОПМйШни* /ТУГГМ Алспгнхтньехи»

\Оцем*А ¿инл/чшсскиж ъьтяпрыдмя КйГГп " мд иелоагм-опер*го*л

я П0иСГик___

(МяТН *ы»Л нЫШТлшив

ОРЧ жаим* Глцш/

>. оилгиостшл а (гр$ >

******

| н* О**уманэщук1 смйу

I »Ц1ЫЧЛ <и*лмлт*св '»ГлланнО«' \ Фи/*«* д|«о»ти

| пюгшаиэоллш* огмллув *

Рис.2 Классификация вибрационных испытаний

проектирования, доводки и модернизации обектов создать образцы техники с пониженным уровнем шума и вибрации.

Связь темы диссертации с планами отраслей науки и народного хозяйства.

Диссертационная работа выполнена в соответствии с Координационным планом АН России, Постановлениями ГКНТ СССР, планами научно-исследовательских работ Института машиноведения им.А.А.Благонравова АН России, а также договорами о соцсодружестве с рядом организаций и хозяйственными договорами с машиностроительными и автомобильными заводами. *

ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ: ■Выбрать и обосновать наиболее удобную форму математического описания динамичского "портрета" сложной системы "человек- машина-среда". ■Использовать методы системного анализа и методы це^омпозиции сложных систем для декомпозиции задач иследования, динамических моделей и методов их расчетного анализа и декомпозиции системы при экспериментальных исследованиях.

•Провести виброакустическиа исследования объектов автомобильной техники, комбайн^ и судостроительных конструкциях с определением их динамического "портрета" и эазработки методики анализа виброактивных форм колебаний. ■Изучить взаимодействия вибрационных и акустических полей п «абинах грузовых автомобилей и комбайне Дон-1500 и салонах пегковых автомобилей.

■Разработать методики и на их основе комплектацию испытательного оборудования и измерительных средств для проведения модальных и спектральных испытаний сложных :истем "человек-машина-среда". ^ •Показать эффективность предлагаемой технологии исследования виброакустических характеристик сложных систем на примерах автомобильной техники и других объектах.

МЕТОДЫ ИССЛЕДОВАНИЯ:

Принятые в диссертации принципы формализации и математического описания базируются на современных представлениях о физических процессах, происходящих в иашинах под действием рабочих нагрузок и модальных юпытаниях под действием тестовых нагрузок от электродинамических вибраторов и гидродинамических пульсаторов.

Теоретические положения диссертации построены на основе теории моделирования, теории обыкновенных дифференциальных уравнений, методах теории колебаний, сонечного элемента .имитационного моделирования и иногокритериальной оптимизации.

Экспериментальные исследования проведены в стендовых, производственных условиях и на полигонах с использованием ювременной измерительной аппаратуры и специальных

Экспериментальные исследования проведены в стендовых, производственных условиях и на полигонах с использованием современной измерительной аппаратуры и специальных измерительных комплексов фирм "Лродера","8о1аг1гоп" и "I-ОЕАБ", с помощью которого выполнялись также обработки экспериментальной информации.

Точность полученных результатов обусловлена метрологическими возможностями применяемых первичных преобразователей и соответствующих средств аналого-цифрово( обработки сигналов.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА.

В диссертации впервые для решения задач машиноведение систем "человек-машина-среда" разработана и реализована технология исследования виброакустических характеристик, обеспечивающая повышение эффективности экспериментальных и расчетных исследований шума, инфразвука и вибрации машин.

Впервые для виброакустических исследований автомобильных конструкций применена методика модальных испытаний конструкции автомобиля в сборе и его отдельных подсистем, с помощью которой выполнены экспериментальные исследования различных легковых (ЗИЛ-115, ГАЗ-2410, ГАЗ-3105, УАЗ-3160, Мерседес-600, Кадиллак-Флитвуд-75) и грузовых автомобилей (ЗИЛ-130, ЗИЛ-133 ГЯ и ГАЭ-3302 "Газель").

Проведено подробное экспериментальное исследование инфразвука и низкочастотного шума в кабине зерноуборочного комбайна Дон-1500.

Разработаны новые подходы к анализу взаимодействия виброактивных форм колебаний вибрационных и акустических полей в салоне легковых автомобилей и кабинах грузовых автомобилей. Исследован механизм образования виброактивных форм колебания в системах двухкаскадной виброизоляции.

Предложен метод векторной идентификации параметров сложной динамической системы, базирующейся на разработанном в И МАШ многокритериальном подходе к анализу динамических характеристик.

Впервые проанализирована передача вибрации на человека-оператора в кабине автомобиля при модальных, имитационных стендовых и полигонных испытаниях.

Научно обоснованы принципы проектирования конструкциу автомобиля, как сложной пространственной динамической системы, обеспечивающие снижение его вибронагруженности и улучшению условий труда человека-оператора по критериям вибрации, шума и инфразвука на рабочем месте.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ состоит в реализации разработанной методологии исследованш виброакустических характеристи реальных объектов, определения их "динамического портрега" и использовании результатов исследования при доводке головных образцов

автомобильной техники ПО ЗИЛ, АО "ГАЗ" и ПО "УАЗ", комбайна "Дон-1500" завода Ростсельмаш.

Совокупность выполненных исследований и теоретических обобщений позволило решить ряд практических задач по снижению вибронагруженности исследованных конструкций и улучшению условий труда человека-оператора по уровню вибрации, инфразвуку и низкочастотному шуму.

ПРАКТИЧЕСКАЯ РЕАЛИЗАЦИЯ. Разработанная технология исследования виброакустических характеристик в настоящее время полностью внедрена на ПО "ГАЗ" при доводке автомобиля ГАЗ-ЗЮ5 и "ГазельТАЗ-3302 , при этом подготовка специалистов завода ведется через аспирантуру ИМАШ.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ.

Основные результаты работы докладывались на ряде зсесоюзных и международных съездов и конференций по теории иашин, механике, шуму и вибрации на транспорте, а также на эяде научных семинаров и научно-технических советов предприятий автомобильной промышленности, в числе которых следующие: Всесоюзное совещание по проблемам рассеяния энергии при колебании механических систем, Киев,1966г; на V Зсесоюзном съезде по теории машин и механизмов, "ухуми,1967г; на 111 и IV конференции по балансировочному )борудованию, Одесса 1967г, Москва 1968г.; на XIII, XVIII и XXIII Зсесоюзной летней школе ученых-механиков Даугавпилс,1983; Суйбышев 1989; Зеленогорск 1995г., Всесоюзной конференции ю вибрационной технике, Тбилиси,1978; Телави,1984; Собулетти,1987; на l,II,111,IV Всесоюзных симпозиумах по влиянию ¡ибрации на человека и проблемам виброзащиты, Москва 1972, 1974,1977,1982г., на Всесоюзной конференции "Декомпозиция и :оординация в сложных системах", Челябинск,1986г.; на 5сесоюзной конференции "Теория, методология и практика :истемных исследований", Москва, 1984г; на III Международной иколе по автоматизации научных исследований (г.Пущино на )ке, 1987г.); на Советско-Шведском симпозиуме по теории олебаний и ее приложении ( Москва ИМАШ, 1991г.); на II, IV и VI ¡сесоюзном совещании "Динамика и прочность автомобиля, Лосква 1984,1988,1992г.; на научно-технической конференции Внешний и внутренний шум автомототехники", Дмитров 1993г.; а VI Международной конференции ТИМ, Прага, 1991 г.; на юждународной конференции по борьбе с шумом и вибрацией NOISE 93", Санкт-Петербург,1993г.; на II Международном импозиуме по динамике виброударных систем, Москва 1995г.; а акже на ряде научных семинаров Института машиноведения, 1АТИ (Москва), ГПИ(Нижний Новгород), на научно-технических оветах УКЭР ЗИЛ(Москва), АО "ГАЗ"(Нижний Новгород), АО УАЗ /льяновск), АО "Ростсельмаш"(Ростов на Дону) и других рганизаций.

ПУБЛИКАЦИИ. .

. По результатам диссертационной работы опубликовано 43 печатных работы, приведенных в конце диссертационного

доклада,- ■ . ; .

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ. Проблема взаимодействия человека-оператора с машиной в условиях повышенного уровня вибрации, шума и инфразвука впервые была поставлена в отделе биомеханики систем "человек-машина-среда" Института машиноведения в 70-е годы академиком К.В.Фроловым [48,50] (рис.1).

Представленное диссертантом исследование базируется на фундаментальных теоретических исследованиях в области динамики и виброакустики машин и сложных систем, выполненных И.И.Артоболевским [44], Э.Л.Айралетовым,

B.Л.Бидерманом, В.В.Болотиным, Ю.И.Бобровницким, Р.Ф.Ганиевым, М.Д.Генкиным, Ф.М.Диментбергом [49], —-М.З.Коловским, В.О.Кононенко.Я.Г.Пановко, Р.Б.Статниковым

[59], Г.В.Тархановым, К.Т.Шаталовым [49], К.8.Фроловым [61]и зарубежными исследователями: Р.Бишопом [62], Дж.П.Ден-Гартогом, С.Кренделом, Г.Кроном [52], Е.Скучиком [58], Р.Сноудоном и др.

Концепция автоматизации научных исследований заложена в работах И.И.Артоболе8Ского, Н.Г.Бруевича и развита

C.А.Добрыниным. Концепция предусматривает максимальное использование ЭВМ на всех стадиях исследования динамических характеристик систем "человек-машина-среда" от сбора экспериментальной информации по построению математической модели адекватной изучаемому объекту.

В области исследования виброакустики автомобильных конструкций необходимо выделить прежде всего работы Н.Ф.Бочарова [53], В.П.Жигарева, Б.Н.Нюнина и В.Е.Тольского

[60], которые внесли большой вклад в анализ колебаний автомобильной конструкции как сложной механо-акустической системы.

" -Раздел 1. РАЗРАБОТКА ТЕХНОЛОГИИ РАСЧЕТНО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ СТРУКТУРНО-СЛОЖНЫХ СИСТЕМ. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ.

Технология расчетно-экспериментального исследования структурно-сложных систем "человек-машина-среда" базируется на фундаментальных понятиях системного анализа, включающего в себя:

-построение множества динамических моделей, каждая из которых пригодна для изучения определенного класса вопросов динамики конструкций; -анализ иерархической структурной сложности с использованием теории графов и комбинаторной топологии,

-аналитическук>процедуру матричного конечно-элементного анализа конструкций;

-методы экспериментального исследования с выделением и анализом виброактивных форм колебаний;

-векторную идентификацию существенных переменных и их взаимосвязи с учетом внутренней динамики системы и построение адекватных динамических моделей; . -многокритериальной оптимизации конечноэлементных моделей;

-методы. управления параметрами реального объекта при доводке головных образцов изучаемых систем.' Реализуя методы системного анализа при разработке технологии исследования диссертант считает, что для каждой конкретной задачи это является искусством в том смысле, что приходится действовать в пределах "возможного".

Рассматривая математическую формулировку той или иной задачи, построение динамической модели, исследователь должен полностью представлять себе те внутренние и внешние факторы, которые могут ограничить выбор стратегии расчетно-экспериментального исследования конструкции. Внешн^ш ограничения, налагаемые на технологию исследования, свтаны с наличием и возможностями ЭВМ и программных комплексов для расчетного исследования и имитационного моделирования, с наличием современной аппаратуры для экспериментального исследования, с бюджетом времени и кадровыми ресурсами и т.д. Внутренние ограничения, налагаемые структурой самой исследуемой конструкции, возникают вследствии определенной ограниченности возможности измерять характеристики состояния системы при экспериментальном исследовании, ограниченности выделения и анализа виброактивных форм колебаний конструкции.

При проведении имитационных расчетных исследований диссертантом использовались в основном два подхода, широко известные в современной литературе по исследованию динамики сложных систем и конструкций. Заметим, что эти подходы являюся весьма общими и используются на только для механических систем, но и сложных систем из других областей техники: экономики, биологии, электроэнергетики и т.д.

Первый подход базируется на идеях Г.Крона и получил название диакоптики. Второй подход , развитый первоначально для объектов аэрокосмической техники получил название метода синтеза форм колебаний и связан прежде всего с именем Харти.

ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ТОПОЛОГИЧЕСКИХ МЕТОДОВ ПРИ РАСЧЕТНОМ АНАЛИЗЕ СЛОЖНЫХ ДИНАМИЧЕСКИХ СИСТЕМ. Впервые такие методы анализа сложны^ систем, получившие название диакоптика, на базе апе^рических систем были развиты Г.Кроном в 50-тые годы. Для механических конструкций развитие метода Крона представлено в работах диссертанта и его соавторов [18,20,21,22]. Методы расчета в матричной форме были реализованы на ЭВМ [14,20].

Действительная континуапьная механическая конструкция или система заменяется динамической расчетной моделью с конечным числом степеней свободы, отражающей наиболее существенные особенности натуры в определенном диапазоне

частот. Пути дискретизации, т.е. упрощения действительной континуальной системы, разнообразны и многочисленны. Мы используем метод сосредоточенных масс, который дает возможность быстро и просто получить результат в тех случаях, когда требуется определить ограниченное число частот и форм собствейных колебаний, а также провести расчет вынужденных колебаний в низкочастотной области.

