автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Метод снижения вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля путем выбора рациональных параметров системы подрессоривания силового агрегата

На правах рукописи

Емельянов Анатолий Евгеньевич

МЕТОД СНИЖЕНИЯ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ ЛЕГКОВОГО ПОЛНОПРИВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ ПУТЕМ ВЫБОРА РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ СИСТЕМЫ ПОДРЕССОРИВАНИЯ СИЛОВОГО АГРЕГАТА

Специальность 05.05.03 «Колесные и гусеничные машины»

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

МОСКВА, 2004

Работа выполнена на кафедре «Автомобили» им. Е.А. Чудакова Московского государственного технического университета «МАМИ» НАУЧНЫЙ РУКОВОДИТЕЛЬ

кандидат технических наук, доцент Ломакин В.В. ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ:

доктор технических наук, профессор Нюнин Б.Н кандидат технических наук, доцент Анкинович Г.Г

ВЕДУЩЕЕ ПРЕДПРИЯТИЕ ФГУП НИЦИАМТ г.Дмитров

Защита диссертации состоится 10 февраля 2005 в 1400 на заседании диссертационного Совета Д212.140.01 при Московском государственном техническом университете «МАМИ» по адресу: 107023, г. Москва, ул. Б Семеновская, 38, МГТУ «МАМИ», ауд. Б-304.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью организации, просим направлять в адрес ученого секретаря диссертационного совета

Автореферат разослан «_» декабря 2004 г.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук,

профессор /С.В.Бахмутов/

2.006 -42.75-9

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. На водителя авюмобиля действует общая вибрация при колебаниях всего автомобиля и местная - от органов управления. Колебания, передаваемые человеку, вызывают повышенную утомляемость, что приводит к снижению внимания водителя и может привести к ДТП.

Исходя из этого, предельные значения уровней вибрации и шума оговорены в различных нормативных актах стран-импортеров и производителей автомобильной техники. Выполнение этих норм является обязательным требованием для заводов-изготовителей. Ввиду жестких требований, предъявляемых нормативными документами к легковым автомобилям по уровню вибрации и шума, возникает проблема снижения их вибронагруженности

Таким образом, разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности легкового автомобиля относится к одной из важных научно-технических и практических проблем отечественного и зарубежного автомобилестроения, поэтому тема диссертации, посвященная снижению вибронагруженности легкового автомобиля от работы силового агрегата, является своевременной и актуальной.

Настоящая работа посвящена исследованию вибронагруженности ле1 кового полноприводного автомобиля, виброизоляции его силового агрегата, разработке уточненного метода определения необходимой системы подрессоривания силового агрегата. В ней отражены совместные исследования, проводившиеся в 2003 - 2004 годах на кафедре «Автомобили» им. Е.А. Чудакова МГТУ «МА-МИ» и в Дирекции техническою развития (ДТР) ОАО "АВТОВАЗ"

Целью работы является снижение вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля пу[ем выбора рациональных параметров системы подрессоривания силового агрегата, включающего двигатель внутреннего сгорания, коробку передач и раздаточную коробку Это позволит на этапе проектирования и доводки автомобиля выбрать необходимую систему подрессоривания силового агрегата, предварительно оценить его виброизоляцию при движении автомобиля и, как следствие, создать легковой автомобиль, отвечающий

требованиям по вибро- и акустическому ко

Методы исследования. В основу теоретических исследований положены методы аналитической механики, численные методы математического анализа, теории математического моделирования. Практические исследования включали методы планирования и обработки результатов эксперимента

Объект исследования - легковой полноприводный автомобиль.

Научная новизна работы заключается в следующем:

• уточнена математическая модель колебаний силового агрегата, учитывающая влияние реактивных звеньев и крутильных колебаний трансмиссии автомобиля;

• в динамическую модель колебаний силового агрегата внедрена система подрессоривания" с нелинейной характеристикой упругости и разработано математическое описание этой модели;

• разработан алгоритм расчета виброактивности силового агрегата допускающего применение опор с нелинейной характеристикой упругости.

Практическая ценность. Разработан уточненный метод, предназначенный для решения задач проектирования на стадиях разработки и доводки автомобильной техники в области вибронагруженности автомобиля от работы силового агрегата. Метод включает ряд математических моделей и алгоритмов, реализованных в виде прикладного программного обеспечения, и может быть использован автомобильными предприятиями, занимающимися задачами улучшения эксплуатационных характеристик автомобилей как на стадии проектирования, так и при доводке существующих образцов.

Выполнены расчеты, на основании которых сформулированы рекомендации по улучшению конструкции перспективной модели легкового нолноприводного автомобиля.

Реализация работы. Разработанный метод решения задач снижения вибронагруженности автомобиля от работы силового агрегата на опорах с нелинейной характеристикой упругости на стадии разработки и доводки, а также созданный на его основе пакет прикладных программ, переданы в опытную эксплуатацию в ДТР ОАО "АВТОВАЗ" и используются при создании перспективных моделей легковых автомобилей. Результаты работы используются в учеб-

ном процессе по дисциплине «Констр) ирование и расчет автомобиля» на кафедре «Автомобили» им. Е А. Чудакова МГТУ «МАМИ» при проведении практических занятий, в курсовом и дипломном проектировании.

Апробация работы. Диссертационная работа рассмотрена и одобрена на заседании кафедры «Автомобили» им. Е.А. Чудакова Московского государственного технического университета «МАМИ» Основные положения диссертации были доложены на XXXIX Международной научно - технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров», на Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России», на Международной научно-технической конференции «Автомобильный транспорт в XXI веке», на V научно-практической конференции молодых специалистов ОАО "АВТОВАЗ", на 3-ей Всероссийской научно - технической конференции (1-я с международным участием) «Современные тенденции развития автомобилестроения в России», на Всероссийской выставке научно-технического творчества молодежи НТТМ-2004, г. Москва.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 9 печатных работ.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 4 глав, основных результатов и выводов. Работа в целом содержит 128 страниц машинописного текста, 45 рисунков, 14 таблиц, список литературы из 109 наименований и одно приложение.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана акгуальность работы и сформулирована ее основная цель.

В первой главе выполнен анализ работ, посвященных теоретическим и экспериментальным исследованиям виброактивности силового агрегата автомобиля, а так же факторов, влияющих на вибронагруженность легкового автомобиля. Выполнен анализ проблем проектирования систем подрессоривания автомобильных двигателей, в том числе анализ различных конструкций их опор. Про-

веден обзор динамических моделей котебаний силового агрегата автомобиля и их математических описаний.

Вопросы, посвященные колебаниям силовых установок на упругих опорах в различных областях техники, рассмотрены в работах Тольского В Е., Латышева Г.В , Ломакина В.В., Родионова В Ф., Ананьева И В , Тимофеева П.Г., Черепанова Л. А , Корчемного Л В , Минкина Л M , Бочарова H Ф , Семенова В.М., Конд-рашкина С И., Контанистова С.П., Григорьева Е.А., Покорного Б.П. и других.

Исследованию подвески автомобильных силовых агрегатов посвящены труды Тольского В Е , Латышева Г В , Потунгяна А А , Алексеева С П , Казакова A.M., Колесника К.В , Григорьева Е А . Лукина П.П , Родионова В Ф., Дементьева Ю.В., Новокшонова В К , Ковальч_\ ка А В и других. В ряде рабог подробно рассматриваются конструкции и расчет упругих элементов опор силовых установок К их числу следует отнести работы Горелика A.M., Григорьева Е.Т., Дин-Авернса Р., Потураева В.Н., Дырды ВИВ этих работах рассмотрены требования к подвескам силовых агрегатов, вопросы определения частот собственных колебаний агрегатов на подвесках, перемещений агрегатов и нагрузок в материале упругих элементов подвесок Следует особо выделить работы Тольского В.Е., в которых наиболее полно рассмотрено большинство вопросов, связанных с колебаниями силовых агрегатов автотранспортных средств

Из зарубежных работ по виброизоляции автомобильного двигателя необходимо отметить работы таких авторов как E.R. Ponslet, M S. Eldred, L.Grindeanu, Nam H. Kim, Kyung К Choi, Jiun S Chen., A Geisberger, A. Khajepour, Г Golnaraglii, Mizuho Inagaki, Atsushi Kawamoto. Takayuki Aoyama, Ken-ichi Yamamoto, Hong Jae Yim. Sang Beom I ее, Shangguan Wenbin, Lu Zhen-Hua, Shi Jianjun, West J P., Racca R.S., Corcoran P.E. и других

Оценивая общее состояние проблемы, можно сделать следующие выводы

1 Повышение безопасности и комфортабельности управления автомобилем связано с проблемой снижения уровня виброактивности силового агрегата.

