автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Разработка метода снижения виброакустической нагруженности полноприводного легкового автомобиля путём оптимизации параметров силового агрегата и трансмиссии

003169645

На правах рукописи

НГУЕНГУЙЧЫОНГ

РАЗРАБОТКА МЕТОДА СНИЖЕНИЯ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСШ ПОЛНОПРИВОДНОГО ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ ПУТЕМ ОПТИМИЗАЦИИ ПАРАМЕТРОВ СИЛОВОГО АГРЕГАТА И ТРАНСМИССИИ

Специальность 05.05.03 - колесные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

2 2 МАЙ 2008

МОСКВА-2008

003169645

Работа выполнена на кафедре «Автомобилю) им. Е.А. Чудакова Московского государственного технического университета «МАМИ»

научный руководитель:

кандидат технических наук, профессор Ломакин В. В.

ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ;

доктор технических наук, профессор Катанаев Н. Т.

кандидат технических наук, доцент Соломатин Н. С.

ВЕДУЩЕЕ ПРЕДПРИЯТИЕ: НТЦ ОАО «АВТОВАЗ» г. Тольятти.

Защита диссертации состоится 19 июня 2008 года в 14.00 часов в ауд. Б-304 на заседании Диссертационного Совета Д 212.140.01 при Московском государственном техническом университете «МАМИ» по адресу. 107023, г. Москва, ул. Б. Семеновская, д. 38, МГТУ «МАМИ».

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке Московского государственного технического университета «МАМИ» по адресу 107023, г. Москва, ул. Б. Семеновская, д 38 и на сайте утоду.тапн ги

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

Автореферат разослан « » лллА 2008 г

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук, профессор

Ю С. Щетинин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность исследования. При движении автомобиля на силовой агрегат действуют нагрузки от работающего двигателя, от неровностей дороги, нагрузки при трогании, разгоне и торможении автомобиля.

Рост скоростей движения автомобилей, мощности и быстроходности их двигателей увеличили вибронагруженность силового агрегата автомобиля. Вибрационные нагрузки стали в значительной степени определять долговечность автомобиля и его комфортабельность, в частности, уровень шума, снижение которого приобретает все большее значение. Кроме того, механические колебания, возникающие при движении автомобиля, являются причиной различного рода усталостных разрушений агрегатов и формируют акустическое поле значительной интенсивности.

Вместе с тем уровни шума и вибраций указывают на совершенство конструкции и степень отработки технологий производства. Таким образом, развитие автомобильной акустики диктуется необходимостью применения акустических методов, как для решения задач диагностики, так и для улучшения качества узлов, агрегатов и автомобиля в целом.

Разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности и внутреннего шума легкового автомобиля относится к одной из важных научно-технических и практических проблем автомобилестроения. Поэтому тема диссертации, посвященная созданию методики снижения виброакустической нагруженности полноприводного легкового автомобиля путем оптимизации параметров силового агрегата и трансмиссии, является современной и актуальной.

Целью исследования является разработка метода снижения виброакустической нагруженности полноприводного легкового автомобиля путём оптимизации параметров силового агрегата и трансмиссии. Это позволит на этапе проектирования, доводки автомобиля выбрать необходимую систему подрессоривания силового ахрегата и параметров частей трансмиссии, предварительно оценить его виброизоляцию при движении автомобиля по неровным дорогам и в перспективе создать полноприводной легковой автомобиль, отвечающий требованиям по виброакустическому комфорту «плавности хода» и снижению уровня внутреннего шума.

Данная цель предполагает решение следующих задач:

1. Создать динамическую модель колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом влияния реактивных звеньев и возмущающих воздействий на него со стороны неровностей дорога.

2. Создать математические описания динамической модели колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учётом и без учёта упругой муфты.

3. Исследовать воздействия вертикальных и крутильных колебаний, а такж влияния сил инерции, крутящего момента двигателя и микропрофиля дороп которые действуют на силовой агрегат и трансмиссию автомобиля.

4. Произвести расчёт колебаний силового агрегата и крутильных колебани в трансмиссии автомобиля и предложить оптимизацию параметров силовог агрегата и трансмиссии.

5. Разработать и провести экспериментальные исследования колебани силового агрегата и внутреннего шума автомобиля под определенный тип дорог и скоростной режим движения

6. Провести сравнительный анализ результатов экспериментальных теоретических исследований.

7. Разработать практические рекомендации по снижению уровне виброакгавносга силового агрегата, крутильных колебаний в трансмиссии внутреннего шума автомобиля путём изменения характеристик их опор жёсткостей.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Динамическая модель колебаний силового агрегата и крутильны колебаний в трансмиссии с учётом влияния реактивных звеньев и возмущаю щи воздействий на полноприводной легковой автомобиль со стороны неровносте дороги.

2. Математические описания (системы уравнения) динамической модел колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмисси полноприводного легкового автомобиля с учётом и без учёта упругой муфты.

3 Результаты расчёта колебаний силового агрегата и крутильных колебани" в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля, возникающих пр воздействии на него неровностей дороги и работающего двигателя

4. Результаты эксперимента с воздействиями вертикальных и крутильных колебаний, а также с влияниями сил инерции, крутящего момента двигателя и микропрофиля дороги, которые действуют на силовой агрегат и трансмиссию автомобиля.

5 Методика оптимизации колебаний силового агрегата полноприводного легкового автомобиля и выбора рациональных характеристик их опор.

6 Методика оптимизации крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля и выбора рациональных характеристик параметров крутильных жесткостей трансмиссии.

Объектом исследования являются изменения параметров, происходящие в опорах силового агрегата и частях трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учётом и без учёта упругой муфты.

Предмет исследования: полноприводный легковой автомобиль и его силовой эдрегат с трансмиссией.

Теоретическую базу работы составили исследования следующих учёных: Чудаков Е. А., Ротенберг. Р. В., Тольский В.Е, Яценко Н. Н, Щуплякова В. С., Ломакин В В, Латышева Г В., Лукина ПЛ, Нюнин Б. Н., Соломатин Н. С, Дементьев Ю. В. и др.

Методы исследования:

1. Системный анализ, моделирующий колебания силового агрегата и крутильные колебания в трансмиссии через твёрдые тела и централизованные массы

2. Численные методы решения систем дифференциальных уравнений с помощью пакета прикладных программ МАТЛАБ

3. Методы обобщения результатов расчета колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля.

Научная новизна исследования заключаются в том, что:

1. Создана математическая модель колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом влияния реактивных звеньев и возмущающие воздействия на него со стороны неровностей дороги.

2. Разработан алгоритм расчета колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учётом и без учёта упругой муфты.

3 Представлены результаты расчёта собственных частот колебаний полноприводного легкового автомобиля с учётом влияния реактивных звеньев трансмиссии.

4. Создана уточнённая методика выбора рациональных характеристик опор силового агрегата полноприводного легкового автомобиля.

5. Создана уточнённая методика выбора рациональных характеристик крутильных жёсткостей трансмиссии полноприводного легкового автомобиля.

Практическая значимость исследования. Полученные результаты исследования могут быть использованы на этапе проектирования полноприводных легковых автомобилей, в учебных дисциплинах технических вузов автомобильного профиля.

Апробация результатов исследования. Основные результаты исследования были доложены и обсуждены на заседаниях кафедры «Автомобили» им. Е. А. Чудакова МГТУ «МАМИ», на кафедре «Автомобили» технического университета им. Ле Куй Дона и в Научно-исследовательском автомобильном институте (НИАИ) во Вьетнаме.

Автор выступил с докладами:

1. на научном семинаре «Проектирование колёсных машин», посвященном 70-летню кафедры «Колесные машины» МГТУ им. Н. Э. Баумана (Москва, 2006).

2. на 58 международной научно-технической конференции ААИ «Автомобиль и окружающая среда» (Дмитров, 2007).

Опубликованный по теме диссертации материал составляет 4 публикаций, в том числе: 1 тезис докладов и 3 статьи, в том числе 2 в издания ВАК.

Структура н объём диссертации состоит из 155 страниц* введения, четырёх глав, заключения, списка использованной литературы и приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность работы.

В первой главе выполнен обзор основных работ по исследованию колебаний силового агрегата, крутильных колебаний в трансмиссии и снижению уровня внутреннего шума автомобиля. Выполнен анализ и выбор динамических моделей для расчёта колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля.

Основной причиной вибрации силового агрегата являются неуравновешенные силы и моменты двигателя, крутильные колебания в трансмиссии. Их подробный анализ приводится в работах Тольского В.Е., Яценко Н.Н, Григорьева Е.А., Покорного Б.М., Дементьева Ю.В, Ковальчука А.В. и др. Исследованию колебаний автомобильного силового агрегата в зависимости от воздействий со стороны дорога посвящены работы Латышева Г.В., Ломакина В JB, Немцова В. В. и др.

За прошедшие годы исследованию крутильных колебаний и снижения динамических нагрузок в трансмиссии автомобиля посвящены трудах Яценко H H., Щуплякова В. С., Лукина П.П., Доброгаева Р. П., Масаимова М. С., и др.