Замена континуальной механической конструкции системой сосредоточенных масс и упругих элементов является процессом, в известной мере, произвольным. Этот процесс состоит в разбиении конструкции на жесткие элементы типа пространственных тел или сосредоточеных масс, соединенными упругими безинерционными элементами типа стержня или . виброизолятора или упруго-инерционными элементами типа балки [10,11].

Отметим два этапа исследования больших динамических моделей структурно-сложных систем:

а), формулировка задачи и составление динамической

матрицы элементов, подсистем и матриц связи, или

система в целом (для относительно несложных систем),

б) решение и анализ результатов.

На первом этапе роль топологических методов состоит в использовании линейных п-полюсных графов применительно к упругим механическим системам, а также специальных матриц инциденции для описания способа и последовательности соединения отдельных ветвей линейного графа (рис.Зб), соответствующего динамической модели. Здесь имеется почти полная аналогия с методом конечного элемента, нашедшего широкое применение в механике [18,20]. Набор ветвей (конечных элементов) рассматривается как обобщенная цепь, а любое их соединение в структуру (конструкцию) - как проекци. обобщенной цепи в частной системе координат.

На втором этапе, наряду с применением обычных методов для анализа динамической матрицы сложной системы, особенно широко развитых в МКЭ, целесообразно в ряде случаев применять метод анализа по подсистемам - метод диакоптики, разработанный Г.Кроном{52].

Суть метода диакоптики состоит в том, что модель систем! аналитически расчленяется на независимые подсистемы и связывающую их цепь пересечений. Результаты расчета сравнительно небольших подсистем используются в качестве воздействий для цепи пересечений. Поскольку для цепи пересечений отклики подсистем служат воздействиями, то она рассматривается как двойственная по отношению к подсистемак В сумме результаты расчета подсистем и обратной реакции на подсистемы составляют полное решение системы как единого целого.

Рассмотрим применение иерархического построения анализа сложных динамических систем в низкочастотной облает 1211.

-V

I

I-?-

т ^ ^ ^

-о-о-

I I

-о-о

з;

/ГоЗсастема 2

/

/¡едсцстсма. f

Рис.3 Динамические модели судостроительной конструкции

а) динамическая модель энергетического блока.

б) к анализу системы методом диакоптики.

в) к.анализу систем методом синтеза форм колебаний.

При исследовании виброизоляции некоторого класса реальных рамных конструкций и некоторых типов машин, установленных на общих фундаментных рамах (например, генераторов турбин, насосов, кабин колесных машин и т.д.) в области спектра низких частот в [22] разработана методика построения динамических моделей. Предполагается, что действительная континуальная механическая система может быть заменена динамической расчетной моделью, отражающей наиболее существенные особеннсти натуры в определенном ограниченном диапазоне частот. Динамическая модель является системой с конечным числом степеней свободы. Пути дискретизации, т.е. упрощения действительной континуальной системы, разнообразны и многочисленны.

В данном разделе использован метод сосредоточенных масс и твердых тел, который дает возможность быстро и просто получить результат в тех случаях, когда требуется определить ограниченное число частот и форм собственных колебаний, а также провести расчет вынужденных колебаний в низкочастотной области.

Механическая модель представляется в виде пространственной системы твердых тел, соединенных между собой упругими связями типа балочных элементов и связанных с фундаментом элементами типа виброизоляторов.(рис.З).

Замена континуальной механической конструкции системой твердых тел и упругих элементов является процессом в известной мере произвольным. Осуществляя этот процесс, следует учитывать особенности рассматриваемой механической конструкции.

Алгоритм расчета вынужденных колебаний сложных конструкций, динамическая модель которых представляет пространственную систему твердых тел и точечных масс, соединенных между собой упругими безинерционными элементами,представлен в [18], причем эффективным методом является метод расчлек-зния, который позволил перейти от исследования системы высокого порядка к исследованию подсистем более низкого порядка( рис. 36).

Алгоритм для систем с демпфированием реализован в виде программ для ЭВМ [22] и явился на определенном этапе развития технологии исследования сложных систем удобным средством для анализа и расчета реальных объектов судостроительной техники в низкочастотной области.

МКЭ И ЕГО МОДИФИКАЦИИ [46,51,65].

При исследовании колебаний структурно-сложных конструкций стоит задача нахождения распределения перемещения при заданных нагрузках в настоящее время успешно решается с применением метода конечных элементов.

Метод конечного элемента (МКЭ) является аналитической процедурой, интенсивная разработка которой ведется в течение сравнительно короткого промежутка времени. Начиная с 1955г., метод распространяется с второстепенных областей на наиболее перспективные численные исследования задач математической

физики. Подробный обзор, касающийся истории развития метода, опубликован Дж.Аргиросом для сложных конструкций; О.К.Зенкевичем,К.Бате и Е.Вилсоном для прикладных задач.

Как только были получены соотношения для исследования статического поведения линейно-упругого материала, внимание специалистов было переключено на такие аспекты, как динамическое поведение { в частности решение задач колебаний больших и структурно сложных систем), а также геометрической и физической нелинейности. Интересные вопросы возникают при конечно-элементном представлении динамических моделей механо-акустических систем, когда анализируются физические процессы при взаимодействии упругой конструкции с внутренними полями, например, акустическим полем внутри кабины колесной машины.

Наряду с созданием и развитием самого метода большое значение имеет программное обеспечение вычислительными программами, как универсальными "общего назначения", так и программными комплексами, удобными для решения задач колебания конструкции определенного класса. 4

Несмотря на то, что метод конечного элемента имеет существенные преимущества при численном анализе сложных механических систем, его нельзя рассматривать как последнее слово в численном анализе в том виде, в котором он существует в настоящее время. Он является одной из многочисленных ступеней развития средств численного исследования сложных пространственных конструкций.

В диссертации МКЭ и его модификации для решения задач колебаний пространственных конструкций нашли широкое применение для расчетного анализа различных объектов.

В Имаш при участии диссертанта создан и успешно эксплуатировался в течении ряда лет программный комплекс для расчета колебаний сложных пространственных конструкций в области низших форм колебаний [22].

Для виброакустических исследований автомобиля ЗИЛ-133 ГЯ успешно применялся пакет программ на базе конечно-элементного комплекса TPS-10 и пакета синтеза форм колебаний, разработанным сотрудником лаборатории С.Б.Макаровым [25].

Для расчетного исследования отдельных элементов и подсистем автомобилей семейства ГАЗ использован конечно-элементный комплекс GIFTS и ИСПА. Для анализа систем цвухкаскадной виброизоляции автомобиля УАЗ-Э160 «энечно-элементный комплекс l-DEAS "Master Series".

МЕТОД СИНТЕЗА ФОРМ КОЛЕБАНИЙ.

Для больших иерархических систем и конструкций в :татике с успехом используется метод суперэлементов. Для динамических задач с успехом на определенном этапе применялись методы механического импеданса: метод динамической податливости, метод динамической жесткости и

др. Такие методы позволяют представить динамический импеданс сложной системы с сосредоточенными параметрами в

виде комбинации импедансов подсистем. В этом случае собственные частоты конструкции в целом определяются из условия равенства нулю импеданса всей системы. К сожалению метод импедансов приводит к задаче нахождения корней полиномов высокого порядка [62].

С точки зрения сокращения времени счета и прозрачности анализа динамических свойств сложной динамической системы в настоящее время найден путь решения задачи о внутренних связях, нэ опирающийся на импедансный подход. У.Харти предложил метод расчленения [66], согласно которому формы колебаний иерархической конструкции выражаются-- -через обобщенные координаты, которые определяются конечным числом форм колебаний для перемещений каждой подсистемы конструкции.

Этот метод является развитием метода конечного элемента на иерархические структуры для решения больших практических задач и использует универсальную инженерную технологию численного решения динамических задач.

Метод синтеза форм колебаний, первоначально развитый в трудах У.Харти, Р.Крейга, ВЛ.Вейца, А.Е.Кочуры и других в настоящее время является составной частью наиболее современных комплексов , таких как I-DEAS (подсистема System Dinamics). •

В методе синтеза форм колебаний обобщенные координаты являются ее нормальные координаты, т.е. собственные тона колебаний, определенные при граничных условиях, приближенно отражающих реальное функционирование подструктуры в составе всей структуры, что позволяет получать _ компактные расчетные динамические модели для машиностроительных конструкций с достаточно однородными механическими свойствами и малым демпфированием.

К факторам, ограычивающим применение метода синтеза форм колебаний относится:

-трудность обеспечения точности вблизи мест соединения подструктур из-за приближенного задания граничных условий при определении их модальных характеристик; -сложность расчета конструкции с большим и сосредоточенным демпфированием; -проблематичность анализа иерархическихсистем с локальными нелинейностями.

Некоторые аспекты метода синтеза форм колебаний рассмотрены в работах диссертанта [24,25] (рис.Зв). Дальнейшее развитие метода на основе модульно-иерархического подхода проведено в работах С.Б.Макарова, сотрудника ИМАШ и реализовг/но при расчетных исследованиях динамической модели автомобиля ЗИЛ-133 ГЯ [25 ].

ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОГО ОПИСАНИЯ "ДИНАМИЧЕСКОГО ПОРТРЕТА". ОСНОВНЫЕ СООТНОШЕНИЯ. В работе при описании "динамического портрета* системы использованы три типа динамических моделей (рис. 4 ): -динамические модели в физических координатах; -динамические модели в модальных координатах; -динамические модели в передаточных функциях. Для удобства дальнейшего изложения материала диссертации ниже выписаны основные соотйошения для линейных систем. Для описания уравнения движения дискретизированной конструкции в физических координатах перемещения (я} используется общепринятое уравнение колебаний в традиционных обозначениях матриц инерции, демпфирования и жесткости в виде:

[М]{$ЖСШ)+[*]{?} = №)} (1)

В частотной области соотношение импедансных характеристик вход-выход через передаточные функции [Н(о)] принимаем в виде

[СЗМИНЫШо»)} {2)

где

[Н(ео)]=[-о1 [М]+1о» [С1+К1-* . (3)

С5(ю ^преобразование Фурье (<{.].

В терминах модальных параметров уравнение (2) преобразуется к виду

{х(а))=[н(а)нр(©)} (4)

{Х^Ж^НСНо)}; (5)

где Х(са)-преобразование Фурье для модальной координаты, { Р(с»)>=[*Рт]{Р(с»)}; (6)

[Н(о)]=

\

т,(о? -тг)

\

+ !ш[Ч'Т}С]{Ч']

(7)

Для частного случая пропорционального вязкого демпфирования матрица модального демпфирования становится циагональной:

Г\

[Т'НСИ ¥ ]=2

(8)

•де£г-коэффициент вязкого демпфирования г-ой формы. Заметим, что матрица модального демпфирования становится диагональной также для эквивалентного демпфирования, когда

[С]=р[К]+г.1М1

(9)

и

\

с "11Ч+ Р X

\

и в случав гистврвзисного демпфирования ¡[С,]^) [С,]= Р{К]+у[М]

тогда

Л, -Р+-

(11) (12)

При анализе полей напряжения в конструкции использование модальных характеристик, полученных расчетным или экспериментальным путем также используется принцип наложения, когда суммарное напряженное состояние, определяемое пермещениями {X}, соответствующими каждой нормальной форме колебаний в каждой узловой точке конструкции выражается в виде:

° = {Ь}Т{Х},

где Ь -являются постоянными, представляющими напряжение в узле, обусловленные единичным пермещением в (-ой форме нормального колебания

Выражение для амплитудно-частотной характеристики динамической податливости а используется в виде

м(К,-ш т,)+гп,К(

(13)

Если собственные вектора исследуемого тона колебаний

пронормированы массой

т.

= Ч'ТМЧ\

\

(14)

то получается

Ф,=(т,)'п% (15)

гдв,Ал- характеризует степень виброактивно'сти тона колебаний.

При описании сложной динамической модели в частотной области и представлении ее через передаточную функцию используются также модальные параметры Я, ,ок и >„ сложной

системы I

< (,7)

здесь Я,, -вычеты, определяющие соответствующую моду колебаний Ч*„ а, -затухание г-ой формы.

Полученные основные соотношения для описания сложной динамической системы в физических координатах, передаточных функциях и модальных координатах и их взаимосвязь при расчетно-экспериментальных исследованиях представлена на рис. 4 для полных, редуцированных и неполных динамических систем.

Для полных моделей системы с п-степенями свободы предполагается, что все инерционные, жесткостные и демпфирующие свойства физической модели известны и поэтому возможно определить собственные - характеристики и передаточные функции. Этот подход используется при теоретическом анализе. Однако, уже при анализе экспериментальных моделей сталкиваемся с трудностями измерения колебаний по отдельным координатам и измерению некоторых форм колебаний.