2 Авторы большинства публикаций считают одним из основных источником вибрации автомобиля двигатель, а основным способом защиты кузова от вибрации работающего двигателя - опоры силового агрегата

3. При правильном выборе характеристик опор силового агрегата возможно снизить передачу вибрации на кузов

4. Известные математические модели колебаний силового агрегата (продольного расположения) полноприводного автомобиля не учитывают влияние колебаний в трансмиссии на общие колебания силового агрегата автомобиля.

5. При исследовании колебаний силового агрегата трансмиссию необходимо рассматривать как часть реактивного контура колебательной системы «силовой агрегат - трансмиссия - колеса - кузов».

6 Необходимо учитывать нелинейность характеристик упругости опор силового агрегата.

На основании сделанных выводов сформулированы основные задачи диссертации:

1. Уточнить динамическую модель колебаний силового агрегата с учетом влияния реактивных звеньев и крутильных колебаний в трансмиссии.

2. Создать математическое описание динамической модели колебаний силового агрегата.

3. Провести ряд экспериментальных и расчетных работ для получения исходных данных для математической модели.

4. Исследовать виброактивность силового агрегата полноприводного легкового автомобиля.

5. Исследовать влияние, оказываемое реактивными элементами и крутильными колебаниями грансмиссии на колебания силового агрегата.

6. Провести стендовые и дорожные испытания автомобиля с различными опорами силово! о агрегата.

7. Определить адекватность математической модели путем сравнительного анализа результатов экспериментальных и теоретических исследований.

8. Разработать метод и его алгоритм выбора опор силовою агрегата с рациональными характеристиками упругости.

9. Разработать практические рекомендации по снижению уровня виброактивности силового агрегата путем изменения характеристик опор и другими мероприятиями.

Во второй итаве описаны принципы построения динамических моделей колебаний силового агрегата с учетом влияния различных факторов. Анализ данных принципов, а также дополнительные расчеты, проведенные с целью определения степени упрощения модели, позволили выбрать динамическую модель силового агрегата и разработать ее математическое описание для полноприводного легкового автомобиля.

Динамическая модель силового агрегата представлена в виде крутильно-линейной системы (рис. 1) Крутильная система представлена массами, которые совершают колебания от положения равновесия вокруг своих осей вращения (коленчатый вал и маховик, элементы трансмиссии, колеса, автомобиль в виде маховика, кинетйческая энергия которого эквивалентна кинетической энергии движущегося автомобиля), и силовым агрегатом в виде параллелепипеда, совершающего связанные колебания вдоль и вокруг своих осей. Модель учитывает пространственное положение опор силового агрегата с разделением жестокостей по осям.

Применение энергетического метода составления дифференциальных уравнений осложняется тем, что характеристики упругости опор силового агрегата могут быть представлены в виде функции силы от перемещения в опоре С, ~ íi(x), поэтому дифференциальные уравнения совместных колебаний системы «силовой агрегат - трансмиссия» составлены с использованием принципа Да-ламбера.

Динамическая модель представлена системой уравнений (1). Данная система позволяет определить частоты вынужденных колебаний силового агрегата на трехопорной подвеске с учетом вращающихся масс трансмиссии. Влияние реактивного момента вокруг продольной оси на корпус силового агрегата не учитывалось, так как рассматривалась только установившаяся работа двигателя, при которой этот момент незначителен.

Исходные данные для проведения теоретических исследований были получены с помощью расчетов и дополнительных экспериментов. В качестве объекта теоретических исследований выбран автомобиль совместного производства СП «GM-АВТОВАЗ» модели 21236FAM1 «Шевроле-Нива»

Рис 1 Динамическая модель колебаний силового агрегата с учетом крутильных колебаний в трансмиссии

= -ск„ -(<р„- <рт + <рх)-ккп\ф^фкп+фх)+мкр ■Кп ■ Фт = скп -{<рч- <р>„ + <рх) + ккп- ($>„ -фм+фг)- сзт ■ (фкп - <ргт) - ств ■ - <рг>ш)

■ Фа„ = -с« • О,,, - <р*„ ) - с„ ■ (ф, „ - фж )

■ = • (<рт -Ф„)-Сш- {ф,к -фа)-Кш - фа) + 2 ■ Мзк • / • л, •I. ■ Фа = -Сш ■ (<Ра ~<Р»)~ Сш -(Фа-Ф^)-Кш- (Фа -фж)-Кш-(фа- Фт ) •]пгп ■ Фк„ = ~Ст. ■ (Ф„я, -фЛ„)~ Ст (Ф„ „ - ф„к )

Л. ■ Фш = С„„ ■ (фт - ^) - Сш (фт -фа)~ Кш ■ {фпк -фа) + 2-МЛ-/-гк (1)

+ с , г, /,,+Г2 г2 /)2+Сз-гз-/>3-

¿са'Ф^СуГУГ1; Л '«г+^з Уг-Къ-С^-х\-1>\-С*г хг 1>г ~ СлЗ' *з "'.з

= 'У. -С,2 'Л • у3 М„-Х = -СгГ21-С:г г2-с:3 г3 +

+ т ) ' гкш ' Ю 2 ' (С03 V + ^ СОБ 2 (р + Ц ■ X БШ ф )

Мса -X = -Сх1 -X, - Сд2 Х2-Сг3-Х3

где fca, fca, fca, ç, (pK, (p-_ - моменты инерции и углы поворота силового агрегата вокруг осей X, Y, Z соответственно;

х, у, z - перемещения силового агрегата вдоль осей X, Y, Z соответственно;

Jde> ^кт Jiki ^nh- Jai Jn.:n (Pde> <fKn <Р,К. <Р,ш, <Pn„ (Ра, <Pn?n, <р,гп ~

моменты инерции и углы поворота вращающихся частей двигателя, коробки передач, заднего моста, задних колес, переднего моста, передних колес, автомобиля как маховика, передней главной передачи и задней главной передачи соответственно.

Уравнения (2), определяющие х,, х2, х(, У/,У2, Уз zi, z2, являются уравнениями связи координат перемещения центра масс силового агрегата и координат перемещения каждой из опор.

х, =Х + ср:-/„-^-Л, у, =У + <р, 11 -<р /„ zi=Z + ç) lxl-<px /„ Xi=x+V,-l>i-V>-l,2 Уг = у + (Р< 1=7-<Р: Kl z2=Z+<py-lx2-<px-ly2 (2) х^Х + <рг-1у3-<ру-121 y}=Y + <pt L,-<p:-lf} Zi=Z + <p, lx}-<px-ly}

Для оценки влияния крутильных колебаний в трансмиссии и реактивных звеньев (коробки передач, переднего моста, заднего моста) были разработаны две дополнительные динамические модели и их математические описания. Динамическая модель без учета крутильных колебаний и реактивной связи коробки передач и мостов условно названа ДМ 1, динамическая модель с учетом реактивной связи коробки передач и крутильных колебаний в трансмиссии - ДМ 2, динамическая модель, учитывающая крутильные колебания в трансмиссии, реактивную связь коробки передач и мостов - ДМ 3

Для решения системы дифференциальных уравнений использовался метод Рунге-Кутта четвертого порядка точности.

Учет влияния реактивных элементов -коробки передач, переднего моста, заднего моста, при дополнительных расчетах позволил сделать следующий вывод: дополнительные элементы трансмиссии и реактивные связи мостов на частоты собственных колебаний силового агрегата оказывают незначительное

влияние (табл. 1). Это связанно с тем, что приведенные моменты инерции и жесткости элементов трансмиссии представляют собой величины значительно меньшие в сравнении со значениями моментов инерции и жесткостей опор силового агрегата Таким образом, для определения частот собственных колебаний силового агрегата достаточно использовать упрощенную модель без учета каких-либо реактивных звеньев и крутильных колебаний в трансмиссии - ДМ 1.

