автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Расчетно-экспериментальное определение вибродинамических характеристик стеклопластиковой рессоры легкового автомобиля

ЦЕНТРАЛЬНЫЙ НАУЧНО-ИССЩОВАТЕЛЬагаН

автшовшьиШ и автшотоишй институт Р Г Б ОД -шт~_

На правах рукописи

Ким Епг Шик

УДК $29.113-7520015

РЛ(ЖШО-аСШШШПМЬНОЕ ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВИЕРОДШШШЕОТК ХАРАКТЕРИСТИК ОШиКШАСШКСШСЯ РЕССОШ ЛЕГКОВОГО АВТШ0Ш1Я

Специальность 05.05.03 "Автомобили и тракторы"

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 1994

Работа выполнена lia фирме "Деьон Огид Коппани ЛТД" (Соул, Ресцублика Корея) и в Центральном тучпо-иослйцоьа'гсльскои автомобильном и автомоторном институте (HAfùl).

Научный руководитель - т,лен-корреспондеит Академии транспорта

Российской Федерации, доктор технических наук, профессор

B. Е.'Тольский

Консультант - кандидат технических наук

C.М.Боеводзнко

Официальные оппоненты - доктор технических наук, профессор

Нюнин Б.Н.; - кандидат технических m«:, отаралй научий сотрудник Савельев В.Л.

Ведущие предприятия - НИПр.1 (при МГТУ),

"Девон Огил Компшш ЛТД"

Защита диссертации состоится "" _1994 р.

в _& часов на заседании специализированного совета

К 161.01.01 в Нейтральном научно-исследовательском автомобильном и автомоторном институте (ШМИ) по адресу: 125438, Москва, А-438, Автомоторная ул., до;.; 2.

С диссертацией г.ю:кпо ознакомиться в библиотеке НАШ.

Отзыв на автореферат в двух окоомшшрах, заверенные гербовой печатью, просш направлять по указанному выи дздюсу.

Автореферат разослан "Я&-"____•'/¿Р Щ/-1 г.

Учений секретарь снециализнрсвашюw совета, кандидат технических наук, ОТар',!;1Ш ПД.уЧНиЙ СОТру,!!,Ш1Г.

Л. Г. Cyoaitii.i

ОНЦАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

АКТУАЛЬНОСТЬ ТЕМЫ ИССЛЕДОВАНИЯ. Снижение массы автомобиля позволяет повысить его динамические качества и улучшить топливную экономичность. Последнее особенно важно для стран с ограниченными энергетическими ресурсами (Республика Корея).

Замена металлической рессоры на стеклопластиковую позволяет снизить массу легкового автомобиля массового производства на 12,5 кг.

ЦЕЛЬ РАБОТЫ: аналитическое и экспериментальное изучение вибродинамических характеристик стеклопластиковой рессоры для применения ее в подвеске легкового автомобиля; оцределение влияния вибрационных характеристик исследуемой рессоры на виброакустические характеристики легкового автомобиля.

ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.

- определить вибродинамические характеристики стеклопластиковой рессоры и ее влияние на виброакустические характеристики легкового автомобиля;

- ицценифщировать результаты расчетных и экспериментальных исследований вибродинамических характеристик стеклопластиковой листовой рессоры;

- получить количественные вибрационные оценки для обоснования производства стеклопластиковой рессоры и установки ее на легковой автомобиль.

МЕТГОда ИССЛЕДОВАНИЯ. При аналитическом исследовании вибродинамические характеристики стеклопластиковой рессоры определялись как отдельно, так и в составе собранного легкового автомобиля с применением метода модального синтеза.

При экспериментальном определении мод колебаний стеклопластиковой рессоры применены современный аппарат динамического спектрального анализа колебаний конструкций и современная прецизионная измерительная аппаратура.

ОБЪЕКТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ: листовая рессора задней подвески автомобиля из стеклопластика; легковой автомобиль малого класса массового производства.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА проведенных исследований заключается в следующем:

1. Разработана методика определения вибрационного динамического поведения неметаллической рессоры.

2. Проведено исследование вибрационных динамических ха-

рактеристик стеклопластиковой листовой рессоры задней подвески легкового автомобиля.

