автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Расчетно-экспериментальное определение пространственных колебаний с целью улучшения плавности хода грузовых автомобилей

#

Государственный научный центр РФ

¿V. Центральный научно-исследовательский автомобильный и автомоторный

^ _институт— НАМИ_

»

На правах рукописи

Вучкович Мирослав

УДК «'¿<1.114.4.073

РАСЧЕТНО-ЭКСП ЕРИМЕНТАЛ ЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПРОСТРАНСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ С ЦЕЛЬЮ УЛУЧШЕНИЯ ПЛАВНОСТИ ХОДА ГРУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ

Специальность 05.05.03 «Колесные и гусеничные машины»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1997

Работа выполнена в Государственном научном центре РФ — Центральном научно-исследовательском автомобильном и автомоторном институте (НАМИ).

Научный руководитель — член-корреспондент Академии

транспорта РФ, доктор технических наук, профессор В. Е. Тольский

Консультант

кандидат технических наук С. М. Воеводенко

Официальные оппоненты

заслуженный деятель науки и техники РФ, доктор технических наук, профессор Н. Н. Янснко

кандидат технических наук, старший научный сотрудник Л. П. Барастон

Ведущее предприятие: АО «КАМАЗ»

Защита диссертации состоится ^ апреля 1997 года в ^ часов на заседании диссертационного совета Д 161.01.01 в Государственном научном центре РФ — Центральном научно-исследовательском автомобильном и автомоторном институте (НАМИ) по адресу: 125438, Москва, А-438, Автомоторная улица, дом 2.

С диссертацией можно ознакомиться в бпблиотече НАМИ.

Отзыв на автореферат в двух экземплярах, заверенных печатью, просим направлять по указанному ныше адресу.

Автореферат разослан „ ¿2- « ° 1997 г

Ученый секретарь диссертационного сонета, кандидат технических наук, старший научный сотрудник

А. Г. Зубакнн.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы исследования. Уменьшение изкочастотных

колебаний на стадии проектирования грузового автомобиля улучшает плавность хода и снижает преждевременную утомляемость водителя и пассажиров, уменьшает вибронагруженность отдельных агрегатов автомобиля.

Цель работы. Аналитические и экспериментальные исследования колебаний отдельных подструктур (ПС) и соединительных элементов (СЭ) на стадии проектирования грузового автомобиля при создании первых опытных образцов.

Задачи исследования. Разработать современную общую

расчетно-экспериментальную технологию определения низкочастотных пространственных колебаний грузового автомобиля на стадии его проектирования.

- На основании предложенной технологии исследования провести моделирование колебаний отдельных основных подструктур, соединительных элементов и грузового автомобиля в сборе.

- Предложить методику и выполнить комплекс лабораторных исследований колебаний отдельных подструктур грузового автомобиля ( модальный аналнз ).

- Сравнить результаты моделирования колебаний и натурных измерений отдельных подструктур автомобиля. Предложить методику определения форм колебаний ( визуализации) отдельных подструктур и автомобиля в целом при его движении.

- Выполнить комплекс дорожных исследований грузового автомобиля с целью визуализации его колебаний.

Разработать рекомендации по уменьшению низкочастотных колебаний грузового автомобиля.

Методы исследования При аналитическом и экспериментальном исследовании определяются частоты, формы колебаний и демпфирование отдельных основных агрегатов (подструктур) и всего автомобиля в целом.

Испытания выполняются в лабораторных и дорожных условиях с применением современной измерительной аппаратуры, а моделирование колебаний- на рабочей станции "Беста" и PC IBM.

Объекты исследования. Отдельные агрегаты , соединительные элементы и грузовые автомобили Камского и Минского автозаводов.

Научная новизна проведенных исследований заключается следующем:

Предложена единая расчетно-экспериментальная технолог определения низкочастотных колебаний грузового автомобиля на стадии е проектирования, проведено моделирование и экспериментальное исследован колебаний отдельных подструктур, соединительных элементов и автомобиля целом с целью сравнения результатов расчетов и натурных измерений.

Определена визуализация колебаний отдельных подструктур грузового автомобиля при его движении.

Практическая ценность и реализация работы Предложенная общ технология расчетно-экспериментального исследования колебаний может бы эффективно использована при модернизации и разработке новых конструкц: автомобилей. Получены конкретные данные по динамическим свойств; отдельных подсистем нескольких грузовых автомобилей. Данные, полученн! при дорожных испытаниях , могут быть эффективно использованы п] имитации колебаний автомобилей на специальных стендах при оценке вибропрочносги и плавности хода. Разработаны конкретные рекомендации I улучшению плавности хода автомобиля КАМАЗ, разработанные методи: расчетно-экспериментальнних исследований колебаний переданы в Ш автозаводов КАМАЗ и МАЗ.

Научные результаты, выносимые на защиту, заключаются следующем:

Единая расчетно - экспериментальная технология определен низкочастотных колебаний грузового автомобиля на стадии е проектирования ( в том числе идентификация расчетных моделей ПС уточненная методика модального анализа, методика визуализации колебан движущегося автомобиля ) . Сопоставление результатов моделирования натурных измерений колебаний отдельных подсистем грузовых автомобиле Результаты анализа фазочастотных характеристик ( визуализация ) отдельш подсистем движущегося грузового автомобиля.

Апробация работы. Основные положения работы докладывали и обсуждались на XIV и XVII научно-технических конференциях " Экологш топливная экономичность автотранспортных средств" НИЦИАМТ , г.Дмитр 1996-1997. На международной научно- практической конференции "Проблем развития автомобилестроения в России г.Тольятги , 1996. На международн научно- технической конференции "100 лет Российскому автомобил Промышленность и высшая школа МАМИ, 1996 г. На международной научь исследовательской конференции "Плавность хода экологически чист автомобилей в различных дорожных условиях и летальных аппаратов п приземлении и торможении, М.,МАДИ, 1997.

Публикации По теме диссертации опубликовано 5 печатных работ

Структура и объем работы : Диссертация состоит из введения, 6 гл: основных выводов и рекомендаций, приложений и списка литературы. Рабе содержит 124 страницы печатного текста, 103 рисунка, 25 приложений и таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе кратко излагается история моделирования и кспериментального исследования колебаний автомобиля и его агрегатов, тмечается сложный характер пространственной вибрации автомобиля. Даже в бласти низких частот основные агрегаты ( подструктуры ) автомобиля : абина рама, платформа в большинстве случаев не являются жесткими телами совершают сложные пространственные колебания, анализ которых требует тдельных специальных исследований. Существующие возможности ычислительной и измерительной техники позволяет в настоящее время более очно описывать сложный характер пространственных вибраций автомобиля.