Редуцированные модели системы имеют размерность матриц физической модели кхк. Из полной модели редуцированная получается при помощи процедуры редукции, например по Гайяну [63]. Однако, в этом случае матрицы инерции и жесткости теряют связь с исходными физическими характеристиками системы.

Неполные динамические модели получаются, как правило, из анализа экспериментальных данных сложных систем путем ограничения как по измеряемым координатам, так и по анализируемым формам колебаний. Построение такой модели возможно при использовании количественных данных модального эксперимента и качественных осзобенностей системы, полученных иммитационным путем на расчетных моделях.

Полученная таким образом полезная неполная модель позволяет описать результаты выполненных теоретических и экспериментальныхз работ и дает возможность оценивать результаты модификации системы при изменившихся условиях погружения, условиях опирания конструкции и изменении инерционных и жесткостных параметров.

Такие модели широко использовались в работе при зазработке рекомендаций по улучшению виброакустических

Тип модели

Передаточные характеристики

Модальные параметры

Физические параметры

Полная модель

Редуцированная модель

Неполная модель

Неполная экспериментальная модель

оз

Рис. 4 Различные типы динамических моделей сложных систем.

характеристик, анализируемых сложных систем человек-машина-среда I

МЕХАНОАКУСТИЧЕСКИЕ СИСТЕМЫ.

МКЭ эффективно используется для решения задач внутренней акустики, притом он базируется на уравнении Гельмгольца - классического представления линейной акустики, в которой вязкие и конвективные члены пренебрежимы, а также пренебрегаются эффекты весомости и нерегулярности течения

т

Приближенное решение уравнения Гельмгольца с использованием ансамбля трехмерных или четырехмерных конечных элементов при упругих внешних границах и стандартной процедурой МКЭ[65] приводит у уравнениям вида:

[К. -со'М, +('мО.]{р} = -кар[8]т{у} (19)

здесь К,,М,,0, -матрицы акустической жесткости, инерции и демпфирования, а {р}- матрица-столбец узловых давлений сложного объема.

Уравнения для механо-акустической системы, одной из подсистем которой является акустический объем, а другой подсистемой - механическая конструкция, получаются при анализе взаимодействия конструкции со средой через акустические силы

[К - ш 3М + коС]{я}+[в]{р} = Р(ш)

[К, -ш'М, +1шО.]{р}-<оУ[8]т{Я} = 0

Задача о собственных колебаниях мбхано-акустической системы сводится к решению уравнения (20) без демпфирующих членов и внешних сил

Тк -в' ' М 0"

[о к, -о2 .рБ1 М, 1р)

Система (21) является несимметричной, однако в

программном комплексе I-DEAS предложен ряд способов сведения уравнения к симметричному виду, что позволит использовать стандартные процедуры расчета собственных частот.

При анализе инфразвука в диапазоне до 30гц уравнения (20) упрощаются, т.к. можно пренебречь резонансными свойствами акустического объема.

Соотношения (20) широко использованы в работе при анализе результатов экспериментальных исследований взаимодействия вибрационного и акустического полей транспортных средств и комбайна Дон-1500.

Упрощенные соотношения (23), приведенные ниже, использованы при анализе инфразвука в этих же объектах^ -

ОБОСНОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ ОБЪЕКТА.

МЕТОД ВЕКТОРНОЙ ИДЕНТИФИКАЦИИ.

Математические модели , построенные на базе МКЭ и описывающие колебания и шум реальных объектов-машин, механизмов, автомобиля достаточно сложны и имеют большое число степеней свободы, достигающие сотен и тысяч даже для описания поведения системы в ограниченном частотном диапазоне. • Оценка адекватости этих моделей экспериментального исследования его динамического портрета может быть определена только с учетом многих, зачастую противоречивых критериев. Попытки установить адекватность по одному критерию, оказываются несостоятельными.

Постановка и решение задачи идентификации , позволяющая учитывать рад критериев близости между натурным экспериментом и расчетной моделью и таким образом корректно оценить адекватность модели реальному объекту выполнена в работах диссертанта и его соавторов [26,29,30,33,34].

Разработанный метод векторной идентификации базируется на коне'.но-элементных моделях, методах и алгоритмах расчетного и экспериментального исследования модальных характеристик, понятии виброактивных форм колебания сложных систем, принципах декомпозиции и методе исследования пространства параметров, разработанным в ИМАШ Р.Б.Статниковым[59].

Несоответствие расчетной и экспериментальной модели связано с наличием ошибок и неточностей как при расчетном, так и при экспериментальном исследовании сложной системы.

Схема алгоритма векторной идентификации представлены на рис. 5.

Для моделей большой размерности содержательность задачи восстановления их параметров определяется не только моделью, но и тем, какие критерии адекватности учитываем при проведении процесса идентификации, т.е. степенью полноты вектора критериев.

Для реального объекта в широком частотном диапазоне, как правило, не удается построить одну модель, хорошо

Исхоямъ>» данные

Анализ «лриор-ной имфор»». ими о систем*

Граямиы измен«ни* параметре«

--1-

Экспериментальная информации

Генератор ЛЯ,- Выбор

лоследо0«гельиос<м пробной гочки

МКЭ ач* анализа колебаний структурно-

СЛ0ЖКОЙ £|<«1»ММ

Расчет Пробной т

__I.

-Л-

| Соетгвпани» таблиц нспыпний

Бибор критериальных

ОГ{МИИ\"СНМ<|

_гг_г

v4

Со»ег

стТеимапиетов

-1-

Проверка непусгош множеств» допустимых точек О

В».бор долусгимых точек

ч-----

Определение порето-оггтммгиных моаежй

3

Аизпйэ маазиааекаатиык Сом г

моделей специалисте*

Возможно« уяу«ш«н** х%«и»аек»«тиой модели поогвглъмым критериям меаяжи

I этап

Ш >тгп

О -О

Рис.5 Схема алгоритма векторной идентификации.

описывающую реальные процессы и сравнительно простую для анализа. Возникает необходимость в построении банка моделей, т.е. иерархический ряд моделей, каждая для определенного частотного диапазона и решения конкретных задач. Решением задачи векторной идентификации в каждом случае определяется область 0п, в которой уточняются параметры идентифицируемой модели.

В практике векторной идентификации, использованной в работе, экспериментальное исследование конструкции проводилось с использованием многоточечного возбуждения, описанного в разделе2. Полная информация о системе, необходимая и достаточная для идентификации ее параметров, содержится в данных о формах и частотах собственных колебаний, коэффициентах демпфирования и обобщенных массах для каждого тона колебаний.

Очевидно, что степень детализации сложной реальной конструкции зависит от характера исследовательских задач и исследуемого частотного диапазона. Поскольку реальная распределенная конструкция характеризуется бесконечным набором собственных частот и форм колебаний, то выбор экспериментальной динамической модели, а .следовательно, и схема расстановки датчиков на конструкции и точек возбуждения должен быть согласован с топологией расчетной динамической модели, для которой в дальнейшем будет решаться задача векторной идентификации параметров.

Опыт использования метода векторной идентификации показал, что полученная возможность неформального анализа банка динамических расчетных моделей позволяет:

-определить и многократно скорректировать границы параллепипеда пространства параметров принятой топологической модели системы; " —-определить "сферу действия" выбранной топологической модели;

-при наличии иер рхии моделей определить их достоинства, установить, что дает усложнение модели, целесообразность ее применения, точность, полноту и достоверность полученных результатов; -на основании установления адекватности модели сформулировать границы вариации параметров и обосновать список критериев качества для последующего решения задачи многокритериальной оптимизации.

ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ МЕТОДОВ МОДИФИКАЦИИ И ОПТИМИЗАЦИИ СТРУКТУРНО-СЛОЖНЫХ СИСТЕМ.

Теория оптимального проектирования получила I настоящее время значительное развитие в связи с решение» важных задач, стоящих перед машиностроением: снижена материалоемкости, улучшение, характеристик надежности I улучшение эргономических характеристик "человек-машина

среда". Однако применение традиционных методов теории оптимального проектирования таких как линейного и нелинейного программирования для решения задач оптимизации структурно-сложных систем, подобных рассматриваемым в диссертации часто неэффективно и вовсе невозможно из-за сложности системы, из-за неполной информации о исходных экспериментальных данных для этапа доводки головного образца.

Безусловно все реальные задачи оптимизации являются многокритериальными. Поэтому логично в идеологическом плане при разработке рекомендаций по улучшению и доводке головных, образцов постоянно помнить о противоречивости предлагаемых решений модификации системы.

Успехи в области конечно-элементного анализа конструкции и резкое повышение быстродействия ПЭВМ обеспечили возможность использования метода исследования пространства параметров, уже упоминавшегося выше, для решения многих задач при выборе оптимальных параметров машин[59].

Ряд задач в области снижения вибронагруженности конструкции автомобилей этим методом решен и в диссертационной работе[26].

Однако при разработке рекомендаций по конкретным конструкциям больше использовался метод чувствительности к изменению параметров динамической модели. Обычно это было связано с ограниченностью времени разработки рекомендаций и имеющимся в используемых программных комплексах программ модификации конструкций.

УПРАВЛЕНИЕ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИМИ ХАРАКТЕРИСТИКАМИ СИСТЕМ "ЧЕЛОВЕК-МАШИНА-СРЕДА".

При создании и доводке структурно-сложных механоакустических систем "человек-машина-среда"приходится решать целый комплекс задач управления виброакустическими характеристиками таких систем по эргономическим критериям (шум, инфразвук, вибрация) на рабочем месте человека-оператора и по критериям надежности (вибрация).

Постановка задачи управления виброакустическими характеристиками сложных систем "человек-машина-среда" тесно связано с разработкой рекомендаций по улучшению условий труда человека-оператора, являющегося составной частью этой системы, если под средой понимать этот акустический объем, в котором находится оператор, например, кабина транспортного средства, салон автомобиля, автобуса и т.д.

Управление динамическими характеристиками сложных систем начинается с изучения источников вибрации, динамического портрета системы и возможных пассивных и

активных методов минимизации амплитут воздействия в заданных частотных диапазонах.

Безусловно прежде всего надо стремится обеспечить минимальный уровень возбуждения, т.е. минимизировать амплитуду сил или кинематического возбуждения.

Это достигается путем балансировки вращающихся элементов, уменьшением выходного шума, сглаживанием турбулентности аэродинамического потока обтекания и т. д. Однако всегда имеют место ограничения на возможность уменьшения факторов возбуждения конструкции. Именно тогда встает вопрос о возможном снижении уровня вибрации и шума с помощью, методов управления динамическими свойствами сложной системы.

Критерии, по которым определяется качество виброакустических характеристик, связаны с эргономическими требованиями по шуму и вибрации и требованиями по надежности и безопасности. Они в свою очередь определяются соответствующими ГОСТами, медико-санитарными

требованиями, нормативными актами и т. д.

Общая схема взаимосвязи динамических свойств механоакустической системы с расчетно-экспериментальными методами определения динамического портрета ее, с экспериментальными методами изучения источников вибрации, ^критериями качества по шуму и вибрации и .наконец, с методами управления динамическими свойствами, с методами активного управления динамическими силами между отдельными подсистемами представлена на рис.6.

Здесь определяющее значение имеет "динамический портрет" системы. Знание и анализ динамического портрета позволяет обоснованно рекомендовать эффективные методы пассивного и активного управления динамическими характеристиками в зависимости от исследуемого частотного диапазона и требуемых критериев по вибрации, шуму и инфразвуку на рабочем месте человека-оператора и по вибрации отдельных наиболее нагруженных точек конструкции.

Представленные ниже подходы к управлению уровня вибрации и шума механо-акустических систем базируется на: -экспериментальной оценке возбуждающих сил и выходного шума, действующего на систему; -на понятии взаимодействия глобальных и локальных форм колебаний и выделении из анализа динамического портрета виброактивных форм колебаний системы в целом; -на методах декомпозиции сложной системы; -на многокритериальном подходе при разработке рекомендаций по улучшению виброакустических свойств.

Безусловно наиболее эффективно снижать уровень сил или уровень шума в источнике. Однако всегда имеет место ограничения на возможность такого управления вибрацией. Поэтому рассмотрим группу пассивных и активных методов управления динамическими свойствами и динамическими

/

/

/

Рис. .6. Методы и средства управления динамическими характеристиками объекта.

силами, используемых в настоящее время при разработке рекомендаций по улучшению виброакустических свойств системы.

Заметим, что использование различных методов зависит от следующих факторов:-

-от характера источника возбуждения системы; -от точек приложения возбуждающих сил; -от исследуемого частотного диапазона; -от типа пути передачи шума и вибрации в системе; •от характера виброактивной формы колебания; -от принятых критериев качества системы. Виброактипная форма колебаний г-того тона сложной системы через модальные параметры записывается в виде ~

т[х,+с,х(+М1+1л)х, (22)

Критерием виброакгивности формы является относительная

величина обобщенной массы т,где М-полная масса

м

системы. Как_правило виброактивной считается форма, для которой 0.05<т,<1/0, причем величина т, существенно зависит от частотного диапазона и номера исследуемой формы колебания . При колебании системы по формам твердого тела этот параметр близок к 1; на упругих формах колебаний параметр шг<0!5. Безусловно параметр т, определяет внутренние динамические свойства системы вблизи исследуемой частоты и может быть определен также через значения кинетической или потенциальной энергии исследуемого тона колебаний.