Таблица 1

Частоты колебаний, Гц

дм Вокруг Вокруг Вокруг Вдоль Вдоль Вдоль

оси X оси У оси Z оси X оси У оси Ъ

1 14,6 8,8 12,6 5,6 4,8 7,2

2 14,6 8,8 12,6 5,8 5,0 7,2

3 14,6 8,8 12,6 5,8 5,0 7,2

Сравнение амплитуд виброускорений и виброперемещений при вынужденных колебаниях проводилось при частоте возбуждения, равной частоте вращения коленчатого вала 4000 мин"1. Данный режим характеризуется наибольшей вибронагруженностыо, что приводит к соответствующему увеличению уровня как внутреннего, так и внешнего шума автомобиля

На рис 2 и рис 3 отображены результаты сравнения средних квадратичных значений виброускорений и виброперемещений силового агрегата. За уровень в 100% приняты значения колебаний вдоль и вокруг соответствующих осей модели ДМ 1.

Расхождения результатов расчета с использованием модели ДМ 1 и модели ДМ 2 являются значительными, в то же время расхождения результатов расчета с использованием моделей ДМ 2 и модели ДМ 3 являются незначительными. Анализируя полученные данные, можно сдела!Ь вывод, что доводку подвески силового агрегата от работы двигателя внутреннего сгорания с использованием принципа минимизации вибронагруженности легкового автомобиля необходимо и достаточно проводить по динамической модели с учетом реактивной связи коробки передач и крутильных колебаний в трансмиссии - ДМ 2.

100%

ДМ №2 -ДМ №3

Вокруг X

Вокруг Y

Вокруг Z

Вдоль X

Вдоль Y

Рис 2 Отиоситечъные виброускорения силового агрегата на частоте вращения коленчатого вала 4000 мин '

Рис 3 Относитечьные виброперемещения силового агрегата на частоте вращения коченчатого вала 4000 мин 1

Отсутствие учета дополншельных элементов трансмиссии при расчете колебаний силового агрегата может привесш к получению неверных данных о виб-ронагруженности легкового автомобиля, что повлечет за собой ошибочные выводы и рекомендации по доводке подвески силового агрегата Для полноты подтверждения данной гипотезы были проведены аналогичные расчеш колебаний силового агрегата при частотах вращения коленчатого вала двигателя из всего рабочего диапазона Анализ полученных результатов показывает, что распределение уровней виброперемещений и виброускорений силового агрегата сохраняется. Таким образом, установлена степень упрощения динамической модели колебаний силового агрегата полноприводного легковою автомобиля Дальнейшие теоретические исследования проводились с использованием динамической модели с учетом реактивной связи коробки передач и кругитьных колебаний в трансмиссии

Для проведения исследований виброактивности и выбора необходимой жесткости опор силового агрегата был разработан метод определения рациональных параметров системы подрессоривания силового агрегата, который описан алгоритмом (рис.4), состоящим из двух частей' теоретической и экспериментальной. Теоретическая часть алгоритма позволяет на основе математического моделирования получить рекомендации по выбору характеристик упругости опор, а также предварительно оценить вибризоляцию силового агрегата Практическая часть позволяет на основании теоретического расчета провести проверку и окончательный выбор опор подвески силового агрегата с помощью экспериментальных исследований

Теоретическая часть реализована с помощью блочно-модульного моделирования с использованием профамм МаЛСай 2000 и МаЛСоппех (рис 5)

При расчетах величина жесткости опор варьировалась в диапазоне о г 100 Н/мм до 400 Н/мм с интервалом 50 Н/мм, при этом 1 енерировалась нелинейная характеристика упругости. Эга хараюеристика была представлена в виде графика, состоящего из двух прямых с точкой включения дополнительной жесткости Включение дополнительной жесткости варьировалось в диапазоне от I мм до 5 мм статического прожатия опоры Затем полученная характеристика аппроксимировалась полиномом 3-й степени.

Рис 4 Ачгоритм определения параметров подвески си ювого агрегата (СА) 7егкового автомобиля

—

«ГМ-- -----Пачкай ( | --

__1

' Лгп

оиг0=1

ма№ск) | ^

Рис 5 Вчочно-модучьное модечирование кочеваний силового агрегата 1 - блок начальных усповий, 2 - бчок математической модечи, 3 - бчок генерации характеристик опор, 4 - бчок накопления почученных данных, 5-усчовное выражение останова модечирования, 6 - бчок останова моделирования

В результате расчетов было выяснено, что характеристики упругости передних опор удовлетворяют требованиям, предъявляемым к опорам силового агрегата, а так же был получен диапазон изменения характеристик упруг ос ги задней опоры, в пределах которого средние квадратичные значения виброускорений и виброперемещений в центре масс силового агрегата составляют 0,65 - 0,85 м/с2 на 1-й передаче на скорости 40 км/ч. Аналогичные расчеты были проведены на остальных передачах во всем скоростном диапазоне автомобиля. Анализ этих данных позволяет определить общий диапазон изменения необходимой жесткости задней опоры (рис. 6). Результаты проведенных исследований показали, что при применении задней опоры с жесткостью Сн=100 Н/мм с включением в работу дополнительной жесткости Сдоп=330 Н/мм при 3 мм статического прожатия опоры получено снижение средних квадратичных значений виброускорений на передней правой опоре от 1,03 до 1,1 раз, на передней левой опоре от 1,06 до 1,12 раз, на задней опоре от 1,2 до 4,2 раз, в центре масс силового агрегата от 1,1 до 3,2 раз в зависимости от частоты возбуждения. Таким образом, необходимо устанавливать заднюю опору повышенной жесткости при неизменности характеристик передних опор.

Рис б Диапазон изменения жесткости опоры в зависимости от изменения частоты возбуждения

В третьей главе описана методика проведения экспериментального исследования колебаний силового агрег ат а на его подвеске с учетом реактивных связей и крутильных колебаний трансмиссии автомобиля.

Объектом испытаний был выбран легковой полноприводный автомобиль «Шевроле-Нива»с продольнорасположенным силовым агрегатом. На исследуемом автомобиле установлен двигатель внутреннего сгорания Z18XE с распределенным впрыском топлива фирмы «Опель», пятиступенчатая коробка передач AW5 фирмы Aisin Aw Со., Lid (Япония), к ней присоединена раздаточная коробка BA3-21213 с помощью оршинально выполненного картера. Таким образом, на исследуемом автомобиле использован силовой агрегат, объединяющий двигатель внутреннего сгорания, коробку передач и раздаточную коробку.

Исходя из цели исследования, регистрируемыми параметрами были вертикальные и продольные колебания силового агрегата, вертикальные, продольные и поперечные колебания кронштейна, соединяющего двигатель и подушку опоры, вертикальные, продольные и поперечные колебания кронштейна, соединяющего

подушку опоры силового агрегата и кузов, вертикальные, продольные и поперечные колебания рычага переключения передач, вертикальные колебания на рулевом колесе, вертикальные колебания панели пола под ногами водителя, АЧХ виброскорости двигателя, скорость поступательного движения автомобиля, угловые колебания силового агрегата в поперечной плоскости, угловые колебания силового агрегата в вертикальной плоскости.

Регистрация данных параметров велась с помощью комплекта оборудования в Управлении специальных испытаний Дирекции технического развития (УСИ ДТР) ОАО «АВТОВАЗ». Испытания проводились как на стенде с беговыми барабанами, так и на дорогах общего пользования. В комплект измерительного оборудования входили линейный акселерометр AT 1105, трехкомпонентные пьезоэлектрические датчики ускорения KD35, трехкомпонентный датчик ускорений АП 38, датчик виброускорений 7705-1000, фирмы «Endevco», частотный анализатор Брюль и Къер 2145, частотный анализатор VIBROPORT 30 фирмы «Schenck», переносной персональный компьютер с процессором Pentium 100, АЦП плата на 16 каналов с частотой опроса датчиков 20 кГц, тахометр TAC 100 фирмы «Larson Davis».