Исследованию низкочастотных колебаний, звуковой вибрации, шума тдельных агрегатов и автомобиля в целом посвящены труды Н.НЛценко, (.Н.Луканина, В.Е.Тольского, Я.М.Певзнера, Р.В.Ротенберга, Г.Г Гридасова, L.C. Плетнева, С.М.Воеводенко, А.А.Конева, А.Д. Дербаремдикера, Н.Ф. ючарова, Г.В. Латышева, М.Д. Перминова, A.M. Горелика, С.Б.Макарова, '.К. Карцова, Б.Н. Нюнина, A.A. Хачатурова, В.П. Жнгарева и др. ;реди иностранных специалистов следует отметить работы P.G.Gilard, '.N.Hemingway, H.Yold, R.Russed, D.Simic, Y.Bolton, 'B.Knight, M.Demic, 4.Mitschke,H.Blolmhof и тд.

Из анализа выполненных работ в области исследования низкочастотных :олебаний автомобилей можно сделать следующие заключения:

1. Компьютерная техника и современные измерительные средства стали [еобходимой составной частью проектирования автомобилей, применение оторых резко ускоряет разработку новых моделей автомобилей.

2. Имеется возможность, используя современные расчетно-кспериментальные методы исследования , предсказать на стадии разработки [ертежной документации характер низкочастотных колебаний автомобиля и аким образом изыскивать способы их уменьшения.

3. Сложившиеся методы исследования низкочастотных колебаний рузовых автомобилей требуют своего совершенствования .С учетом сложенного сформулированы вышеупомянутые цель и задачи исследования.

В второй главе предложена общая технология расчетно-кспериментального определения пространственных колебаний грузового ятомобиля на стадии его проектирования. В общем плане на стадии фоектирования автомобиля необходимо предсказывать все параметры, :асающиеся низкочастотных колебаний (плавность хода ), звуковой вибрации, тутреннего н внешнего шума проектируемого объекта. Эта схема охватывает :омплекс сложных проблем, которые трудно исследовать'одновременно и ее юлное решение ждет своего времени.

Наша задача более частная - исследование низкочастотных колебаний рузовых автомобилей. Технология расчетно-эксперименталыюго определения ipocтранственных колебаний автомобиля на стадии его проектирования :остоит из ряда этапов , которые должны выполняться в строгой юследовательности.

Общая технология расчетно - экспериментального опреде пространственных колебаний грузового автомобиля на стадии его проектиро (табл. 1 ).

Табл.1

1.

Моделирование динамических свойств отдельных подструктур автомобиля [ ПС ]

2.

Модальный анализ динамических свойств отдельных подструктур

[ПС] автомобиля (возможны прототипы)

3.

Определение динамиче*

характеристик соединительных элемеи [ СЭ ] автомобиля ( возможны прототип

5.

Анализ и модификация динамических свойств

подструктур с целью снижений колебании автомобиля.

1

6.

"Сборка" автомобиля и . моделирование его динамических свойств. Анализ чувствительности модели автомобиля и модификация его конструкции

Идентификация расчетной модели отдельных подструктур и соединительных элементов по результатам модального анализа

7.

Испытания первого прототипа изготовленного автомобиля с целью оценки его колебаний

8.

Идентификация отдельных подструктур и соединительных элементов автомобиля по результатам натурных испытаний Вариантные расчеты в большом объеме

9.

Окончательная модификация автомобиля с целью снижения его колебаний. Уточнение конструкторской документации по результатам испытания нескольких автомобилей

Частоты собственных колебаний отдельных; подструктур грузового втомобиля приведен в Табл. 2. Безусловно, что частоты собственных олебаний отдельных ПС не должны совпадать между собой.

Таблица 2

Подструктуры Собственные частоты , Гц

1. Рама в сборе 5-15 Глобальные формы

2. Кабина на подвеске 0.7-6

3. Силовой агрегат ( как твердое тело) 8-20 * (вертикально)

4. Трансмиссия ( крутильные колебания) 5-40 первые три формы

5. Неподрессоренные массы 6-14* ( вертикально)

6. Подрессоренные массы 1.5 -3.5

Эти частоты не должны совпадать между собой

Весьма важным и трудоемким является процесс моделирования колебаний тдельных подсистем, соединительных элементов и всего автомобиля в сборе. В ашей работе используется разработанный С.Б.Макаровым иерархический одход исследования составных структур автомобиля по частям. Расчетная одель подструктур и автомобиля в целом должна максимально оответствовать исследуемой конструкции, а математический аппарат быть риентирован на использование универсального программного обеспечения, асчет колебаний отдельных подструктур сводится к решению системы ифференциальных уравнений

[А] {V} + [В] {у}+[С] {V} = { Н (I)} ( 1 ) где :

[ А ] [ В ] [ С ] соответственно матрицы конструкции, арактеризуюгцне инерционные демпфирующие и упругие свойства системы,

V, V, V - виброускорение , внброскорость и виброперемещенне онструкции, { И (I)} - вектор внешнего воздействия.

Для линейных стационарных задач решается система уравнений, одержащих частотный характер. При расчете принимается метод синтеза форм олебаний, где обобщенными координатами подструктуры являются ее ормальные координаты т.е. собственные тона колебаний. Описание модели втомобиля предполагают что его конструкция состоит из линейно-упругих одструктур, связанных между собой упругими соединительными элементами, ричем внешнее воздействие приложено к подструктурам, а соединительные цементы нагружены только силами взаимодействия с подструктурами.

Численное моделирование динамических свойств отдельной подструктуры роводилось при свободных границах, что позволяет выявлять свойства менно этой конструкции без учета взаимодействия с упругими одструктурами. На следующем этапе расчета учитывалось взаимодействие одструктур в составе всего автомобиля с закрепленными соединительными цементами. . -

5 »

В главе 3 изложена последовательность и результаты моделирования собственных частот и форм пространственных колебаний отдельных подструктур и грузового автомобиля в целом. Особое внимание уделено моделированию колебаний рам, ( подструктуры : рама, кабина, платформа, силовой агрегат и трансмиссия, передний и задний мосты).

Выявлено влияние отдельных конструктивных узлов рамы на ее жесткостные характеристики, проведено сравнение характера колебаний собственной отдельной рамы и рамы с навесными агрегатами.

На основе опыта накопленного при моделировании применена комбинированная модель рамы с использованием плоских оболочечных и стержневых конечных элементов.

При создании модели рамы особое внимание уделялось зонам соединения поперечин с лонжеронами т.к. они оказывают определяющее влияние на результаты расчета и время решения динамической задачи.

Отдельные узлы рамы влияют по разному на ее жесткостные свойства. Так, например, в диапазоне частот от 35Гц существенное влияние на собственные значения частот рамы оказывает балка передних опор силового агрегата и поперечин для установки системы подрессоривания кабины автомобиля МАЭ-54323 .

На этом же автомобиле моделировались колебания рамы с навесными агрегатами (топливный бак, ящик с аккумуляторами, различные кронштейны, запасное колесо, седельное устройство и т.п.).