Однако проявление виброактивного тона при вынужденных колебаниях также зависит от степени ортогональности приложенных сил Я и формы колебания Ч',, т.е. величины ^.

При экспериментальных исследованиях критерием виброактивности системы является пиковый характер распределения уровня вибрации на АЧХ в характерных точках системы, особенно четко выраженные максимумы в точках возбуждения, т.к. в этом случае одновременно работают оба фактора , рассмотренные выше: виброактивность тона колебаний и ортогональность нагрузки к форме колебаний.

Анализ фазовых соотношений между силой возбуждения и реакцией в исследуемой точке также является критерием виброактивности тона колебаний. На "чистых" тонах фазовый угол близок к -90°. Очень удобно анапировать виброактивные формы колебаний с помощью диаграммы Найквиста. Так наличие в системе близких виброактивных форм проявляется в появлении группы петлеобразных характеристик в ограниченном частотном диапазоне.

Диаграмма Найквиста весьма удобна для анализа взаимодействия локального тона отдельных элементов и виброактивного тона всей системы.

Отметим следующие особенности анализа виброакивных форм колебания механо-акустических систем, установленные на примере исследования салона легкового автомобиля [38^40,42]:

а) В низкочастотном диапазоне 0-40гц нет резонансных свойств акустического объема салона и виброактивные формы колебания определяются резонансными свойствами механической подсистемы. / Система уравнений (20) упрощается и принимает вид:

[ К-сгМ+!шС]{д}+[8]{р}={Р} 1 у

[К.]{р}-сэгр[8]т{д}=0 ] (23)

б) В среднечастотном диапазоне 40-200гц, где существенно взаимодействие акустических и вибрационных форм, работает полная система уравнений (20) и виброактивные формы колебания всей системы определяются через взаимодействие механической и акустической подсистем.

в) В более высокочастотном диапазоне ^200гц не удается выделить виброактивные формы колебаний всей системы в целом и поэтому оценку виброакустических свойств всей системы удобно вести по механическим и акустическим передаточным характеристикам, а также используя анализ потоков энергии на основании методов ийтенсимметрии. Однако описание динамиккотдельных подсистем также удобно продолжить по модальным характеристикам элементов конструкции по анализу локальных форм колебаний.

УПРАВЛЕНИЕ ПАРАМЕТРАМИ ВИБРОАКТИВНОЙ ФОРМЫ КОЛЕБАНИЙ.

При хорошо разделяющихся частотах управление виброактивной формой колебания идентично управлению колебаниями системы с одной степенью свободы. Уравнения для ¡-ой формы колебания записываются в виде

т,х, + с,*, +К,х4 = ^ое^ = ^е", где демпфирование принято как эквивалентное вязкое. Амплитуды реакции х, на различных частотах при гармоническом

возбуждении относительно собственной частоты Юр,=

представлена в таблице1

Табл.1

частота о «а* »Юр,

амплитуда реакции «л ■ к, <а2т

Очевидно, что на низких.частотах «о,, управление

реакцией системы проводится путем изменения модальной жесткости на высоких частотах путем изменения массы ш,, а на собственной частоте анализируемого тона колебаний путем изменения эквивалентного модального демпфирования Л,.

При возбуждении системы случайной силой со спектральной плотностью 8,(01) относительно собственной

частоты системы и значением среднего квадрата >, среднеквадратичное значение смещения , скорости ^ и ускорения ^ получаются отличными от случая гармонического возбуждения и представлены в табл.2

Заметим, что при случайном возбуждении среднеквадратичное значение перемещения не зависит от массы, а среднеквадратичное значение скорости не зависит от жесткости. Обе величины обратно пропорциональны корню квадратному из демпфирования. Среднеквадратичное значение ускорения также обратнопропорционально демпфированию, если величина демпфирования мала. Значение ускорения обратно пропорционально массе тона колебаний.

В практике реализации представленной технологии на конкретных объектах и разработке рекомендаций по улучшению виброакустических характеристик использованы следующие методы управления, каждый из которых имеет свою оптимальную сферу применения и каждый базируется на компьютерной технологии оценки воздействия на систему взаимодействующих виброактивных форм колебания: -структурное конструирование; -многокаскадная виброизоляция; - локализованное включение вспомогательной динамической системы типа динамического гасителя с

• демпфированием; -искусственное демпфирование. Структурное конструирование особенно эффективно, при разработке панелей и тонких жестких плат, когда необходимо так распределить массу и жесткость по системе, чтобы минимизировать уровень вибрации и тем самым снизить уровень шума в салоне автомобиля. Это воздействие на локальные формы колебаний.

Исследование по многокаскадной виброизоляции представлено в [19]. В 2-ой части диссертационного доклада будут приведены результаты принципов проектирования двухкаскадной виброизоляции применительно к автомобилям рамной конструкции типа УАЭ-3160 и фургонам на базе автомобиля "Газель" ГАЗ-3302.

Табл.2

кЕ^К) У 2 ш.с,

Локализованное включение простой динамической системы типа дополнительной массы, упругого элемента, динамического гасителя и динамического демпфера относится к методам локальной модификации и реализовано во многих" расчетно-экспериментальных комплексах типа 1-ОЕАЗ.

Управление колебаниями путем искусственного демпфирования вводимого путем добавления экстра демпфирующих материалов и механизмов полезно только тогда, когда:

-исследуемая система в заданном частотном диапазоне чувствительна к величина демпфирования; -демпфирование может быть увеличено значительно по сравнению с начальным демпфированием.'

Начальное демпфирование зависит от гистерезисного демпфирования конструкционного материала, трения в конструкционных узлах и соединениях, вязкого демпфирования в смазочных трущихся поверхностях, трения в присоединенных неопорных связях.

Следует заметить, что каждый вклад составляющих демпфирование сильно изменяется от формы к форме в весьма широких пределах.

Представляется перспективным использование магнитно-реологических жидкостей в качества присоединенных демпфирующих устройств и некоторых современных демпфирующих покрытий, работающих в среднечастотной области 100-200гц.

МЕТОДИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ВИБРАЦИИ, ШУМА и ИНФРАЗВУКА.

В диссертационной работе реализованы два пути • экспериментального исследования динамических характеристик сложных систем "человек-машина-среда":

- анализ сигналов, т.е. отклика системы на неизвестное возбуждение;

- анализ системы в случае, когда при извеоном тестовом возбуждении определяются модальные характеристики системы, т.е. ее "динамический портрет". Узкополосный спектральный анализ сигнала позволяет

определить в механизмах и машинах четко выраженные дискретные частотные составляющие и исследовать источники механических колебаний и шума, пути передачи от источников на конструкцию и человека-оператора. Базовыми приборами для исследования спектральных характеристик являются двухканальные анализаторы, выполняющие быстрое преобразование Фурье, например, например, анализатор 2034 фирмы Брюль и Кьер.

На рис.7 представлена типичная блок-схема измерения и регистрации сигналов ускорения и шума, использованная при

мага со/ч

_«<¡31

х-у ЯОГГ£#

ЭЗМ

Г.—

20-ти комалм. у/чно^и/цель

/1523120

копт/татар

СРА

система нхлаи-листху

ЛГС *57

I ¿ОО-кат

каншьши коммутатор СА ззг^

x

I 10-ги камалы/л/е пред£*силутели\ _

"цП.-1дуяг 1-1 !•■ -I 1-ГШП

Рис.7 Принципиальная блок-схема измерительно-

вычислительного комплекса. Модальный анализ.

проведении виброакустических исследований комбайна Дон-1500

При полигонных и стендовых испытаниях с работающим оборудованием эффективным приемом является запись сигналов на многоканальный магнитофон или в память ПС с последующей обработкой с использованием узкополосного

спектроанализатора для передаточных характеристик типа Я, и Н2 и функции когерентности. На рис.19 приведена комплектация измерительного оборудования, использованная при полигонных испытаниях автомобиля ГАЗ-ЗЮ5, а на рис.21 типичная запись уровня вибрации на конструкции и шума в салоне в частотном диапазоне 0-200Гц.

Для анализа динамических свойств системы использованы методы модального анализа сложных пространственных конструкций с многоточечным возбуждением от электродинамических вибраторов. Реализовано два подхода:

- гармоническое возбуждение с плавным изменением частоты возбуждения в узкополосном частотном диапазоне исследуемой формы колебаний;

- рлучайное возбуждение в заданном достаточно широком частотном диапазоне.

Схема используемого экспериментального оборудования существенно зависит от задач исследования, сложности системы, времени на проведение экспериментальной работы и требуемой точности в анализе взаимодействия виброактивных пространственных форм колебаний.

В [28,29,31] представлена комплектация измерительной системы Продера, использованная при испытании семейства автомобилей ГАЗ, ЗИЛ и УАЗ (рис.7). На рис.26,27 представлены характерные модальные формы колебаний автомобиля УАЗ-Э160 при симметричном вертикальном возбуждении от 4-х „ электродинамических вибраторов за раму автомобиля. Приведены вертикальные деформации рамы, пола, крыши, силового агрегата и трансмиссии.

Модальные испытания с использованием аппаратуры БЫаПгоп при случайном многоточечном возбуждении выполнены для автомобилей ГАЗ-ЗЮ5 и ГАЗ-3302Тазель" [43].

РАЗДЕЛ 2

ПРИМЕРЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ТЕХНОЛОГИИ ИССЛЕДОВАНИЯ СИСТЕМЫ "ЧЕЛОВЕК-МАШИНА-СРВДА"

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ЗИЛ-115 И ЕГО ЗАРУБЕЖНЫХ АНАЛОГОВ МЕРСЕДЕС-600 И КАДИЛЛАК-ФЛИТВУД 75.

Создание сов ременного автомобиля невозможно без проведения исследования его виброакустических характеристик на стадии исследования и доводки опытного образца. Повышенные требования, о предъявляемые в отношении надежности, вибрационного и акустического комфорта для пассажиров и водителя требуют определения динамического портрета автомобиля и разработки рекомендаций по улучшению его виброак&гических характеристик.

С другой стороны пополнение банка данных о виброакустических характеристиках автомобилей иностранных марок позволяет получить информацию об удачных конструктивных решениях, и по мере накопления информационного материала, говорить о принципах постороения оптимальных по критериям вибрации и шума конструкций легковых автомобилей.

Впервые в практике отечественного автомобилестроения для определения динамического портрета автомобиля (рис.7) были использованы модальные испытания автомобиля в сборе в широком частотном диапазоне 1-200гц при многоточечном возбуждении от электродинамических вибраторов фирмы "Продера" и регистрацией пространственного вибрационного и акустического полей. [28,31].

При анализе виброакустических форм колебаний автомобиля ЗИЛ-115 основное внимание было уделено частотному диапазону 10-20гц, в котором отмечен повышенный уровень инфразвука в дорожнь!х испытаниях. Для автомобиля ЗИЛ-115 он зафиксирован на уровне 113-115дВ, для Мерседеса-600 на 20-30дВ ниже, для Кадиллака-Флитвуд 75 на .-9дВ ниже.

Основной источник возбуждения автомобиля в дорожных условиях - неровности дороги. Виброактивная форма в частотном диапазоне 10-12гц формируется из 1-ой изгибной формы автомобиля в сборе, иеподрессоренных масс передних колес и колебаниями двигателя на передних опорах.

Механизм возникновения инфразвука связан с изгибной деформацией крыши на частотах 11-12гц.

Совместно с сотрудниками завода были разработаны и внедрены рекомендации по конструктивным изменениям салона автомобиля увеличению демпфирования в передней подвеске, что позволило существенно снизить уровень инфразвука в салоне.

Виброакустические исследования автомобиля Мерседес-600 показали, что высокая изгибная жесткость кузова приводит к тому, что 1-ая форма изгибных колебаний возникает только на частоте

21гц и отстроена от взаимодействия с колебаниями двигателя, передней и задней неподрессоренных масс. /

Также отмечен высокий коэффициент демпфирования практически всех форм колебаний, что связано с широким использованием в конструкции кузова пластмасс, что повышает конструкционное демпфирование всей системы. Также отмечена хорошая виброизоляция двигателя при использовании специальных гидравлических амортизаторов.

Виброакустические исследования автомобиля Кадиллак-Флитвуд 75 позволили получить динамический портрет автомобиля рамной конструкции и исследовать двухкаскадную подвеску корпуса автомобиля.

Сравнительный анализ динамических портретов исследованных автомобилей позволил сформулировать требования к параметрам конструкции легкового автомобиля высшего класса, как сложной пространственной механо-акустической системе, определяющей уровни звукового давления в инфразвуковой и низкочастотных областях.

