автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Выбор рациональных характеристик опор силового агрегата переднеприводного легкового автомобиля

кандидат технических наук
Окунев,
Алексей Павлович
город
Тольятти
год
2010
специальность ВАК РФ
05.05.03
Автореферат по транспортному, горному и строительному машиностроению на тему «Выбор рациональных характеристик опор силового агрегата переднеприводного легкового автомобиля»

Автореферат диссертации по теме "Выбор рациональных характеристик опор силового агрегата переднеприводного легкового автомобиля"

004612753

на правах рукописи

ОКУНЕВ Алексей Павлович

ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ОПОР СИЛОВОГО АГРЕГАТА ПЕРЕДНЕПРИВОДНОГО ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ

Специальность 05.05.03 - «Колесные и гусеничные машины»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Тольятти — 2010

1 8 НОЯ 2010

004612753

Работа выполнена в Тольяттинском государственном университете и на ОАО «АВТОВАЗ».

НАУЧНЫЙ РУКОВОДИТЕЛЬ кандидат технических наук, доцент

Черепанов Леонид Ананьевич

ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ

доктор технических наук, профессор Нюнин Борис Николаевич

кандидат технических наук, доцент Квасновская Наталия Петровна

ВЕДУЩАЯ ОРГАНИЗАЦИЯ ООО «ПСА ВИС-АВТО»

Просим Вас принять участие в заседании диссертационного совета или направить по указанному адресу отзывы в двух экземплярах, заверенные печатью.

Защита состоится «9» декабря 2010г. в 16°° часов на заседании диссертационного совета Д 212.140.01 при Московском государственном техническом университете «МАМИ» по адресу: 107023. г. Москва. ул. Б.Семеновская. 38. МГТУ «МАМИ». ауд. Б-304. тел. (495)369-95-27, факс.: (495)369-07-78, e-mail: katic@mami.ru

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке Московского государственного технического университета «МАМИ».

Автореферат разослан « 8 » ноября 2010 г.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Конкуренция среди автопроизводителей на мировом рынке настолько высока, что заставляет заводы применять наукоемкие и прогрессивные технологии при разработке и испытаниях нового автомобиля, направленные на улучшение его эргономических показателей и виброкомфорта. Низкие уровни шума и вибрации являются критериями качества транспортного средства.

В настоящее время на предприятиях используются различные методики проектирования элементов, отвечающих за снижение вибронагруженности (опор силового агрегата, металлокомпенсатора угловых колебаний системы выпуска отработавших газов и т.д.), но в них не полностью учитываются конструктивные, технологические факторы; сами методики не используют в полной мере возможности современных вычислительных средств и затратны.

Для успешного конкурирования с другими автопроизводителями, а также в связи с более ужесточающимися требованиями к уровням вибрации со стороны нормативно-законодательных документов и стандартов следует активно использовать возможности современных методов исследования и инженерного анализа. К таковым относится метод конечных элементов, который позволяет учесть все особенности поведения реальной конструкции.

Снижение уровней вибрации переднеприводных легковых автомобилей с использованием метода конечных элементов (МКЭ) на стадии их проектирования путем выбора рациональных характеристик опор силового агрегата с учетом влияния системы выпуска отработавших газов относится к актуальным проблемам автомобилестроения.

Цель работы: повышение виброкомфорта переднеприводного легкового автомобиля с поперечным расположением силового агрегата с учетом наличия системы выпуска отработавших газов на стадиях его проектирования и доводки.

Объект исследования: переднеприводный легковой автомобиль ВАЗ-1118 «Калина».

Методы исследования. В работе применены методы теории колебаний, МКЭ, теории планирования эксперимента, имитационного математического моделирования, математической статистики, численные методы математического анализа, экспериментальные методы исследования

вибронагруженности автомобиля.

