автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Разработка методов диагностики колесных машин с целью снижения их вибрационного нагружения для улучшения условий труда человека-оператора

Российская академия наук Институт машиноведения им. A.A. Благонравова

На правах рукописи

ХАЙМИН Михаил Аркадьевич

Разработка методов диагностики колесных машин с целью снижения их вибрационного нагружения для улучшения условий труда человека-оператора

05.02.18 "Теория машин и механизмов",

05.02.11 "Методы контроля и диагностика в машиностроении".

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва 2005

Работа выполнена в Институте машиноведения им. А.А.Благонравова РАН в лаборатории «Динамики механо-акустических систем».

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор, заслуженный машиностроитель РФ

М.Д. Перминов

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор доктор технических наук, профессор

B.Е. Тольский

C.А. Добрынин

Ведущая организация: ОАО «ГАЗ»

Защита диссертации состоится « » декабря 2005 г. в 15.00 на заседании диссертационного совета Д 002.059.02 при Институте машиноведения им. A.A. Благонравова Российской академии наук по адресу: 101990, Москва, Малый Харитоньевский пер., д.4, актовый зал (тел. 925-60-28).

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Института машиноведения РАН (тел. 135-55-16)

Автореферат разослан «

» ti&JttpJL 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Д. 002.059.02

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Шум и вибрация являются наиболее важными показателями, характеризующими комфортабельность и надежность систем «человек-машина-среда», к которым в полной мере относятся колесные машины и легковые автомобили.

В условиях современного развития автомобильного рынка повышение требований потребителей к комфортабельности автомобилей и при жесткой конкуренции с иномарками отечественные заводы вынуждены обращать все больше внимания на современные методы исследования и доводки новых образцов автомобилей по критериям шума и вибрации в салоне.

Вибрационные нагрузки от дорожного покрытия, работающего двигателя и механизмов, аэродинамические нагрузки от набегающего потока воздуха, действующего на корпус, в значительной мере определяют уровень вибрации элементов кабины и связанного с ней уровня шума. Борьба с внутренним шумом в замкнутом объеме, вызываемым вибрацией, является также одним из важных аспектов решения этой проблемы для всех видов транспорта, в кабинах сельскохозяйственных машин, комбайнов и других машин, где человек-оператор находится в ограниченном замкнутом объеме.

Как известно, цикл создания колесной машины с улучшенными виброакустическими характеристиками состоит из нескольких этапов: научно-технический поиск и анализ виброакустических характеристик прототипов, проектирования и изготовления образцов, испытание в дорожных и стендовых условиях, и доводка конструкции, в том числе и по критериям шума и вибрации. Каждый из этих этапов играет существенную роль в достижении конечной цели.

Заметим, что если десять лет назад проектировщики на отечественных заводах задачу снижения внутреннего шума отодвигали на 3-4 место по значимости, то в настоящее время это становится одним из приоритетных направлений развития колесной техники.

Таким образом, несомненна актуальность диссертационной работы, посвященной развитию методов диагностики «динамического портрета» автомобиля на этапе его доводки и исследования взаимодействия вибрационного и акустического полей в салоне. Под «дина-

РОС. 1В''

иЛ.НАЯ ТЬКЛ

мическим портретом» автомобиля понимается информация об источниках повышенной вибрации, причин ее возникновения, собственных динамических характеристиках объекта исследования, пути распространения вибрации и шума по конструкции.

Несмотря на огромные возможности, открываемые применением современных программных комплексов для экспериментального исследования и имитационного моделирования, на заводах все еще имеет место традиционное разделение колесной машины на отдельные подсистемы (кабину, силовой агрегат, трансмиссию, подвеску, ходовую часть и др.), исследование которых производится автономно. При дорожных испытаниях виброакустические характеристики анализируются, как правило, по интегральному уровню шума по шкале А при разгоне автомобиля. Как показывает практика создания машины и ее доводки по критериям шума и вибрации автомобиля, исследование и оптимизация параметров подсистем полезна, но не всегда приводит к оптимальным параметрам всей системы.

На современном этапе доводки возникают задачи комплексного виброакустического исследования колесной машины в дорожных и стендовых условиях, диагностики ее «динамического портрета» с учетом взаимодействия всех ее подсистем, чтобы обеспечить решение важной проблемы - значительного сокращения сроков создания машины, снижения материальных затрат, улучшение эргономических характеристик по критериям шума и вибрации. В диссертационной работе представлен новый подход к решению механоакустических задач доводки колесной машины, базирующийся на стендовых модальных испытаниях автомобиля в сборе и отдельных подсистем, и узкополосном спектральном анализе вибрационных и акустических характеристик при дорожных и стендовых условиях.