В,ИБРОАКУСТИЧ ЕСКИ Е ИССЛЕДОВАНИЯ ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ ЗИЛ-130, ЗИЛ 133-ГЯ И ЗИЛ-4331. .

Целью экспериментальных исследований, проведенных на стенде ПО"ЗИЛ" было получение банка данных о виброакустических свойствах семейства грузовых автомобилей.

В ходе модальных испытаний в широком частотном диапазоне определены виброакустические характеристики конструкций как пространственной упругой системы (модальные частоты и формы колебаний, коэффициенты демпфирования); выявлены и проанализированы виброактивные формы колебаний; исследованы пути передачи вибрации по конструкции и на голову человека-оператора в кабине (рис.8,9).

Испытания проводились с использованием измерительно-вычислительного комплекса "Продера" при многоканальном возбуждении конструкции в вертикальном, поперечном и продольном направлении. Возбуждающие силы были приложении как к раме, так и мостам автомобиля, что позволило оценить нелинейные свойства подвески.

Анализ результатов модальных испытаний показал, что все виброактивные тона колебаний следует объединить в несколько групп по частотным диапазонам:

- 1.5-5гц - колебания подрессоренной массы автомобиля как твердого тела,

- 6-12гц - изгибные и крутильные колебания автомобиля, соответствующие колебаниям несущей рамы по первым тонам в составе автомобиля;

- 10-20-гц - упругие тона колебания автомобиля в сборе с преимущественными колебаниями кабины , силового агрегата и мостов, взаимодействующими с изгибными и крутильными колебаниями рамы с 2-мя узлами.

- 25-100гц - интенсивные колебания носовой части рамы и упругие колебания рамы с 3-мя и более узлами, взаимодействующие с колебаниями других агрегатов.

Результаты модальных испытаний показали сильную связность пространственных колебаний конструкций грузовых автомобилей.

Полученные экспериментальные данные о вибрационных свойствах конструкции автомобиля ЗИЛ 133-ГЯ были использованы для построения адекватных расчетных моделей автомобиля.

Плоская расчетная модель использована для апробирования метода векторной идентификации и многокритериальной оптимизации конструкции [26,29,30]. Пространственная расчетная модель [25] использована для разработки предложений по улучшению его виброакустических свойств. На основе имитационного моделирования на пространственной модели ЗИЛ 133-ГЯ исследованы характерные особенности модальных свойств его конструкции; определены и проанализированиы чувствительность виброактивных тонов колебаний автомобиля в сборе от упругости подвески отдельных агрегатов и некоторых конструктивных . изменений: установлено, что изменением упругости подвесш основных агрегатов автомобиля значительно повысить частоту его изгибных колебаний нельзя, однако рациональным выбором упругости подвески кабины и силового агрегата можно существенно снизить уровень этих колебаний [25]. Виброакутические модальные испытания грузового автомобиля ГАЗ 4331 проводились на одном из головных образцов. Наряду с традиционным определением модальных характеристик автомобиля в сборе . существенное внимание при проведении экспериментальных исследований уделено выделению и анализу резонансных частот и форм подсистем автомобиля: силового агрегата, переднего моста, радиатора, подвески кабины.

Предложен и реализован метод экспресс-анализа локальных форм колебаний подсистемы радиатора при внесении коструктивных изменений в его подвеску.Мотод рекомендован для оперативного внесения конструктивных изменений в отдельные подсистемы автомобиля, по результатам модальных испытаний на стенде.

Аналогичные исследования выполнены для трех вариантов подвески кабины с использованием газовых амортизаторов.

Подробно исследованы акустические характеристики кабины и резонансные свойства ее элементов: панелей, крыши, стекол, ДБерей.

Рис.8 Модальные испытания ЗИЛ-1ЭЗГЯ на стенде завода.

Рис.10 АФЧХ акустического давления и ускорения на панелях кабины ЭИЛ-133ГЯ. а) 8.5-12гц; 6)15.9-18.0гц; в)22-28.0гц.

Рис.11 Модальные испытания Кадиллак-Флитвуд 7Ъ на стенде завода ЗИЛ.

Основные максимумы акустического давления в кабине в инфразвуковом диапазоне расположены в диапазонах 15 и 25гц и существенно зависят от типа опор кабины. Акустическое поле кабины квазиоднородно по звуковому давлению. Величина акустического давления в кабине пропорциональна изменению общего объема кабины, вызванного вибрацией панелей кабины. Основной вклад в повышенный уровень инфрчзвука вносят крыша и задняя стенка (рис.10).

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ЛЕГКОВЫХ

АВТОМОБИЛЕЙ ГАЗ-2410 и ГАЗ-ЗЮ5. Объем виброакустических исследований для этих автомобилей существенно расширен.

Модальные испытания автомобиля ГАЗ-2410 (рис.15)были проведены по отработанной выше технологии на измерительном оборудовании "Продера" на стенде ИМАШ. Многоточечное возбуждение от электродинамических вибраторов прикладывалось последовательно к раме автомобиля, к двигателю и заднему мосту. Выделены и подробно проанализированы виброактивные формы колебаний.

Подробно исследовано взаимодействие вибрационного и акустического полей салона автомобиля на виброактивных тонах колебаний, в том числе с использованием векторов акустической интенсивности. Исследован механизм образования механо-акустических форм колебания (рис.17 18).

Проанализировано влияние крепления системы выхлопа на виброактивность пола и акустическое поле салона.

Выполнено исследование по передаче вибрации на голову человека-оператора. Идентификация резонансных частот проведена по АФЧХ ускорения на голове по передаточным характеристикам. Выделены наиболее неприятные по субъективным оценкам частоты 2.6гц и 3.6гц, когда проявляются резонансы тела человека-оператора в поперечном и продольном направлениях (рис.16).

Для автомобиля ГАЗ-2410 выполнен большой объем стендовых испытаний с работающим двигателем (рис.12), при этом решались следующие задачи:

- анализ вибронагруженности основных узловых точек конструкции при возбуждении от силового агрегата и трансмиссии автомобиля;

- определение и анализ путей передачи вибрации от источника на кузов автомобиля и человека-оператора.

- анализ механо^акустических резонансов кузова и характера звукового поля в инфразвуковой и звуковой области (рис.13).

- оценка эргономических характеристик салона по шуму и вибрации при работающем двигателе на холостом ходу и включенной трансмиссии.

- оценка влияния изменения конструкции карданного вала на виброакустические характеристики салона.

Рис.12 Спектральные испытания ГАЗ-2410 с работающим двигателем на стенде ИМАШ.

-.....

о

К ^

•НЕ

Рис. 13 Распределение, акустического давления в салоне ГАЗ-2410 при спектральных испытаниях на частою 41.5гц.

Рис.14 Распределение акустического давления в салоне ГАЗ-2410 при спектральных испытаниях на частоте 75.0гц.

Рис.16 Анализ вибрации в салоне автомобиля и на голове человека-оператора.

о

41

о г г о •о.

S CL.

О!

тп

и о 75 <¡1 он

а,1* о/ а,75 и

- ■-■ • шз

1,0 ^ он о о,-5 ог з-у '.о

Рис.18 Распределение акустического давления в салоне ГАЗ-2410 при модальных испытаниях а) I =13.5гц; б^ =21.5гц.

+ -48 Гц

т

право; сечение

-сайг гечгн"

центральное сечение

нейтральное сечение

А

•75

левое севдкие

левое сечение

за

Г,25" 'У о г 0,1Г >.$ Ъ7*

Рис.18 Распределение акустического давления в салоне ГАЗ-2410 при модальных испытаниях в) 1 =48гц; гК =78гц.

у = 7Ю! Ч

правое сеченке

. т

т

правое се«ек:'.г

центральное сечение

центральное сечение

левое .сечение

левое сечение

шш 1 | т1"1

+

и ¡?гг ¿¡.-г ¿г /)№ г,е

Рис.18 Распределение акустического давления в салоне ГАЗ-2410 при модальных испытаниях Д) I = 148гц; е)1 = 152гц.

Полученная информация по модальным и спектральным характеристикам при работающем двигателе позволила разработать конкретные рэгаендации по конструктивному изменаию элементов подвески двигателя, подвески заднего моста, конструкции удлинителя коробки передач и т.д., которые направлены на улучшение эргономических характеристик автомобиля по шуму и вибрации.

В еще большем объеме выполнены виброакустические исследования автомобиля ГАЗ-ЗЮ5. Они включают в себя:

- модальные испытания автомобиля в сборе на стенде ИМАШ,

- спектральные испытания на полигоне, на дорогах с различным покрытием при внесении изменеий в тип шин и подвеску подмоторной рамы.

- дорожные испытания зарубежного аналога - автомобиля "Ауди".

- испытания автомобиля на гидропульсаторах.

- модальные испытания "черного" кузова в сборе (сварка) на стендах ИМАШ с использованием гармонического многоточечного возбуждения.

- модальные испытания "черного" кузова на стенде завода при возбуждении случайным сигналом и регистрации информации на аппаратуре "8о1аг4гоп".

Сравнительный анализ результатов модальных испытаний "черного" кузова и автомобиля в сборе показал, что добавления к кузову дополнительных узлов приводит:

-к существенному обогащению спектра резонансных частот за счет частот колебания автомобиля на подвеске и частот добавленных к кузову узлов;

-к существенному снижению частот глобальных форм колебаний из-за влияния масс, прикрепленных к кузову узлов;

-к существенному увеличению демпфирований системе. . Рекомендовано при составлений адекватной динамической модели кузова использЬзать результаты модальных испытаний "черйого" кузова.

Для автомооиля в сборе отмечены очень низкие частоты первых глобальных резонансов: 1-изгибная форма - 15.2гц, 1-ая крутильная - 17.8гц, 11-ая крутильная - 22гц. Это связано с большой массой силового агрегата. Низшие глобальные резонансы кузова активно взаимодействуют с резонансными колебаниями силового агрегата на опорах (11-19гц). В этом же частотном диапазоне находятся частоты колебаний неподрессоренных масс, что приводит в эксплуатационных условиях к высокому уровню инфразвуковых акустических колебаний, что подтвердили полигонные испытания ГАЗ-3105.

Рис.19 Схема измерений динамических характеристик при дорожных испытаниях ГАЗ-ЗЮ5.

Ь

с19

/го

по

ко

за

$о

70

//о ' ¿о 90 КО и кг}

час

Рис.20 К анализу шума и инфразвука в салоне автомобиля ГАЗ-ЗЮ5 при дорожных испытаниях.

' ! Г®" ^¿Уу.ЯН', М пер, /' ' ! 1 ..... ¡-

а

¿Упер, аср>ал&г

■ - —--- 1 . . ; 7 ~ —/^/аддч^в -

5 АУвБ

1.000

ПМБ А

100.0 и 100.0 ш

ЯМБ В

10.00 и 10.00

ЯМБ С

1.000 Ш 1.000

Ж 0

100.0 и

» ъвига/ъе*б -л*.>7. Л-1-1-1-1-1-1-1_I_I_I_I_1111111

J_I_I_I_I_I -. I. I_I_1111111111.

_1_I_I_I_I_I_I_I_I_I_I .1-1. I .1_1_1_(_I_

го 60 во гое лга гбо гао У:.

Рис.21а Спектральные характеристики ГАЗ-ЗЮ5. Дорожные испытания, IV передача, 2600об/мин,асфальт, \Л=90км/час, акустика- линейная шкала.

155.1 Ш V

100.0 Ш

ЯМБ А

1.000 Ш 1.000

ИМ5 В

10.00 Ш 1.000

ИНБ С

10.00 ш 316.2 ш

ПМБ О

3.162 ш

172.500 Нг в АКБ

4СН

<2АфС/9?£/ /. а

У и. I. .1.. I .1_I_I_1_1-1—I-1-1-1—I-1—1-1—

1 | | < | | | | |_I_I—I

лад а

лэд^ ал*о/>/>7. Заднего

¿гсмеса.

||||||||1|'''_I_I_I_ц_I

/7аг

-Гъ/с

¿о ео ео <Го гьо г*о ■"о *

7<&<Г

Ут/с ■

. Ч Рис.216 Спектральные характеристики ГАЗ-ЗЮ5.

Дорожные испытания, IV передача, 2600об/мин, асфальт, У=90км/час, акустика- шкала А.

беговые барабаны.

Тип испыг. 1 ч \3 г ч I £ % <2лус 1' инт?.^ Спонр.ахЩ Резоиир, злепен/п си&77е/чб/

спсхта * АЦН. / ¿л

\ а. . * ч а41 О ■ «V . <а 31 /7/ то /5-м« 95 - /// халесл.

5 /7/ /950 13-1* & - 77 гсунч.

в ** /77 2050 /оо -

7 60 /77 2880 /8.0,77 /о/ - '

8 69 3290 гцу&я /о/ —

9 82 777 ЗЗОО /02 -

10 97 й7 У650 /оо, /02 - 7~77 лгсх. гу>.

/1 /& 77} 6490 /7-1 /06 -

12 90 'М - 42-ш 61 Я/АоЛСС*.