Оценивая общее состояние проблемы, можно сделать следующие выводы-

• Авторы большинства публикаций определили основным источником вибрации автомобиля - двигатель, а основным способом защиты кузова от вибрации работающего двигателя - опоры силового агрегата, но не предложили метод оптимизации упругих параметров силового агрегата при воздействии вертикальных и крутильных колебаний, а также не учитывали влияния работающего двигателя и микропрофиля дороги.

• При расчёте колебания силового агрегата полноприводного автомобиля принималось во внимание влияние колебаний в трансмиссии на общие колебания силового агрегата автомобиля, но не было проведено сравнение конструкции трансмиссии с учётом и без учёта упругой муфты.

• В изученных работах предложен выбор характеристик опор силового агрегата, позволяющий существенно снизить передачу вибрации на кузов, уменьшить

внутренний шум, но не были определены способы оптимизация крутильных жёсткостей частей трансмиссии (сцепления и упругой муфты).

Для установления степени влияния силового агрегата и трансмиссии автомобиля на всю колебательную систему необходимо выбирать расчётную модель, которая отражала бы взаимосвязь колебаний силового агрегата и крутильных колебании в трансмиссии с колебаниями автомобиля.

Динамические модели, предложенные в диссертационном исследовании (рис. 1), отличаются от известных тем, что отражают взаимосвязи между крутильными колебаниями трансмиссии, вертикальными, продольно-угловыми колебаниями масс автомобиля, силового агрегата и раздаточной коробки передач с упругими элементами подвески, шин и их опор. В предложенных моделях также учитываются возмущающие воздействия на автомобиль со стороны неровностей дороги и работающего двигателя.

Рис. 1. Динамические модели для расчёта колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля а) с учётом упругой муфты б) без учёта упругой муфты

Во второй главе исследованы причины возникновения колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля и определены исходные параметры автомобиля для проведения расчёта вышеотмеченною колебания.

Колебания силового агрегата* и частей автомобиля вызываются возмущающими силами, разнообразными по природе, характеру действия и направлению.

Основными источниками возмущения колебаний являются:

• неровности поверхности дороги;

• эксцентриситет и неравномерность вращения колес;

• работающие двигатели, вращающиеся части трансмиссии и неуравновешенность колес.

Спектральная плотность микропрофиля может быть определена по формуле

О)

В таб. 1 приведены параметры микропрофиля дорожной поверхности для трёх типов дорога: асфальтобетонной, грунтовой и крупнобулыжной.

Таблица 1

Параметры микропрофиля дорожной поверхности

Коэффициенты корреляционной связи о,М А А а0|, 1/м аю, 1/М Ро2, ,/М

Асфальтобетонная дорога 0,008 0,85 0,15 0,2 0,05 0,6

Разбитая грунтовая дорога 0,028 0,85 0,15 0,5 ОД 2

Крупнобулыжный участок 0,0249 0,668 0332 1,1 10,60 19,71

ф к к М'К-~Pt •r(sina+0,5Xsm2a) = 2](^t cos-a+J?4 sm-a),

t-i 1 2 2 2

Для четырёхтактного четарёхцшпщдрового двигателя силы инерции второго порядка (Р1) равны:

Силы инерции второго порядка, которые для четырёх цилиндров равны.

p¡ = 4Рг = 4т,по2Л eos 2a, (2)

а крутящий момент от сил давления газов ( М[ ), разложенный в тригонометрический ряд Фурье, имеет вид:

h ь

(3)

где: \п , Вш - коэффициенты Фурье, для подсчёта которых используют результаты гармонического анализа индикаторной диаграммы.

В выражении М*(3) входят только гармоники чётного порядка, поэтому можно приближённо считать, что суммарный крутящий момент равен:

U% =A/0sm2m/, (4)

где за амплитуду И, принимаем для простоты максимальный крутящий момент двигателя.

Суммарный момент сопротивления на ведущих колесах ( Ме) можно выразить в виде-

М^М^+М^+М^ (5)

где: М^ , Мю — момент сопротивления воздуха, подъема; М^ - момент сопротивления качению ведущих колес, соотвественно;

=м, (6)

где. Д„,Л(0 - радиальная нагрузка в контакте шины;у =гж /. - коэффициент пропорциональности. Здесь г. - радиус качения колеса в ведомом режиме; -коэффициент сопротивления качению.

В третьей главе показаны результаты компьютерного и полигонного экспериментов исследования колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля с учётом и без учёта упругой муфты.

Система дифференциальных уравнений описывающих, предложенную динамическую модель на рис. 1, имеет:

I «л +2(*Г +*Г)г,+2(СГ +СГ)г,+/,<?») = 2*,™?,(/)+2СГ?,(0.

ад +2(*Г + к?)ги+2(СГ +Са")г0+2(АГ/, /2)ф» +2(С2™7,-С^Ж+2*3,(*о +/3ф2)+ +2С31(г0 +/3<р£)+*33(г0 +/4ФП+Си(г0 н-ЗД)+/5ф£)+2С33(г0 = = 2*м(*. +/49^)+2С3,(г<, +1Уа)+кпЦа -/7<&)+Сзг(г„-17<?1)+2к,^+2С„2р, + +^""2, +С3~2, + +С2"гг;

ЛФоУ + + *Г'22)Фо' + 2(Сг"/,3 +2(4Г4 -¿Г/2)г0+2(СГ/, -СГ4)гв +

«V» + +(2С31 +Си)га +(2*,А -^¿К, +(2С3А -<У,)ч£ = 2^з| (г0 )+2С31(г, +/3ф£)+М*о +/4Ф5)+Св(г0 +С^гР«+/>/'

Ч2к,£+кЛ)<?1Н2С,£ +Су?)<£ +(2^Л +(2С„/6-Си/7)*„ =

"^г^+сг*^ +*£)*„+(2СВ =

= 2*33(г0 +/!ф0у)+2С3!(г0 +/5Ф;)+^(гм +/„<Р«)>

-Ч»2 +Ф;)+С12(Ф,—Ч>2 =о,

4ф. -ф2 +Фа)+Си(ф, -фг+ф!) = МА(/);

УгФ2-*Ч2(Ф,-Ф2+Ф;)-С,г(ф,-Ф2+Ф;)+Д:и(ф2 -Ф3+9^)+С0(Ф2 -Ф3-нрР = 0, /,<Рз -*в(Ч»2 ~Фз ~Фз +Ч>Р + ^(Фз-ф«) + С34(фз "ЧО + Мфз -Ф5)+С35(фз -Фз) = $

-*м(фз-ф4)-с„(9э-9«)+*«(ф« -ч>4+ф„)+об(<р< -ф5 +ф™) = 0,

^Ф5-^33(<РЭ -<Р5)-СЗ5(<РЗ-Ф5)+^(Ф5-<Р7+<Р».)+С„(Ф5-Ф7 + 9») = °.

ЛФ* -*«(Ф<-Ф6+Ф™)~С«(Ф4 - Ф.,+Ф™)+*М(Ф6-Ф*)+05(Ф6 =-^.(0;

Лф7 -М<Р5 ~Ф» +Ф„)-С57(Ф5~Ф7 + Ф»,) + *га(®7 -Ф8) + С7«(ф7=

Лф» ~ А«|(ф6 -Ф8)-С6»(ф«-ф8)-^7«(ф7 -ф|)-С,«(ф7 -91)=0, Л.Ф™. -Ф< +Ф„)+с«(9«-%+Ф,»)-С(Ф5 -Ф»)=о, ^ •'Л.+МФз ~Ф7 +Ф„) + Сз7(Фз -97 +Ф»)-С1(Ф£-Ф*.) = 0,

Данную систему дифференциальных уравнений можно представить в матричной форме:

Мх,+Кх,+Сх, =0(/), (7)

где: х, - вектор-столбец перемещений и угловых колебаний масс, ж, = [г,; 9. ], М - матрица инерционных коэффициентов частей автомобиля,

С - матрица коэффициентов жёсткостей и крутильных жёсткостей;

К - матрица коэффициентов демпфирования;

<2(0 - матрица возмущающих сил, моментов и их произведений.

дорога

двигатель

«6)

т

| Д(со) | } М(со) |

1 1

КИ2; КИ2

Рис. 2. Схема определения среднего квадратического значения ускорения при

случайном воздействии Здесь; ЯДх/) - корреляционная функция микропрофиля дороги; (6), 5?(<я)~ спектральная плотность микропрофиля дороги; />(*)> ^(ш) - силы инерции двигателя; А/д(/), М „(а) - крутящий момент двигателя; |йГг(/«)[2 - квадрат модуля частотной характеристики; ЯДсо) - спектральная плотность колебания:

(8)

Я£(«0 = -5Ч(<В) = <а' ¡гг(ш)|2 -5,(0»). (9)

г„ - среднее квадратическое значение (далее - СКЗ) ускорение:

= (10) 1-1» 1 -«о

Спектральную плотность вертикальных колебаний силового агрегата (5"(о>)) и раздаточной коробки (5,р*(<о>) автомобиля при воздействии неровностей дороги и работающего двигателя можно определить выражениями:

^Г (а> = К* Н* • («)+У?г <Щ ■ (®) + |*7 И' • (со)+

ли+КгН2 л>>+КгНг

(11) (12)

скорост*

мтоиобиля

(км/ч)

Рис. 3. Спектральные плотности виброускорений силового агрегата автомобиля а) при движении на второй передаче на разбитой б) при движении на четвёртой передаче грунтовой дороге. на асфальтобетонной дороге.