Научная новизна работы заключается в следующем:

• разработана пространственная конечно-элементная модель (КЭМ) переднеприводного легкового автомобиля, отличающаяся от ранее известных учетом системы выпуска отработавших газов, податливости кузова, характеристик опор силового агрегата и позволяющая оценивать уровни вибропараметров для различных режимов работы автомобиля на стадиях его проектирования и доводки;

• разработана расчетная и КЭМ металлокомпенсатора угловых колебаний сильфонного типа в составе системы выпуска отработавших газов, позволяющая корректно моделировать ее влияние на уровни вибрации контрольных точек автомобиля и силового агрегата;

• разработан алгоритм поиска рациональных нелинейных характеристик опор силового агрегата с применением МКЭ, позволяющий на стадиях проектирования и доводки автомобиля снизить уровни вибрации в контрольных точках;

• разработана комплексная методика оценки вибрационного состояния и повышения виброкомфорта переднеприводного легкового автомобиля с поперечным расположением агрегата, отличающаяся от ранее известных, учетом системы выпуска отработавших газов и позволяющая находить характеристики опор силового агрегата, обеспечивающие минимальные уровни виброускорений в контрольных точках на стадиях проектирования и доводки автомобиля.

Практическая ценность:

• оценено влияние колебаний системы выпуска отработавших газов на уровни вибраций переднеприводного легкового автомобиля на разных режимах его работы;

• реализована разработанная КЭМ автомобиля в программном комплексе КАБТКАЫ, которая используется для оценки вибронагруженности автомобиля на ОАО «АВТОВАЗ»;

• результаты работы, разработанный алгоритм и методика использованы на ОАО «АВТОВАЗ» при доводке автомобиля ВАЗ-1118 «Калина», а также могут быть использованы различными автопредприятиями и НИИ при проектировании новых и доводке выпускаемых автомобилей по уровням вибрации.

Реализация работы. Уточненная КЭМ автомобиля, как колебательной системы и алгоритм поиска характеристик опор силового агрегата используется специалистами ОАО «АВТОВАЗ» при проектировании и доводке автомобилей по показателям виброкомфорта, а также в инжиниринговой компании ЗАО НПП «Тэкникал консалтинг». Результаты работы используются в учебном процессе на кафедре «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы обсуждались:

• на научном семинаре «Проектирование колесных машин», посвященного 70-летию кафедры «Колесные машины» МГТУ им Н.Э. Баумана (МГТУ им Н.Э. Баумана, Москва, 22-23 ноября 2006 г.);

• на Всероссийской научно-техническая конференции, посвященная 70-летию факультета «Специальное машиностроение» МГТУ им. Н.Э. Баумана (МГТУ им Н.Э. Баумана, Москва, 22-23 мая 2008 г.);

• на Всероссийской научно-технической конференции с элементами научной школы для молодежи «Проведение научных исследований в области машиностроения» (Тольяттинский государственный университет, Тольятти, 27-28 ноября 2009 г.);

• на кафедре «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета (Тольятти, 2005-2010 гг.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 4 печатных работы, в том числе 1 работа в издании, одобренном ВАК.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, библиографического списка и приложений. Работа содержит 142 страницы машинописного текста, 56 рисунков и 15 таблиц, библиография — 113 наименований, 18 приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертационной работы, формулируется цель, научная новизна и практическая значимость полученных результатов.

В первой главе выполнен анализ работ, посвященных теоретическим и экспериментальным исследованиям вибронагруженности автомобиля.

Проблеме колебаний и виброакустике транспортных средств и их

силовых установок посвящены исследования Ананьева И.В., Бидермана B.JL, Бочарова Н.Ф., ГаниеваР.Ф., Григорьева Б.А., ГудцоваВ.Н., Гусакова Н.В., Дементьева Ю.В., Диментберга Ф.М., Дин-Авернса Р., Квасновской Н.П., Ковальчука A.B., Кондрашкина С.И., Контанистова С.П., Корчемного JI.B., Латышева Г.В., Ломакина В.В., Луканина В.Н., Лукина П.П., Масаидова М.С., МасловаИ.Т., Минаева A.A., МинкинаЛ.М., Мишина Л.М., НарбутаА.Н., Наследова П.В., Новокшонова В.К., Нюнина Б.Н., Пановко Я.Г., Петунина В.П., Покорного Б.П., Полунгяна A.A., Потураева В.Н., Резвякова Е.М., Родионова В.Ф., Ротенберга Р.В., Светлицкого В.А., Семенова В.М., Силаева A.A., Соломатина Н.С., Терентьева А.Н., Тимофеева П.Г., Тимошенко С.П., Тольского В.Е., Фролова К.В., Хачатурова A.A., Хинкла И.Е., Цзе Ф.С., Черепанова Л.А., Шарипова В.М. Щуплякова B.C., Яценко H.H., Corcoran P.E., Jonson S.R., Kawamoto Atsushi, Lu Zhen-Hua, Morita Isamy, Ponslet E.R., Nam H.Kim, Racca R.S., West J.P. и многих других.