Результаты моделирования рамы автомобиля МАЗ 54323 приведена в

Таблица 3

Рама в сборе ! Рама без н.эл. ! Характеристика форм —+

5 .55 • ■ 11.67 !1-ая форма кручения

10 .32 ■ 26.98 ¡1-ый гориз. изгиб

22 .99 ■ 1 36.8 ¡1-ый вертик. изгиб —+

ВИБРОАКТИВНЫЕ И "ВИБРОСПОКОЙНЫЕ" ЗОНЫ КОНСТРУКЦИИ

РАМЫ

Для оценки виброактивных и "виброспокойных" зон конструкции рамы была осуществлена суперпозиция вычисленных собственных форм рамы. Такой прием является способом приближенного (оценочного) прогнозирования отклика линейно-упругой конструкции на широкополосное случайное воздействие.

Распределение зон виброактивности рамы с учетом и без учета навесных элементов приведены на Рисунке 1. (наиболее наглядное изображение этих зон можно увидеть на компьютере.)

На раме без учета навесных элементов распределение зон симметрично при этом максимальная виброактивность наблюдается в нижней част! лонжеронов. На раме с учетом навесных элементов характер распределения зо! меняется, картина несимметрична, шах активной является передняя часть правоп лонжерона.

В процессе работы по исследованию рамы автомобиля MA3-54323 были получены данные ее натурных виброиспытаний . Испытания проводились ] диапазоне до 50 Гц (см. гл. IV). Было произведено сопоставление результато1 расчета с результатами эксперимента. При сравнении результатов по основныл формам колебаний рамы (кручение, горизонтальный изгиб, вертикальный изгнС и т.д.) установлено удовлетворительное совпадение (таблица 4 ).

Таблица 4

|Эксперимент | |Частота, Гц | Расчет Частота | Характеристика | Гц | форм колебаний | Погрешность | в % |

| 5.32 | 1 1 5.55 | кручение | | 1-я форма | 1 4.3 |

| 9.56 | 1 1 10.32 |горизонтальный | |изгиб 1-я форма | 7.9 | 1

1 17.28 | 1 1 1 1 17.87 |горизонтальный | |изгиб и колебания! |бака | 3.3 | 1 1

1 24 . 6 | 1 1 22.99 |вертикальный | |изгиб 1-я форма | 6.5 | 1

1 31.31 | 1 1 1 1 1 1 33.72 |противофазные | |колебания лонже-| |ронов в вертикаль| |ной плоскости. | 7.7 | 1 1 1

Кабина грузового автомобиля. Расчетная схема кабинь автомобиля КАМАЭ-5315 представляет из себя каркас кабины, собранный и: стенок, пола, крыши, а также балок, являвшихся усилителями пола, оребрениеь и стойками на стенках кабины.

Расчетная схема составлялась с учетом дальнейшего расчет; модели по методу конечных элементов с использованием Интегрирование! Системы Прочностного Анализа (ИСПА).

При описании конечноэлементной модели использовании следующие типы конечных элементов:

- стержневой элемент , с постоянным или геометрически линейнс изменяющимся поперечным сечением; положение осей инерции произвольно.

двухмерный - плоский элемент с напряженно деформированным состоянием типа оболочка, получавшийся в результат! сложения двух элементов: мембраны и пластины.

Ниже ( табл. 5. ) приведено сравнение результатов расчета и эксперимента

Таблица 5.

Собственная форма и собственная частота ( Гц) Характеристика собственных форм колебашп1 Расх. в %

ЭКСПЕРИМЕНТ РАСЧЕТ

1 1 -6 0.0000 Колебание кабины как жесткого целого

> 13.362 7 13.483 Мембранные колебания пола над двигателем и незначительные мембранные колебания крыши 0.9

( 16.97 8 9 10 И 15.338 16.581 16.756 17.163 Кососимметричные колебания пола над двигателем Симметричные колебания передней стенки и незначительные мембранные колебания кры ши Кососимметричные колебания передней стенки Сильные мембранные колебания крыши 8.6 1.2 0.2 2,2

1 18.62 12 13 18.225 18.591 Симметричные колебания задней стенки и остаточные колебания крыши. Кососимметричные колебания задней стенки 2.1 0.2

21.36 14 15 21.492 21.603 0.6 1.1

22.75 16 17 23.691 24.439 Кососимметричные колебания крыши Мембранные колебания передней стенки и незначительные колебания задней стенки 4.1 7.4

Собственная форма и собственная частота ( Гц) Характеристика собственных Расх.

форм в

колебаний %

ЭКСПЕРИ-МЕНТ РАСЧЕТ

| 10 45.22 33 45.522 Кососимметричные колебания 0.7

передней стенки

34 46.522 Сложные хосимметричные 2.9

колебания задней стенки

1 — — 35 50.325 Сложные кососимметричные —

колебания задней стенки

1 — — 36 51.153 Сильные кососимметричные —

колебания дверей (панели и

рамки стекол дверей).

I — — 37 51.606 остаточные колебания задней —

стенки.

Сложные колебания крыши

1 11 52.78 38 52.283 Сильные колебания задней 0.9

стенки и незначительные

колебания крыши

— 39 53.810 Кососимметричные колебания -

дверей ( в основной панелей ),

а также боковые стенки за

дверью.

12 56.14 — — Колебания передней левой —

боковой панели

Расхождения результатов расчете и эксперимента в 8,6 % на частоте 15.33 Гц объясняется упрощенным моделированием сидений ( сиденья моделирование точечными массами ).

В диссертационной работе проведен анализ 39 форм колебаний кабины д частоты 56 Гц. Характер колебаний до 20 Гц определяет уровень инфразвука кабине, который существенно увеличивается при движении автомобиля по дороге неровным булыжным покрытом.

Платформа грузового автомобиля. Структура расчетной схемы вюпочае расчетные схемы основания платформы, настила, бортов, замков и петел откидных бортов КамАЗ - 5325. Основание платформы с вертикальными стойкам схематизировано как система продольных, поперечных и вертикальных бало1 Настил схематизирован как плоская оболочка, сопряженная с основание; платформы. Борта схематизированы как плоские оболочки, содержаици балочные элементы в местах усиления. Петли схематизированы как балки, и имеющие жесткости на кручение, то есть в виде цилиндрического шарнира, рамках линейной постановки задачи установлено, что взаимные перемещен« бортов и вертикальных стоек в местах расположения замков отсутствуют, поэтом замки схематизированы как абсолютно жесткие балки. Были определен! собственные тона (упругие колебания) платформы в диапазоне 2,3 - 19,6 Гц. Эт данные были использованы при "сборке" всего автомобиля.

Силовой агрегат и трансмиссия. Расчетная схема включает в себя силовой агрегат и трансмиссию. Силовой агрегат представлен как твердое тело: в центре масс расположен расчетный узел (т. 100), в котором сосредоточены масса и осевые моменты инерции силового агрегата. Этот узел твердыми невесомыми стержнями соединен с местами крепления опор (тт. 101 - 104).

Исследования реальных конструкций показывают, что такая схематизация адекватно описывает низкочастотную вибрацию силового агрегата, поскольку первые упругие формы его колебаний (изгибные) проявляются на частотах не ниже 200 Гц.