Точность измерения значений виброускорений ± 5%. Точность измерения частоты вращения коленчатого вала двигателя ± 20 мин

Оценка проводилась на следующих основных режимах:

• автомобиль стоит на месте, возбуждение двигателем - пуск двигателя;

• автомобиль стоит на месте, возбуждение двигателем без нагрузки в диапазоне: частота холостого хода - максимальная эксплуатационная частота;

• автомобиль движется по дороге общею пользования или испытательному участку с характеристиками, соответствующими характеристикам испытательного участка №1 дороги НИДИАМТ (в соответствии с ОСТ 37.001.275-84) в режиме интенсивного разгона на 3-ей и 4-ой передаче при частоте вращения коленчатого вала от 0,45-Nne до 0,9 Nne [мин"'], где Nne частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной мощности двигателя;

• автомобиль движется по дороге общего пользования или испытательному участку с характеристиками, соответствующими характеристикам испытательного

участка № 1 дороги НИЦИАМ1 (в соответствии с ОСТ 37 001 275-84) на постоянной скорости в диапазоне от 40 км/ч до 140 км/ч на 4-й и 5-й передаче, • режимы дорожных испытаний имитируются в табораторных условиях на специальном стенде с 4-чя беговыми барабанами

Загрузка автомобиля частичная: на левом переднем сиденье - водитель, на левом заднем сиденье - измерительная аппаратура, на правом заднем сиденье -оператор.

Автомобиль комплектовался трехопорной подвеской силового агрегата, при этом задняя опора устанавливалась на поперечину, закрепленную противоположными концами на лонжеронах кузова Комплектация опор была следующая передняя правая гидроопора производства фирмы «ОМ» статической жесткостью С/= 160 Н/мм, передняя левая гидроопора производства фирмы «ОМ» статической жесткостью С,= 116 Н/мм и задняя опора - резинометаллическая производства фирмы «СопШесЬ» статической жесткостью С1= 120 Н/мм;

В четвертой главе приведены результаты экспериментальных исследований колебаний силового агрегата на подвеске.

Использованная в эксперименте комплектация с задней опорой жесткостью С7 = 300 Н/мм условно названа «жесткая», а комплектация с исходной жесткостью опоры С2 = 120 Н/мм условно названа «мягкой».

Сравнение уровней колебаний в контрольных точках (силовой агрегат в районе задней опоры, балка задней опоры, лонжерон) автомобиля «мягкой» комплектации и автомобиля «жесткой» комплектации показывает, что при установке опоры жесткостью С7=300 Н/мм произошло снижение уровня виброускорения на 8 - 12 дБ при частотах вращения коленчатого вала двигателя от 4000 до 4500 мин 1 Общий уровень виброускорений снизился в среднем на 12% во всем скоростном диапазоне эксплуатации автомобиля.

Уровни виброускорений в контрольной точке сапазок сиденья водителя автомобиля «мягкой» комплектации находятся выше соответствующих уровней автомобиля «жесткой» комплектации на 4,4-6,8 дБ (в 1,7-2,2 раза). В «мягкой» и «жесткой» комплектации автомобиля при работе двигателя на режиме холостого хода (800 мин"1) уровни виброускорений панелей кузова (панель левой двери, панель пола) соответствуют техническим требованиям на автомобиль

При равномерном движении автомобиля уровни виброускорений рулевою колеса автомобиля «мягкой» комплектации ниже соответствующих уровней виброускорений автомобиля «жесткой» комплектации на 2-7,1 дБ (в 1,3-2,3 раза), в то же время они не превышают требований технического задания на всех оцененных скоростях движения. Резонансные частоты вертикальных и поперечных колебаний рулевого колеса для обеих комплектаций автомобиля составили 33 и 30,5 Гц соответственно и удовлетворяют требованиям технического задания (более 30 Гц). При работе двигателя на режиме холостого хода уровни виброускорений рулевого колеса в обеих комплектациях, незначительно (на 0,06 м/сг), превышают технические требования (более 0,6 м/с2)

При движении в режиме разгона на 4-й передаче, в диапазоне частот вращения коленчатого вала от 2500 до 4600 мин"1, максимальные значения результирующей уровней виброускорений рычага коробки передач автомобиля «мягкой» комплектации превышают требования технического задания на 9,3 дБ (в 2,8 раза) Максимальные значения результирующей уровней виброускорений рычага переключения передач автомобиля «мягкой» комплектации составили 138,3 дБ, что близко по абсолютным уровням, замеренным на автомобиле «жесткой» комплектации, но проявляются на более высоких частотах вращения коленчатого вала двигателя (4400 об/мин против 3800 об/мин в «жесткой» комплектации). Таким образом, для снижения вибрации рычага коробки передач в обеих комплектациях автомобиля рекомендуется дополнительно увеличить жесткость крепления корпуса удлинителя механизма переключения передач.

Максимальное значение вертикальных виброперемещений силового агрегата автомобиля «мягкой» комплектации превышает рекомендуемые значения технических требований к семейству автомобилей «Шевроле-Нива» (менее 30 мкм) в 1,8 раза и составило 54 мкм, в то же время, превышает значение виброперемещений автомобиля «жесткой» комплектации (31 мкм) в 1,7 раза.

Резонансньге частоты кронштейнов передних (левой и правой) опор подвески силового агрегата обеих комплектаций автомобиля соответствуют требованиям технического задания (более 450 Гц) Средние значения перепадов виброускорений на левой и правой опоре силового агрегата составили 30,3 дБ и 29,4 дБ, что соответствует требованиям технического задания. Таким образом, теоретические

исследования в области подбора необходимой характеристики упругости передних опор были подтверждены результатами экспериментальных исследований.

При пусках двигателя отмечено незначительное снижение уровня виброускорений - на 0,7 - ! ,5%, что попадает в пределы погрешности измерений.

Проверка адекватности модели основывалась на критерии Фишера. Расчеты виброактивности силового агрегата при «жесткой» комплектации опор, проведенные для скорости 50 км/ч, показали, что для принятого уровня значимости а=0,01 критерий Фишера принимает значения- для датчика в точке замера на левой стороне силового агрегата в районе задней опоры Р4=7,57, для датчика в точке замера на правой стороне силового агрегата в районе задней опоры Рг=10,3 Граничное значение критерия Фишера 1'„(2,5) = 12,1 Таким образом, условие адекватности Р<Р„ выполняется, следовательно, принятая модель является адекватной Аналогичные результаты получены и для других скоростей

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Уточнена динамическая модель и ее математическое описание колебаний силового агрегата легкового полноприводною автомобиля с учетом влияния крутильных колебаний и реактивных звеньев трансмиссии автомобиля.

2. Реактивные звенья динамической модели колебаний силового агрегата оказывают незначительное влияние на частоты собственных колебаний. Это связанно с тем, что инерционные характеристики силового агрегата значительно превышают аналогичные характеристики элементов трансмиссии после приведения к одной оси.

3. При расчете амплитуд перемещений, виброскоростей и виброускорений вынужденных колебаний необходимо учитывать такой реактивный элемент, как коробка передач, т.е. рассматривать колебания силового агрегата необходимо с коробкой передач и раздаточной коробкой в сборе; однако, учет дополнительных реактивных элементов - переднего и заднего мостов не оказывает влияния на общую картину колебаний силового агрегата

4. Предложен метод и его алгоритм расчета вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля от работы силового агрегата, допускающий применение опор с нелинейной характеристикой упругости.

5 Сделаны рекомендации по созданию системы подрессоривания с минимальной передачей колебаний силового агрегата на кузов легкового полноприводного автомобиля.

6 Разработана методика и программы аналитического конструирования системы подрессоривания, построенные с учетом полученных соотношений между конструктивными параметрами силового агрегата, характеристиками его опор и режимами движения легкового автомобиля.

7. В результате исследований разработан рациональный вариант подвески силового агрегата для полноприводного автомобиля «Шевроле-Нива» с точки зрения минимизации вибронагруженности автомобиля от работы силового агрегата.

8. Проведенные теоретические исследования показали необходимость установки задней опоры с жесткостью Сн=100 Н/мм с включением в работу дополнительной жесткости Сдоп=330 Н/мм при 3 мм стагического прожатия опоры на полноприводный автомобиль «Шевроле-Нива».

9. При изменении жесткости задней опоры с 120 Н/мм до 330 Н/мм получено теоретическое снижение максимальных уровней виброускорений от 1,1 до 3,2 раза, уровня виброперемещений от 1,5 до 3,6 раз

10. Установка модернизированной балки задней опоры позволила устранить резонанс балки.

11 Экспериментальные исследования с модернизированной балкой и задней опорой жесткостью С7 = 300 Н/мм показали снижение уровня виброускорений силового агрегата в среднем на 12% во всем скоростном диапазоне эксплуатации автомобиля.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Емельянов А Е , Ломакин В.В. «К расчету колебаний силового агрегата переднеприводного автомобиля с поперечно расположенным двигателем». XXXIX Международная научно - техническая конференция ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерньгх и научных кадров», г Москва, 2002 г.