Цель работы. Разработка методов диагностики колесных машин с целью снижения их вибрационного нагружения для улучшения условий труда человека-оператора». При этом в работе были поставлены следующие задачи:

• проведение натурных виброакустических испытаний легкового автомобиля ГАЗ 3111 в дорожных условиях на разгонных и

стационарных режимах движения с применением узкополосного спектрального анализа и определение соответствия нормам; . разработка технологии модальных испытаний автомобиля в сборе с выделением виброактивных форм колебаний с анализом взаимодействия вибрационного и акустического полей;

изучение динамических сил, передающихся через подвеску > силового агрегата, и анализ их влияния на акустические харак-

теристики при проведении стендовых испытаний на беговых барабанах;

изучение собственных частот и форм колебаний при проведении стендовых испытаний отдельно силового агрегата; • расчетное моделирование динамических свойств силового агрегата.

Методы исследования. В работе применены классические методы теории колебаний и динамики пространственных структурно-сложных механических систем, методы анализа акустики замкнутых объемов, метод конечных элементов для расчетного анализа механических и акустических систем, экспериментальные методы исследования спектральных и модальных характеристик сложных систем, методы технической диагностики сложных систем.

Научная новизна результатов работы

1. Разработан подход расчетно-экспериментального исследования «динамического портрета» сложной механоакустической системы легкового автомобиля. Реализован на примере легкового автомобиля ГАЗ 3111.

2. Определено взаимодействие вибрации конструкции с акустическим полем на базе анализа модальных характеристик акустического объема салона автомобиля и модальных характеристик конструкции, что позволяет определить причину повышенного шума и вибрации и разработать рекомендации.

3. Получен и проанализирован «динамический протрет» автомобиля ГАЗ 3111 и даны рекомендации улучшения характеристик по критериям шума и вибрации.

4. Модифицированы методы проведения дорожных виброакустических испытаний, позволяющие более адекватно выявить резонансные свойства системы:

- применение узкополосного спектрального анализа при разгонных режимах движения,

- испытания на стационарных режимах движения вплоть до максимальных скоростей с применением узкополосного спектрального анализа.

Практическая ценность и реализация результатов работы.

Работа связана с крупной научной темой 10.01 КП РАН раздел 5 «Развитие методологии исследования виброакустических характеристик сложных систем применительно к объектам автомобильной техники». Работа проводилась также в рамках хоздоговорных тем с предприятиями автопрома России. Разработаны конкретные рекомендации по улучшению эргономических характеристик по критериям вибрации и шума для легкового автомобиля ГАЗ 3111, которые представлены УКЭР ОАО ТАЗ".

Апробация работы. Диссертация рассмотрена и доложена на секции Совета «Вибрационная биомеханика систем 'человек-машина-среда'» ИМАШ РАН. Основные результаты докладывались на XIII и XIV симпозиумах «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем» Звенигород, 2001, 2003 гг.), на XI сессии Российского Акустического Общества (Москва, 2001 г.), на V международной конференции по «Проблемы Вибрации» (Москва, 2001 г.), на XXVIII международном научно-техническом совещании по проблемам прочности двигателей (2002 г.), на международном семинаре «Достижения и задачи машиноведения» (2002 г.), на конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин» (Астрахань, 2002, 2004г.). на XII, XIII конференциях молодых ученых ИМАШ РАН (2000-2001 гг.),

Публикации. Основное содержание диссертации отражено в 5 публикациях и в 8 тезисах симпозиумов и конференций.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 5 глав, основных результатов и выводов, списка литературы из 96 наименований. Работа содержит 147 страниц машинописного текста, 3 таблицы и 62 рисунка.

Введение. Разработка эффективных средств уменьшения вибрации и шума особенно при доводке конструкции невозможна без знания «динамического портрета» системы, что требует в свою очередь развития новых подходов и методов виброакустических исследований и использования современной аппаратуры для виброакустической

диагностики «динамического портрета» на всех стадиях исследования, но особенно на стадии доводки головных образцов техники.

Фундаментальным теоретическим исследованиям в области динамики и виброакустики машин и сложных конструкций посвятили свои исследования такие ученые, как И.И.Артоболевский, Э.Л. Айрапе-тов, Л.Я. Банах, B.JI. Бидерман, В.В. Болотин, Ю.И. Бобровницкий, к Р.Ф. Ганиев, М.Д. Генкин, Ф.М. Диментберг, М.З. Коловский, В.О. Ко-

ноненко, Я.Г. Пановко, М.Д. Перминов, В.И. Попков, Р.Б. Статников, Г.В. Тарханов, К.Т. Шаталов, К.Ф. Фролов, Р. Бишоп, С. Крендел, Е. Скучик, Д. Эвис и др.