Трансмиссия представлена балочными конечными элементами с распределенной массой. Карданные шарниры моделировались особыми граничными условиями - в виде дополнительных уравнений.

Расчет свободной (незакрепленной) конструкции проведен конечно-элементным пакетом И СП А. В результате получены 8 собственных форм с нулевыми собственными частотами (f=0.00 Гц), соответствующие степеням кинематической подвижности незакрепленной конструкции. Первые "упругие" собственные формы соответствуют изгибным колебаниям карданного вала и имеют частоту 47,5 Гц ( для автомобиля МАЗ -54323 ). Расчет собственных частот и форм силового агрегата на опорах выполнен по методу модального синтеза пакетом МОДА в диапазоне частот до 185 Гц..

Передний и задний мосты грузового автомобиля MA3-54323 . Балка переднего моста представлена стержневыми элементами с переменными сечениями. Колеса смоделированы в виде жестких тел, инерционные характеристики которых приведены к центру колес и представлены в модели точечными массами и осевыми моментами инерции. Тормозные механизмы и барабаны также представлены в виде точечных масс.

Соединение колес с балкой моделировалось с помощью задания особых граничных условий, обеспечивающих адекватный учет кинематической подвижности т.е. вращения и повороты колес.

Расчет переднего и заднего моста ( частоты и формы собственных колебаний автомобиля МАЗ - 54323 ) был проведен до частот 120 ГЦ.

"Сборка" автомобиля . В случае автомобиля МАЗ - 54323 моделировались колебания только шасси этого автомобиля, представленное совокупностью 5-и подструктур ( рама, силовой агрегат с трансмиссией, радиатор, передний и задний мост ), связанных между собой 18 соединительными элементами.

Шины: моделировались 2-х узловыми упругими элементами с диагональной матрицей упругости.

Рессоры: представлены моделью с 3 расчетными узлами, состоящей из 2-х узловых упругих элементов с диагональной матрицей упругости.

Опоры радиатора моделировались 2-х узловыми элементами с диагональной матрицей упругости.

Стабилизатор заднего моста моделировался четырехузловым стержневым элементом с приведенными жесткостными характеристиками. В диссертационной работы приведена визуализация колебаний шасси этого автомобиля в диапазоне частот до 18 Гц.

При " сборке" автомобиля КамАЭ-5315 весь автомобиль представле совокупностью 6-и подструктур (кабина, платформа с грузом, рама, силово агрегат с трансмиссией, передний и задний мост), связанных между собой 3 соединительными элементами.

Соединительными элементами с приведенными коэффициентам упругости и демпфирования были представлены шины (4 шт.) рессоры (4 шт. опоры и торсионы кабины ( 6 шт. ); опоры силового агрегата и трансмиссии | шт.); стремянки платформы (12 шт.). На основе выполненных многовариантны расчетов конструкции отдельных агрегатов и автомобиля в сборе получен! следующие основные результаты:

1) Жестко смонтированные на раме агрегаты (запасное колесс топливный бак и т.п.) существенно изменяют ее моды таким образом, что рам становится конструкцией с существенно несимметричными вибрационным свойствами. Вместо чистой формы вертикального изгиба появляются да отдельные формы (12,34 и 13,04 Гц), на каждой из которых преобладает изги одного из лонжеронов при почти неподвижном другом лонжероне.

2) Упруго-инерционные свойства платформы с грузом существенн отличаются от свойств порожней платформы. Поэтому учет груза в расчетно модели приводит к существенному изменению мод колебаний платформь Порожняя платформа имеет по существу 1 низкочастотную форму колебаний упругой деформацией основания (кручение 3,75 Гц ), а следующая собственна форма с упругим деформированныем основания имеет частоту 23,10 Гц поперечный изгиб ). Груженая платформа имеет целый набор низкочастотны собственных форм, на которых деформируется основание (1,49 Гц, 5,52 Гц, 9,9 Гц, 12,92 Гц) и т.д.

3) Конструктивные собенности подвески кабины с поперечны! расположением торсионов приводят к нагружению передних концо лонжеронов рамы изгибающими моментами в вертикальной плоскости.

В главе 4 изложены методические основы определения динамически свойств отдельных подструктур автомобиля. Подробно рассмотрены стади! модального анализа отдельных конструкций, измерение и апроксимаци частотных характеристик , сортировка проверка полученных результате! Применяемая аппаратура и оборудование рассмотрены на примере исследовани рамы грузового автомобиля.

В исследуемой работе использовался комплект приборов российской производства, а также Германии и фирмы Солартрон - Шлюмберже. Даете сравнительный анализ различных видов воздействия на конструкцию гармонического, импульсного и типа "белого" шума. Рассмотрены различны способы закрепления объекта при модальном анализе.

В данной работе в качестве воздействия на объект был приня-широкополосный случайный сигнал типа "белый" шум , для получения боле достоверных данных полученных результатов используется метод сужени диапазона анализа. В этой главе приведены результаты модального анализа ран двух автомобилей МАЗ и КАМАЗ , а также кабины автомобиля КАМАЗ которые сравниваются с результатами ранее выполненных расчетны: исследований.

Рама автомобиля МАЗ - 54323. Исследовалась с навесными элементами еометрия проекта этой рамы показана на Рис. 2. Исследовались формы олебаний как рамы, так и навесных агрегатов радиатора ( заполнен водой ) топливного бака, заполненного дизельным топливом. Всего было выделено 4 зердотельных моды (1,2- 4,4Гц ) и 19 "упругих" форм до частоты 50Гц.

Модальные перемещения навесных агрегатов и кронштейнов оказались а 1-1,5 порядка выше, чем перемещения собственно рамы. В этой связи эти цементы не принимались во внимание и не изображались на рисунках. В ачестве примера на рис. 3 показана одна из форм колебаний рамы с навесными "регатами. Было исследовано 15 форм колебаний радиатора в диапазоне до ) Гц. На низких частотах проявляются колебания радиатора как твердого ;ла, а начиная с частоты около 30 Гц заметны колебания бачков радиатора в азличных направлениях.

Колебания топливного бака исследовались до 44 Гц, упругих колебаний ака в диапазоне частот до 34 Гц не обнаружено. Комплекс проведенных ^следований позволяет сделать идентификацию исследуемой расчетной одели "рамы + навесные агрегаты" как по перемещениям собственно рамы и -регатов, так и по напряжениям в лонжероне. Напряжения возникающие в 1ме, в основном связываются с обнаруженными в них модами колебаний.

Динамические свойства рамы автомобиля КАМАЗ 5315 М определялись сспериментально в сборе с поперечными противоподкатным брусом и гредшши кронштейнами кабины.