Среди исследований, посвященных вопросам применения метода конечных элементов в автомобилестроении можно выделить работы Орлова Л.Н., Зузова В.Н., Щелкового С.Н., Синильникова О.В., Квасновской Н.П., Крутолапова В.Е., Соломатина Н.С. и ряда других.

Бесспорными преимуществами МКЭ по сравнению с другими методами исследования вопросов вибронагруженности и виброакустики является максимальная приближенность формы и детализации конечно-элементной модели исследуемой конструкции к реальному объекту.

К достоинствам метода можно отнести интеграцию средств инженерного анализа в процесс твердотельного моделирования на различных этапах проектирования и доводки автомобиля, возможность учета жесткости кузова автомобиля, нелинейных демпфирующих и жесткостных характеристик опор силового агрегата, системы выпуска, а также других узлов и агрегатов.

Анализ работ по вибронагруженности транспортных средств показывает, что реакция кузова и системы выпуска отработавших газов при поперечной установке двигателя значительно отличается от классической компоновки. Направление пульсаций опрокидывающего момента в этом случае совпадает с направлением изгибных колебании кузова, что вызывает его повышенную склонность к возникновению вибрации. Система выпуска отработавших газов оказывает повышенное сопротивление угловым колебаниям силового агрегата, так как вынуждена работать на изгиб. Это сопротивление упругое, оно

дополнительно повышает угловую жесткость опор силового агрегата, а с другой стороны - приводит к серьезной проблеме усталостной прочности системы выпуска из-за напряжений изгиба. Однако, неясным остается вопрос о влиянии системы выпуска отработавших газов на вибрационное состояние автомобиля.

Кроме того, предлагаемые авторами пространственные математические модели не учитывают некоторые аспекты поведения реальной конструкции, связанные с нелинейностью характеристик опор силового агрегата, податливостью кузова в местах крепления силового агрегата.

На основании анализа выполненных исследований и, исходя из цели настоящей работы, сформулированы задачи исследования:

1. Разработать пространственную динамическую и КЭМ переднеприводного легкового автомобиля, учитывающую нелинейность характеристик опор силового агрегата, наличие системы выпуска отработавших газов с учетом металлокомпенсатора угловых колебаний и податливости кузова в местах крепления опор силового агрегата.

2. Провести анализ вибрационного состояния автомобиля на выбранных режимах работы.

3. Определить необходимые экспериментальные данные для наполнения КЭМ автомобиля и провести проверку адекватности разработанных КЭМ.

4. Оценить влияние системы выпуска на вибрационное состояние автомобиля на выбранных режимах работы.

5. Провести поиск рациональных нелинейных характеристик опор силового агрегата легкового автомобиля, обеспечивающих низкие уровни вибрации в контрольных точках.

6. Разработать комплексную методику оценки вибрационного состояния и повышения виброкомфорта переднеприводного легкового автомобиля с поперечным расположением агрегата, учитывающую систему выпуска отработавших газов и позволяющую находить рациональные характеристики опор силового агрегата, обеспечивающие минимальные уровни виброускорений в контрольных точках на стадиях проектирования и доводки автомобиля на основе МКЭ.

Вторая глава посвящена описанию выбранной динамической и математической модели автомобиля, разработке его пространственной КЭМ и обоснованию изменений, внесенных в модель в процессе ее доводки.

Автомобиль состоит из узлов и деталей не являющихся абсолютно

жесткими элементами, которые соединены между собой разного рода связями. Математическое описание, точно учитывающее эти параметры, в виду большого числа дифференциальных уравнений, возможно при использовании вариационных методов и МКЭ, в частности.

Динамическая расчетная схема, являющаяся основой для пространственной КЭМ автомобиля представлена на рис. 1.