Современной проблеме виброакустической диагностики механо-акустических систем посвящены исследования B.C. Бакланова, Ю.И. Бобровницкого, С.А. Добрынина, М.Д. Генкина, Е.Г. Нахапетяна, C.B. Попкова, А.Г. Соколовой, В.Е. Тольского.

Исследования в области виброакустики автомобильных конструкций - это работы Н.Ф. Бочарова, A.C. Горобцова, В.Н. Гудцова, В.П. Жигарева, С.К. Карцова, М.Д. Перминова, Б.Н. Нюнина, В.Е. Тольского.

Проблеме исследования вибронагруженности, определению параметров колебаний автомобилей с помощью современных методов моделирования посвятили свои исследования такие ученые, как Н.Ф. Бочаров, Э.И. Григолюк, A.C. Горобцов, А.Д. Дербаремдикер, В.П. Жигарев, С.К. Карцов, Я.М. Певзнер, М.Д. Перминов, А.Е. Плетнев, A.A. Силаев, A.A. Хачатуров.

Первая глава состоит из четырех параграфов. В ней рассмотрены источники возбуждения и пути распространения вибрации и шума в автомобиле. Проанализированы методы экспериментального и расчетного анализа механоакустических систем. Рассмотрены действующие в России и за рубежом стандарты, нормирующие уровень внутреннего шума и методы его измерения на автотранспорте. В качестве объекта исследования взят легковой автомобиль среднего класса ГАЗ 3111, оснащенный силовым агрегатом ЗМЗ-4062.10.

На стадии доводки головного образца автомобиля средством решения задач связанных с шумом и вибрацией является вибродиагностика "динамического портрета" механоакустической системы, которая является предшествующим этапом в традиционных видах вибродиагностики - диагностика состояния объекта и диагностика де-

фектов и неисправностей. Вибродиагностика динамического портрета основывается на выявлении несоответствия нормам, требованиям по критериям шума и вибрации, которые связаны с ошибками, как при проектировании, так и при изготовлении.

При исследовании автомобиля применяется декомпозиция проблем механоакустики по частотному диапазону:

до 25 Гц - низкочастотная вибрация и инфразвук; 25-200 Гц - среднечастотная вибрация и шум в виде гула; свыше 200 Гц - высокочастотная вибрация и высокочастотный

шум.

В зависимости от указанных частотных диапазонов зависят применяемые расчетные и экспериментальные методы для исследования и доводки колесной машины.

Для частотного диапазона до 25 Гц расчетные модели динамики автомобиля, применяемые при проектировании и доводке, должны учитывать в реальных схемах такие свойства, как пространственный характер движения, различные нелинейности в характеристиках упругих и демпфирующих элементов, упругие свойства отдельных тел (физическая нелинейность подвески автомобиля, двигателя и характеристик деформации шин) и наличие случайных возмущений.

Эффективным подходом к расчетно-экспериментальному анализу виброакустики автомобилей в среднечастотной области 25-200 Гц является метод модальных испытаний на стенде и метод конечных элементов для линеаризованной динамической модели объекта Линеаризация модели в данной частотной области достаточно полно отражает свойства системы, при этом анализ не является простым ввиду сложности и пространственности конструкции.

Шум в салоне автомобиля определяется шумом, передающегося по конструкции (структурный шум) и воздушным путем. Основными источниками, образующие структурный шум, являются двигатель, трансмиссия, гармоники колес, неровности дороги. Основные источники шума, передающиеся воздушным путем - это шум шин, шум аэродинамического обтекания кузова, шум систем впуска и выпуска двигателя. Следует отметить, что вклад в общий уровень шума каждого источника зависит от условий эксплуатации, и проявляются в определенных частотных диапазонах.

Помимо возникающих механических колебаний конструкции, вызывающих шум, необходимо учитывать резонансные свойства воздушного объема салона автомобиля. Так как в диапазоне до 500 Гц образуется акустическое поле неоднородное в пространстве с узлами (минимумами) и пучностями (максимумами) звуковых давлений, т.е. воздушный объем необходимо рассматривать как упруго-инер-^ ционную систему.

Уровень внутреннего шума на автотранспорте и методы его измерения регламентируются ГОСТом Р 51616-2000, в европейских странах действуют правила ЕЭК ООН 51. Для легковых автомобилей ГОСТ устанавливает интегральный уровень звука на уровне 78 дБА и его измерение на разгонных режимах и на стационарных режимах движения на высшей передаче на скоростях от 60 до 120 км/ч.