3. Исследовано влияние свойств исследуемой рессоры на виброакустические характеристики легкового автомобиля.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ И РЕАЛИЗАЦИЯ РАБОТЫ. Исследованная стеклопластиковая рессора задней подвески внедрена в производство фирмой Девон Огил Компани ЛТД. Ее масса меньше массы аналогичной металлической рессоры на 6,27 кг.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ.

Хоньянский университет, Республика Корея, 1985 г.

ПУБЛИКАЦИЯ: По теме диссертации опубликовано 2 статьи:

СТРУКТУРА И ОБЫМ РАБОТЫ. Диссертация состоит из четырех глав, основных выводов и рекомендаций, списка литературы (34 наименования), содержит стр. машинописного текста, 69 рисунков, 14 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновываются актуальность исследования, приводятся сведения о научной новизне, практической ценности, реализации и апробации результатов работы.

В первой главе систематизируются данные о работах в области применения автомобильных стеклопластиковых рессор, формулируются задачи исследования.

Во второй главе изложена методика определения вибродинамического поведения стеклопластиковой листовой рессоры для идентификации рассмотренной ниже расчетной вибрационной модели.

Модули упругости, демпфирование и плотности композитного материала стеклопластиковой и металлической рессор существенно отличаются меяду собой.

В этой связи можно ожидать и нецредсказуемого изменения уровня вибронагруженности кузова и щума внутри автомобиля при замене металлических рессор на более легкие композитные.

Сказанное выше определяет необходимость экспериментальных и расчетных исследований в данном направлении.

Описание рессоры как динамической системы принципиально возможно осуществить двумя путями. Первый более простой, заключается в определении совокупности частотных характеристик между входным процессом (сила, действующая в средней части

рессоры) и выходными (силы, действующие в опорных устройствах) .

Второй, значительно более сложный способ, заключается в создании математической модели рессоры. На ее основе могут быть, в частности, определены необходимые частотные характеристики.

Важнейшим цреимуществом второго метода является возможность учесть влияние связанных с рессорой элементов (резиновые элементы, кузов автомобиля, мост) на динамические характеристики данной системы. Определяемые в первом случае частотные характеристики нельзя полагать неизменными, не зависящими от условий закрепления рессоры. Для учета влияния такого закрепления необходимо располагать моделями как сопрягаемых с рессорой подструктур автомобиля, так и моделью самой рессоры.

В данной работе был выбран второй подход, который дает возможность модифицировать свойства рессоры путем изменения ее модели, с целью оптимизации конструкции автомобиля.

С учетом специфики листовой рессоры, существующих экспериментальных методов анализа данных, а также соответствующего математического аппарата, была разработана методика, позволяющая на базе экспериментально измеренных частотных характеристик "сила - виброускорение" в различных точках рессоры получать структуру и параметры математической модели рессоры. Эффективно применение модального анализа при условии линейности и обратимости объекта исследований.

Считая листовую рессору из стекловолокна непропорциональной системой с несколькими степенями свободы и с вязкостным затуханием, уравнение ее движения можно представить в матричной форме:

[м] {хил + [С] ЫО} + [к] {хин = (I)

где [м], [с], [к]-матрицы соответственно масс, демпфирования и жесткостей системы;'

х(г) - физические перемещения точек системы (координаты);

г( -О - функция, определяющая внешнее воздействие на систему.

Далее можно показать, что физические координаты {х} представляются линейной комбинацией собственных векторов {Ф}, являются решением уравнения движения и не зависят друг от

друга:

}+г2(фг}+...+г„{ф„}+г*(Ф,}+г2{фг f (2)

=^{ф2}=[ФПг}, где весовой коэффициент г—и ; колебательной мода и {%} - координатный вектор моды. . Представляя модальные перемещения как

Ф. Ф,_

/г

= Ц. + л V

>

(3)

У7

аг г

можно выразить передаточную функцию мезду воздействием в точке 1 и откликом в точке о как:

Н ={¿71)

У

+ о \

У5

(4)

где/У»- относительное модальное демпфирование;

уг - собственная частота моды. Анализ возможен внутри интересующего диапазона собственных частот Таким образом, уравнение (4) - это математическая модель передаточной функции. Составляющие в знаменателе внутри 21 в уравнении (4) имеют одинаковые значения для различных точек измерения, потому что в него входят только значения собственных частот и величина относительного демпфирования и не входят точки возбуждения и измерения. Модальное демпфирование р/-^ и собственные частоты г^ мод, а также параметры и^ги ¥¿¿1, существующие для каждой из точек системы, в такой постановке могут быть для каждой из этих точек определены из экспериментальных измерений частотных характеристик исследуемой рессоры.