Общий вид математической модели, описывающей колебания автомобиля, реализованной в программном комплексе МАБТКАЫ, основанном на методе конечных элементов, представляет собой систему дифференциальных уравнений:

где ||А/|| -матрицамасс;

«(/) - вектор обобщенных ускорений; ||В[й(1)]|| - матрица демпфирования; и ) - вектор обобщенных скоростей; ||ЛГ[и(/)]|| - матрица жесткости; и и) - вектор обобщенных координат; -Р И - вектор внешних силовых факторов.

Структура матриц масс, демпфирования и жесткости определяется конструкцией объекта исследования.

Пространственная КЭМ автомобиля без учета податливости кузова (рис. 2) условно состоит из нескольких подсистем: кузова автомобиля, силового агрегата и его опор, системы выпуска отработавших газов, передней и задней подвесок.

Пространственная КЭМ автомобиля с учетом податливости кузова (рис. 3) содержит подсистемы, аналогичные КЭМ автомобиля без учета податливости кузова я отличается от нее детальной проработкой каркаса кузова, мест крепления опор силового агрегата, рулевой колонки и других узлов.

Обе КЭМ имеют в своем составе дополнительную КЭМ оснастки, обеспечивающей передачу кинематического возмущения от микронеровностей покрытия при имитации движения по различным дорогам.

В качестве исходных данных для наполнения КЭМ использована конструкторская документация и результаты испытаний (характеристики опор силового агрегата, металлокомпенсатора угловых колебаний системы выпуска отработавших газов, шин). После разработки и отладки КЭМ проведена проверка ее адекватности.

КЭМ силового агрегата (рис. 4) смоделирована в виде абсолютно жесткого тела, обладающего заданными массово-инерционными характеристиками, а каждая из его трех опор выполнена в виде трех взаимноперпендикулярных упруго-демпфирующих конечных элементов типа CELAS 1 с заданными нелинейными статическими характеристиками вдоль осей X, Y и Z, скорректированными на величину динамической поправки D,)UH. Как показывает анализ общедоступных источников величина этого коэффициента для опор изготовленных из натурального каучука практически линейно возрастает с увеличением частоты.

Рис.2. КЭМ автомобиля без учета податливости кузова

Рис.3. КЭМ автомобиля с учетом податливости кузова

Для оценки влияния системы выпуска отработавших газов на уровни виброускорений в контрольных точках объекта исследования разработана КЭМ (рис. 5), учитывающая наличие металлокомпенсатора угловых колебаний

сильфонного типа.

центр масс ситового агрегата

задняя опора силового агрегата

правая опора силового агрегата

• " сосредоточенная масса

точка приложения возмущающих воздействий при работе двигателя

левая опора силового агрегата

Рис. 4. КЭМ силового агрегата Система выпуска отработавших газов объекта исследования состоит из каталитического нейтрализатора (на рис. 5 не показан), дополнительного глушителя с компенсатором угловых колебаний сильфонного типа и основного глушителя. Система выпуска отработавших газов крепится к кузову автомобиля с помощью упругих подушек (подвесов).

крепление к силовому агрегату

Рис.5. КЭМ системы выпуска отработавших газов

подушки подвески глушителя

Расчетная модель металлокомпенсатора угловых колебаний разработана на основании проведенных экспериментов по определению его упруго-демпфирующих характеристик. Анализ полученных данных показал, что металлокомпенсатор обладает нелинейными характеристиками упругости вдоль оси X, и в плоскостях XX и ХУ. Жесткость металлокомпенсатора вокруг оси X чрезвычайно высока, а смещения в плоскостях XI, ХУ практически отсутствуют.

Демпфирующие свойства оцениваются эквивалентным вязким трением, значения которого получены на основании оценки работы энергии рассеяния на основании петли гистерезиса. Вдоль оси X коэффициент эквивалентного вязкого трения равен 0,02 Н-с/м, а крутильная (для плоскостей Х2, и ХУ) составляет 0,03 Н-с/м. В итоге предложена расчетная модель металлокомпенсатора, на основании которой, разработана ее КЭМ (рис. 5), реализованная в виде упруго-демпфирующего конечного элемента типа СВШН соединяющего две части дополнительного глушителя, которые соединяются с элементом СВШН с помощью двух абсолютно жестких элементов типа ИВЕ2.