2 Емельянов А.Е., Ломакин В.В. «Расчет колебаний силового агрегата полноприводного автомобиля» Всероссийская научно - техническая конференция «Со-

временные тенденции развития автомобилестроения в России» Сборник трудов «Вестник Автомеханического института» №3. - г.Тольятти, 2003 г, cip. 19-22.

3. Леонов C.JI., Рогачев Д.А , Прасолов A.B., Емельянов А.Е. «Определение тангенциальной жесткости шины легкового автомобиля». Всероссийская научно -техническая конференция «Современные тенденции развития-автомобилестроения в России» Сборник трудов «Вестник Автомеханического института» №3. - г.Тольятти, 2003г, стр. 47 - 48

4. Емельянов А.Е., Ломакин В В., Корнилов С.Н., Прокопьев М.В. «Исследование колебаний силового агрегата полноприводного легкового автомобиля». V научно-практическая конференция молодых специалистов ОАО "АВТОВАЗ" "Технологии настоящего и будущего в ОАО АВ ТОВАЗ", г.Тольятги, 2003 г.

5. Ломакин В.В., Емельянов А Е «Модель колебаний продольнорасположенного силового агрегата автомобиля» Международная научно - техническая конференция «Автомобильный транспорт в XXI веке», г Н. Новгород, 2003 г.

6. Ломакин В.В., Емельянов А.Е. «Влияние реактивных звеньев на колебания силового агрегата автомобиля». Международная научно-техническая конференция «Автомобильный транспорт в XXI веке», г Н. Новгород, 2003 г.

7. Ломакин В.В., Емельянов А.Е «Оценка влияния колебаний в трансмиссии на колебания силового агрегата автомобиля» 3-я Всероссийская научно - техническая конференция (1-я с международным участием), посвященная 30-летию кафедр «Тепловые двигатели» и «Автомобили и тракторы». Сборник трудов «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» том 2, г. Тольятти, 2004 г, стр.264 - 268.

8 Ломакин В В , Емельянов А Е «К вопросу создания методики по выбору необходимой системы подрессоривания силового агрегата автомобиля». 3-я Всероссийская научно-техническая конференция (1-я с международным участием), посвященная 30-летию кафедр «Тепловые двигатели» и «Автомобили и тракторы» Сборник трудов «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» том 2, г. Тольятти, 2004 г, стр.261 - 263.

9. Прокопьев М.В., Емельянов А.Е «Исследование колебаний силового агрегата полноприводного автомобиля» Всероссийская выставка научно-технического творчества молодежи НТТМ-2004, г. Москва, 2004 г.

РНБ Русский фонд

2006-4 2759 »--711

ЕМЕЛЬЯНОВ Анатолий Евгеньевич

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

«МЕТОД СНИЖЕНИЯ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ ЛЕГКОВОГО ПОЛНОПРИВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ ПУТЕМ ВЫБОРА РАЦИОНАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ СИСТЕМЫ ПОДРЕССОРИВАНИЯ СИЛОВОГО АГРЕГАТА»

Подписано в печать Заказ /З/'Р^ Тираж 80

Бумага типографская Формат 60x90/16

МГТУ «МАМИ», 107023, Москва, Б.Семеновская ул., дом 38

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. АНАЛИЗ РАБОТ ПО ИССЛЕДОВАНИЮ ВИБРОАКТИВНОСТИ СИЛОВОГО АГРЕГАТА, И ЗАДАЧИ НАСТОЯЩЕЙ РАБОТЫ.

1.1. Силовой агрегат как источник вибраций и шума автомобиля.

1.2. Анализ работ по исследованию подвески и виброизоляции силового агрегата.

1.3. Анализ работ по моделированию виброактивности силового агрегата

1.4. Краткие выводы по главе, постановка цели и задачи.

ГЛАВА 2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОГО АГРЕГАТА.

2.1. Разработка динамической модели колебаний силового агрегата и ее математическое описание.

2.2. Определение исходных данных для динамической модели.

2.3. Определение степени упрощения динамической модели силового агрегата.

2.4. Теоретическое исследование колебаний силового агрегата.

2.4. Краткие выводы по главе.

ГЛАВА 3. МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОГО АГРЕГАТА НА ПОДВЕСКЕ С УЧЕТОМ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ.

3.1. Объект испытания.

3.2. Измеряемые параметры и испытательное оборудование.

3.3. Оценка вибрационного состояния автомобиля на различных режимах движениях и работы двигателя.

3.3.1. Оценка вибрационного состояния автомобиля на оборотах холостого хода коленчатого вала двигателя.,.f.

3.3.2. Оценка вибрационного состояния рулевого колеса.

3.3.3. Оценка вибрационного состояния рычага переключения передач коробки передач.

3.4. Методика обработки эксперимента.

3.5. Экспериментальное определение исходных данных.

3.6. Краткие выводы по главе.

ГЛАВА 4. РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОГО АГРЕГАТА НА ПОДВЕСКЕ С УЧЕТОМ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ.

4.1. Оценка вибрационного состояния автомобиля в режиме холостого хода, равномерного движения и разгона.

4.2. Краткие выводы по главе.

Внедрение новых технологий, позволяющих облегчить труд и создать благоприятные условия для человека, не всегда имеет положительный результат, в то же время вопросы экологии, здоровья человека, высокой работоспособности и увеличения продолжительности жизни стали для человека одной из главных проблем XXI века.

В современном мире автомобильная промышленность занимает одно из ведущих мест. Мировой парк автомобилей за последние десятки лет значительно увеличился, и требования к вновь создаваемым автомобилям из года в год становятся все более высокими. В первую очередь требования, предъявляемые к современным автомобилям, направлены на увеличение безопасности жизни людей и экологической безопасности окружающего мира, в том числе и на экологическую утилизацию. Для современного города актуальна и проблема шума. Неуклонное увеличение шума, особенно в больших городах, подтверждено результатами различных сравнительных исследований: считается, что за 1936-1954 гг. шум возрос примерно на 50%, а за 1955-1967 гг. - еще на 50%. В настоящее время уровень шума возрос еще более значительно. Уличный шум, производимый транспортом, не только нарушает отдых городских жителей, но и вредно воздействует на их здоровье. По мнению 41% опрошенных институтом «Эмнид» в Германии, шум от автомобильного транспорта в городе составляет 40%, а от производственных предприятий - всего 6% от общего шума [76].

Уровень шума является одним из важнейших нормируемых показателей автомобиля, характеризующих степень его технического совершенства и оказывающих существенное влияние на здоровье и активную деятельность людей [47]. В связи с возросшими требованиями к автомобилю по шумности, вопросам передачи вибрации на кузов автомобиля уделяется так же значительное внимание [91].

Как известно, шум является одним из результатов наличия вибрации. На водителя автомобиля действует общая вибрация при колебаниях всего автомобиля и местная - от органов управления. Колебания, передаваемые человеку, вызывают раздражение многочисленных нервных окончаний в стенках кровеносных сосудов и мышечных тканях, в результате появляются мышечная слабость и повышенная утомляемость, что приводит к снижению внимания водителя и может привести к ДТП.

Работающий двигатель, узлы трансмиссии, работа дополнительных узлов и механизмов, перекатывание шин по поверхности дороги, взаимодействие воздуха с движущимся автомобилем являются источниками шума, связанного с транспортным средством. Однако основным источником (при преобладающих скоростях движения до 60 км/ч) является двигатель. Силовой агрегат с двигателем внутреннего сгорания порождает шум внутренний и внешний (газодинамический). Внутренний шум вызывается вращением и поступательным движением деталей (шестерни, клапаны, поршни и др.) и рабочим процессом двигателя внутреннего сгорания (сжатие и горение рабочей смеси). Газодинамический шум связан с процессами всасывания рабочей смеси и выброса отработавших газов.

Исходя из этого, предельные значения уровней шума и вибрации оговорены в различных нормативных актах стран-импортеров и производителей автомобильной техники. Выполнение этих норм является обязательным требованием для заводов-изготовителей [10, 11]. Ввиду жестких требований, предъявляемых нормативными документами к легковым автомобилям по уровню вибрации и шума, возникает проблема снижения их вибронагруженности.

Таким образом, разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности легкового автомобиля относится к одной из важных научно-технических и практических проблем отечественного и зарубежного автомобилестроения, поэтому тема диссертации, посвященная снижению вибронагруженности легкового автомобиля от работы силового агрегата, является своевременной и актуальной.