Таким образом, на основе измеренных частотных характеристик можно получить модальные параметры, полностью описывающие динамические свойства данной системы. При выводе уравнений использовался ряд предположений, нулщающихся в экспериментальной проверке. Это, в частности, гипотеза о "линейности" свойств рессоры. Этим воцросам, а также определению вибродинамических характеристик стеклопластиковой листовой рессоры с целью идентификации модели, посвящена глава третья. В ней приведены методика и результаты испытаний.

Объектом данного эксперимента явилась стеклопластиковая листовая рессора, спрессованная из препрега, который был изготовлен из стекловолокна (от 60 до 68 %) и эпоксидной смолы (от 32 до 40 %). Длина рессоры 1400 мм, ширина 49 мм. Она была собрана из 110 слоев и выполнена симметричной.

Масса стеклопластиковой листовой рессоры составила 2,17 кг, ее масса на 74,3% меньше массы обычной стальной рессоры (8,44 кг).

Для определения модальных параметров системы, т.е. экспериментального модального анализа, использовались датчик ускорений PCB ЗОЗА и измерительный молоток PCB 086 с блоком питания Piezo Electric Co. Ltd, PCB-4808, ШФ анализатор Sientific Atlanta SD-375, а также персональный компьютер NEC PC-980I Series.

При измерениях используется очень маленький датчик вибрации (массой I г) для предотвращения воздействия его массы на систему. Он прикреплялся к верхней поверхности рессоры с помощью монтажного воска. Для измерений изгибных вибраций система возбуждалась вертикально в необходимой точке с помощью ударного молотка. Для исследования крутильных колебаний системы возбуждались левая и правая части верхней поверхности рессоры. Для уменьшения случайной ошибки, являющейся следствием наличия шумов в сигнале при получении данных, применялось усреднение по 20-ти возбузвдениям.

На первом этапе экспериментальной работы были проанализированы существующие методы модального анализа с точек зрения: - точности получаемой модальной модели; параметров модели, которые можно получить тем или иным методом; необходимости в многоточечном возбуждении исследуемой системы; необходимости многоканальных измерений; производительности. В результате был выбран метод, основанный на одноточечном возбуждении рессоры широкополосным воздействием, измерении частотных характеристик ускоряемости и последующей процедуре аппроксимации этих характеристик аналитическим выражением. На первом этапе измерений частотных характеристик была проведена проверка линейности и обратимости системы. В результате было определено, что предположение о линейности и принцип взаимности Максвелла применимы к данной системе. Восемь доминирующих частот 10, 37.5, 100, 192.5, 307.5, 430, 610, 810 Гц внутри исследуемого диапазона частот до 1000 Гц, представляют собой

собственные частоты листовой рессоры (рис.1). Далее, воздействие было модифицировано для разделения симметричных (изгиб) и кососимметричных (кручение) мод. Точки по краям рессоры возбуздались для выяснения изменения частотной характеристики в случае, если листовая рессора подвергалась скручиванию. Установлено, что крутильные колебания листовой рессоры возникают в окрестности 680 Гц. Этот результат становится ясным при рассмотрении мнимой части частотной характеристики и может быть объяснен тем, что мнимая часть, которая используется для определения модальных параметров, цри возбуздении противоположной точки относительно осевой линии, имеет амплитудное значение противоположного знака в окрестности 680 Гц. Следовательно, данная мода представляет собой кососимметричную форму и обусловлена кручением.

При обработке частотных характеристик были получены модальные перемещения, жесткости, демпфирования и массы, т.е. модальная модель рессоры (табл I) Таблица I

Моды. С.ч. ГЦ Масса кг Жесткость Н/м Демпфирование

(ы*э/м) о.д.