Для оценки влияния системы выпуска отработавших газов для вибрационное состояние автомобиля также разработана дополнительная ее КЭМ, в которой отсутствует металлокомпенсатор угловых колебаний, т.е. дополнительный глушитель выполнен в виде единого элемента. В остальном ее КЭМ идентична представленной на рис.5.

В качестве возмущающих воздействий на КЭМ при расчетах использованы: кинематическое воздействие со стороны дороги (для всех режимов работы, кроме холостого хода), неуравновешенные силы инерции второго порядка и полигармонический крутящий момент, приложенный к центру двигателя.

Кинематическое воздействие дороги на все четыре колеса задано в КЭМ в виде массива данных, полученных в результате генерации микропрофиля дорог I и II категорий с помощью подпрограммы, написанной в среде БсПаЬ

(бесплатный аналог пакета МАТ1АВ). В основе подпрограммы лежит алгоритм, разработанный на кафедре «Автомобили им. Е.А. Чудакова» МГТУ МАМИ.

Расчет с помощью МКЭ проведен на основании решения «нелинейного анализа переходных процессов» во временной области, позволяющего учесть нелинейные эффекты и свойства конечных элементов модели.

В третьей главе описаны проведенные экспериментальные исследования по определению нелинейных характеристик опор силового агрегата, металлокомпенсатора угловых колебаний, а также дорожные и стендовые испытания автомобиля на выбранных режимах работы (холостой ход при 840 мин"1, интенсивный разгон на третьей передаче, равномерное движение по скоростной дороге со скоростями 60, 90 и 120 км/ч и по малоизношенному булыжнику со скоростями 45 и 60 км/ч).

Основным объектом экспериментальных исследований является переднеприводный легковой автомобиль ВАЗ-1118 «Калина».

Экспериментальные исследования по определению статических характеристик опор силового агрегата, характеристик радиальной жесткости шин, а также характеристик металлокомпенсатора угловых колебаний проведены на лабораторно-испытательном оборудовании кафедры «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета.

Дорожные испытания автомобиля проведены на участке скоростной дороги с асфальтобетонным покрытием (категория I) в Самарской обл. и на испытательном треке ОАО «АВТОВАЗ» — на дороге с булыжным покрытием (категория II) в соответствии с требованиями, указанными в ОСТ 37.001.275-84. Стендовые испытания автомобиля проведены на специальной установке с беговыми барабанами совместно со специалистами Отдела исследования шумов и вибрации ОАО «АВТОВАЗ» для режимов имитации интенсивного разгона на третьей передаче и холостого хода.

При проведении дорожных и стендовых испытаний автомобиля регистрируемыми параметрами выступали виброускорения в контрольных

точках автомобиля (в зависимости от выбранного режима):

• на опорах силового агрегата («до» и «после» опоры);

• на салазках сиденья водителя;

• на рулевом колесе;

• на ступицах передних и задних колес;

• в местах крепления передней и задней подвесок к кузову.

В четвертой главе проведен анализ вибрационного состояния объекта исследования и выполнена проверка адекватности разработанной КЭМ.

Выполнены расчеты по определению собственных частот и форм колебаний силового агрегата, системы выпуска отработавших газов и кузова автомобиля. Анализ расчетов показывает, что для двигателя первые пять собственных частот находятся в дорезонансной зоне, определяемой минимально устойчивой частотой вращения коленчатого вала — 840мин"'.

Анализ результатов нелинейного динамического расчета КЭМ в диапазоне 3...100 Гц для выбранных режимов работы показал адекватность выбранной модели. Адекватность оценивалась по средним квадратическим значениям (СКЗ) виброускорений в контрольных точках. Погрешность расчетов составляла 12... 14%.

Наибольшее влияние системы выпуска отработавших газов (СВОГ) на уровни виброускорений в контрольных точках выявлено на режимах холостого хода (табл. 1) и интенсивного разгона на третьей передаче (рис.6). Виброускорения в некоторых контрольных точках имели более высокие (до 19 %) показатели по сравнению с КЭМ без учета системы выпуска отработавших газов.

Меньшая погрешность расчета по уровням виброускорений на рулевой колонке (рис. 6) достигается при использовании КЭМ автомобиля с учетом податливости кузова. Это достигается за счет учета конечной жесткости рулевой колонки и ее собственных форм колебаний, которые особо проявляются

на режиме интенсивного разгона и на холостом ходу.