На рис. 3 представлены результаты расчёта спектральных плотностей виброускорений силового агрегата автомобиля при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге и на четвёртой передаче на асфальтобетонной дороге. На рис. 4 приведены спектральные плотности виброускорений силового агрегата и раздаточной коробки. Видно, что:

• собственная частота вертикальных колебаний силового агрегата находится в области 4-7 Гц;

• собственная частота вертикальных колебаний раздаточной коробки передач находится в области 8-10 Гц;

Рис. 4. Спектральные плотности виброускорений

-силовой агрегат;

--раздаточная коробка-

Рис. 5. Спектральные плотности виброускорений силового агрегата -— с учётом упругой муфты; --без учёта муфты.

На рис. 3 и 4, показывают, что уровень влияния работающего двигателя нг колебания силового агрегата автомобиля является наибольшим в диапазоне частоты 20 - 200 Гц (эквивалентно оборотам двигателя от 600 до 6000 мин4).

На рис. 5 показаны спектральные плотности виброускорений силового агрегата в диапазоне частоты 0 - 20 Гц с учётом и без учёта упругой муфты Значение собственной частоты вертикальных колебаний силового агрегата без учёта упругой муфты меньше на 0,5 - 1 Гц, чем с учётом её.

120 100

скорости дмжонм ютомобшм (хм/ч)

2-ая 3-ая

> с учетом муфты Щ без учёта муфты

Рис. 7. Диаграммы сравнения СКЗ виброускорений силового агрегата с учётом и без учёта упругой муфты

Рис. 6. СКЗ виброускорений силового агрегата

-с учётом упругой муфты;

---без учёта упругой муфты.

Из рис. 6 и диаграммы на рис. 7 показано, что СКЗ виброускорений силового агрегата автомобиля с учётом упругой муфты больше, чем без учёта упругой муфты при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дорог на 9,14%, на третьей передаче на крупнобулыжном участке на 5,64%, н четвёртой передаче на асфальтобетонной дороге на 16,07%. Таким образом конструкции трансмиссии без упругой муфты наблюдается меньше колебании силового агрегата и внутреннего шума автомобиля.

Результаты сравнения влияний неровностей дороги и работающего двигателя на колебания силового агрегата автомобиля приведены рис. 8 Виброускорения вертикальных колебаний силового агрегата автомобиля в большей степени зависят от действий со стороны дороги при движении на грунтовой дороге (78%) и на крупнобулыжном участке (70%). При движении автомобиля на асфальтированной дороге виброускорения зависят от сил инерции двигателя автомобиля (83 %).

а)

б)

1 - от неровностей дороги;

2 - от сил инерции двигателя;

3 - от крутильного момента двигателя; а - при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге;

б - при движении на третьей передаче на крупнобулыжном участке; в - при движении на четвёртой передаче на асфальтобетонной дороге.

В)

Рис. 8. Диаграммы сравнения вертикальных колебаний силового агрегата в зависимости от воздействий неровностей дороги и работающего двигателя. Решение (7) имеет вид: <?, =)., вт^г + а), здесь - вектор собственных частот масс колебаний трансмиссии, определяемый решением уравнения:

= (13)

\ - матрица формы колебания, определяемая решением:

(С-шф.Х,=в. (14)

где: ю. - вектор угловых амплитуд колебания масс трансмиссии; I - матрица моментов инерции масс трансмиссии; С - матрица крутильных жёсткостей частей трансмиссии. В результате проведенных расчетов были получены значения собственных частот крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учётом упругой муфты на первых пяти передачах, которые лежат в интервале от 5,64 до 142,56 Гц и подразделяются на семь диапазонов, а без учёта упругой муфты в интервале от 5,13 до 134,03 Гц, на шесть диапазонов.

Поэтому были взяты четыре диапазона резонансов из динамической модели с учётом муфты и три диапазона резонансов из динамической модели без учёта муфты внутренний диапазон частоты возбуждения от работы двигателя 600 -5200, мин 1 (таб. 2).

Таблица 2

Резонансы скоростей в трансмиссии автомобиля

Обозначение Передача в коробке передач

(км/ч) 1-П 2 - П з-п 4-П 5 - П

©4 7,94 -.--33,02^ Щ 24,51 28,93

с учётом упругой муфты собственные С03 10,43 20,52 36,67 58,57 80,13

частоты ®б 24,06 42,03 64,81 88,19 107,53

©7 30,35 53,09 80,98 111,7 136,48

парциальные 20,53 35,88 - ¡¡ИИ! 75,35 91,89

частоты С078 20,85 ЯЙЙЙЯ 56,27 - 76,53 93,33

без учёта упругой муфты собственные частоты 0>4 7,28 29,22

0)5 24,04 42,02 64,81 88,18 107,52

Юб 24,99 45,8 73,71 103,68 128,31

парциальные С0б_8 20,53 ии 1 75.35 91,89

частоты »7 8 20,85 МрЁШ шйш >•76,г 3 93,33 .................................

Спектральная плотность угловых перемещений г-ой массы трансмиссии (8Щ (ш)) можно определить:

(®) = \к Ц1+\К[ И2 ¿ц (®)+К (®)|г (®)> (15)

где: (/ш)[ и ¡^0'®)| - модули амплитудно-фазовой характеристики

крутящего момента двигателя и моментов сопротивления движению переднего, заднего мостов полноприводного легкового автомобиля.

<Г«1 «»то« (Ги)

Рис. 9. Спектральные плотности угловых перемещений масс трансмиссии автомобиля при движении на четвёртой передаче а) с учётом упругой муфты б) без учёта упругой муфты

15

Упругий момент /-ой части трансмиссии без учёта влияния реактивных звеньев корпусов по динамическим моделям, предложенной на рис. 1, может быть определён:

Кмх = (16)

где: <р,. <р№, - угловые перемещения масс.

Упругий момент г-ой части трансмиссии с учётом влияния реактивных звеньев корпусов по динамическим моделям, предложенной на рис. 1.8, 1.9, может быть определён:

М'м = -Ф, -ф,') = м^ -М,%, (17)

где: = Су+1 • <р' - динамический момент, действующий в трансмиссии;

<р,, <рм - угловые перемещения масс; <р*- угловые перемещения корпуса.

Из (16) и (17) можно определить значения спектральной плотности упругих моментов без учёта и с учётом влияния реактивных звеньев корпусов в сцеплении:

(«) - К* 0«>) - И? ОЦ2 5Д (ш)+¡Г* </и») - И™ О)]* (®) + +\К\ О) - О'®))' (<»);

с«)=о®) - ^ о®) - с/®)!2 (ш>+¡»^ <у®> - о-«>> - ^ 0"«>)Г ^ («}+

, (19)

Среднеквадратическое значение упругих моментов /'-ой части трансмиссии (М") описывается выражением:

(18)

(20)

Рис. 10. Спектральные плотности упругих моментов в сцеплении

-с учётом упругой муфты; •

смкюст* мтамо&шя (хшч)

-?----1 - 2-Гр|

; л ---2-П !

Д / — з-п | — э-п [ -4-П ---4-П ¡1

.......д/Л /

' л •> /л . V/П'-ч л? V ;лД/ ! 1 1

\ Д Ч, V \ \

V Ц. \

1 1

500 ш 1«)

Рис. 11. СКЗ упругих моментов в заднем кардане - без учёта упругой муфты.

......... ] !...... — 1-Л — 2-П

\\ : — з-п — »-п

— 4-П

1 /

1» иЧ /

•

; 1 1

скорости движения ««то*юияя (км/ч)

Рис. 12. СКЗ упругих моментов в сцеплении

-- с учётом упругой муфты;

----без учёта упругой муфты.

[

140,00

120,00

_ 100,00 £

1 80,00

X

I 60,00

о.

° 40,00 20,00 0,00

|в с учетоццуфты ■ безучбта муфгьГ|

Рис. 13. Диаграммы сравнения СКЗ

упругих моментов в сцеплении с учётом и без учёта упругой муфты

Резонансы в трансмиссии возникают при движении на второй передаче на скорости 13 и 36 км/ч, при движении на третьей передаче на 18,5 и 56 км/ч и при движении на четвёртой передаче на 24,5 и 76 км/ч. Однако в трансмиссии с учётом упругой муфты на четвёртой передаче наблюдается резонанс при скорости 58,5 км/ч.

СКЗ упругих моментов в сцеплении трансмиссии с учётом упругой муфты меньше, чем без учёта упругой муфты при движении на второй передаче на 42,22%, на третьей передаче на 45,16%. А также при движении на четвёртой передаче больше, чем без учёта упругой муфты на 22,7%, причём на скорости 58,5 км/ч резонанс очень высок.