I 10.00 0.936 3.644Е+03 3.384 0.0289

2 37.50 0.256 I.412Е+04 3.248 0.0270

3 100.00 0.828 3.243Е-Ю5 8.085 0.0078

4 192.50 0.722 I.048Е+06 9.919 0.0057

5 307.50 0.702 2.598Е+06 8.641 0.0032

6 430.00 0.525 3.835Е+06 16.750 0.0059

7 610.00 0.584 8.506Е+06 10.696 0.0024

8 810.00 0.630 I.619Е+07 17.886 0.0028

С.ч. - собственная частота

о.д. - относительное демпфирование

в) 3-я мода 100 Гц г) 4-я мода 192,5 Гц

д) 5-я мода 307,5 Гц е) 6-я мода 430 Гц

ж) 7-я мода 610 Гц з) 8-я мода 810 Гц

Рис.1 Моды колебаний стеклопластиковой рессоры

Четвертая глава посвящена численному исследованию виброакустических характеристик легкового автомобиля с листовыми стеклопластиковыми рессорами. Изложены результаты построения расчетной модели стеклопластиковой листовой рессоры, адекватно воспроизводящей ее модальные свойства, экспериментальное изучение которых описано во 2 и 3 главах. Расчетная конечноэ-лементная модель рессоры имела 37 узлов и 222 степени свободы. Были выполнены расчеты собственных частот и форм незакрепленной рессоры, что соответствовало граничным условиям при натурных виброизмерениях. В расчетной модели были использованы 2-х узловые балочные элементы с 6 степенями свободы в каждом узле, воспроизводящие следующие вида деформаций: растяжение-сжатие, кручение относительно продольной оси и изгиб в 2-х плоскостях. В процессе отладки модели рессоры выполнены расчеты с четырьмя моделями изгиба: а)модель Бернулли-Эйле-ра;б)с учетом сдвиговых деформаций поперечных сечений;в)с учетом инерции поворота поперечных сечений;г)с учетом сдвига и инерции поворота поперечных сечений (т.е."г"="б"+"в").Результаты этих расчетов представлены в табл.2.

Собственные частоты и формы упругих колебаний

листовой стеклопластиковой рессоры Табл.2

Вид собств. формы (кол-во и направление полуволн) Собственная частота Гц

измере но N мод вар-т "а" вар-т "б" N мод вар-т "в" вар-т «г»

I верт. 37.35 7 37.88 37.88 7 37.34 37.34

2 верт. 99.60 8 107.58 107.58 8 103.90 103.90

I гор. - 12 371.60 371.60 9 190.63 190.63

3 верт. 191.73 9 212.64 212.64 10 199.75 199.75

2 гор. - 10 316.50 316.50 II 242.04 242.04

2 гор. с круч. - 14 594.07 594.07 12 259.41 259.41

4 верт. 306.27 II 351.33 351.33 13 319.08 319.08

3 гор. с круч. - 15 668.11 668.11 14 448.66 448.66

5 верт. 430.00 13 517.07 517.07 15 452.96 452.96

6 верт. 607.50 16 715.97 715.97 16 605.63 605.63

4 гор. с круч. - 18 1135.30 1135.30 17 670.22 670.22

7 верт. 806.76 17 936.38 936.38 18 773.22 773.22

5 гор. - 20 1219.52 1219.52 19 792.53 792.53

8 верт. - 19 1204.08 1204.08 20 966.73 966.73

Данные табл.2 показывают, что наилучшее совпадение с данными измерений дает расчетная модель, в которой изгибные колебания рассмотрены с учетом инерции поворота поперечных сечений (см.вар-ты "в","г" табл.2). При этом наибольшая погрешность в определении собственных частот составила не более Ь%. Поскольку отношение высоты поперечного сечения к длине рессоры для построенной расчетной модели мало ,то учет сдвиговых деформаций поперечных сечений не сказывается на резуль-татах-см. вар-ты "б","г"(табл.3). В расчетной схематизации рессоры предусматривалась возможность ее растяжения-сжатия, изгиба в 2-х плоскостях и кручения. Данные расчетов показывают, что деформирование рессоры в вертикальной плоскости практически не зависит от ее поперечных и крутильных деформаций, изгиб в поперечном направлении происходит совместно с кручением, а деформаций растяжения-сжатия в рассмотренном частотном диапазоне не обнаружено.