На раму воздействовал "белый" шум в диапазоне частот 0 - 50 Гц или 0-)0 Гц. При детальном анализе задавались более узкие частотные диапазоны ( ■5 Гц) с использованием наплывающей обработки при этом в один диапазон зпадало 1-3 моды. Сужение диапазона практиковалось для повышения тчений функции квадрата когерентности у2( Г ) д® 0,92 - 0,94. Уровень эзбуждающего сигнала составлял 1 - 1,5 ё ( СКЗ ). Были получены следующие >бственные тона рамы в диапазоне частот 1- 100 Гц как твердого так и фугого тела:

Собственные частоты колебаний рамы, как твердого тела, на опорах >ризонтальные линейные колебания 1,22 Гц, 1,75Гц

:ртикальные линейные колебания 2,6 Гц

:ртикальные продольно-угловые колебания 4,65 Гц

Крутильные (асимметричные) формы упругих колебаний рамы: кручение: 5,28 Гц, демпфирование 1,78% (6,36 Гц) кручение; 21,35Гц, 0,274% (22,46Гц)

кручение: 42,78 Гц 0,596 %

Горизонтальный изгиб рамы: изгиб: 10,97 Гц, 0,520%

изгиб: 18,11 Гц, 0,396%

изгиб: 30,78 Гц, 0,341% (37,13 Гц) 0,35%

изгиб: 57,89 Гц, 0,621% (56,58 Гц)

изгиб: 71,12 Гц, 0,829%

В скобках приведены данные, полученные расчетным путем на плоско -[ементной модели рамы этого автомобиля.

-125

. 1 ^ЗР ", ... Х-еч , -т» Чч1 ■ / V.

"»135

4213

Г4»110

! Ч 146

>1и

г

V \

■Л , >«)

• »

-^Ча? ■

•♦-17, \ >40

. >».6 400"

Рис. 2 Геометрия проектя "раме с навесным оборудованием" т.100-103 - радиатор т.ПО-112, 213 - аккунуляторнш яшмк т.54-56, 237 - седло т.132-135 - бензобак'

т.114 - кранвтепн крепления зьпасного колеса

Л!ии

Рис. 3 .Проект "рчма <: навесным оборудованием".

толстая л. - К1?дефорк|фо8Пиное по-покенпе тмааил. - деформированное положение

Вертикальный изгиб рамы:

1 изгиб: 18,8 Гц, 0,038% (17,27 Гц)

2 изгиб: 62,27Гц, 0,121%

3 изгиб: 67,77 Гц, 0,121% противофазный вертикальный изгиб 63,14 Гц, 0,178% противофазный вертикально-поперечный изгиб 63,14 Гц, 0,178%

Противофазные поперечно-угловые колебания передней част лонжеронов 32,73 Гц, 0,215 %.

Противофазные линейные колебания лонжеронов в продольно! направлении с поперечными колебаниями передних частей лонжеронов 38,79 Гх 0,896 %.

Противофазные поперечные колебания передней части лонжеронов 45,2 Гц, 0,192 %. В результате было выявлено, что рама автомобиля КАМАЗ - 5315: имеет большую подвижность в поперечном направлении. Наибольше подвижностью обладают участки лонжеронов рамы между первой и второ поперечинами. Наименьшей подвижностью обладают вторая и пятая поперечинь

По результатам модального анализа проводилась идентификаци расчетной модели рамы ( см. главу III).

Модальный анализ проводился на комплектной кабине КамАЭ-5315 д частот 60 Гц. Низкие частоты, соответствующие "упругим" колебаниям кабин! лежат выше 10 Гц. Верхний диапазон не имеет ограничений, однако пр экспериментальных исследованиях мод было принято решение отказаться о измерений в диапазоне выше 60 Гц по ряду причин.

Число мод кабины очень велико, особенно в диапазоне выше 100 Гц. ! этой связи исследования всех без исключения мод чрезвычайно трудоемко, анализ получаемых данных затруднен ввиду их большого объема. Поэтом рассматривались только низшие формы колебаний, имеющие значения пр решении проблем долговечности кузова, виброакустики в низкочастотно: диапазоне. Для исследования вибраций в диапазоне выше 100 Гц, имеющи значения в основном для акустики, существуют другие, более эффективны методы, например, интенсимегрические.

Основные результаты натурных измерений колебаний кабин! приведены в табл.5, в сравнении с результатами расчетных исследований, диапазоне частот 10-60 Гц. наиболее виброактивними элементами оказалис задняя стенка и средняя часть пола кабины.

В пятой главе излагаются теоритические основы применяемых мето; анализа колебаний и обработки результатов дорожных испытаний , а так методы экспериментального проведения исследований колебаний грузов автомобилей. Особое внимание было уделено визуализации колебаний отдельн агрегатов и автомобиля. Анализ вибронагруженности автомобилей осуществля; с помощью БПФ анализатора SL1202 фирмы Солартрон-Шлюмбер (Великобритания), а также на IBM совместимых компьютерах в диапазоне час 0,7-150Гц. Сравнительный анализ вибраций элементов конструкций автомобш А и Б, возникающих в процессе движения, осуществлялся на осн< сопоставления спектральных плотностей мощности перемещений, ускорений и :

Для интегральной оценки уровней вибраций определялись СКЗ [сследуемых процессов в заданной полосе частот. Для наглядного [редставлення динамического поведения конструкций использовалась пзуализации колебании. АЧХ отдельных динамических звеньев и спектры еформаций соединительных элементов несут дополнительную полезную нформацню и использовались для анализа причин, определяющих различную лавность хода автомобилей А и Б. Эти автомобили имели разную онструкцию силовых агрегатов с дизелями V8 - 90 и различную подвеску илового агрегата: А- серийный силовой агрегат и Б - опытный.

Два временных сигнала а (t) и Ь (t) подавались на входы анализатора, алее и превращались в два временных ряда а (ni At ) и b (ni At ) где At нтервал дискретизации по времени. Далее выполнялась операция быстрого реобразования Фурье ( БПФ ) и затем эти процессы переводились из ременной области в частотную, т.к. результатом БПФ являются так азываемые преобразования Фурье А( f ) и В( f ), аргументом которых зляется частота f, а не время.

Затем вычислялись автоспектры и взаимные спектры: GBB (f) = B(f)B*(D

GAA (0 =A(f)A*(f) ( 2 )

GBA (f) = B(f)A*(f) где * означает величину комплексно-сопряженную с данной.

После проведения этих операций вычислялись оценки функции квадрата >герентности у2 ( f) и частотной характеристики Н (f):

! GAB (f)! GAB (f)

(3) y2AB(f) ---------------; (4) H AB (f) =---------

GAB (f) GBB{f) GAA (f)

Доверительные интервалы частотных характеристик зависят от величины (f), а также от числа осреднений п выполненных в процессе анализа данных.

Среднеквадратическая ошибка обратно пропорциональна как правило, личине п , т.е. при увеличении числа осреднений в 10 раз, она уменьшится в 6 раза. С.К.З. ошибки определения частотной характеристики пропор-онально, кроме того, величине ■{!((). Это означает, что чем меньше (f), тем льше доверительные интервалы. В этом случае для повышения точности □бходимо увеличить число осреднений, т.е. практически длину реализации 5ыстродействие анализатора. Расчеты показывают, что для достижения 68 % эоятностн нахождения оценки частотной характеристики Н(0 в интервале f ) +- 0,05 Н( f ), необходимо следующее число осреднений для получения гинных значений Н( f):

20 осреднений при т2 (0=0,9; 50 осреднений при у2 (0=0,8;

130 осреднений при у2 (0=0,6.