СВОГ (базовый вариант)

С80Г (8еэ меимокоипвисагор^

Влриам СВОГ б)

СВОГ (базовый вариант) Без СВОГ С5СГ (Ью мвталлоизыпенсвтора) СЭС

Варна« СВОГ

Рис. 6. Влияние системы выпуска отработавших газов на СКЗ виброускорений в контрольных точках на режиме интенсивного разгона: а) на рулевом колесе (РК) и салазках сиденья водителя (ССВ); б) на задней опоре силового агрегата (СА)

В направлении оси X

1 зооо ноо нов ш> )боо *ооо им Частота вращешя коленвала двигателя, мпв'1

В направлении оси 1

В направлении оси У

Н! ие V! IX 12!

1 N <

К М? №5 к ✓ •>1 \ N

\ >< >> >

и — -- у.

\ г >•

К -

Частота вращенш *оп«в»аяа двпгатсяя, ипн

Эксперимент

-КЭМ с учетом податливости пузом

—— ЮМ беа учета податливости кумва

о системой выпуока отработавших пэов

-----КЭМ бе» учета податливости кузова

С»* системы выпуска отработавших гмов

'"¡200 Ш 2000 ИЗО 2800 Ш 3600 1000 И00 1800 5200

Частота вращеявл колеквала двпгатеи, млн"1

Рис. 7. Уровни виброускорений на рулевом колесе на режиме интенсивного разгона

Результаты расчета СКЗ виброускорений автомобиля на режиме холостого хода показывают влияние системы выпуска отработавших газов практически по

всем направлениям измерений (табл. 1).

Таблица 1

Контрольная ТОЧКЩ СКЗ виброускореннй (в диапазоне 3-100 Гц), м/с'

Направление измерения

X У г

Исп. Услож. КЭМ Упрощ. КЭМ Пров. КЭМ Исп. Услож. КЭМ Упрощ. КЭМ Пров. КЭМ Исп. Услож. КЭМ Упрощ. КЭМ Пров. КЭМ

Рулевое колесо 0,51 0,49 0,33 0,27 0,37 0,31 0,14 0,11 0,47 0,41 0,33 0,23

Салазка сиденья водителя (левая) 0,04 0,03 0,03 0,024 ОД 0,93 0,89 0,84 0,05 0,052 0,053 0,04

Кронштейн двигателя г.равой опоры СА и 1.25 1ДЗ 1,07 0.51 0,47 0,45 0,43 2,3 2,15 2,18 2,01

Правый лонжерон в зоне правой опоры СА 0,09 0,08 0,08 0,О7 0,18 0,18 0,16 0,15 0,09 0,08 0,081 0,07

Кронштейн двигателя левой опоры СА 0,76 0,69 0,65 0,60 0,43 0,44 0.45 0,42 1,5 1,42 1,41 1,30

Левый локжерон в зоне левой опоры СА 0,04 0,042 0,045 0,04 0,24 0,25 0,22 0,19 0,13 0,11 0,1 0,09

Кронштейн двигателя задней опоры СА 1,0 0,92 0,86 0,80 0,99 1,02 0,94 0,90 <.5 1,53 1,54 1,42

Кузов в зоне задней опоры СА 0,07 0,067 0.059 0,051 0,16 0,14 0,13 0,12 0,05 0,045 0,042 0,03

В пятой главе на основе разработанной КЭМ автомобиля выполнен расчетный эксперимент, по результатам которого определены рациональные характеристики опор силового агрегата по критерию минимальных значений СКЗ виброускорений в выбранных контрольных точках.

Расчетный эксперимент построен на использовании трехуровневого дробно-факторного плана вида 3(к-р), который позволяет отсеивать максимальное число главных эффектов при возможно меньшем числе опытов. В расчете участвовал 81 вариант композиции характеристик опор силового агрегата.

В качестве факторов X,, Хг, Х3, Х4, Х5, Х6, Х7, Хн, Хд расчетного эксперимента использованы статические характеристики опор силового

агрегата вдоль осей X, У и 7, соответствующих осям системы координат автомобиля с поправкой на коэффициент динамичности.