Экспериментальные исследования проводились на дорогах ФГУП НИЦИАМТ и Волжского автозавода. В данной диссертации были выбраны три типа дорог с известными характеристиками микропрофиля: разбитая грунтовая дорога, крупнобулыжный участок испытательной трассы, асфальтобетонная дорога.

Экспериментальные исследования включали следующие испытания:

• движение на второй передаче по разбитой грунтовой дороге на скоростях коленчатого вала двигателя от 2500 до 5200 об./мин. (эквивалентно 25 - 65 км/ч).

• движение на третьей передаче по крупнобулыжном участке на скоростях коленчатого вала двигателя от 2500 до 5200 об./мин. (эквивалентно 45- 100 км/ч).

• движение на четвёртой передаче по асфальтобетонной дороге на скоростях коленчатого вала двигателя от 2500 до 5200 об./мин. (эквивалентно 65-135 км/ч).

Рис. 14. Схема установки датчиков

Возмущение

Определение спектральной плотности

Рис. 15. Схема структуры расчетного эксперимента Датчики установлены в следующих контрольных точках* датчик Д1 в точке передней опоры силового агрегата в районе кузова; датчик Да в точке левой передней опоры силового агрегата, датчик Дз в точке задней опоры силового агрегата в районе кузова; датчик Д4 в точке задней опоры силового агрегата, датчик Д5 в центре раздаточной коробки; датчик Дб в точке опоры раздаточной коробки в районе кузова; датчик Д7 в центре силового агрегата; датчик Т| в передней части салона автомобиля; датчик Т2 в задней части салона автомобиля. Определение спектральной плотности с преобразованием Фурье:

(21)

где-

д(0 - случайнее возмущение; п - шаг интегрирования; шк - частота спектра, Т-цикл времени испытаний. Следовательно, для СКЗ случайной величины можно записать*

-п

где: (со) - результат случайной функции ускорений.

л- I и

с*01»эти тыпбнл* (Ш1Ч)

к ню т скорости «ГГЭМОбИОЯ <ш/ч)

Рис. 16. Вертикальные виброускорения подвески силового агрегата

а) при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге

б) при движении на четвёртой передаче на асфальтобетонной дороге

. рвечвт

ЭКСЛ4РМММТ

скорости автомобиля (км/ч)

Рис. 17. Вертикальные виброускорения подвески раздаточной коробки а) при движении на второй передаче на б) при движении на четвёртой передаче

разбитой грунтовой дороге на асфальтобетонной дороге

В четвёртой главе описаны методы выбора рациональных параметров опор силового агрегат с учётом и без учёта упругой муфты, крутильной жёсткости сцепления и муфты в трансмиссии автомобиля.

Переходя непосредственно к оптимизации опор силового агрегата, следует отметить, что виброактивность и виброзащита силового агрегата оценивается следующими критериями:

• СКЗ виброускорений силового агрегата в местах передней и задней опор автомобиля;

• разностью виброперемещений силового агрегата и кузова в месте передней и задней опор автомобиля.

Модули ашшлудно-фазовой характеристики виброперемещения силового агрегата и кузова автомобиля в месте передних опор и в месте задней опоры равны:

»^0»)=»;0®)+и70®Н; И^сл»)=и'о0«>)+и?0 (23)

^ О'ш)=о®)+^ О"®) • К; И*0®)=^(/«Ь^О'о'К • (24)

Разность модуля частотной характеристики виброперемещений силового агрегата и кузова автомобиля в месте передних опор силового агрегата и задней опоры равны:

(25)

• (26) Из (10), (24)...(26) можно определить СКЗ виброускорений силового агрегата и виброперемещений силового агрегата и кузова автомобиля в местах передней и задней опор, которые зависят от жёсткостей передней и задней опор силового агрегата.

На рис. 18 и 19 показаны области СКЗ виброускорений силового агрегата (Бс и Б6) и виброперемещений силового агрегата и кузова (А« и А$) в местах передней и задней опор при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге, на третьей передаче на крупнобулыжном участке и четвёртой передаче на асфальтированном шоссе в виде проекции на горизонтальную плоскость.

Рис. 18. Целевая область оптимизации Рис. 19. Целевая область оптимизации

параметров опор силового агрегата параметров опор силового агрегата

автомобиля с учётом упругой муфты автомобиля без учёта упругой муфты

Ое=А,пБе А« = Аб п Бв

Критериями для оптимизации крутильной жёсткости 1-ой части трансмиссии являются:

• разность среднеквадратических значений угловых перемещений ¿-ой массы (ф") и Ж-той массы (ф" );

• среднеквадратическое значение упругого момента в /-ой части (М"ы). Среднеквадратическое значение угловых перемещений /-ой массы можно

определить через формулы:

<рГ=

где: (со) - спектральная плотность угловых перемещений /-ой массы.

Среднеквадратическое значение упругого момента в ¡'-ой части, равно:

(27)

(2В)

где: Зм (о) - спектральная плотность упругого момента в /-ой части.

12*0 мае крутнгмн« жвспздст* сцвгтвнш» СН.м/р*й>

Рис. 20. Целевая область оптимизации крутильных жесткостей сцепления в трансмиссии автомобиля с учётом упругой муфты

¿8

г.т

> X г.е

1 гб

?

3 ь*

» 13

г

12

? гл

?

<п б

V !

\

\ ШШШ! -

\ \

у \

\ \

\

1«С 1ЯЮ

л сЦеллпни (Н-ы'рад)

Рис. 21. Целевая область оптимизации крутильных жесткостей сцепления в трансмиссии автомобиля без учёта упругой муфты

Можно предложить следующую методику оптимизации крутильной жёсткости /-ой части трансмиссии, состоящую из следующих этапов:

I) расчет угловых перемещений /-ой массы (<рГ) й г'+1-ой массы (ф" ) и среднеквадратического значения упругого момента в /-ой части ( ), которые зависят от крутильной жёсткости сцепления /-ой части;

2) определение минимальных областей разности угловых перемещений г'-ой массы и г+1-ой массы (А = min [ фГ-ф" ]) и среднеквадратического значения упругого момента в i'-ой части (B = min[M»J);

3) определение области оптимальных значений крутильной жёсткости /-ой части (О):

О = А ei Б.

Рис. 22. Целевая область оптимизации крутильной жёсткости упругой муфты в трансмиссии автомобиля

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1) Разработаны математические модели расчёта колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учётом влияния реактивных звеньев и возмущающих воздействий на него со стороны неровностей дороги, создано программное обеспечение, в котором эти модели реализованы.

2) Разработан метод снижения виброакустической нагруженности полноприводного легкового автомобиля путём оптимизации параметров опор силового агрегата и крутильных жёспсостей частей в трансмиссии.

3) В результате расчёта вертикальных колебаний силового агрегата установлено:

- собственные частоты вертикальных колебаний силового агрегата и раздаточной коробки передач находится в области 4-7и8-Ю Гц;

- СКЗ виброускорений силового агрегата автомобиля с учётом муфты больше, чем без учёта упругой муфты при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге на 9,14%, на третьей передаче на крупнобулыжном участке на 5,64%, на четвёртой передаче на асфальтобетонной дороге на 16,07%;

- СКЗ виброускорений вертикальных колебаний силового агрегата в большей степени зависят от действий со стороны дороги при движении на грунтовой дороге (78 %) и на крупнобулыжном участке (70%). При движении автомобиля на асфальтобетонной дороге виброускорения в большей степени зависят от сил инерции двигателя автомобиля (83 %).

4) В результате расчёта крутильных колебаний в трансмиссии выяснено, ч

- собственные частоты крутильных колебаний в трансмисс! полноприводного легкового автомобиля с учётом упругой муфта на первых пял передачах лежат в интервале от 5,64 до 142,56 Гц и подразделяются на сем диапазонов, а без учёта упругой муфты в интервале от 5,13 до 134,03 Гц, шест диапазонов,

- резонансы в трансмиссии возникают при движении на второй передаче н скорости 13 и 36 км/ч, при движении на третьей передаче на 18,5 и 56 км/ч и пр движении на четвёртой передаче на 25,58,5 и 76,5 км/ч;

- С КЗ упругих моментов в сцеплении трансмиссии с учётом упругой муфт меньше, чем без учёта упругой муфты при движении на второй передаче н 42,22%, на третьей передаче на 45,16%. При движении на четвёртой передаче СК больше, чем без учёта упругой муфты на 22,7%, причём на скорости 58,5 км резонанс очень высок.

5) Расчёт оптимизации опор силового агрегата и крутильных жёсткосте сцепления и муфты позволяет определить:

- область оптимизации опор силового агрегата с учётом упругой муфты.

[5,5-Ю5

♦ диапазон значения жесткости передней опоры: С3| =-! 1 (Н/м)

♦ диапазон значения жесткости задней опоры: С32=2-105 -4-Ю5 (Н/м),

- область оптимизации опор силового агрегата без учёта упругой муфты

♦ диапазон значения жесткости передней опоры: С,, = 0 81 (Н/м).