Таким образом, с учетом того, что при экспериментах, как правило, вает 20-25 независимых осреднений необходимую точность:

[Н (f) -+0,20H(f)] - можно получить даже при у2 (f) = 0,6.

На практике,однако, можно ограничиваться величиной у2 ( Г ) = 0,6; Данные, получаемые при у2 ( { ) < 0,65 должны рассматриваться ка недостоверные. Для исследования колебаний несущей системы и автомобиля целом в дорожных условиях с использованием приема визуализаци необходимо получение значительного объема информации, что наиболс эффективно с помощью многоканальных измерительных и регистрирующи систем, таких как МиШсЫа фирмы "В+Б" (Германия). Применена многоканальной аппаратуры дает качественно новое свойство получаемо информации. На основе взаимного спектрального анализа результат; динамических испытаний (ускорения характерных точек автомобиля) возможн представить в виде визуализации колебаний. Визуализация колебанн наглядно представляет совокупность форм колебаний , возбуждаемых в процесс движения автомобиля, на выбранной оператором частоте ( в Гц характеризуемой высоким значением у2 (у2 > 0.85) для всех пар точе исследуемой конструкции, участвующих в процессе визуализации. Для дорожны испытаний применен алгоритм когда на первом этапе проводят« многоканальные измерения ускорений в различных точках автомобиля. Затем, результате взаимного спектрального анализа определяются взаимнь спектральные плотности между одним из процессов (¡-тым) и всеми остальным! а также спектральные плотности всех процессов.

Визуализация заключается в представлении на диспл< пространственных перемещений точек несущей системы, соответствуют! точкам установки датчиков в виде:

8Д0= вхКО 51п[\^+Фц(0]; (5) где:

- перемещение j-той точки на дисплее;

Фц(0 - аргумент функции взаимной спектральной плотности;

Ох](0 - спектральная плотность ускорений;

- произвольно выбираемая оператором частота изображени

I - время.

Очевидно, что результаты визуализации зависят от выбраннс частоты процесса [. Таким образом, принципиальным отличием предлагаемо методики является многоканальная синхронная регистрация данных и I обработка по алгоритму, не использующему модуль частотных характеристик.

Анализ вибронагруженности автомобилей А и Б на становивших< режимах движения. Испытания проводились на дороге с булыжным покрытие ( 30,45,60 км / ч ) и на асфальте ( 30, 50, 70 км / ч ). Результаты измерен! вертикальных виброускорен:.' представлены на Рис.4. В табл. 6. описаны форм колебаний автомобилей А и Б при движении со скоростью 45 км /ч по дороге булыжным покрытием. Глобальные формы колебаний двух автомобилей почт на всех представленных частотах очень похожи друг на друга.

Существенно, что амплитуды всех вертикальных форм колебаш рамы (I и П-ой изгиб, консольный изгиб передней части рамы) автомобиля несколько ниже, чем у автомобиля А. Связано это с характеристиками и схемс подвески силового агрегата автомобиля Б. Это способствует уменьшени амплитуд колебаний передней части рамы в вертикальном направлении, следствии чего улучшаются показатели плавности хода.

18

Рис. 4 Относительная разница ( в % ) СКЗ вертикальных виброускорений различных точек конструкции автомобилей А и Б, в зависимости от скорости движения и типа дороги (диапазон частот от 0 -100 Гц).

Примечание: ели перед значением процентов стоит знак минус, это означает что СКЗ автомобиля Б больше СКЗ автомобиля Л на указанную величину ( в 'Л ), в противном случае СКЗ автомобиля А больше .

Однако при движении по асфальту в спектрах виброускоренш автомобиля Б на частоте 29 Гц. проявлялась составляющая, вызываемая болыиш остаточным дисбалансом силового агрегата ( Рис. 5 ), она проявилась на пол кабины и рабочем месте водителя. При движении грузовых автомобилей А и 1 по асфальту спектральных плотностях мощности ускорений присутствую гармоники кратные частоте вращения колес ( 4.27 Гц ), которые вызван! силовой неоднородностью шин. Наиболее ярко выражены 2-ая ( 8.5Гц ), 3-я 12.8Гц ) и 4-ая ( 17Гц ), т.е. гармоники, частоты которых близки к собственны! частотам неподрессоренных масс автомобилей.

ТАБЛИЦА 6. Описание форм колебаний автомобилей А и Б при движении по дороге с булыжным покрытием со скоростью 45 км/ч.

частота (Гц) ■

описание формы колебаний на выбранной частоте

автомобиль А

автомобиль Б

1.5

угловые колебания (вУ) подрессоренных масс на основной подвеске

2. 75

5.25

вертикальные колебания (|г) подрессореных масс на основной подвеске; небольшой консольный изгиб (|2> задней части рамы; угловые колебания (0У) кабины (резонанс задней подвески кабины)

--------------------------------+------------------------------

вертикальный (|2) изгиб рамы (I форма); перемещение кабины: \Z; вУ | перемещение кабины: ¡2

7-8

консольный изгиб (|2) предней части рамы;

| кручение кабины (@Х) в проти-1 вофазе с изгибом рамы

8.5-10

вертикальный изгиб (12) рамы (II форма); вертикальные (1г) колебания ДВС на своих опорах; вертикальные колебания неподрессоренных масс

10.5

изгиб (|г) рамы (II форма); | кручение передней части рамы;

двс: \г | две: ех

передний мост: ЭХ; 17. |передний мост: ЙХ

кабина: \Z (в фазе с изгибом! кабина: кручение кабины 8Х в

рамы)| противофазе с кручением рамы

11.5 13.5

угловые колебания (@Х) неподрессоренных масс; ДВС: |2 -----------------------------+-------------------------

угловые колебания (6Х) неподрессоренных масс; кабина: 8Х | кабина: \Z

14.5

кабина: \Z; |У;ех

ДВС: еу

I кабина: \Z;

I*

17-18

закручивание средней части рамы; II форма вертикального изгиба рамы; кабина: ¡г;

задние мосты: ?Х |задние мосты: |2; и немного ВХ

[стота| описание формы колебаний на выбранной частоте

;гц) +---------------------------------------------------

{ автомобиль А | автомобиль Б

18.5 1 | рама: II форма изгиба 1 1 задние мосты: \Z кабина: \7. | рама: II форма изгиба; круче-1 ние средней части | задние мосты: 8Х

0-24 | рама: II форма изгиба 1 | задние мосты: |7. 1 1 1 рама: II форма изгиба; кручение средней части задние мосты: |2; 6Х

5.75 | рама: II форма изгиба 1 | ДВС: (I гармоника) |2; 1 1 1* 1 рама: две: II форма изгиба; кручение средней части (I гармоника) @ У

2В | II форма вертикального 1 рамы изгиба рамы; кручение средней части

32 | кручение рамы по всей ее длине

.25 _3| _Орама: изгиб и кручение;_3

| ДВС: (1.5 гармоника) 0Х ' | ДВС: (1.5 гармоника) |2!; 6Х

Х-горизонтальные продольные колебания

У-горизонтальные поперечные колебания

2-вертикальные колебания

При движении по ровному асфальту за повышенный уровень вибраций на абочем месте водителя двух исследованных автомобилей "отвечают":

- остаточный дисбаланс колес ( на частоте вращения колес );

- силовая неоднородность шин (на частотах кратных частоте вращения олес);

- первый вертикальный изгиб рамы (5.5 Гц );

- второй вертикальный изгиб рамы ( начиная с частоты 8 Гц);

В целом виброзащитные свойства системы подрессоривания кабины ачинают проявляться только с 20 Гц (снижая уровень ускорений на кабине по равнению с рамой до 2-3 раз).