Выбранные факторы варьировались на трех уровнях, обозначенных соответственно «+1», «О» и «-1». Уровень «О» соответствует «базовому» варианту опор силового агрегата (соответствует полученным экспериментальным данным). Уровень «+1» соответствует более «жесткой» характеристике, значения которой увеличены на 50% относительно «базового» варианта. Уровень «-1» соответствует более «мягкой» характеристике, значения которой уменьшены на 50% относительно «базового» варианта.

Характеристики опор силового агрегата для направления вдоль оси Ъ, полученные в соответствии с выбранным дробно-факторным экспериментом представлены на рис. 8.

Для сравнения композиций и оценки различных уровней вибрации в контрольных точках на выбранном режиме — режиме интенсивного разгона на третьей передаче использован обобщенный критерий желательности Харрингтона, являющийся безразмерной формой комплексной оценки рассматриваемых параметров:

^Л'^зА'^ЧЧЛЛ'^о^п'¿и , (2)

где - частные критерии желательности образованные из СКЗ

виброускорений соответственно для салазок сидения водителя в направлениях X, У, Ъ, рулевого колеса в направлениях X, У, Ъ, задней опоры силового агрегата в точке на силовом агрегате в направлениях X, У, Ъ и задней опоре силового агрегата в точке на кузове в направлениях X, У, Ъ.

Рис.8. Характеристики упругости опор силового агрегата вдоль оси Ъ\ а) левой;

б) правой; в) задней

Каждый из частных критериев образован по зависимости:

¿1=е-'" , (3)

где У '.-ьо+ьпУ, . преобразованные расчетные уровни СКЗ виброускорений в контрольных точках.

Каждому частному критерию присвоены граничные значения: 0,2 — наихудшее и 0,8 — наилучшее,

Таким преобразованиям подвергались все результаты расчетного эксперимента. Наиболее оптимальной с точки зрения минимальных СКЗ

виброускорений в выбранных контрольных точках является композиция №16,

У =4-1 X X = 0

уровни варьирования факторов в которой равны л< ; 2 , 3 ;

Х4= + 1 . Х5=+1 . Х6=0 . Х7=+1 . Х,=0 . Х9=-1 . При этом

данная композиция имеет наибольшее значение обобщенного критерия желательности £>=0,693 Снижение СКЗ виброускорений в контрольных точках для данной композиции составляет 29% (для рулевой колонки и салазок сиденья водителя в направлении оси Т) по сравнению с базовым вариантом.

На рис. 9 представлен график изменения СКЗ виброускорений в контрольных точках для базового и наилучшего варианта.

0 .6 1.......................................-............-..................—..............-.....................................—......................-..........-.................................................................................—......—................................

■ Базовый вариант ■Я Предлагаемый вариант

Контрольная точка

Рис.9. СКЗ виброускорений в контрольных точках автомобиля для базового и улучшенного варианта опор силового агрегата

На основании вышеизложенного разработан алгоритм поиска характеристик опор силового агрегата (рис. 10) с целью улучшения виброкомфорта автомобиля, а также комплексная методика оценки вибрационного состояния и повышения виброкомфорта переднеприводного легкового автомобиля с поперечным расположением агрегата, учитывающая систему выпуска отработавших газов на основе МКЭ.

Рис.10. Алгоритм поиска рациональных характеристик опор силового

агрегата

Основные результаты и выводы:

1. Разработана пространственная динамическая модель автомобиля и на ее основании разработана КЭМ исследуемого объекта, учитывающая нелинейность характеристик опор силового агрегата, наличие системы выпуска отработавших газов с металлокомпенсатором угловых колебаний сильфонного типа, податливости кузова и рулевой колонки.

2. На основании экспериментальных данных проведен анализ вибрационного состояния переднеприводного легкового автомобиля на режимах холостого хода, интенсивного разгона на третьей передаче, равномерного движения со скоростями 60, 90 и 120 км/ч по дороге категории I, а также со скоростями 45 и 60 км/ч по дороге категории II.

3. Определены необходимые экспериментальные данные для наполнения КЭМ и проведена проверка адекватности разработанных упрощенной и усложненной КЭМ. В результате, для дальнейших расчетов принята КЭМ автомобиля, включающая в себя систему выпуска отработавших газов, нелинейные характеристики опор силового агрегата. Погрешность расчетов находится в пределах 12... 14%.