Выполнен расчет и металлической рессоры, имеющей статическую жесткость в вертикальном направлении,как у стеклоплас-тиковой рессоры. Результаты расчета собственных частот и форм упругих колебаний металлической рессоры представлены в табл.3

Собственные частоты и формы упругих колебаний

листовой металлической рессоры Табл. 3

Вид собств. формы (кол-во и направление полуволн) Собственная частота Гц

n мод вар-т "а" вар-т "б" n мод вар-т "в" вар-т II рП

I верт. 7 24.27 24.27 7 24.14 24.14

2 верт. 8 68.92 68.92 8 68.03 68.03

2 гориз. 9 135.54 135.54 9 129.50 129.50

3 верт. 10 136.23 136.23 10 133.03 133.03

I кручение ----- ----- II 197.76 197.76

4 верт. II 225.08 225.08 12 216.85 216.85

круч, с изг. 12 256.68 256.68 — ---- ----

3 гориз. 13 311.35 311.35 13 266.68 266.68

5 верт. 14 331.42 331.42 14 314.43 314.43

4 гориз. 15 447.52 447.52 15 394.85 394.85

6 верт. 16 458.80 458.80 16 428.33 428.33

7 верт. 17 601.21 601.21 17 554.03 554.03

5 гориз. 18 751.04 751.04 18 642.53 642.53

Выполненное на построенной расчетной модели сравнение собственных частот и форм колебаний листовой стеклопластико-вой и металлической рессор, имеющих одинаковую статическую жесткость в вертикальном направлении, показало, что собственные частоты стеклопластиковой рессоры примерно в 1.5 раза выше, чем металлической.

Значения первых двух собственных частот 37.34 и 24.14 Гц соответственно (см. табл. 2 и 3).

Оценка влияния стеклопластиковых рессор на вибрационные и акустические характеристики легкового автомобиля проводилась на расчетной модели пространственной вибрации легкового автомобиля малого класса, разработанной в НАМИ на основе МКЭ и метода модального синтеза.

Эта модель была модернизирована и дополнена в соответствии с задачами диссертационной работы.

Расчетная модель легкового автомобиля (рис. 2) состояла из 19 подструктур и 55 соединительных элементов 26-и наименований.

В качестве подструктур использованы конечноэлементные модели кузова, капота, дверей (левой, правой и задней), силового агрегата, сиденья водителя с водителем, бензобака, левого и правого передних колес, задней балки подвески с колесами, запасного колеса, рулевого механизма, радиатора, левой и правой рессор.

При этом 12 подструктур были представлены в виде твердых тел (силовой агрегат, запасное колесо, рулевой механизм, радиатор и колеса и т.д.)

Основные количественные параметры расчетных моделей автомобиля и его отдельных подсистем приведены в табл. 4.

Рис. 2

Расчетная схематизация автомобиля

Табл. 4

Количественные параметры расчетных моделей

Объект Кол-во Кол-во Нормальные

узлов элементов координаты

Подструктуры:

кузов 1781 3421 160

капот 116 209 45

дверь левая 163 273 45

дверь правая 163 273 45

дверь задняя 97 108 45

силоеой агрегат 12 17 12

сиденье водителя 12 17 6

бензобак 4 6 6

колесо переднее

леЕое 21 30 6

колесо переднее

правое 21 30 6

колесо заднее

левое 21 30 6

колесо заднее

правое 21 30 6

балка задней

подвески 21 20 15

колесо запасное 4 3 6

рулевой механизм II 10 6

радиатор 5 8 6

аккумулятор 12 18 6

рессора левая 37 36 25

рессора правая 37 36 25

Автомобиль 2559 4575 465

Указанная модель позволяла вычислять собственные частоты и формы пространственных упругих колебаний конструкции автомобиля в диапазоне до 140 Гц, частотные характеристики мезеду любыми точками расчетной схемы, а также спектральную плотность отклика конструкции автомобиля на возбуждение от микропрофиля дороги при различных скоростях движения и типах дорожного покрытия.

Вычисления проводились для 3-х вариантов конструкции автомобиля:

"А" - стеклопластиковая рессора и "мягкие" резиновые сайлент-блоки,

"Б" - стеклопластиковая рессора и "жесткие" резиновые сайлент-блоки,

"В" - металлическая рессора и "жесткие" резиновые сайлент-блоки.

Вычисления выполнены на IBM- совместимых ПЭВМ, а также на рабочей станции "БЕСГА" (процессор Motorola 68020) с использованием пакета МКЭ "ИСПА" и пакета модального синтеза "МОДА".

Основной объем вычислений приходился на определение собственных частот и форм колебаний (мод) отдельных агрегатов (подсистем) - пакетом "ИСПА" и всего автомобиля в сборе - пакетом "МОДА".

Частотные характеристики и спектральные плотности отклика виброускорений на воздействие микропрофиля дороги вычислялись соответствующими программами пакета "МОДА".