♦ диапазон значения жесткости задней опоры: Ся =1,5-105 -3,25 10® (Н/м),

- область оптимизации крутильных жесткостей сцепления в трансмиссии учётом упругой муфты находится в диапазоне от 800 до 1300 Н.м/рад и без учё упругой муфты - от 600 до 1000 Н.м/рад.

- область оптимизации крутильных жесткостей упругой муфты трансмисси находится в диапазоне от 900 до 1300 Н.м/рад.

6) Для легкового полноприводного автомобиля на этапе проектирования конструкции трансмиссии без упругой муфты наблюдается меньше вибраций внутреннего шума, чем с упругой муфтой

7) Проведенные исследования дали возможность предложить методш расчёта оптимальных параметров силового агрегата и трансмиссии для полноприводного легкового автомобиля на этапе проектирования, что способствует снижению виброакустической нагруженности.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАБОТЫ

• Изложены в научных журналах, рекомендуемых ВАК:

1) Ломакин В.В., НГУЕН Гуй Чыонг. Расчёт крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля при движении по неровным дорогам и оптимизация параметров демпфирующей муфты // Машиностроение «Известия ВУЗов».-М., 2008.-№1 -С 50-56.

2) Ломакин В В, НГУЕН Гуй Чыонг. Расчёт колебаний силового агрегата автомобиля путём оптимизации параметров его опор // Известия МГТУ «МАМИ». - М, 2008 - №1(5) - С. 72 - 79.

• Публикации в других изданиях:

1) Ломакин В В, НГУЕН Гуй Чыонг. Анализ и выбор динамических схем для расчета сложений колебаний силового агрегата автомобиля // Сборник науч конф «Колесные машины» МГТУ им. Н. Э. Баумана. - М, 2006 - С. 216 -224

2) Ломакин В.В., НГУЕН Гуй ЧыОнг Расчёт колебаний силового агрегата легкового полноприводного автомобиля при движении по неровным дорогам // 58 международная научно-техническая конференция ААИ «Автомобиль и окружающая среда». - Дмитров, 2007 "

Нгуен Гуй Чыонг

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

«РАЗРАБОТКА МЕТОДА СНИЖЕНИЯ ВИБРОАКУСТИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕНШСТИ ЛЕГКОВОГО ПОЛНОПРИВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ ПУТЁМ ОПТИМИЗАЦИИ УПРУГИХ ПАРАМЕТРОВ СИЛОВОГО АГРЕГАТА И ТРАНСМИССИИ»

Подписано в печать 2 Заказ Тираж 100

Бумага тишнрафская Формат 60x90/16

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

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. ОБЗОР РАБОТ В ОБЛАСТИ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОГО АГРЕГАТА, КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ В ТРАНСМИССИИ И ВНУТРЕННЕГО ШУМА АВТОМОБИЛЯ.

1.1. Обзор основных работ по исследованию колебаний силового агрегата автомобиля.

1.2. Обзор основных работ по исследованию, крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля.

1.3. Обзор основных работ по снижению уровня внутреннего шума автомобиля.

1.4. Выбор динамических моделей для расчёта сложений, колебаний-силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля

1.5.Выводы по первой главе.

ГЛАВА 2. АЛАЛИЗ ИССЛЕДОВАНИЙ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОГО АГРЕГАТА И КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ В ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ.

2.1. Причина возникновения колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля.•.

2.1.1. Дорога как источник возмущающих воздействий.

2.1.2. Возмущающие воздействия, вызванные работой двигателя.

2.1.3. Внешне нагрузки на трансмиссию при движении автомобиля по неровной дороге.

2.2. Определение исходные параметры автомобиля.

2.2.1. Техническая характеристика параметров.

2.2.2. Жёсткости и коэффициенты демпфирования частей автомобиля

2.2.3. Момент инерции частей автомобиля.

2.3. Выводы по второй главе.

ГЛАВА 3. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОГО АГРЕГАТА И КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ В ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ С УЧЁТОМ И БЕЗ УЧЁТА УПРУГОЙ МУФТЫ.

3.1. Компьютерный эксперимент.

3.1.1. Результаты расчёта вертикальных колебаний силового агрегата и раздаточной» коробки автомобиля.

3.1.2. Результаты расчёта- крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля при движении по неровным дорогам.

3.2. Полигонный эксперимент.

3.2 Л. Измеряемые параметры и оборудование для испытаний.

3.2.2. Методика обработки результатов испытаний.

3.2.3. Результаты полигонного эксперимента виброускорений автомобиля».

3.2.4. Результаты полигонного эксперимента по определению степени внутреннего-шума автомобиля.

3.3. Выводы по третьей главе.

ГЛАВА 4. ПОСТАНОВКА И РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ ОПТИМИЗАЦИИ КОЛЕБАНИЙ СИЛОВОГО АГРЕГАТА И КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ В ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ.

4.1. Метода выбора рациональных параметров опор силового агрегата

4.2. Метод выбора крутильных жёсткости сцепления трансмиссии.

4.3. Метод выбора крутильных жёсткости упругой муфты трансмиссии.

4.4. Выводы по четвёртой главе.

Современный автомобиль оценивают по ряду качеств — динамичности, экономичности, проходимости, устойчивости и др. Источником транспортного дискомфорта (для водителя и пассажиров) являются колебания и вибрации, возникающие в процессе движения автомобиля. Они рассматриваются в рамках группового свойства — плавности хода.

Автомобиль движется, как правило, по дорогам с неровной поверхностью. Колеса автомобиля испытывают при этом перемещения и удары, которые передаются через подвеску на раму и кузов автомобиля. Подвеска включает в себя упругие элементы, например, листовые рессоры или пружины. Силовой агрегат и трансмиссия автомобиля также состоят из больших количеств частей — двигателя, соединяющихся через редукторы с валами, муфтами и другими элементами с различной угловой жесткостью. Из-за наличия упругих элементов между кузовом и колесами кузов не копирует профиль дорожных неровностей. Расчёта двигателя возникают неуравновешенные силы инерции и непостоянство крутящего момента. Вышеперечисленные конструктивные элементы образуют сложные колебательные системы с рассредоточенными параметрами. Эти колебания воспринимаются водитель и пассажирами то как плавное покачивание, то как «тряска», то, как толчки и удары. Колебания автомобиля оказывают существенное влияние на ощущения водителей и пассажиров, на удобство их езды и на сохранность перевозимого груза.

В связи с этим принято называть плавностью хода автомобиля его эксплуатационно-техническое качество, определяющее возможность длительного движения с эксплуатационными скоростями без неприятных ощущений или быстрой утомляемости людей и без повреждений перевозимого груза, вызванных колебаниями автомобиля.

Рост скоростей движения автомобилей, мощности и быстроходности их двигателей увеличили вибронагруженность силового агрегата автомобиля.

Вибрационные нагрузки стали в значительной степени определять долговечность автомобиля и его комфортабельность, в частности, уровень шума, снижение которого приобретает все большее значение. Кроме того, механические колебания, возникающие при движении автомобиля, являются причиной различного рода усталостных разрушений агрегатов и формируют акустическое поле значительной интенсивности.

Вместе с тем уровни шума и вибраций указывают на совершенство конструкции и степень отработки технологий производства. Таким образом, развитие автомобильной акустики диктуется необходимостью применения акустических методов, как для решения задач диагностики, так и для улучшения качества узлов, агрегатов и автомобиля в целом.

Поэтому при создании новых моделей автомобилей необходимо уделять серьёзное внимание проблеме уменьшения колебаний, возбуждаемых силовым агрегатом, который является, наиболее интенсивным' источником шума и вибраций. Решение проблемы усложняется* тем, что» на автомобилях применяются двигатели с не полностью уравновешенными силами инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма и с повышенной неравномерностью крутящего момента.

В последние годы при конструировании автомобилей предъявляются^ все более высокие требования к эффективности работы автомобильных подвесок, поскольку они должны обеспечивать высокую плавность хода, устойчивость и управляемость автомобиля.

Большое влияние на эксплуатационные свойства автомобиля оказывает защита его систем, а также водителя, пассажиров и перевозимого груза от динамических воздействий со стороны дороги, при этом значительное внимание уделяют стабильности контакта колес с дорогой. Это приводит к тому, что приходится все глубже изучать сущность процессов, происходящих в виброзащитных системах, и использовать новые методы борьбы с колебаниями автомобиля.

Одним из основных способов понижения интенсивности колебаний двигателя и уменьшения нагрузок, передаваемых от силового агрегата на кузов автомобиля, является правильный выбор параметров подвески силового агрегата. Упругая подвеска позволяет уменьшить уровень колебаний автомобиля и уровень шумов, возникающих в кузове при работе двигателя.

Для рационального конструирования подвески необходимо рассчитать с достаточной точностью колебания и усилия, передаваемые от двигателя на шасси автомобиля, и в обратном направлении — от шасси автомобиля к картерным деталям силового агрегата. Нужно также уметь определять эти колебания и вызываемые ими усилия и напряжения в деталях силового агрегата экспериментально.