/оо бе

/щг»,* '4 70

14 38 77/ Ш6- — - £90 39

по 63

/5 84 77/ Ус&о - - - - -

16 '66 '77 3/30 — — - —

& 3330 ю-71/ 91 — — . -

■■ч •1 С5 0)' N 1 ч I ? 1 20 4о. л? Цб-яг 7/о - дороги колеся-гар/ч.

21 60 /77 /3-77 1/5

22 60 /р м-77 /08

>0 V) 23- бо 7р 16,5-7! 106 Коле о/. го/>/ч.

24. 60 7р.' /У,?-// /ОЗ

25 90 ¡2 /з,б-х /!08 1- //еробл'. . дорогу

26 лго 77 /з-2 /09

27 90 £ 13-1 /О*

28 120 /Об

Рис.23. Сводная таблица основных испытаний ГЛЗ-ЗЮ5.

Подробно проанализировано взаимодействие глобальных резонансов силовой схемы автомобиля и локальных резонансоа его панелей, что является информацией для нанесения демпфирующих покрытий.

Выявлены и проанализированы интенсивные резонансы акустического объема салона на частотах 81 и 118гц. Взаимодействие каждого из акустических резонансов с глобальными формами автомобиля и локальными колебаниями панелей приводит к интенсивным механоакустическим колебаниям и повышенным уровням шума в этих частотных диапазонах при дорожных испытаниях.

Сравнительный анализ результатов дорожных испытаий автомобиля на полигоне, стендовых модальных испытаний и испытаний на беговых барабанах показал, что результаты прекрасно дополняют друг друга, дают полную картину взаимодействия источноков возбуждения динамической системы автомобиля с ее виброактивными формами.

По результатам узкополосного частотного анализа вибрации и шума в дорожных условиях и испытаниях на беговых барабанах выявлены два новых источника возбуждения конструкции: кратные колесные гармоники и кратные оборотные гармоники кардана, которые в ряде режимов становятся определяющими источниками шума и вибрации.

Проведено сравнение "динамического портрета" автомобиля ГАЗ-ЗЮ5 и зарубежных аналогов автомобилей такого же класса: Мерседеса 600 и Ауди.

Сформулированы принципы конструирования автомобиля с улучшенными виброакустическими характеристиками по трем частотным диапазонам:

О-ЗОгц критерием является уровень инфразвука в салоне и вибрация на рабочем месте;

30-200гц критерием являются низкочастотные акустические колебания типа игула"(с1ВА) и вибрация элементов конструкции (рулевое колесо, ручки управления, зеркало и т.д);

200-8000гц средне и высокочастотные акустические колебания в салоне (с!ВА}.

Проведенные работы по автомобилю ГАЗ-ЗЮ5 позволили уточнить технологию экспериментального исследования и дать конкретные рекомендации по конструктивным изменениям автомобиля по критериям шума, инфразвука и вибрации.

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ИСПЫТАНИЯ ГАЗ-3302Тазель".

Испытания проводились на стендах и полигоне завода ГАЗ на головном образце 1.5-тонного грузового автомобиля-базового для семейства автомобилей "Газель". Цель испытаний:

-анализ источников возбуждения конструкции в условиях, максимально приближенных к условиям эксплуатации;

-получение динамического портрета при модальных испытаниях и банка данных по динамическим характеристикам его отдельных подсистем: агрегатирзванной рамы, кабины; -оценка эргономических характеристик кабины при дорожных и имитационных испытаниях на гидропульсаторном стенде;

-экспериментальная структурная и параметрическая оптимизация характеристик подвески кабины по критериям виброакустики.

Особенностью технологии виброакустических испытаний явился анализ резонансных колебаний по спектральным характеристикам рабочих отклонений при многоточечном возбуждении автомобиля на гидропульсаторном стенде фирмы "Шенк" в условиях имитации движения по различным дорогам: ровный асфальт, два типа булыжного покрытия. Разработанная методика исследования позволяет оценить спектр собственных частот автомобиля в области 1 до 10гц, т.е. частоты подвески автомобиля в целом, частоты неподрессоренных масс, где проявляются нелинейные свойства подвески и шин.

Результаты модальных испытаний и испытаний на гидропульсатораном стенде использованы для построения адекватных динамических моделей.

Совместно с сотрудниками УКЭР ГАЗ разработаны и частично, реализованы конкретные рекомендации по подвеске кабины, задней опоре двигателя, силовой схеме кабины и т.д., которые позволили улучшить виброакустические характеристики автомобиля ГАЗ-3302Тазель".

ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ АВТОМОБИЛЯ УАЗ-3160.

Исследования проводились на головном образце полноприводного автомобиля повышенной проходимости. Наряду с традиционными дорожными и модальными испытаниями по предложенной выше технологии автомобиля в сборе и его отдельных подсистем: рамы, агрегированной рамы и кузова, большой объем испытаний выполнен на стенде УАЗ с беговыми барабанами. Основное внимание в этих испытаниях уделено выяснению эффекта повышенной виброактивности и шума в салоне при движении автомобиля накатом на высоких скоростях 100-1 Юкм/час. Использование принципа декомпозиции возбуждения позволило по анализу узкополосных спектров вибрации и акустики установить вклад основных источников вибрации и шума в формирование вибрационного и акустического полей автомобиля (рис.19).

В среднечастотном диапазоне 100-130гц основными источниками возбужения автомобиля является И-ая гармоникг оборотов переднего и заднего кардана и неуравновешенные силы инерции четырехцилиндрового двигателя на И-оР

Рис.24 УАЗ-3160 на стенде с беговыми барабанами.

Рис.25 Комбайн Дон-1500 на стенде ВИСХОМа.

[ Mode frequency 20."1205

I File

___56___________„__

Damping -0.0334253 General mass 3902.36

Рис.26 Модальные испытания УАЗ-3160. Форма колебаний f=20.4ru.

Scale 2с5

Mode frequency 103.BS9 Oemploe -0.0214092 General mats. :

File H2.TRV

Рис.27 Модальные испытания УАЗ-Э160 Форма колебаний f= 103.9гц.

оборотной гармонике. При движении автомобиля на 1\/-ой прямой передаче вклад карданных валов является определяющим в акустическое поле салона.Основным резонирующие элементом является рама автомобиля, колеблющаяся по 1-ой симметричной форме вертикальных колебаний в противофазе с корпусом с динамической деформацией в основном крыши и пола салона.

В зоне инфразвука и низкочастотных колебаний (10-20гц) основными источниками являются неровности дороги и I и И-ая гармоники оборотов колеса. Основными резонирующими элементами являются неподрессоренные массы переднего и заднего мостов, двигатель на передних опорах и I упругая форма колебаний всей конструкции в вертикальном направлении. В дорожных испытаниях при движении по хорошей дороге отмечен высокий уровень инфразвука »108сШлин, при этом прогнозируется уровень »120 с!Влин при движении по плохой дороге.

Специальное расчетно-экспериментальное исследование динамических характеристик двухкаскадной подвески кузова позволило выяснить механизм образования виброактивных форм колебаний в частотном диапазоне 100-130гц практически всех автомобилей семейства УАЗ.

Анализ проведенных виброакустических исследований автомобиля УАЭ-3160 и обсуждение результатов со специалистами НТЦ УАЗ позволил дать конкретные рекомендации по улучшению виброакустических характеристик автомобиля.

ИССЛЕДОВАНИЕ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК , ЗЕРНОУБОРОЧНОГО КОМБАЙНА ДОН-1500.

Современный комбайн должен удовлетворять достаточно жестким требованиям по шуму и вибрации. Проведенное исследоиание было направлено на повышение надежности конструкции . и обеспечению физиологического и психологического комфорта в кабине, т.к. шум и вибрация при превышении допустимых уровней создают дискомфортные условия рабо; _>1 вызывают усталость и приводят к ошибкам управления человека-оператора (рис.20).

При проведении виброакустических испытаний решены следующие задачи:

-определение основных источников возбуждения, их частот и вклад, вносимый в вибрационное поле комбайна, работающего на холостом ходу без обмолота хлебной массы;

-исследование спектрального уровня вибрации в различны) точках конструкции комбайна в стационарном режиме, анализ основных виброактивных форм колебаний рамы; -исследование спектрального уровня колебаний в различных точках при последовательном отключении отдельных механизмов с целью определения вклада каждого из них в общий уровень вибрационного поля;

Pj>c.28s Схема размещения датчиков: I — кабии*, II - двигатель, Ш — мотка, ]V молотильным баоабаи, V - дередшш мост. VI - задний woct, VH~peuicrauu ctaa,. VIII — «ситилптор очистки, IX — буцкер, X — кориус

Ряс. «¿ЗБлоксхеиа измерения н регистрации сигпажи»: I - трслкомооисипшц дат* чак, 2 - голою» к&кбйГшорй, J — усилитель заряда {2Ыо «Drüeh), I - магнптифош (МТ-523), 5, 7 — умножитель (1901 «Brücl»), 6. S ~ отметчик оборотов (43-2Í,), 0 — анализатор узко u onoc nor о спектра (2033 «Brüel»)» 10, ¿d — самописец (£307 а 2303-#flrüel«. соответственно), ]J — микрофоа, my номер (2G09 «Urüch), 2Í—датчики (ОСПА-З), 14 - коммутатор иа 72 топки, ./5 - источинк оптапил (2305 «Bcüel»), 16, 17 - иоемшкалальиый усилитель (ДСУ-3), 1S - блок аитоики, 10 — анализатор октаоного спектра (2133 «Brücl»)

X - жатка,

И ~ молотильный барабан, отбойный битер, ИГ ~ силовой агрегат, 12" - кабина, :

X - решетный стан, соломотряс, И. - копнитель,

,УТТ - наклонная камера, ,УТТТ - несущая рама, "Ж - колеса комбайна, Х- виброизоляторы силового агрегата,

XI - виброизоляторы кабины.

-исследование виброизоляции двигателя; -анализ работы гидронасосов как источников вибрации; -исследование вибрации кабины и ее отдельных элементов, передачи вибрации на человека-оператора, анализ инфразвука и акустического шума в кабине.

Методика стендовых испытаний и основные результаты изложены в [36,37,39]. Общий вид схемы размещения датчиков представлен на рис.29, при проведении испытаний использован метод анализа узкополосных спектральных составляющих колебаний при стационарных режимах работы механизмов. Все экспериментальные спектры имели четко выраженный дискретный характер. Получена полная идентификация каждого практически значимого пика и ответственного за эту частоту механизма. Схема измерений приведена на рис.29.

Проведенный анализ качества виброизоляции двигателя показал, что уровень вибрации на подмотор_-ной раме в октаве 16гц превышает допустимый по ГОСТ в октаве 16гц (максимальное превышение 7.4(Ш), в октаве 125гц (максимальное превышение 18сШ) и в октаве 250гц (18.5сШ).

Исследование вибрационного поля конструкции комбайна и вибронагруженности подшипниковых опор и корпусных деталей проведен на стационарном режиме работы.

Анализ вибронагруженности подшипниковых опор механизмов комбайна показал, что с феделяющую роль играет молотильный барабан, решетный стан и соломотряс.

С целью определения влияния элементов гидросистемы на уровень вибрации конструкции и кабины, при последовательном отключении гидронасосов было проанализировано вибрационное поле в кабине. Установлено, что пульсация масла в напорной ~вти возбуждает резонансные колебания конструкции юдмоторной рамы и через жесткозакрепленную рулевую колонку 1ередается на пол кабины и кресло человека-оператора.

Выполнено тщательное и всестороннее исследование зибрационного и акустического поля в кабине для двух типов срепления кабины: штатного с дополнительными стяжками и при щаленных стяжках. Особое внимание уделено исследованию 1Нфразвукового поля и передачи вибрации на голову человека-тератора (рис.23 ) [32,36].Установлены пути передачи вибрации : крышки молотильного барабана непосредственно через юопорные связи - стяжки и рычаги управления молотильным »арабаном, в обход виброизоляторов на конструкцию кабины, 1ри этом в ней возбуждаются резонансные колебания отдельных 1Лементов: переднего стекла,крыши, левой двери.

Исследована передача вибрации через сидение фирмы Граммер" ДС 85Г90А на человека-оператора и его голову в социальном шлеме ( рис.16 ).Максимальный уровень на мерном руге на кресле составляет 68с1В (0.74м/с') на частоте 4.6гц и вязан с передачей вибрации от решетного стана на кабину. !иденье не рекомендовано для установки его в кабину комбайна.

Исследование акустических колебаний в инфразвуковом ч звуковом диапазонах показало высокий уровень звуковою давления на частотах 17.6гц и 35.5гц..Источник возбуждения -, молотильный барабан и двигатель, инфразвуковое поле практически равномерное по всей кабине.

Резонирующим элементом является переднее стекло, задняя стенка и левая дверь. Заметим, что максимальное значение инфразвука 111сШлин. на частоте 17.6гц снижается на Я-5с18 при открытой левой двери кабины. При отпущенных стяжках кабины уровень инфразвука снижается на 6-7сЛЗ.