Настоящая работа посвящена исследованию вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля, виброизоляции его силового агрегата, разработке уточненного метода определения необходимой системы подрессоривания силового агрегата. В ней отражены совместные исследования, проводившиеся в 2003 - 2004 годах на кафедре «Автомобили» им. Е.А. Чудакова МГТУ «МАМИ» и в Дирекции технического развития (ДТР) ОАО "АВТОВАЗ".

Целью диссертационной работы является снижение вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля путем выбора рациональных параметров системы подрессоривания силового агрегата, включающего двигатель внутреннего сгорания, коробку передач и раздаточную коробку. Это позволит на этапе проектирования и доводки автомобиля выбрать необходимую систему подрессоривания силового агрегата, предварительно оценить его виброизоляцию при движении автомобиля и, как следствие, создать легковой автомобиль, отвечающий требованиям по вибро- и акустическому комфорту

Задачи исследований формулируются следующим образом:

1. Уточнить динамическую модель колебаний силового агрегата с учетом влияния реактивных звеньев и крутильных колебаний в трансмиссии.

2. Создать математическое описание динамической модели колебаний силового агрегата.

3. Провести ряд экспериментальных и расчетных работ для получения исходных данных для математической модели.

4. Исследовать виброактивность силового агрегата полноприводного легкового автомобиля.

5. Исследовать влияние, оказываемое реактивными элементами и крутильными колебаниями трансмиссии на колебания силового агрегата.

6. Провести стендовые и дорожные испытания автомобиля с различными опорами силового агрегата.

7. Определить адекватность математической модели путем сравнительного анализа результатов экспериментальных и теоретических исследований.

8. Разработать алгоритм выбора опор силового агрегата с рациональными характеристиками упругости.

9. Разработать практические рекомендации по снижению уровня виброактивности силового агрегата путем изменения характеристик опор и другими мероприятиями.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Математическая модель силового агрегата легкового полноприводного автомобиля, результаты его комплексных ходовых исследований.

2. Методика и программы аналитического конструирования системы подрессоривания, построенные с учетом полученных соотношений между конструктивными параметрами силового агрегата, характеристик его опор и режимов движения легкового автомобиля.

3. Принципы определения рациональной степени допущений, применяемых при составлении математической модели силового агрегата.

4. Методика создания системы подрессоривания силового агрегата, обеспечивающей минимальную передачу вибрации на кузов автомобиля.

5. Методика и результаты стендовых и дорожных испытаний легкового автомобиля.

Научная новизна диссертационной работы заключается в следующем:

• уточнена математическая модель колебаний силового агрегата, учитывающая влияние реактивных звеньев и крутильных колебаний трансмиссии автомобиля;

• в динамическую модель колебаний силового агрегата внедрена система подрессоривания с нелинейной характеристикой упругости и разработано математическое описание этой модели;

• разработан алгоритм расчета виброактивности силового агрегата допускающего применение опор с нелинейной характеристикой упругости.

Практическая ценность работы заключается:

• в разработке наилучшего варианта подвески силового агрегата для полноприводного автомобиля;

• в разработке уточненного метода расчета подвески силового агрегата автомобиля;

• в создании программного обеспечения для расчетов виброактивности силового агрегата и подбора необходимой системы его подрессоривания.

Основные результаты диссертационной работы доложены и одобрены на Международных и Всероссийских научных конференциях и семинарах, научно-технических выставках, в том числе:

• на XXXIX Международной научно - технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров», г.Москва;

• на Всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России», г. Тольятти;

• на Международной научно-технической конференции «Автомобильный транспорт в XXI веке», г. Н. Новгород;

• на V научно-практической конференции молодых специалистов ОАО "АВТОВАЗ";

• на 3-ей Всероссийской научно - технической конференции (1-я с международным участием) «Современные тенденции развития автомобилестроения в России», г. Тольятти;

• на Всероссийской выставке научно-технического творчества молодежи НТТМ-2004, г. Москва.

Публикации. Список научных трудов по диссертационной работе составляет 9 публикаций.

Структура и объем диссертации. Результаты изложены на 128 страницах машинописного текста, иллюстрированного 14 таблицами, 45 рисунками.

Диссертация состоит из введения, 4-х глав с выводами по каждой главе, заключения, списка литературы и приложения.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Уточнена динамическая модель и ее математическое описание колебаний силового агрегата легкового полноприводного автомобиля с учетом влияния крутильных колебаний и реактивных звеньев трансмиссии автомобиля.

2. Реактивные звенья динамической модели колебаний силового агрегата оказывают незначительное влияние на частоты собственных колебаний. Это связанно с тем, что инерционные характеристики силового агрегата значительно превышают аналогичные характеристики элементов трансмиссии после приведения к одной оси.

3. При расчете амплитуд перемещений, виброскоростей и виброускорений вынужденных колебаний необходимо учитывать такой реактивный элемент, как коробка передач, т.е. рассматривать колебания силового агрегата необходимо с коробкой передач и раздаточной коробкой в сборе; однако, учет дополнительных реактивных элементов -переднего и заднего мостов не оказывает влияния на общую картину колебаний силового агрегата.

4. Предложен алгоритм расчета вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля от работы силового агрегата, допускающий применение опор с нелинейной характеристикой упругости.

5. Сделаны рекомендации по созданию системы подрессоривания с минимальной передачей колебаний силового агрегата на кузов легкового полноприводного автомобиля.

6. Разработана методика и программы аналитического конструирования системы подрессоривания, построенные с учетом полученных соотношений между конструктивными параметрами силового агрегата, характеристиками его опор и режимами движения легкового автомобиля.

7. В результате исследований разработан рациональный вариант подвески силового агрегата для полноприводного автомобиля «Шевроле-Нива» с точки зрения минимизации вибронагруженности автомобиля от работы силового агрегата.

8. Проведенные теоретические исследования показали необходимость установки задней опоры с жесткостью Сн=100 Н/мм с включением в работу дополнительной жесткости Сдоп=330 Н/мм при 3 мм статического прожатая опоры на полноприводный автомобиль «Шевроле-Нива».

9. При изменении жесткости задней опоры с 120 Н/мм до 330 Н/мм получено теоретическое снижение максимальных уровней виброускорений от 1,1 до 3,2 раза, уровня виброперемещений от 1,5 до 3,6 раз.

Ю.Установка модернизированной балки задней опоры позволила устранить резонанс балки.

11. Экспериментальные исследования с модернизированной балкой и задней опорой жесткостью Cz = 300 Н/мм показали снижение уровня виброускорений силового агрегата в среднем на 12% во всем скоростном диапазоне эксплуатации автомобиля.

1. Алексеев С.П., Казаков A.M., Колотилов Н.Н., Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении. - М.: Машиностроение, 1970 - 208 с.

2. Ананьев И.В., Тимофеев П.Г., Колебания упругих систем в авиационных конструкциях и их демпфирование. М.: Машиностроение, 1965 - 526 с.

3. Архангельский В.М., Вихерт М.М., Воинов A.M. и др., Автомобильные двигатели. -М.: Машиностроение, 1977 592 с.

4. Ахназарова C.JL, Кафаров В.В., Оптимизация эксперимента в химии и химической технологии: Учебное пособие для химико-технологических вузов. М.: Высшая школа, 1978 - 319 е., ил.

5. Бахмутов С.В., Безверхий С.Ф., Статическая обработка результатов и планирование эксперимента при испытаниях автомобиля. М.: МАМИ, 1994

6. Бендат Д., Пирсол А., Измерение и анализ случайных процессов. М.: Мир, 1974.-463 с.

7. Бидерман B.JL, Прикладная теория механических колебаний. М.: Высшая школа, 1972 - 416с;

8. Болгов А.Т., Гриванс Т.К., Федякин В.А., О гармоническом спектре крутящих моментов карбюраторных двигателей. М.: Автомобильная промышленность, 1985г. №10

9. Буренин В.В., Иванин С.В. Новые резинометаллические амортизаторы. -М.: Автомобильная промышленность, 2000г. №7

10. Вибрация силовых агрегатов автомобиля. Методы измерения. Рекомендуемые допустимые значения/ РД 37.001.008 83. -М.: НАМИ, 1983.-17 с.

11. Вибрация. Термины и определения/ ГОСТ 24346-80. М.: Гостстандарт, 1980. -28 с.