Виброзащитные свойства сидения проявляются только начиная с 25 Гц автомобиль А) и с 10 Гц ( автомобиль Б).

Ускорения переднего конца рамы и передней части кабины ( у обоих зтомобилей ) существенно больше ( до 35%-70% по СКЗ ) ускорений задней асти кабины, и являются преимущественным источником повышенной вибрации а сидении водителя, а вибрации задней части кабины сколько нибудь дцественно влияют на ускорения рабочего места водителя только на частотах 7-20 Гц;

1.477 MS-2 TRACES 1 - 30

0.0 CURSOR § 1

Hz

КJR3_33T

iCH

VERT HORIZ CONTROL

0.0 0.-O STOP

MN ISPEC MN Hz SKEW / DOW

LN.LN 2.500 100.000 # OF TRACES: 36

PS FS

Рис 5 Ладлеммый разгон автомобили с двигателе» 238 на треть.!*

ГИС. э . ледлеммыи » „.„ТШ.„П1.ИУ* ускорений,намеренны* м«

передача. Ансамбль мгновенных спектров вертикальных ускик ,

рг.6оием месте водителя.

Шестая глава содержит краткий обзор и сравнительный анализ омендаций по совершенствованию несущей системы автомобиля КамАЗ-5, полученных на основе комплексного расчетно-экспериментального тедования пространственной вибрации его конструкции. Эти рекомендации оставляются с конструкторскими мероприятиями, которые были реализуемы 1ТЦ КамАЗ-а в процессе работы над автомобилем КамАЗ-5Э15м. На овании такого сопоставления приближенно прогнозируется возможная >ективность этих мероприятий. Дорожные виброиспытания автомобиля 1АЭ-5315 выявили ряд характерных особенностей вибрации его конструкции.

Данные виброиспытаний указывают что во всем низкочастотном пазоне (до35 Гц и выше) преимущественно наблюдаются симметричные ибные) формы колебаний, кручение и другие кососимметричные формы ормации не отличаются интенсивностью. Основными формами колебаний эмобиля, определяющими уровень вертикальных виброускорений рамы, в ядке убывания значимости являются:

(1) продольно-угловые и линейные вертикальные колебания автомобиля основной подвеске и шинах 1,75-2,5 Гц; (2) вертикальный изгиб рамы по I |ме - 5,25 Гц; (3) различные формы колебаний, связанные с повышенной вижностью передней части рамы (второй изгиб 8 -10 Гц и т.д.).

Виброзащитные свойства подвески кабины отмечаются только выше ц. Поэтому все отмеченные формы колебаний рамы определяют также и ронагруженность пола кабины. Кроме того, зафиксировано наличие енсивных колебаний неподрессоренных масс практически во всем частотном пазоне(до 25 - 27 Гц), что служит дополнительным источником возбуждения угих колебаний несущей системы.

Возникновение изгибных колебаний комплектного автомобиля с одной юны обусловлено особенностями резонансных свойств отдельных агрегатов -астности, платформа с грузом имеет собственные формы с изгибом звания с собственными частотами 5.55Гц, 9.98Гц, 12.92Гц, 20.18Гц, а рама с >едоточенными массами имеет собственные формы с вертикально-изгибными ормациями лонжеронов по 1-му тону в диапазоне 11-13 Гц.

Степень проявления (возбуждения) указанных собственных форм при жении автомобиля определяется наличием соответствующих источников >уждения. Таким источником является низкочастотное вибрационное действие, приложенное к передним концам лонжеронов рамы в виде гменных по величине изгибающих моментов в вертикальной плоскости от ;ионов подвески кабины, а также значительно меньших по величине гикальных усилий от торсионов и передних опор подвески кабины На эщенной расчетной модели показано, что при симметричном возбуждении цов лонжеронов рамы изгибающими моментами в вертикальной плоскости в зтрукции с преобладанием кососимметричных (крутильных) собственных м колебаний могут возникать колебания с характерной изгибной формой -:дствие суперпозиции собственных форм.

Основными рекомендациями по совершенствованию вибрационных азателей несущей системы автомобиля КамАЭ-5315, следующими из чиза данных испытаний и расчетов являются:

1) Совершенствование основной рессорной подвески в направлен снижения трения (межлистовые вставки, малолистовые рессоры), а так снижения жесткости рессоры. Это обеспечит уменьшение интенсивно« низкочастотных форм колебаний (от 1.75 до 3.7 Гц ), соответствукж перемещениям подрессоренной массы.

2) Модернизация конструкции рамы с целью увеличения динамической жесткости на вертикальный изгиб (чтобы рама с учет закрепленных на ней масс сохраняла бы собственную форму колебаи вертикального изгиба).

Возможны пути: разработка местных усилителей, возмо» несимметричных, т.е. различных для левого и правого лонжеронов, увеличе! крутильной жесткости поперечин за счет расширения зон их крепления лонжеронам в продольном направлении,например за счет увеличения косыно] увеличение высоты сечения передней части лонжерона.

3) Изменение конструкции подвески кабины, т.е. схемы расположи опор, их жесткости и демпфирования для обеспечения виброизоляции начина 3,5 - 4Гц, что необходимо для уменьшения влияния вертикального изгиба ра] на вибронагруженность рабочего места водителя.

Уход от существующего варианта торсионной подвески позво1 устранить источник низкочастотного изгибного возбуждения конструкт расположенный к тому же в пучностях соответствующих форм колебаний. 11 этом можно также ожидать эффективности от использования 3-х точечной схе] подвески кабины с одной передней опорой, которая эффективна при крутильн деформациях рамы, т.е. при движении концов лонжеронов в противофазе.

4) Увеличение жесткости основания платформы, в первую очер< изгибной, - возможно путем использования в конструкции тонкостенн профилей с замкнутым контуром поперечного сечения.

5) Изменение конструкции панелей кабины (центральная часть по задняя часть крыши, верхняя часть задней стенки), имеющих значительн деформацию в собственных формах комплектного автомобиля с частотами К 12.53, 14.7, 17.8 и 18.66 Гц.