Уровень акустического давления в кабине на частотах выше 50гц в целом существенно ниже, чем вне кабины и возрастает при открывании двери, что свидетельствует о хорошей звукоизоляции кабины. Повышенный уровень шума в 1/3 октавном диапазоне 125гц связан с резонансными акустическими колебаниями в кабине.

Полученные в результате проведенных виброакустических испытаний данные и их анализ позволит дать ряд конструктивных рекомендаций по улучшению его виброакустических и эргономических характеристик по шуму, инфразвуку и вибрации.

Рекомендации касаются подвески двигателя, конструкции молотильного барабана, неопорных связей кабины, конструкции лобового стекла, виброизоляции опор решетного стана, виброизоляции напорных масляных трубопроводов, демпфирования в раме и изменаия несущей конструкции с целью существенного повышения ее жесткости и прочности.

ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ ЧЕЛОВЕКА-ОПЕРАТОРА С СИСТЕМОЙ "МАШИНА-ВНУТРЕННЯЯ СРВДА".

Обеспечение нормальных вибрационных и акустических условий работы "человека-оператора" в закрытых кабинах грузовых автомобилей, гусеничных тракторов, строительных машин и комбайнов, салонах легковых автомобилей, замкнутых помещениях судовых комплексов и металлургических объектов требует тщательного и всестороннего исследования виброакустических процессов с использованием современной регистрирующей аппаратуры.

При разработке рекомендаций по улучшению условий труда человека-оператора диссертант исходил из того положения, что необходимо, чтобы амортизируемый объект удовлетворял критериям комфортной работы человека-оператора отдельно по шуму (ГОСТ 12.1.003.76 Шум.Общие требования безопасности.1976г.), по уровню инфразвука (Гигиенические нормы инфразвука на рабочих местах,1981г.), по уровню вибрации на рабочем месте (ГОСТ 12.012.78 Система стандартов безопасности труда. Вибрация 1978г.). Требования к акустическому и вибрационному комфорту в салоне легкового автомобиля регламентируется "Санитарными нормами и правилами по гигиене труда водителей автомобилей N 4616-88."

При проведении экспериментальных исследований диссертант особое внимание уделял проблеме причин

-tJ

-w

Рис ^Рлкустичсскне колебании: I — чуиспио обостряй miro эиуьооою ььспрпитпп. 2 -

)| lili у/l LCI 100 эиукоио« ВООфПЛТПС, J — cyGvCUTUBUOO чушльо liailCJIÛ.I.eilllfl, / -«(¿рушение pC'íll, } - СШ1Л;С11Ив POGOTOCIIOCOÛIIOCÏII, 5 - ЛОТ!'))!! С.П'\4, '/ — DLU|H'<l.;iLiiHU среднего уха. Uo'n-Oaiiiic у конструкции: S — ouiyuirмне инорацнн, í ~ пои pit разновес им, lü — ослаблешюст». движений, Ii - главные рсзонансы тела чсяьаь-ь«!. IX-нарушение речи. 13 — потсуя четьости зрения, JJ — эатрудпсиии ьрм 1ыиолиииш аздлмш, 15 - суйъскгньнио чувство иэ». ¿юи.сиия, IS - лоорс/кдеино позвоночника, Л - paccrpoñcTua желудочно-кишечного тракта, J8 - хронические *д0оло»а>шя суставов руки

сJ pjTiii'iMciiii/i ж*»лpoíjjona н датчпнои ускоренна каиструк

НИЦ KtfCtUULI, 4SI СЧЦГ1ИЩ м ид сил о и с «е л un i-к,»-оператор«

возникновения инфразвука [27,36,41,42]. Хотя нет теории, удовлетворительно описывающей возникновение низкочастотных акустических колебаний на организм человека .многочисленные эксперименальные данные свидетельствуют о их неблагоприятном действии на сердечно-сосудистую систему и центральную нервную систему, вестибулярный анализатор, функцию дыхания, работоспособность, а также психоэмоциональную сферу. Инфразвук вызывает серьезные изменения как в обмене веществ, так и в отправлении и регуляции важнейших физиологических функций. Можно предположить участие в восприятии инфразвука слуховой, вестибулярной и других сенсорных систем.

На рис. 30 представлены субъективные ощущения человека при действии вибрации и шума, в том числе и инфразвука, в широком частотном диапазоне 0.1-2000гц. Хорошо видно, что частотные диапазоны, где проявляются те или иные неприятные ощущения, пересекаются.

Разделить влияние вибрации и инфразвука на человека при проведении модальных стендовых и работающем оборудовании не удается.

Типичная схема исследования человека-оператора в кабине представлена на рис. 31 .Регистрировался уровень шума и инфразвука у правого уха человека, вибрация на полу, органах управления, на мерном круге на сидении и специальном шлеме на голове. В ряде испытаний проанализированы субъективные ощущения и оценка комфорта по пятибапьной шкале'. Замерен ные значения шума и вибрации обрабатывались в 1/3 окт диапазонах и сопосталялись с соответствующими нормами.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ.

I.Разработана современная технология экспериментального исследования вибрации , инфразвука сложных динамических систем класса машина-среда".

1. В области экспериментального исследования вибрации и шума технология базируется:

-на модальных стендовых экспериментальных

исследованиях динамических характеристик объекта,

направленных на вибродиагностику его

динамического "портрета";

-на узкополосном спектральном анализе сигнала

датчиков ускорения и шума при работающем

оборудовании.

2. В области имитационных исследований динамических характеристик объекта используется метод конечного элемента как для конструкции, так и для акустической среды.

расчетно-шума и "человек-

3. Для построения адекватных динамических моделей использован метод векторной идентификации сложных систем, разработанный в ИМАШ при участии диссертанта

4. При разработке рекомендаций по улучшению динамических характеристик объекта, повышению его надежности при эксплуатации и обеспечению требуемы», стандартами эргономических характеристик ::о вибрации, шуму и инфразвуку использован метод многокритериальной оптимизации и метода чувствительности для конечно-элементных моделей объектов.

5. Основные особенности предлагаемой технологии исследования виброакустических характеристик состоят в следующем:

-выделяются и анализируются виброактивные формы колебаний сложной пространственной конструкции в исследуемом частотном диапазоне; -используются амплитудно-фазовые характеристики типа диаграмм Найквиста для качественного анализа

взаимодействия форм колебаний; -анализируется взаимодействие вибрационного и акустического полей, нап^ер, в кабине колесной машины на виброактивных частотах с оценкой интенсивности акустического поля; -метод синтеза форм колебаний использован при имитационных исследованиях на х.чнамических моделях. 3. При проведении исследовательских работ широко использованы принципы декомпозиции сложных систем: -декомпозиция задач исследования и построение иерархического ряда соответствующих динамических моделей;

-декомпозиция моделей и методов их расчета на базе МКЭ;

-декомпозиция системы при экспериментальных исследованиях;

-декомпозиция возбуждения при проведении модальных и спектральных испытаний объектов. '. Предлагаемая технология экспериментального ^следования вибрационных и акустических полей юпользуемых объектов базируется на современной кспериментальной технике:

-аппаратуре модального анализа при многоточечном возбуждении конструкции как гармоническом, так и случайным сигналом, регистрации и анализу пространственных форм колебаний с использованием ПЭВМ .рабочих станций и комплектов аппаратуры типа "Продера" и "8о!аг1гоп"; -аппаратуре многоканального узкополосного спектраналиэатора сигнала типа 2034 при обработке информации как при испытании на работающем оборудовании, так и записанной на многоканальный

магнитофон (комплекты аппаратуры Брюль и Кьер и аппаратуры "Solartron"), -низкочастотной акустической аппаратуре для анализа акустического поля объекта и интенсивности звукового поля (комплекты аппаратуры фирмы Брюль й Кьер).

8. Проведены впервые в отечественном автомобилестроении модальные испытания при многоточечном возбуждении легкового автомобиля ЗИЛ-115 и его зарубежных аналогов "Мерседес-600" и "Кадиллак- Флитвуд 75". Получен банк данных по виброактивным формам колебаний конструкции.

9. Для грузовых автомобилей семейства ЗИЛ: ЗИЛ-130, ЗИЛ-1ЭЗГЯ, ЗИЛ-4331 результаты модальных испытаний использованы для построения плоских и пространственных дин амических моделей. Разработанный при участии диссертанта формализованный алгоритм векторной иденти-фикации применен к структурно-параметрической идентификации динамической модели ЭИЛ-133ГЯ. Определена и проанализирована методом многокритериальной оптимизации зависимость основных виброактивных тонов ЭИЛ-133ГЯ от упругих свой-ств подвески его агрегатов.

10. Для легковых автомобилей семейства ГАЗ: ГАЗ-2410 и ГАЗ-3105 выполнены модальные и узкополосные спектральные испытания на стендах и полигоне. Подробно проанализирована структура акустического поля и ее связь с виброактивными формами колебания конструкции в диапазоне 2-150гц. Исследованы источники возбуждения конструкции при работающем двигателе в условиях стенда и полигонных испытаниях на дорогах с разным покрытием. Результаты модальных испыта! ий "черного кузова" и автомобиля в сборе использованы при построении имитационных динамических моделей.

11. Для головного образца грузового полуторатонного автомобиля ГАЭ-3302 наряду с традиционными стендовыми модальными и дорожными испытаниями разработан и реализован метод исследования низкочастотных колебаний на гидропульсаторном стенде „с помощью анализа форм колебаний по функциям рабочих отклонений.Возбуждение от гидропульсаторов имитировало дорожные условия возбуждения от дороги различного покрытия: ровный асфальт, булыжник и булыжник с выбоинами. Подробно исследована виброизоляция кабины, локальная вибрация ее панелей при многоточечном случайном и гармоническом возбуждении и акустические

характеристики в ней в широком частотном диапазоне до 500гц.

12. Наиболее полно технология виброакустических исследований системы "человек-машина-среда" реализована при проведении испытаний головного • образца автомобиля УАЗ-3160. Наряду с дорожными и стендовыми модальными испытаниями автомобиля в сборе и отдельных его подсистем проведено подробное исследование виброакустических характеристик на стенде с беговыми барабанами при декомпозиции источников возбуждения, что позволило объяснить

ряд дорожных эффектов при движении автомобиля накатом.

Исследован интересный механизм формирования виброактивной зоны колебаний в частотном диапазоне 100-200гц. Расчетное исследование, проведенное на адекватных математических моделях подтвердило определяющую роль колебания рамы в формировании виброактивного тона механо-акустической системы автомобиля в целом.

13. По каждому из исследованных объектов совместно со специалистами завода-изготовителя разработан и частично внедрен комплекс практических мероприятий по снижению уровня инфразвука и низкочастотного шума в салонах легковых и кабинах груговых автомобилей.

14. По результатам исследования научно обоснованы требования к параметрам автомобиля как сложной пространственной механо-акустической системе, определяющей уровень вибрации, инфразвука и шума в

низкочастотной области 1-150гц.

15. Проведены эксериментальные стендовые виброакустические исследования комбайна "Дон-1500"

выпуска 1983 и 1986г.:

- Определена вибронагруженность в диапазоне 0-200гц основных конструкций комбайна и его кабины, уровень инфразвука и шума в кабине как при работе всех механизмов комбайна, так и при последовательном

их отключении.

- Исследованы резонансные свойства комбайна в целом и его основных элементов: двигателя, кабины, рамы, переднего стекла кабины и т.д.

- Выделены и проанализированы основные источники вибрации конструкции, шума и инфразвука в кабине.

- Проанализирована эргономика кабины по шуму и вибрации. Впервые обращено внимание невысокий уровень инфразвука в кабине комбайна (112с1В), превышающий медико-санитарные нормы на 7с1В.

- Испытания показали, что комбайн Дон-1500 является конструкцией с высоким уровнем вибронагруженности ее узлов и экстремальными условиями труда человека-оператора по вибрации и инфразвуку.

- Разработаны и частично внедрены рекомендации по улучшению виброизоляции двигателя, снижению оиброактивности молотильного барабана, решетного стана v других механизмов, улучшению виброизоляции кабины и снижению уровня инфразвука путем установки гнутого переднего стекла.

16. Достигнутое в результате проведенных исследований автомобильных конструкций и комбайна ДОН-1500 уменьшение уровня вибрации, инфразвука и шума имеет большой социально-экономический эффект, заключающийся в улучшении условий труда и сохранения здоровья человека-оператора.

Основные материалы диссертации опубликованы следующих работах:

1. М.Д.Перминов (соавтор К.Т.Шаталов). Вынужденные колебания стержня с тремя сосредоточенными массами при различных условиях возбуждения; сб."Колебания при переменныхнапряжениях","Наука",М. 1965г.

2. М.Д.Перминов (соавтор К.Т.Шаталов). Теоретические и экспериментальные исследования вынужденных колебаний стержневых элементов с учетом внутреннего и внешнего рассеяния энергии,сб."Рассеяние энергии при колебаниях механических систем."Киев.Наукова думка,1967г.

3. М.Д.Перминов.Исследование вынужденных колебаний стержневых элементов и систем с учетом рассеяния энерги Машиноведение №2 ,1967г.