Частотные характеристики вычислялись на основе суперпозиции пространственных мод всего автомобиля в сборе.

Существенным являлся выбор узлов расчетной схемы кузова, которые бы действительно характеризовали виброакустическую возбудимость его конструкции. Этот выбор осуществлялся на основе имеющихся в НАШ данных натурных виброиспытаний аналогичного автомобиля малого класса с пружинной подвеской.

Таким образом, в качестве точек отклика, характеризующих виброактивность кузова, выбраны 5 точек:

а) 2 точки на щите моторного отсека - узел N 2911 2911

напротив водителя и узел N 2972 - напротив пассажира,

отклик вычислялся в продольном направлении, что близко к

нормали к поверхности панели;

б) 2 точки в середине правой части заднего пола - узлы N

3699 и N 3746, отклик вычислялся в вертикальном направлении;

в) I точка в центре пола багажника - узел N 2747, отклик

вычислялся в вертикальном направлении.

Возбуждающее усилие при расчете всех частотных характеристик считалось приложенным к ободу левого заднего колеса в вертикальном направлении.

Спектральные плотности отклика автомобиля на воздействие микропрофиля дороги вычислялись на основе частотных характеристик его конструкции и применения модели системы с несколькими входами и одним выходом. Входами считались точки контакта колес автомобиля с дорогой, выходом - выбранные характерные точки конструкции кузова.

Расчет амплитудно-частотных характеристик и спектральных плотностей выполнен для движения по ровному булыжному шоссе со скоростью 60 км/ч. Спектральная плотность виброускорений вычислялась для 2-х точек расчетной схемы:

а) узел N 2769 на щите моторного отсека - в продольном направлении;

б) узел N 3699 в середине правой части заднего пола - в вертикальном направлении.

Для анализа амплитудно-частотных характеристик и графиков спектральной плотности отклика конструкции применена методика, использующая данные расчета собственных частот и форм колебаний автомобиля. Это позволило выявлять мода его колебаний, предопределяющие возникновение пиков на соответствующих графиках спектральной плотности в исследуемых диапазонах частот.

Анализ низкочастотных колебаний автомобиля показал, что при замене металлических рессор на стеклопластиковые примерно в 1,2 раза увеличиваются собственные частоты колебаний неподрессоренных масс, что должно положительно сказаться на его устойчивости и управляемости, уменьшая продолжительность отрыва колес от дороги.

Уменьшение на 25% радиальной жесткости резиновых сай-лент-блоков, соединяющих стеклопластиковые рессоры с кузовом, приводит к снижению амплитудных значений ряда пиков АЧХ и спектральных плотностей виброускорений кузова на 10-15%.

Применение стеклопластиковых рессор сказывается не только на низкочастотных колебаниях автомобиля, но влияет также и на вибрационные свойства его конструкции в области низких

Рис.3

Амплитудно-частотные характеристики виброускорений в точке 2972 (перегородка мотоотсека кузова) в направленииVX, точка возбуждения 3231 (ступица левого заднего колеса)а направлении -VZ«

б) стеклопластиковая рессора

в) металлическая рессора

VX - цродольное направление VY - вертикальное направление

Рис.4 Спектральные плотности виброускорений в точке 2972 (перегородка мотоотсека кузова) при движении автомобиля по булыжному шоссе со скоростью бО км/ч.

звуковых частот (40-100Гц). В исследованных точках кузова автомобиля отмечается смещение максимумов в графиках АЧХ и спектральной плотности виброускорений в сторону более высоких частот; при этом среднеквадратическое отклонение виброускорений (узел 2972) уменьшилось до 8% по сравнению с металлическими рессорами.

В качестве примера на рис. 3 и 4 изображены графики АЧХ и спектральной плотности отклика душ узла N 2972 на правой стороне щита моторного отсека.

Сопоставление указанных трафиков с собственными частотами и формами всего автомобиля показывает, что перемещение характерных пиков с частот 73-75 Гц на частоты 90-95 Гц обусловлено изменением частоты резонансных изгибных колебаний рессоры по 2- й форме (для свободной рессоры - с 68,92 Гц до 103,90 Гц - см. табл. 2 и 3), при которой совершаются противофазные колебания ее концов. Это свидетельствует о высокой чувствительности кузова к такому виду нагрузки.