Эти резонансы могут служить как источником повышенн напряжений, так и источником низкочастотного шума (инфразвука).

Основные выводы и рекомендации

1. Предложена общая сквозная технология расчетно-экспериментальнс определения пространственных колебаний грузового автомобиля на стадии I проектирования.

Рассматриваемая технология позволяет выявлять расчетным экспериментальным путем динамические вибрационные свойства, подструк: ( рама , кабина и т.п.) как отдельно ( частоты, формы собственных колебани: демпфирование) , так и в составе автомобиля, идентифицировать вибрационн модель отдельной подструктуры автомобиля по результатам модального анал! на прототипе и проводить изменение ( модификацию ) конструк! подструктуры на стадии разработки чертежной документации ;

- Исследовать вибрационное поведение и взаимодействие подструктур при лировании собранного автомобиля и при движении автомобиля ( на стадии 1ботки опытных образцов ) . Определять рабочие формы колебаний ущегося автомобиля и сравнивать их с динамическими вибрационными ггвами отдельных подструктур автомобиля и разрабатывать конкретные иендации по снижению вибронагруженности и улучшении плавности хода >вого автомобиля.

2. Из анализов колебания рам автомобилей МАЗ - 54323 и КАМАЗ -1 в диапазоне до 65 Гц следует : разница между частотами собственных заний, определенных методом конечных элементов и при натурных измерениях эевышает 8%. Навесные агрегаты увеличивают массу более чем в 3 раза и ственным образом изменяют характер колебаний рамы МАЗ - 54323. альные частоты собственных колебаний рамы при этом снижаются в 1,2 - 2,65 Усложняются формы колебаний, зона наибольшей деформации располагается едней части правого лонжерона.

3. Анализ колебаний кабины автомобиля КАМАЗ - 5315 до частоты 60 Гц (ывает что разница между частотами собственных колебаний, определенных ггных путем и при натурных измерениях, не превышает 6,8 %. Наибольшую шность в области инфразвуковых частот ( 10-18Гц ) имеет задняя стенка и [яя часть полы кабины.

4. Из анализа колебаний комплектного автомобиля КАМАЗ - 5315, 1енных с помощью программного комплекса МОДА следует что платформа с м имеет собственные формы с изгибом основания с собственными частотами э 20 Гц, которые расположены в том же диапазоне частот , что и изгибные ¡ания лонжеронов рамы 11-13Гц. Источни ..¡и, вызывающими изгибные >ания несущей системы, кроме кинематического возбуждения автомобиля, этся моменты , возникающие в торсионной подвеске кабины при ее (ещениях относительно рамы.

5. Анализ результатов дорожных испытаний автомобилей КАМАЗ 53212 с I силовыми агрегатами ( автомобили А н Б ), показывает:

- Основными источниками возникновения вынужденных колебаний гобиля при движении по дороге с булыжным покрытием являются юдействие колес с неровностями дороги, а геометрическая и силовая юродность шин сказывается только при движениях по дороге с асфальтным >1тием. Возмущающие воздействия , вызванные работой двигателя ( при ии его качественного изготовления), практически не оказывают влияния на атели вибронагруженности рабочего места водителя. В то же время тернстики подвески СА автомобиля Б способствует уменьшению амплитуд ¡алий рамы в вертикальном направлении, вследствии чего улучшаются атели плавности хода. Ускорение переднего конца рамы и передней части 1Ы существенно больше ( до 35 % - 70% по СКЗ ) ускорений задней части 1Ы, и является преимущественным источником вибрации на сидении водителя , рации задней части кабины сколько нибудь существенно влияет на ускорение [его места водителя только на частотах 17-20Гц. В обоих случаях за ленный уровень вибрации "отвечают" первый и второй вертикальные изгибы

( 5,25 и 9Гц ) автомобиля. В целом, виброзащитные свойства системы ссоривания кабины снижают уровень ускорений на кабине по сравнению с 1 до 2-3 раз при частотах только более 20Гц, а виброзащитные свойства ия проявляются, начиная с 20-30 Гц.

6. Основными рекомендациями по совершенствованию вибрациони показателей несущей системы автомобиля КАМАЗ - 5315 являются ( см.та* главу VI):

Совершенствование основной рессорной подвески в направле! снижения трения , а также снижения жесткости рессоры. Это обеспе' уменьшение интенсивности низкочастотных форм колебаний (от 1,75 до 3,7 Г] соответствующих перемещениям подрессоренной массы.

- Модернизация конструкции рамы с целью увеличения ее динамичеа жесткости на вертикальный изгиб.

Изменение конструкций подвески кабины для обеспече] виброизоляции начиная с 3,5 -4 Гц, что необходимо для уменьшения влия] вертикального изгиба рамы на вибронагруженность рабочего места водителя.

7. В новых принципиальных решениях, заложенных конструкторг НТЦ КАМАЗ в автомобиль КАМАЗ - 5315м ( подвеска автомобиля, каби: изменение конструкции панелей кабины, рамы, основания платформы ), учтс результаты работы, выполненной по автомобилю КАМАЗ - 5315. диссертационной работе показан общий характер и ожидаемый эффект снижению вибронагруженности конструкции ашомобиля КАМАЗ - 5315 М.

8. Предложенные методы и результаты расчетно-экспериментальн исследования колебаний грузовых автомобилей переданы в НТЦ КАМАЗ МАЗ.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работа

1. Тольский В.Е., Воеводенко С.М., Вучкович М. Общая техноло расчетно- экспериментального определения пространственной вибрации стадии проектирования автомобиля. Труды международной научно технической конференции "100 лег российскому автомобилю". Промышленнс и высшая школа" 26-28/ XI 1996 МАМИ, М.,Тезисы докладов. Том " ДВС газотурбинные двигатели " стр.19.

2. Тольский В.Е., Воеводенко, М. Вучкович. Методы анал вибронагруженности движущегося грузового автомобиля. Труды международ] научно-методической и научно-исследовательской конференции " Плавне хода экологически чистых автомобилей в различных дорожных условиях летательных аппаратов при приземлении и торможении " 3-7 II 1997г. МАД М, тезисы докладов секция 4,5 стр.29 - 31.

3. Тольский В.Е., Воеводенко С.М. М.Вучкович. Эксперименталь исследование плавности хода грузового автомобиля с применением мет визуализации колебаний тоже, что 2. Тезисы докладов, секции 1 и 2 ,стр. 28 - 3(

4. Тольский В.Е., Воеводенко С.М., Тихомиров В.Н, М. Вучком Моделирование низкочастотных колебаний короткобазного автомобиля тс что 2. Тезисы докладов секции I и 2 , стр. 76 -77.

5. Tolski V. Е., Vuckovic М . Vibration of the powertrain and vehicle wit cylinder engine. International Journal for Vehicle Mechanics, Engines Transportion Sistems MVM, v ..ume 22,number 4 , December 1996. p37-47.