Расчет колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля - достаточно сложная задача, связанная с громоздкими вычислениями. Поэтому во многих случаях, в частности для ориентировочной оценки спектра частот собственных колебаний, определения амплитуд резонансных и вынужденных колебаний, а также для предварительного выбора параметров подвески, целесообразно воспользоваться упрощенными расчетными формулами, позволяющими получить первое представление об особенностях колебаний проектируемого или исследуемого силового агрегата.

Основное допущение упрощенного расчета: колебания силового агрегата, вызванные постоянно действующими возмущениями, происходят в направлении действия этих возмущений (например, непостоянство крутящего момента двигателя вызывает колебания только вокруг оси коленчатого вала). При таком допущении колебания силового агрегата в различных направлениях оказываются не связанными между собой, и их можно рассчитывать отдельно, рассматривая в каждом случае силовой агрегат как простейшую колебательную систему со многими степенями свободы.

Таким образом, разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности и внутреннего шума легкового автомобиля относится к одной из важных научно-технических и практических проблем автомобилестроения. Поэтому тема диссертации, посвященная созданию методики снижения вибронагруженности и внутреннего шума легкового полноприводного автомобиля путём оптимизации параметров силового агрегата и трансмиссии, является современной и актуальной.

Настоящая работа посвящена исследованию вибронагруженности полноприводного легкового автомобиля, виброизоляции его силового агрегата, раздаточной коробки и трансмиссии, разработке уточненной методики определения системы подрессоривания силового агрегата, раздаточной коробки и соединения в трансмиссии. В диссертационной работе отражены совместные исследования,, проводившиеся в 2004 - 2008 годах на кафедре «Автомобили» им. Е. А. Чудакова МЕТУ «МАМИ», на кафедре «Автомобили» технического университета им. Ле Куй Дона, а также в научно-исследовательском автомобильном институте (НИАИ) во Вьетнаме.

Целью исследования является разработка метода снижения виброакустической нагруженности полноприводного легкового автомобиля путем оптимизации параметров силового агрегата и трансмиссии от воздействий на них неровностей дороги и работающего двигателя. Это позволит на этапе проектирования, доводки автомобиля выбрать необходимую систему подрессоривания силового агрегата и параметров частей трансмиссии, предварительно оценить его виброизоляцию при движении автомобиля по неровным дорогам и в перспективе создать полноприводной легковой автомобиль, отвечающий требованиям по виброакустическому комфорту «плавности хода» и снижению уровня внутреннего шума.

Данная цель предполагает решение следующих задач:

1. Создать динамическую модель колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом влияния реактивных звеньев и возмущающих воздействий на него со стороны неровностей дороги.

2. Создать математические описания динамической модели колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом и без учета упругой муфты.

3. Исследовать воздействия вертикальных и крутильных колебаний, а также влияния сил инерции, крутящего момента двигателя' и микропрофиля дороги, которые действуют на силовой агрегат и трансмиссию автомобиля.

4. Произвести расчет колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля и предложить оптимизацию параметров силового агрегата и трансмиссии.

5. Разработать и> провести экспериментальные исследования колебаний силового агрегата и внутреннего шума автомобиля, под определенный тип дороги и скоростной режим движения.

6. Провести сравнительный анализ результатов экспериментальных и теоретических исследований.

7. Разработать практические рекомендации по снижению, уровней, виброактивности силового- агрегата, крутильных колебаний в трансмиссии: и внутреннего шума автомобиля* путем изменения характеристик :их опор и жесткостей.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Динамическая модель колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии с учетом влияния реактивных звеньев и возмущающих воздействий на полноприводной легковой автомобиль со стороны неровностей дороги.

2. Математические описания (системы уравнений) динамической модели колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом и без учета упругой муфты.

3. Результаты расчета колебаний силового агрегата, и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля, возникающих при воздействии на него неровностей дороги и работающего двигателя.

4. Результаты эксперимента с воздействиями вертикальных и крутильных колебаний, а также с влияниями сил инерции, крутящего момента двигателя и микропрофиля дороги, которые действуют на силовой агрегат и трансмиссию автомобиля.

5. Методика оптимизации-колебаний силового агрегата, полноприводного легкового автомобиля и выбора рациональных характеристик его опор.

6: Методика оптимизации крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля и выбора рациональных характеристик параметров крутильных жесткостей трансмиссии;

Объектом исследования являются- изменения параметров, происходящие в опорах силового агрегата и частях трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом и без учета упругой муфты.

Предмет исследования: полноприводный легковой, автомобиль и его силовой агрегат с трансмиссией.

Теоретическую базу работы составили« исследования; следующих ученых: Чудаков Е. А., Ротенберг. Р. В., Тольский В.Е., Яценко Н. Н, Щуплякова В. С., Ломакин В. В, Латышева Р.В., Лукина П.П., Нюнин Б. Н:, Соломатин Н. С., Дементьев Ю. В. и др.

Методы исследования:

1. Системный анализ, моделирующий колебания силового агрегата и крутильные колебания в трансмиссии через твердые тела и централизованные массы.

2. Численные методы решения систем дифференциальных уравнений с помощью пакета прикладных программ МАТЛАБ.

3. Методы обобщения результатов.расчета колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля.

Научная новизна исследования заключаются в том, что:

1. Создана математическая модель колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом влияния реактивных звеньев и возмущающих воздействий на него со стороны неровностей дороги.

2. Разработан алгоритм расчета колебаний, силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом и без учета упругой муфты.

3. Представлены результаты расчета собственных частот колебаний полноприводного легкового автомобиля с учетом влияния реактивных звеньев трансмиссии.

4. Создана уточненная методика выбора рациональных характеристик опор силового агрегата полноприводного легкового автомобиля.

5. Создана уточненная методика выбора рациональных характеристик крутильных жесткостей трансмиссии полноприводного легкового автомобиля.

Практическая значимость исследования. Полученные результаты исследования могут быть использованы на этапе проектирования полноприводных легковых автомобилей, в учебных дисциплинах технических вузов'автомобильного профиля.

Апробация результатов исследования. Основные результаты исследования были доложены и обсуждены на заседаниях кафедры «Автомобили» им. Е. А. Чудакова МЕТУ «МАМИ», на кафедре «Автомобили» технического университета им. Ле Куй Дона и в Научно-исследовательском автомобильном институте (НИАИ) во Вьетнаме.

Автор выступил с докладами:

1. на научном семинаре «Проектирование колесных машин», посвященном 70-летию кафедры, «Колесные машины» МГТУ им. Н. Э. Баумана (Москва, 2006).

2. на 58 международной научно-технической конференции ААИ «Автомобиль и окружающая среда» (Дмитров, 2007).

Опубликованный по теме диссертации материал составляет 4 публикации: 3 статьи, в том числе 2 в издания ВАК, а также тезисы доклада.

Структура и объем диссертации: Диссертация изложена на 155 страницах. Состоит из введения, четырех глав, заключения, списка использованной литературы и приложение.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1) Разработаны математические модели расчета колебаний силового агрегата и крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом влияния реактивных звеньев и возмущающих воздействий на него со стороны неровностей дороги, создано программное обеспечение, в котором эти модели реализованы.

2) Разработан метод снижения виброакустической нагруженности полноприводного легкового автомобиля путем оптимизации параметров опор силового агрегата и крутильных жесткостей частей в трансмиссии.

3) В результате расчета вертикальных колебаний силового агрегата установлено:

- собственные частоты вертикальных колебаний силового агрегата и раздаточной коробки передач находятся в области 4-7и8-10 Гц;

- СКЗ виброускорений силового агрегата автомобиля с учетом муфты больше, чем без учета упругой муфты при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге на 9,14%, на третьей передаче на крупнобулыжном участке на 5,64%, на четвертой передаче на асфальтобетонной дороге на 16,07%;

- СКЗ виброускорений вертикальных колебаний силового агрегата в большей степени зависят от действий со стороны дороги при движении на грунтовой дороге (78 %) и на крупнобулыжном участке (70%). При движении автомобиля на асфальтобетонной дороге виброускорения в большей степени зависят от сил инерции двигателя автомобиля (83 %).

4) В результате расчета крутильных колебаний в трансмиссии выяснено: собственные частоты крутильных колебаний в трансмиссии полноприводного легкового автомобиля с учетом упругой муфты на первых пяти передачах лежат в интервале от 5,64 до 142,56 Гц и подразделяются на семь диапазонов, а без учета упругой муфты в интервале от 5,13 до 134,03 Гц, шесть диапазонов;

- резонансы в^трансмиссии возникают при движении на второй передаче, на скорости 13 и 36 км/ч, при движении на третьей передаче на 18,5 и 56 км/ч и при движении на четвертой'передаче на 25, 58,5 и 76,5 км/ч;

- СКЗ упругих моментов. в, сцеплении трансмиссии с учетом упругой муфты меньше, чем без учета упругой муфты при движении на второй передаче на 42,22%, на третьей передаче наг 45,16%. При движении на четвертой передаче СКЗ больше, чем« без учета упругой муфты на 22,7%, причем на скорости 58,5 км/ч резонанс очень высок.