12. Вибрации в технике: Справочник. В 6-ти тт./ Ред.совет: В.Н. Челомей пред. М.: Машиностроеие, 1979. - Т.2.

13. Власов Г.А., Волкова Э.П., Малеин Б.В., Математическое моделирование резиногидравлических опор. М.: Автомобильная промышленность, 2000г. №6

14. Горелик A.M., Резиновые подвески. М.: ЦИНТИМАШ, 1962 - 65 с.

15. Гороховский Л.Д., Гущин В.В., Заславский Ю.М., Леонов В.П., Характеристики спектра низкочастотной вибрации рядного четырехцилиндрового двигателя. М.: Автомобильная промышленность, 1982г. №3

16. Григорьев Е.А., Периодические и случайные возмущающие силы и колебания автомобильных и тракторных двигателей: Дисс. канд.техн.наук. -Волгоград: 1974. 403 е.;

17. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник/Под общ.ред. А.И.Гришкевича М.: Машиностроение, 1984, - 272 е., с ил.

18. Григорьев Е.Т., Расчет и конструирование резинных амортизаторов. М.: Машгиз, 1960 - 160с.

19. Гудцов В.Н., Латышев Г.В., Резвяков Е.М., Влияние колебаний поперечины задней опоры силового агрегата на уровни шума в кузове легкового автомобиля // Межвузовский сборник научных трудов «Вопросы автомобилестроения». М.: 1978г.

20. Гудцов В.Н., Лев Л.Е., Тольский В.Е., Некоторые результаты виброакустических исследований переднеприводного легкового автомобиля // Научные труды ВЗМИ. М.: 1982г.

21. Дементьев Ю.В., Исследование динамической нагруженности силового агрегата переднеприводного автомобиля: Дисс. канд.техн.наук. -М., 1981.-165 с

22. Ден-Гартог Дж.П., Механические колебания. М.: Физматгиз, 1960 - 580 с.

23. Диментберг Ф.М., Аверьянова В.А., Геометрическая интерпретация колебаний упруго подвешенного тела. В сб.: Динамика машин, под ред.

24. Кожевникова С.Н. М.: -Машиностроение, 1966

25. Дин-Авернс Р., Резина в автомобилестроении. М.: Машгиз, 1962

26. Семенов В.М., Анкинович Г.Г., Ковалева Т.В. и др., Динамические системы с реактивными элементами // Автомобильная промышленность. -М.: 1975.-№2.-с. 15-17.

27. Доброгаев Р.П., Влияние крутильных колебаний коленчатого вала на угловые колебание двигателя // Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели» №3. М.: 1980г.

28. Доброгаев Р.П., Главные симметричные колебания транспортных двигателей. // Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели» № 14. М.: 1998г.

29. Доброгаев Р.П., Расчет вынужденных колебаний двигателя на подвеске с нелинейной характеристикой жесткости // Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели» №8. М.: 1996г.

30. Доброгаев Р.П., Расчет вынужденных колебаний двигателя на подвеске с нелинейной характеристикой жесткости при учете ее статического поджатая. // Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели» № 16. М.: 1998г.

31. Доброгаев Р.П. Расчет резиновых элементов опор двигателей. // Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели» №6. М.: 1984г.

32. Доброгаев Р.П. Расчет свободных колебаний двигателя на подвеске с нелинейной характеристикой жесткости при учете ее статического поджатая. // Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели» № 15. М.: 1998г.

33. Држенкинс Г., Ватте Д., Спектральный анализ и его приложения, т.1, 2. -М.: Мир, 1971.-603 с.

34. Евстигнеев А.А., Доброгаев Р.П., Жарнов Э.М., Проектированиевиброизолирующей подвески тракторного двигателя с заданными спектральными характеристиками колебательной системы. М.: Двигателестроение, 1986г. №8

35. Емельянов А.Е., Ломакин В.В. ,Расчет колебаний силового агрегата полноприводного автомобиля // Всероссийская научно техническая конференция «Современные тенденции развития автомобилестроения в России». - :Тольятти, 2003 г.

36. Енукидзе Б.М., Тольский В.Е., Проблема снижения шума и вибрации АТС. М.: Автомобильная промышленность, 1985г. №7

37. Извещение № 3173-5650/21236-00 ДТР НТЦ УСИ ОИШВ ОАО «АвтоВАЗ»

38. Ковальчук А.В., Снижение вибронагруженности легкового автомобиля с передним поперечно расположенным силовым агрегатом: Дисс. канд.техн.наук. -Тольятти, 1991.-225 с

39. Колебания нелинейных механических систем/ Под ред. И.И.Блехмана, 1979.-351с.

40. Колесник Н.В., Устранение вибраций машин. М. - Л.: Машгиз, 1960

41. Кондрашкин С.И., Контанистов С.П., Семенов В.М., Принципы построения математических моделей динамики движения автомобиля. — М.: Автомобильная промышленность, 1979 №7

42. Контанистов С.П., Исследование переходных процессов в динамической системе «Двигатель сцепление - трансмиссия - подвеска» грузового автомобиля: Дисс. канд.техн.наук. - М., 1979. - 255 с.

43. Корчемный Л.В., Минкин Л.М., Тольский В.Е., Математическое моделировании колебаний силового агрегата автомобиля и оценка его виброизоляции. М. Автомобильная промышленность, 1979 №2

44. Кудрин А.Н., Выбор нелинейных характеристик упругости и демпфирования подвески мотоцикла. М.: 1987

45. Латышев Г.В., Исследование колебаний силового агрегата автомобиля:

46. Дисс. канд.техн.наук. -М., 1971. -144 с.

47. Латышев Г.В., Минкин JI.M, Тольский В.Е., Метод расчета колебаний силового агрегата автомобиля, возникающих от воздействия дорожных неровностей // Сборник научных трудов НАМИ. М.: 1973г, выпуск 145.

48. Латышев Г.В., Тольский В.Е., К расчету амортизаторов подвески автомобильного двигателя М.: Автомобильная промышленность. -1964. - №7. - с. 26-29;

49. Латышев Г.В., Тольский В.Е. Пути снижения шума легковых автомобилей // Сборник научных трудов НАМИ, 1983 г.

50. Леснов С.Л., Рогачев Д.А., Прасолов А.В., Емельянов А.Е., Определение тангенциальной жесткости шины легкового автомобиля. Всероссийская научно -техническая конференция. Тольятти: 2003г.

51. Ломакин В.В., Исследование совместных колебаний систем трансмиссии и подвески трехосных автомобилей типа 6x6 при движении по неровностям. Дисс. канд.техн.наук. М., 1971

52. Ломакин В.В., Бочаров Н.Ф., Никифоров Н.А., Стрементарев В.А., Пути снижения внешнего шума легкового автомобиля. Тольятти, филиал НИИНавтопрома, 1982.

53. Ломакин В.В., Макаров С.Г., Гусев В.И., Бочаров Н.Ф., О влиянии трансмиссии на плавность хода автомобиля. М.Машиностроение №8, 1971г.

54. Ломакин В.В., Черепанов Л.А., Вермеюк В.Н., Писарев В.Е., Пушкарев В.Г., Нелинейная виброамортизация силового агрегата автомобиля // Межвузовский сборник научных трудов «Вопросы-автомобилестроения», 1978г.

55. Ломакин В.В., Черепанов Л. А., Вермеюк В.Н., Писарев В.Е., Теоретическое исследование вибронагруженности кузова полноприводного легкового автомобиля М.: Машиностроение №6 1981

56. Лукин П.П., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф., Крутильные колебания втрансмиссии двигателя. Определение максимальных моментов в трансмиссии автомобиля. — М.: Машиностроение, 1984г.

57. Лукин П.П., Гусаков Н.В., Наследов П.В., Исследование крутильных колебаний в трансмиссии переднеприводного автомобиля с учетом реактивных элементов // Межвузовский сборник научных трудов «Безопасность и надежность автомобиля» М.: 1981. - Вып. 3.

58. Масаидов М.С., Исследование крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля: Дисс. канд.техн.наук. М., 1970. - 151 с.

59. Минаев А. А., Исследование собственных частот колебаний переднеприводного легкового автомбиля // Труды НАМИ. М., 1982. -Вып. 185.-с. 118-122.

60. Минаев А.А., К расчету динамической и виброакустической нагруженности трансмиссии переднеприводного легкового автомобиля // Сборник научных трудов НАМИ М.: 1983г.