4. Система выпуска отработавших газов увеличивает СКЗ виброускорений в контрольных точках в диапазоне 3...100 Гц на следующих режимах работы: на холостом ходу на 19...25%, при интенсивном разгоне на третьей передаче на 18...24%, при движении по дороге категории II на 16...22% и при движении по дороге категории I не оказывает влияние.

5. Проведен поиск рациональных нелинейных характеристик опор силового агрегата с применением дробно-факторного расчетного эксперимента, состоящего из 81 расчетной композиции. Наилучшие показатели по виброкомфорту обеспечивает композиция №16. При этом достигается снижение СКЗ виброускорений на рулевом колесе в направлении оси Ъ с 0,52 м/с2 до 0,37 м/с2 (на 29%), салазках сиденья водителя в направлении

оси Ъ с 0,37 м/с2 до 0,27 м/с2 (на 27%).

6. Разработана комплексная методика оценки вибрационного состояния и повышения виброкомфорта переднеприводного легкового автомобиля с поперечным расположением агрегата, учитывающая систему выпуска отработавших газов и позволяющая находить рациональные характеристики опор силового агрегата, обеспечивающие минимальные уровни виброускорений в контрольных точках на стадиях проектирования и доводки автомобиля на основе МКЭ.

7. На ранних стадиях проектирования и доводки автомобиля по виброкомфорту с использованием метода конечных элементов можно использовать упрощенную КЭМ. Однако, для учета всех тонкостей поведения реальной конструкции в дальнейшем необходимо переходить к использованию усложненной КЭМ, включающей в себя детально проработанные кузов, рулевую колонку и другие элементы.

Основные положения диссертационного исследования опубликованы в следующих работах:

1. Черепанов, Л.А. Особенности создания конечно-элементных моделей подрессоривания силового агрегата переднеприводных легковых автомобилей / Л.А. Черепанов, А.П. Окунев // Материалы научного семинара «Проектирование колесных машин», посвященного 70-летию кафедры «Колесные машины» МГТУ им Н.Э. Баумана - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2006. - С. 174.

2. Черепанов, Л.А. Моделирование упругих элементов системы подрессоривания силового агрегата легкового переднеприводного автомобиля методом конечных элементов / Л.А. Черепанов, А.П. Окунев, И.В. Подкорытов // Проблемы и перспективы автомобилестроения в России: материалы Всерос. науч.-техн. конф., ОАО «Ижевский автомобильный завод», 30-31 октября 2007 г. - Ижевск: Изд-во ИжГТУ,

2008.-С. 275-279.

3. Соломатин, Н.С. Особенности моделирования системы подрессоривания силового агрегата переднеприводного легкового автомобиля методом конечных элементов / Н.С. Соломатин, Л.А. Черепанов, А.П. Окунев // Проведение научных исследований в области машиностроения : сборник материалов Всероссийской научно-технической конференцией с элементами научной школы для молодежи. Тольятти, 27-28 ноября 2009 г. в 3-х ч. / под общ. ред. М.М. Криштала. - Тольятти : ТГУ, 2009. - 4.2. -С. 219-221.

4. Черепанов, Л.А. Пространственная нелинейная конечно-элементная модель переднеприводного легкового автомобиля с учетом системы выпуска отработавших газов / Л.А. Черепанов, А.П. Окунев, В.Е. Рогожкин // «Известия МГТУ «МАМИ» №1(9) 2010. - М.: Изд-во МГТУ МАМИ, 2010. - С. 72-77.

Подписано в печать 25.10.2010. Формат 60x84/16. Печать оперативная. Усл. п. л. 1,0. Уч.-изд. л. 1,3. Тираж 100 экз. Заказ № 3-130-10.

Отпечатано в редакционно-издательском центре Тольяттинского государственного университета 445667, г. Тольятти, ул. Белорусская, 14

Оглавление автор диссертации — кандидат технических наук Окунев, Алексей Павлович

Введение 2010 год, диссертация по транспортному, горному и строительному машиностроению, Окунев, Алексей Павлович

Заключение диссертация на тему "Выбор рациональных характеристик опор силового агрегата переднеприводного легкового автомобиля"

БиблиографияОкунев, Алексей Павлович, диссертация по теме "Колесные и гусеничные машины"