5) Расчет оптимизации опор силового агрегата и крутильных жесткостей сцепления и муфты позволяет определить:

• область оптимизации опор'силового агрегата с учетом упругой муфты:

5,5-105

- диапазон значения жесткости передней опоры: С31 =• 1 ■ (Н/м);

З^(4'СЗ2+3)

- диапазошзначения«жесткости;задней опоры: С32 = 2;-10?+ 4-Ю5 (Н/м) .

• область оптимизации опор силового агрегата без учета упругой муфты:.

Л Гб,5-105 ~ /тт/ ч

- диапазон значения жесткости передней,опоры: С31 -< (Н/м); . [1,69-С,2 +0,81

- диапазон значения »жесткости задней опоры: С32 = 1,5-10? +3,25-105 (Н/м).

• область оптимизации крутильных жесткостей сцепления в трансмиссии с учетом упругой муфты находится в диапазоне от 800 до 1300 Н-м/рад и без учета упругой муфты — от 600 до 1000 Н-м/рад;

• область- оптимизации крутильных* жесткостей упругой муфты трансмиссии находится в диапазоне от 900 до 1300 Н-м/рад.

6); Для легкового полноприводного автомобиля на этапе проектирования в конструкции трансмиссии без упругой муфты наблюдается меньше вибраций и внутреннего шума, чем с упругой муфтой.

7) Проведенные исследования дали возможность создать методику расчета оптимальных параметров силового агрегата и трансмиссии для полноприводного легкового автомобиля на этапе проектирования, что способствует снижению виброакустической нагруженности.

1. Автомобильный справочник: Пер. с англ. - 2-е изд. - М.: ЗАО «ОСИ «Зарулем», 2004. - 992 с.

2. Айзерман М. А. Классическая механика. М.: Наука, 1980. 368 с.

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

4. Ахмедов А. А. Улучшение управляемости и устойчивости автомобиля при движении по неровной дороге методами многокритериальной параметрической оптимизации: Дисс. канд.техн.наук. -М., 2004. -167с.

5. Бабаков И. М. Теория колебаний. М.: Наука, 1968. — 554с.

6. Бахмутов С. В., Ахмедов А. А., Орлов А. Б. Исследование и оптимизация статических и динамических характеристик устойчивости и управляемости автомобиля в условиях случайного микропрофиля. // Сборник трудов

7. Современные тенденции развития автомобилестроения в России». 22—24% 11мая 2003. — Тольятти.

8. Безверхий С. Ф., Яценко Н. Н. Основные технологи полигонных испытаний и сертификации автомобилей. М.: Издательство стандартов, 1996.-600 с.

9. Бидерман В. Л. Теория механических колебаний. М.: Высшая школа, 1980.-408 с.

10. Васильева Г. М., Громова В. Е. Автомобили. Методическая разработка по русскому языку для студентов иностранцев технических вузов первого года обучения. М.: «МАМИ», 1969. - 139 с.

11. Вермеюка В. Н. Нелинейные колебания в трансмиссии автомобиля: Дисс. канд. техн. наук.-М., 1978.- 151 с.

12. Вибрации в технике: Справочник: Защита от вибрации и ударов / Под. Ред. К. В. Фролова. В 6-ти т. Т. 6. 2-е изд., М.: Машиностроение, 1995. - 456 с.

13. Виброзащита человека-оператора и вопросы моделирования / Под. ред. К. В. Фролов. М.: «Наука», 1973. - 118 с.

14. Виброизоляция машин и виброзащита человека-оператора / Под. ред. К. В. Фролов. -М:: «Наука», 1973. 196 с.

15. ГОСТ 12.1.012-90 Вибрационная безопасность. Общие требования. М.: Издательство стандартов, 1991.

16. ГОСТ Р 41.51 99 Единообразные предписания, касающиеся официального утверждения автотранспортных средств, имеющих не менее четырёх колёс, в, связи с производным ими шумом.« - М.: Издательство стандартов, 2000.

17. ГОСТ Р1 51616 2000 Автомобильные транспортные средства. Шум, внутренний. - М.: Издательство стандартов; 2001.

18. Григорьев Е. А. Периодические и случайные возмущающие, силы и колебания автомобильных' и тракторных двигателей: Дисс. . док. техн. наук. Волгоград, 1974. — 403 с.

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., 1978.

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

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

22. Доброгаев Р. П. Главные симметричные колебания транспортныхдвигателей. // Межвузовский сборник- научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели». М., 1998. — № 14.

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

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

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

26. Доброгаев Р. П. Расчет свободных колебаний двигателя на подвеске с нелинейной характеристикой- жесткости при учете ее статического поджатия. // Межвузовский сборник научных трудов «Автомобильные и тракторные двигатели». М., 1998. — № 15.

27. Домнин. Д. А. Метод улучшения' вибродемпфирующих параметров!автомобильной подвески путём выбора рациональных параметров динамических гасителей колебаний колес. Дисс. . канд. техн. наук. М., 2005. - 127 с.

28. Дёч. Г. Руководство к практическому применению преобразование Лапласа: Пер с немец. М.: ФМ; 1960. - 208 с.

29. Емельянов А. Е. метод снижения вибронагруженности легкового полноприводного автомобиля путем выбора' рациональных параметров системы подрессоривания силового агрегата дисс. . канд. техн. наук. М., 2005.- 128 с.

30. Енукидзе Б. М., Тольский В. Е. Проблема снижения шума и вибрации АТС // Автомобильная промышленность. — 1985. № 7.

31. Иванов. С. Н., Лапшин С. А., Лунев И. С., Москалев В. Н. Стефанович Ю. Г. Результаты экспериментального определения динамических нагрузок втрансмиссии автомобилей // Труды НАМИ, выпуск 45, 1962.

32. Иванов Ю. Б. К вопросу снижения, динамических нагрузок в силовой передаче транспортных машин. Дисс: . канд. техн. наук. М., 1955.

33. Иванов KD. Б. Методика расчёта гасителя крутильных колебаний силовой передачи // Автомобильная промышленность. 1958. № 5.

34. Иларионов В. А., Морин М. М., Фаробин Я. Е. Юрчевский А. А. Теория и конструкция автомобиля. 3-е изд. — М:: Машиностроение, 1992. — 416 с.

35. Ильиным. М., Колесников К. С., Саратов Ю. С. Теория;колебаний / Иод. Ред. К. С. Колесникова. 2-е изд., М.: Изд-во МЕТУ им. Баумана, 2003. -272 с.36: Клюев А-. С. Автоматическое регулирование. М:: «Энергия», 1973. -392с.

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

37. Кондрашкин С. И., Контанистов С. П., Семенов В1. М. Принципы построения математических моделей динамикш движения автомобиля // Автомобильная промышленность. — 1979. № 7.

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

39. Конструкция автомобиля. Шасси / Под общ. ред. A. JI. Карунина. М.: «МАМИ», 2000. - 528 с.

40. Корчемный JI. В., Минкин JI. М., Тольский В. Е. Математическое моделировании- колебаний' силового агрегата автомобиля и оценка, его виброизоляции. // Автомобильная промышленность. — 1979. № 2.

41. Костюк И. В. Методика выбора параметров автомобиля по показателям устойчивости и управляемости при действии возмущений от дороги: Дисс. канд. техн. наук. -М., 2001.

42. Крутолапов В. Е. Метод улучшения виброакустических характеристиккузова легкового автомобиля применением вибродемпфирующих материалов: Автореф. дисс. . канд. техн. наук. -М., 2006. 20 с.

43. Латышев Г. В., Минкин Л. М., Тольский В. Е. Метод расчёта колебаний силового агрегата автомобиля, возникающих от воздействия дорожных неровностей // Сборник трудов НАМИ М., 1973. Выпуск 145. С 41 - 54.

44. Латышев Г. В. Исследование колебаний силового агрегата автомобиля: Дисс. . канд. техн. наук. -М., 1971. 144 с.

45. Латышев Г. В., Тольский В. Е. К расчету амортизаторов подвески автомобильного двигателя // Автомобильная промышленность. 1964. №7. С. 26-29.

46. Латышев1 Г. В., Тольский В. Е. Пути снижения шума легковых автомобилей // Сборник научных трудов НАМИ, 1983.

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

48. Ломакин В. В., Бочаров Н. Ф., Никифоров Н. А., Стрементарев В. А. Пути снижения внешнего шума легкового автомобиля. Тольятти:Филиал НИИНавтопрома, 1982. 47 с.

49. Ломакин В. В., Макаров С. Г., Гусев В. И., Бочаров Н. Ф. О влиянии трансмиссии на плавность хода автомобиля. — М.: Машиностроение. -1971. №8. С. 89-94.

50. 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». -1978.

51. Ломакин В. В., Черепанов Л. А., Вермеюк В. Н., Писарев В. Е. Теоретическое исследование вибронагруженности кузова полноприводного легкового автомобиля — М.: Машиностроение. 1981. №6. С. 99-102.I

52. Ломакин В. В., Вермеюк В. Н., Писарев В. Е., Черепанов Л.А. Моделирование колебаний в нелинейной трансмиссии автомобиля // Известия высших учебных заведений «Машиностроение» — М.: Изд-во МГТУ им. Баумана. 1977. № 12. С. 91 - 94.