61. Минкин Л.М. Исследование динамической системы силовой агрегат -автомобиль // Сборник научных трудов НАМИ. М.: 1979г., выпуск 174.

62. Минкин Л.М., Колебания силового агрегата при отключении цилиндров двигателей. М.: Автомобильная промышленность, 1985г. №7

63. Найденко O.K., Петров П.П., Амортизация судовых двигателей и механизмов. Л.: Судпромгиз, 1962,288 с.

64. Нейман И.Ш., Динамика авиационных двигателей. Книга первая. М.: Оборонгиз, 1940 г. - 476 с

65. Немцов В.В., О математической модели динамической нагруженности трансмиссии и подвески автомобиля типа 4x4 при движении по неровной дороге // Сборник трудов НАМИ М.: 1982г. выпуск 187

66. Новокшонов В.К., Снижение низкочастотной вибрации силового агрегата переднеприводного автомобиля (с поперечным расположением двигателя): Дисс. канд.техн.наук. М., 1986. -226 с

67. Носонов И. А. Снижение внешнего шума автомобилей ВАЗ:

68. Дисс.канд.техн.наук. М., 1985. -191 с.

69. Пановко Я.Г., Основы прикладной теории упругих колебаний. М. Машиностроение, 1977, 216 с.

70. Пановко Я.Г., Введение в теорию колебаний. М.: Наука, 1971,239 с.

71. Певзнер Я.М., Гридасов Г.Г., Конев А.Д., Плетнев А.Е., Колебания автомобиля. -М.: Машиностроение, 1979. -208с

72. Покорный Б.М., О влиянии конструктивных особенностей двигателя на равномерность крутящего момента // Труды НАМИ. М., 1969, Вып. 109.- с. 3-25.

73. Полунгян А.А. «Динамика колесных машин». М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1975. - 68 с

74. Попык К.Г., Равномерность хода двигателя. Динамика автомобильных и тракторных двигателей. Изд. 2-е, перераб. и доп. Учебник для вузов по специальности «Двигатели внутреннего сгорания». М.: «Высшая школа», 1970г.

75. Прокопьев М.В. Метод оценки фрикционных колебаний в трансмиссии при трогании легкового автомобиля: Дисс. . канд. техн . наук. -Тольятти, 2002.

76. Прокопьев М.В., Леонов С. Л., Хвостов А. А., Исследование тангенциальной жесткости шин легкового автомобиля // Всероссийская научно-техническая конференция «Технический ВУЗ наука, образование и производство в регионе». - Тольятти: 2001. с. 295 - 300.

77. Римский М.Л., Некоторые проблемы математического моделирования работы силового агрегата при разгоне автомобиля // Сборник научных трудов НАМИ-М.: 1982г. выпуск 186

78. Родионов В.Ф., Проектирование подвески силового агрегата легковых автомобилей. М.: Автомобильная промышленность, 1962г. №4

79. Румянцев Г.И., Прохоров Н.И., Новиков С.М. и др., Гигиена. Шум и профилактика его вредного воздействия. М.: Издательство "ГЭОТАР1. Медицина". 2000 г.

80. Семенов В.М., Контанистов. С.П., Малов. С.С., Киршин В.Г., Анализ собственных частот колебаний динамической системы «двигатель -трансмиссия движители - масса автомобиля на подвеске» // Труды НАМИ. - М., 1982, Вып. 185.-е. 34-51

81. Скучик Е., Простые и сложные колебательные системы. М.: Мир, 1971, 557 с.

82. Тимошенко С.П., Колебания в инженерном деле. Пер. с амер. изд., 2-е изд., - М.:Наука, 1967, 444 с.

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

84. Тольский В.Е., Исследование вибраций автомобиля с пятицилиндровым рядным дизелем. М.: Автомобильная промышленность, 1980г., №6

85. Тольский В.Е., Исследование подвески силового агрегата автомобиля: Дисс. канд.техн.наук. М., 1964. -234 е.;

86. Тольский В.Е., Некоторые результаты виброакустических исследований автомобилей. М.: Автомобильная промышленность, 1981г. №4

87. Тольский В.Е., Основные требования, предъявляемые к подвеске автомобильного двигателя. М.: Автомобильная промышленность, 1963г. №12

88. Тольский В.Е., Улучшение показателей, характеризующих виброакустические свойства автомобилей. М.: Автомобильная промышленность, 1983г. №5

89. Тольский В.Е., Латышев Г.В. Корчемный Л.В., Минкин Л.М., Колебания силового агрегата автомобиля. М.: Машиностроение, 1976, 264 с.

90. Тольский В.Е., Назаров С.А., Воронцов С.А., Иванова Т.В. Динамические характеристики виброизоляторов. М.: Автомобильная промышленность, 1985г. №7

91. Транспортные средства на высокоэластичных движителях / Н.Ф.

92. Бочаров, В.И. Гусев, В.М. Семенов и др. М.: Машиностроение, 1974. -208 е.;

93. Хачатуров А.А., Афанасьев B.jl, Васильев B.C. и др., Динамика системы дорога шина - автомобиль - водитель. - М.: Машиностроение, - 1976. -536.

94. Цзе Ф.С., Морзе И.Е., Хинкл Р.Т., Механические колебания. М. Машиностроение, 1966 - 508 с.

95. Черепанов Л.А., Исследование вибронагруженности силового агрегата и кузова автомобиля // Межвузовский сборник научных трудов «Виброакустика автомобиля», 1982г.

96. Щупляков B.C., Колебания и нагруженность трансмиссии автомобиля. — М.: Транспорт, 1974. 328 с.

97. Эль-Нажжар Р.Х., Исследование связных колебаний силового агрегата автомбиля и трактора с учетом и без учета гироскопического момента: Дисс. канд.техн.наук. -М., 1976. -232 с.

98. Яценко Н.Н., Колебания, прочность и форсированные испытания грузовых автомобилей. -М.: Машиностроение, 1972. -368 с.

99. A. Geisberger, A. Kha.jepour, and F. Golnaraglii. Modelling of a hydraulic mount with a new MDOF decoupler using bondgraphs. Department of Mechanical Engineering. University of Waterloo. Waterloo. Ontario. Canada X2L 3G1

100. Corcoran P.E., Ticks A. Hydraulic Engine Mount Characteristics// SAE paper, 1984.-№840407.-9 p.

101. Flower W.S. Understanding hydraulic mounts for improved vehicle noise, vibration and ride qualities// SAE paper, 1985. № 850975. P. 123 - 132

102. Geek P.E., Patton R.D. A primer on front wheel - drive engine mounts // Automotive Engineering. - 1984. - Vol. 92, № 5. - P.64-67

103. Hong Jae Yim, Sang Beom Lee. A study of dynamic analysis and design of engine mount systems. Kookmin University, Graduate School of Automotive

104. Engineering. Chongnung-dong, Songbuk-gu, Seoul, Korea

105. Johnston Stephen R., Subhedar Jay W. Computer optimization of engine mounting systems// 3-rd Int. Conf. Veh. Struct. Mech., Troy, Mich., Oct. 1012,1979. Warrendale, Pa. - 1979. - P. 19-26

106. Lulian Grindeanu. Nam H. Kim, KyungK. Choi, Jiun S. Chen. Cad-based shape optimization using a meshfree method. Center for Computer-Aided Design and Department of Mechanical Engineering The University of Iowa, Iowa City

107. Mizuho Inagaki, Atsushi Kawamoto, Takayuki Aoyama, Ken-ichi Yamamoto. Prediction of Structural and Kinematic Coupled Vibration on Internal Combustion Engine. R&D review ofToyota CRDL Vol. 37 № 2.

108. Racca R.S. How to select power-train isolators for good performance and long service life// SAE paper, 1982. -№ 821095. P 1-12.

109. Reed AJ. 23614/56 U.K. Patent. 1956

110. Sakamoto T. Development of engine rubber mount with hydraulic damping// Jidosha Gijutsu. 1982. V.36, № 12. - P. 1317-1322

111. Strachovsky N.B. 2380899 U.S. Patent. -1945

112. Начальник Управления специальных испытаний

113. Ответственныйгасполнитель аспирант1. В.В. Ломакин1. А.В. Агафонов

114. Начальник отдела исследования шума и внброкомфорга, к.т.н.1. А.Е. Емельянов1. МИ. Фесина