4. М.Д.Перминов. Метод определения коэффициента внутреннего и внешнего трения по результатам экспериментального исследования стержневой конструкции сб. "Колебания и прочность машин, приборов и систем управления",Наука. 1968г.

5. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах). Определение oceBOi плоскости расположения дисбаланса гибкого вала по показаниям тензодатчиков.-Машиноведение №4,1968г.

6. М.Д.Перминов. Исследование динамических свойств упругих систем машин и конструкций с помощью амплитудно-фазовых характеристик,-сб."Динамика машин".Наука. 1970г.

7. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах). Исследование неуравновешенности гибкого вала катодом измерения его деформации,-сб.'Труды III конфенции по балансировочному оборудованию" .Машгиз, 1970г.

8. М.Д.Перминов. Исследование динамических свойств резонансных систем вибрационных машин с помощью амплитудно-фазовых характеристик,-сб."Нелинейные колебания и переходные процессы в машинах" Наука.1972

9. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах) Исследование динамики гибкого ротора по его напряженному состоянию,-

зб."Нелинейные колебания и переходные процессы в иашинах". Наука, 1972г.

10. М.Д.Перминов {соавторы Л.Я.Банах.А.В.Синев) Димамика сложной механической системы типа пространственной замы,- сб."Виброизоляция машин и виброзащита человека -эператора, Наука, 1973г.

11. М.Д.Перминов (соавторы Л.Я.Банах,А.В.Синев) Методы засчота матриц жесткости, инерции и демпфирования для сложных пространственных систем,-сб."Виброизоляция лашин и виброзащита человека-оператора",Наука, 1973г.

12. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах) Исследование ¡ложных механических систем с использованием слабых :вязей между подсистемами.-Машиноведение №4.1972г.

3. М.Д.Перминов. Анализ динамики гибкого ротора и его 1апряженного состояния,-сб."Теория и практика ¡алансировочной техники".Машиностроение. 1973г.

4. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах, Б.И.Павлов ).Д.Петров). Расчет на ЭЦВМ колебаний сложной шханической системы типа амортизированной ространственной рамы.-сб"Автоматизация исследований .инамики машин" Наука. 1973г.

5. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах,Л.Н.Шаталов) )боснование определения дисбаланса методом амплитудно-¡азовых характеристик перемещения и деформаций.-б"Колебание и уравновешивание роторов"Наука,1974г.

6. М.Д.Перминов. Исследование неуравновешенности ^бкого вала методом измерения его деформации,сб'Теория практика уравновешивания машин и приборов.

!.Машиностроение, 1973г.

7. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах). Некоторые свойства мплитудно-фазочастотных характеристик и возможности их ^пользования для идентификации динамической модели зла челоаека-оператора-сб."Влияние вибрации на организм зловека и проблемы виброзащиты".Наука.1974г.

3. М.Д.Перминов (соавтор В.Д.Петров). Исследование змужденных колебаний сложных систем методом зсчленения-сб"Динамика и прочность упругих и щроупругих систем" М.Наука. 1975г. 3. М.Д.Перминов . Исследование динамических свойств зухкаскадной подвески с учетом податливости основания,-5"Динамика и прочность упругих и гидроупругих ютем",М.Наука. 1975г.

). М.Д.Перминов. Топологические методы расчета >лебаний сложных динамических систом.-сб."Динамика и ючность упругих и гидроупругих систем".М.Наука, 1975г. I. М.Д.Перминов (соавтор Л.Я.Банах).Иерархическое ¡строение анализа сложных динамических систем в 13кочастотной области.-сб."Вибрация механизмов с бчатыми передачами"М.Наука.1978г. !. М.Д.Перминов (соавтор С.К.Карцов,В.Э.Шемьи-Заде) этод расчета колебаний сложных пространственных

конструкций в области низших форм колебаний,-Методические указания.Госстандарт М. 1980г.

23. М.Д.Перминов. Некоторые особенности исследования динамических характеристик сложных пространственных конструкций, имеющих плоскость симметрии,-сб."Упругие и гидроупругие колебания элементов машин и конструкций" М. Наука, 1979г.

24. М.Д.Перминов (соавтор С.К.Карцов).Исследование колебаний сложных конструкций методом синтеза форм колебаний,-сб."Колебания сложных упругих систем".

М.Наука,1981г.

25. М.Д.Перминов (соавтор С.Б.Макаров}. Расчетно -экспериментальное исследование виброакустических характеристик пространственных конструкций,сб."Пути повышения надежности и ресурса систем машин". Свердловск. 1983г.

26. М.Д.Перминов (соавтор И.М.Соболь,Р.Б.Статников). Векторная идентификация сложных механических систем, в кн."Теория, методология и практика системных исследований".М.ВНИСИ.1984г.

27. М.Д.Перминов (соавтор Б.Н.Нюнин). Исследование низкочастотных акустических колебаний кабины автомобиля ЭИЛ-133ГЯ.-сб."Влияние вибрации на организм человека и проблемы виброзащиты"М,Наука.1982г.

28. М.Д.Перминов (соавтор С.К.Карцов, А.И.Ставицкий) Резонансные испытания автомобильных систем.-сб"Влияние вибрации на организм человека и проблемы виброзащиты. М.Наука1982г.

29. М.Д.Перминов (соавтор М.Д.Генкин,Р.Б.Статников). Векторная идентификация сложных систем.- сб. "Декомпозиция и координация в сложных системах". Челябинск. 1986г.

30. М.Д.Перминов (соавтор Р.Б.Статников,И.Б.Матусов). Обоснование математической модели объекта.- основная проблема задачи оптимального проектирования.-сб.трудов ВНИСИ "Принятие решений в организационных системах". М.ВНИСИ 1995г.

31. М.Д.Перминов (соавтор С.Б.Макаров, А.И.Ставицкий) Резонансные испытания конструкций АТС. Автомобильная промышленность, №7,1985г.

32. М.Д.Перминов (соавтор А.Л.Круглый). Исследование низкочастотных акустических колебаний в самоходных машинах. Деп.ВИНИТИ №3 б/о 585.1986г.№8634-885.

33. М.Д.Перминов (соавтор М.Д.Генкин,Р.Б.Статников и др.) Об адекватности математической модели реальному объект векторная идентификация,- докл.АН СССР т.294 №3 "Кибернетика и теория регулирования" М.1987г.

34. М.Д.Перминов (соавтор Р.Б.Статников). Многокритериальный подход к задаче идентификации структурно - сложных динамических систем, - сб.

"Автоматизация эксперимента в динамике машин".Наука М. 1987г.

35. М.Д.Перминов (соавтор Т.И.Денисенко,А.Л.Круглый). Экспериментальное исследование вибронагруженности конструкции зернового комбайна. - тезисы докладов по вибрационной технике. Тбилиси-Кобулетти, 1987г.

36. М.Д.Перминов (соавтор А.Л.Круглый). Вибоационные и акустические характеристики кабины зерноуборочного комбайна. Машиноведение №1,1988г.

37. М.Д.Перминов (соавтор М.Д.Генкин.В.И.Луценко и др.) Исследование виброакустических характеристик зерноуборочного комбайна. Рекомендации по снижению виброактивности. Машиноведение №1, 1988г.

38. М.Д.Перминов (соавтор Э.Л.Айрапетов, Т.И.Денисенко и др.) Стендовые виброакустические исследования легкового автомобиля.Сб.трудов "Динамика и прочность автомобиля". М. 1988г.

39. М.Д.Перминов (соавторы Т.И.Денисенко,А.Л.Круглый). Проблема пассивной виброизоляции подсистем зерноуборочного комбайна и эргономические характеристики кабины по шуму и вибрации. - сб"Проблемы виброизоляции машин и приборы" Иркутск 1989г.

40. М.Д.Перминов (соавтор Т.И.Денисенко, А.Т.Чистяков и др.) Исследование виброакустических характеристик сложной конструкции на примере легкового автомобиля, -;б."Акустика". Судостроительная промышленность №8 1990г. <И. М.Д.Перминов (соавтор Т.И.Денисенко). Исследование шума и инфразвука в легковых автомобилях среднею сласса,-сб."Борьба с шумом и вибрацией," Судостроение,

П.1991г.

12. М.Д.Перминов (соавтор А.Л.Круглый). Резонансные иеханоакустические колебания в салоне легкового автомобиля, - Проблемы машиностроения и надежности лашин №5.1992г.

13. М.Д.Перминов (соавтор Т.И.Денисенко). Технология ^следования механизма механоакустических колебаний в сабине грузового автомобиля, -сб. докладов конференции NOISE 93". С.Петербург 1993г.

СПИСОК ОСНОВНЫХ ИСПОЛЬЗОВАННЫХ 1ИТЕРАТУРНЫХ ИСТОЧНИКОВ.

14. Артоболевский И.И.,Бобровницкий Ю.И.,ГенкинМ.Д. Зведение в акустическую динамику машин. М.:Наука. 1>изматгиз.1979, 296с.

5. Бабаков И.М. Теория колебаний.-М.:ГИТТЛ,1988,628с.

6. Бате К.,Вилсон Е. Численные методы анализа и метод онечных элементов.Пер.с англ.М.:Стройиздат, 1982,448с.

7. Бендат Дж.,Пирсол Л. Измерение и анализ случайных 1роцессов.-М.:Мир, 1974.

8. Вибрация в технике: Справочник в 6-ти т. под общей

ред. К. 8 .Фролова. • М. .'Машиностроение, 1979-1981 г.

49. Диментберг Ф.М..Шагалов К.Т.,Гусаров А.А.Колебания машин.-М. Машиностроение, 1969.

50. Димечтберг Ф.М..Фролов К.В.Вибрация в технике и человек.-М.:3нание, 1987,160с.

51. Зенкевич О.К.Метод конечных элементов в технике.-М.:Мир,1975,542с.

52. Крон [".Исследование сложных систем по частям: Диакоптика.-М.: Наука,1972,542с.

53. Луканин В.Н.,Гудцов В.Н..Бочаров Н.Ф. Снижение шума автомобиля. М.:Машиностроение, 1981,158с.

54. Льюнг Л. Идентификация систем. Теория для пользователя. Пер.с англ.-М.: Наука, Физматгиз,1991,432с.

55. Нашиф А,, Джоунс Д., Хендерсон Дж. Демпфирование колебаний. Пер.с англ.-М., Мир, 1988,488с,

56. Постнов В.А. Численные методы расчета судовых конструкций. Л.:Судостроение, 1977,279с.

57. Рандалл Р.Б.Частотный анализ. Дания,Брюль и Кьер, 1989, 388с.

58. Скучик Е. Простыв и сложные колебательные системы. Пер. с англ. М.:Мир,1971,577с.

59. Соболь М.М., Статников Р.Б. Выбор оптимальных параметров в задачах со многими критериями.М.:Наука, 1981,107с.

60. Тольский В.Е. Виброакустика автомобиля.-М.: Машиностроение, 1988,144с.

61. Фролов К.В. Вибрация-друг или враг? М.: Наука, 1984, 144с.

62. Bishop R.E.D. and Johnson D.C. The Mechanics of Vibratioi Mc. Graw-Hilt.

63. Ewins D.J. Modal Testing: Theory and Practice. Research Studies Press Ltd., Letchworth, Herts, England.

64. Hassall J,R.,Zavery K. Acoustic Noise Measurements. Bruel & Kjaer, Sweden,1988, 310p.

65. Noise and Vibration, ed. White R.G., Walker J.G. Ellis Horword 'id. England, 1988, 866p.

66. Hurty W.C.'Dynamic Analisis of Structural Systems Using Component Modes", AIAA Journal .vol.3.April 1965,pp678-685.

БЛАГОДАРНОСТИ.

Начальный импульс в исследовании колебаний сложных систем и конструкций, полученный автором в конце 60-х годов в таборатории теории колебаний ИМАШ от д.т.н.К.1 .Шагалова и *.т.н.,проф.Ф.М.Димемтберга, был поддержан в отделе Зиомеханики систем человек-машина академиком К.В.Фроловым.

В дальнейшем число коллег и друзей, работающих в этом вправлении стало достаточно большим, чтобы можно было юречислить их всех в докладе, поэтому автор вынужден >граничиться только общей глубокой благодарностью за юддержку этой работы всем сотрудникам института, >а ботающим в области вибрации систем: отдала биомеханики ;истем человек-машина, отдела виброакустики машин и отдела леханики машин, с которыми основные идеи работы ¡Осуждались как на научных семинарах, так и в процессе |роведения ряда совместных экспериментальных работ.

Огромную поддержку автор и коллектив сотрудников, »аботающих с ним, получил от сотрудников ряда лабораторий и ¡юро УКЭР ОАО ГАЗ , ПО УАЗ и ПО ЗИЛ при проведении •кспериментальных работ на стендах заводов и от сотрудников »ИСХОМ и РОСТСЕЛЬМАШ при проведении виброакустических юпытаний комбайна Дон-1500, за что им глубокая благодарность >т диссертанта.