53. Ломакин В. В., Вермеюк В: Н., Писарев В. Е., Черепанов Л. А. Оптимизация передачи колебаний от силового агрегата па кузов автомобиля // Известия высших учебных заведений «Машиностроение» -М.: Изд-во МГТУ им. Баумана«. 1979. № 2. С. 101 - 106.

54. Луканин В. Н., Алексеев И. В., Шатров М. Г. Двигатели внутреннего сгорания. В 3-кн. Кн. 2. Динамика и конструирование / Под. .ред. В. Н. Луканина. -М.: Высш. Шк., 1995. 319 с.

55. Лукин П. П. К методике расчёта гасителя крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля // Автомобильная промышленность. 1964, №11.

56. Лукин П. П. Крутильные колебания в трансмиссии автомобиля и расчёт демпферного устройства. -М.: «МАМИ», 1977. 55с.

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

58. 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.

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

60. Маслов Г. С. Расчёты колебанийвалов. Справочник. М.: Машиностроение, 1980.-152 с. *

61. Межов А. Е. Элементы теории вероятностей; ш случайных процессов с . приложением к исследованию колебаний автомобиля. М.: «МАМИ», 1977.

62. Методы виброизоляция машин присоединенных конструкций/ Ответ, ред. М. Д. Генкин- В; И. Сергеев-М.: «Наука», 1975. 132 с.

63. Нелинейные колебания и переходные процессы в машинах / Под. ред. К.

64. B. Фролов. -М.: «Наука», 1972. 364 с.

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

66. Нюнин Б. Н, Плетнев А. Е., Юдин С. И. Расчетно-экспериментальное исследование как средство снижения? инфразвука и низкочастотного шума в салоне автобуса // Автомобильнаяшромышленность. — 2002. № 1.

67. Пановко Я; F. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1980.-270 с.

68. Певзнер Я. М., Гридасов Г. F., Конев А. Д., Плетнев А. Е. Колебания автомобиля. Испытания и исследования / Под. ред. Я. М. Певзнера. М.: Машиностроение, 1979. — 208 с.

69. Покорный Б. М. О влиянии конструктивных особенностей двигателя на равномерность крутящего момента // Труды НАМИ. -1969: Выпуск 109.1. C. 3-25.

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

71. Попык К. Г., Сидорин К. И., Костров А. В. Автомобильные и тракторные двигатели. Ч. II. Конструкция и расчёт двигателей. Под. ред. И. М. Ленина. 2-е изд. М.: «Высш. шк.», 1976. - 280 с.

72. Попык К. Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей. 2-е изд. М.: «Высш. шк.», 1970. - 328 с.

73. Проектирование полноприводных колесных машин. В 2х т., т1. Учебное пособие для1 ВУЗов. Под ред. A.A. Полунгяна. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999.-488 с.

74. Проектирование полноприводных колесных машин. В 2х т., т2. Учебное пособие для ВУЗов. Под ред. A.A. Полунгяна. М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999. 560 с.

75. Ривин. Е. И. Динамика привода станков. М.: Машиностроение, 1966. -204 с.

76. Родионов В. Ф. Проектирование подвески силового агрегата легковых автомобилей // Автомобильная промышленность. — 1962. № 4.

77. Ротенберг Р. В. Плавность хода автомобиля. М.: Научно-техническое издательство, 1961. - 80 с.

78. Ротенберг Р. В. Подвеска автомобиля. М.: Машиностроение, 1972. -392с.

79. Румшиский Л. 3. Математическая обработка результатов эксперимента. М.: «Наука», 1971. 192 с.85: Сарбаёв В! Щ,.Селиванов С. С., Коноплев В1Н!, ДемишЮ. Н. Техническое обслуживание и ремонт автомобилей. 2-е изд., Ростов н/Д : Феникс, 2005. -380 с. •

80. Светликций В. Л. Случайные колебания механических систем; 2-е изд. -М!: Машиностроение, 1991. 320 с.

81. 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:-1982: Выпуск. 185:- С: 34?-5Г.

82. Силаев А. А. Спектральная теория подрессоривания.транспортных машин. 2-е изд. М;: Машиностроение, 1972. - 192 с.

83. Стефанович Ю. Г. Москалев В. Н. Лунев И. С. Определение крутильных . колебаний в трансмиссии автомобиля ГАЗ-51 // Автомобильнаяпромышленность». — 1960. № 10.

84. Тарасик В. П: Математическое моделирование технических^систем. Мн.: ДизайнПРО, 1997. - 640 с.

85. Тарасов А. Я. Исследования вибраций трансмиссии // Автомобильная промышленность. 1959. № 8.

86. Терских В. П. Расчеты крутильных колебаний;силовых' установок. В Зх т., т1. Справочное пособие. М.: МАШГИЗ, 1953.- 259 с.

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

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

89. Тольский В. Е. Исследование вибраций автомобиля с пятицилиндровым рядным дизелем // Автомобильная промышленность. — 1980. № 6.

90. Тольский В. Е. Исследование подвески силового агрегата автомобиля: Дисс. канд. техн. наук. -М:, 1964. -234 с.

91. Тольский В. Е. Некоторые результаты-виброакустических исследованийавтомобилей // Автомобильная промышленность. 1981. № 4.

92. Тольский. В. Е. Основные требования, предъявляемые к подвеске автомобильного двигателя // Автомобильная- промышленность. 1963. №12.

93. Тольский В: Е. Улучшение показателей, характеризующих виброакустические свойства автомобилей // Автомобильная-промышленность. —1983. № 5.

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

95. Тольский В. Е., Назаров С. А., Воронцов С. А., Иванова, Т. В. Динамические характеристики виброизоляторов ^ // Автомобильная промышленность. 1985. № 7.

96. Фаробин Н. Я. Моделирование на ЭВМ дорожного воздействия на транспортное средство' // Сборник науч. тр. МАДИ "Повышение эксплуатационных свойств автотранспортных средств". М., 1984.

97. Ферапонтов М1 М., Крицына Н. А., Деев Д. Л. Моделирование случайных воздействий на ЭВМ. Учеб. пособ. М. МИФИ, 1995. 120 с.

98. Фрумкин А. К. Теоретическое и экспериментальное исследование динамических нагрузок в колёсной машине: Дисс. . док. техн. наук. М., - 1958.

99. Хачатуров А. А., Афанасьев В. Л:, Васильев В. С. Динамика системы дорога шина — автомобиль - водитель/ Под. ред. А. А. Хачатуров. - М.: Машиностроение, 1976. - 535 с.

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

101. Черепанов JI. А. Исследование вибронагруженности силового агрегата и кузова автомобиля // Межвузовский сборник научных трудов «Виброакустика автомобиля». — 1982.

102. Шалыгин А. С. Моделирование случайных процессов и полей. СПб. БГТУ, 1997. -130 с.

103. Шалыгин А. С., Палагин Ю. Н: Теоретические основы моделированияслучайных функций.,СПб; БГТУ, 1996. 14 с.

104. Щупляков В. С. Колебания и; нагруженность трансмиссии автомобиля. -М.: Транспорт, 1974.-328 с.

105. Эткин Л. Г. Виброчастотные датчики; Теория и практика. М: Изд-во МГТУ им. Баумана, 2004: - 408 с.

106. Яценко Hl Н. Поглощающая и сглаживающая способность шин. М.: Машиностроение, 1984. - 132 с. .••;.'

107. Яценко Н. Н., Прутчиков О. К. Плавность хода грузовых автомобилей. -М.: Машиностроение, 1968. 220 с. '

108. Яценко Н. Н., Щупляков В. С. Нагруженность трансмиссии и ровность, дороги. М.: Транспорт, 1967. - 162 с.

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

110. Franz Holzweißig, Hans Dresig. Lehrbuch der Maschinendynamik (переводчик на Вьетнамском языке). Hanoi, 2001. 456 р.

111. Johnston Stephen R., Subhedar Jay W. Computer optimization of engine mounting systems//3-rd Int. Conf Veh. Struct. Mech;, Troy, Mich., Oct. 10-12, 1979: Warrendale, Pa. - 1979: - P: 19 - 26.

112. Nguyen Phung Quang. MATLAB & SIMULINK (на Вьетнамском языке). Hanoi, 2004. 482 p.

113. Randall S. E., Haldsted D. M., Taylor D. L. Optimum vibration absorbers for linear damped systems. ASME. Journal of Mechanical Design. 1981, v 103, №4.-P. 908-913.

114. Soom A., Ming-san-Lee Optimal design of linear and nonlinear vibration absorbers for damped system. SAME, 1983, v 105, № 1. P. 112 - 119.

115. Vu Duc Lap. Колебания автомобиля (на Вьетнамском языке). Hanoi, 1994. -164 р.

116. Научный руководитель, . Начальник отдела ;к. т. н., профессору? «Измерения и испытания», магистр

117. В. В. Ломакин Чинг Фан Лан

118. Ответствй&ный исполнитель Начальник отдела «Автомобили», магистраспирант

119. Нгуен Гуй Чыонг >0 Чинг Манг Тыонг