Для определения изменений в характеристиках внутреннего шума при применении двух типов рессор и разной жесткости сай-лент-блоков была определена спектральная плотность мощности динамических сил в точках крепления рессоры к кузову автомобиля.

Взаимосвязь (функция преобразования) мезду динамической силой, приложенной к кузову, и звуковым давлением в автомобиле была определена экспериментально.

По спектральной плотности мощности динамических сил, определенной расчетным путем, и функции преобразования были найдены спектры звукового давления в автомобиле.

Наибольшая разница в 4 дБ в спектрах звукового давления при движении автомобиля по булыжному шоссе со скоростью 60 км/ч была получена в диапазонах частот 65-75 Гц.

Больший уровень звукового давления в этом диапазоне частот соответствует варианту с металлическими рессорами.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЖСМЩЦАЦИИ

I. Разработана методика определения модальных параметров стеклопластиковой автомобильной рессоры, основанная на аппроксимации данных экспериментальных исследований.

Предлагаемая методика позволяет осуществлять идентификацию вибрационной модели рессоры, что необходимо для оценки и изыскания путей улучшения виброизоляционных свойств самой рессоры, подвески и исследования вибрации всего автомобиля.

Методика универсальна и может быть рекомендована для определения модальных вибрационных параметров автомобильной рессоры, изготовленной из любого материала.

2. Эксперименты подтвердили, что стеклопластиковая рессора является линейной колебательной системой и к ней применим цринцип обратимости Максвелла.

3. Полученные в результате эксперимента коэффициенты модальной жесткости, демпфирования, а также приведенная масса по различным модам дают возможность определять такие параметры как модуль упругости и демпфирование исследуемой рессоры.

4. Модальный анализ определил 8 мод колебаний стеклопластиковой рессоры в вертикальном направлении в диапазоне частот до 1000 Гц, имеющих преимущественно изгибный характер.

5. Построена расчетная конечноэлементная модель стеклопластиковой рессоры, адекватно воспроизводящая измеренные собственные частоты и формы ее упругих колебаний. Выявлено, что частота первой формы собственных упругих колебаний стеклопласти-ковой рессоры цримерно в 1.5 раза выше, чем металлической, имеющей ту же статическую жесткость в вертикальном направлении, что должно сказаться на вибрации всего автомобиля.

6. Разработанные расчетные модели стеклопластиковой и металлической рессор были встроены в расчетную модель пространственной вибрации легкового автомобиля и определены следующие вибрационные характеристики:

- собственные частоты и формы пространственных упругих колебаний автомобиля;

- частотные характеристики виброускорений в характерных точках кузова (АЧХ) от вертикальных усилий, действующих на автомобиль со стороны колес;

- спектральная плотность отклика (вибрационных ускорений) в характерных точках кузова на возбуждение от микропрофиля дороги.

7. Из результатов выполненного численного моделирования вибрации отдельных элементов кузова (пол, перегородка мотоотсека) следует:

- применение стеклопластиковых рессор приводит к смещению максимумов в графиках АЧХ и спектральной плотности виброускорений в области низких звуковых частот в сторону более высоких значений частот, и уменьшению среднеквадратичных отклонений виброускорений кузова до 8% по сравнению с металлическими рессорами.

8. Из результатов исследования виброакустической возбудимости легкового автомобиля с двумя типами рессор следует, что звуковое давление в кузове меняется в основном в диапазоне частот 65-75 Гц, где его больший уровень соответствует варианту с металлическими рессорами (булыжное шоссе, 60 км/ч, разница 4 дБ).

9. Уменьшение на 25% радиальной жесткости резиновых сайлент-блоков, соединяющих стеклопластиковые рессоры с кузовом, способствует снижению виброускорений кузова на 10-15%.

10. Исследуемая стеклопластиковая рессора внедрена в производство на фирме "Девон Огил Компани" (Республика Корея).

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах автора:

1. Ким Енг Шик " Исследование с целью идентификации динамических характеристик стеклопластиковой рессоры с применением метода модального анализа." Тезисы трудов Хоньянского университета, 1985 (на английском языке).

2. Ким Енг Шик " Экспериментальное исследование вибрации стеклопластиковой рессоры автомобиля". "Техническая акустика", том и, выпуск 3(5). Известия Восточно-Европейской ассоциации акустиков, Санкт-Петербург, 1994. 42-45 (на английском языке).