Для оценки уровня инфразвука использовался СНиП 2.2.4/2.1.8.583-96, который устанавливает допустимый третьоктавный уровень шума по линейной шкале 105 дБ, по общему интегральному уровню - 110 дБ. Данные нормы не регламентируют методику проведения испытаний по измерению уровня шума на транспорте.

Для более полного представления виброакустического поведения автомобиля необходимо выйти за рамки стандартных измерений, а именно, проводить исследования в широком скоростном диапазоне, вплоть до максимальных скоростей движения. Здесь возрастает роль исследований на стационарных режимах движения с применением узкополосного спектрального анализа.

Также для качественного анализа необходимы испытания в условиях эксплуатации при декомпозиции возбуждения (испытания на холостом ходу, на беговых барабанах, на полигоне при разгонных и ■ стационарных режимах движения), которые позволяют оценить влия-

ние на виброакустические характеристики различных источников возбуждения.

При проведении модальных испытаний, когда определяются собственные свойства системы, помимо исследования системы в сборе проводятся испытания отдельных подсистем для подробного изучения их свойств. В зависимости от поставленных целей здесь также используются различные виды возбуждения конструкции - "белый шум", синусоидальное возбуждение и др.

Исследование ряда отечественных автомобилей, проведенные ИМАШ РАН, показали, что определяющим источником возбуждения вибрации и шума в среднечастотной области являются упругие колебания силового агрегата, возбуждаемые силами инерции двигателя И-го порядка, которые приводят к повышенной вибронагруженности, как деталей самого силового агрегата, так и деталей конструкции автомобиля взаимодействуя с воздушным объемом салона автомобиля.

Сравнение уровней внутреннего шума отечественных и зарубежных автомобилей показало, что отечественные автомобили имеют более высокий уровень внутреннего шума (см, табл.1). При движении накатом уровень шума снижается на 1-3 дБ, что отражает степень влияния двигателя, как источника шума.

Табл.1 Сравнение уровней внутреннего шума современных легковых автомобилей.

Уровень шума в салоне, дБА

Движение с постоянной скоростью 100 км/ч на V передаче Движение накатом со скоростью 100 км/ч

AUDI A4 63.7 59.5

VW Passat 65.0 62.4

Peugeot 206 70.2 70.5

ГАЗ 3111 72.0 —

ГАЗ 3105 75.0 —

"Князь Владимир" 75.0 —

Вторая глава состоит из параграфов, описывающих понятие динамического портрета, его математическое описание, возможности модального анализа и методика его проведения.

Динамический портрет механоакустической системы - это база динамических свойств механоакустической системы, которая взаимосвязана с расчетно-экспериментальными методами определения свойств динамического портрета, с экспериментальными методами изучения источников вибрации, с критериями качества по шуму и вибрации и с методами управления динамическими характеристика-

ми. Знание и анализ "динамического портрета" позволяет обоснованно рекомендовать эффективные методы пассивного и активного управления динамическими характеристиками в зависимости от исследуемого частотного диапазона и требуемых критериев по вибрации, шуму и инфразвуку на рабочем месте человека-оператора и по вибрации отдельных наиболее нагруженных точек конструкции и органов управления.

Математическое описание "динамического портрета" можно представить в физических координатах, в передаточных функциях, в модальных параметрах.

Для описания уравнения движения дискретизированной конструкции в физических координатах перемещения используется общепринятое уравнение колебаний в традиционных обозначениях матриц инерции, демпфирования и жесткости в виде:

В частотной области соотношение характеристик входа и выхода через передаточные функции [Н(&)] записывается в виде:

(2(а>) - преобразование Фурье для координат {х}.

В терминах модальных параметров уравнение (2) преобразуется к виду:

№}+№}+№}=И®)}

О)

№со)ЫН(соШ(а>)\

где [Н(т)]=[~а1[М] + 1а{С\ + к\\

(2)

{Х(а>)}=[Н(1оЯ{Р(ш)} {Х(со)} = [¥Ш(со)}

(3)

(4)

где Х(со) - преобразование Фурье для модальной координаты,

{Р(со)}= [РЧда};

(5)

и

"Г\

[Н(со)}= т, (со; -аГ) +10)\^Т\ф}

(6)

При описании сложной динамической модели в частотной области и представлении ее через передаточную функцию Ни(со) используются также модальные параметры К,,, а, и сог.

"» = £----г (7)

здесь Я,г - вычеты, определяющие соответствующую моду колебаний ¥г, аг - затухание г-ой формы.

Когда известны инерционные, жесткостные и демпфирующие свойства физической модели, то возможно определить собственные характеристики и передаточные функции. Этот подход используется при теоретическом анализе. Однако уже при анализе экспериментальных моделей сталкиваемся с тем, что не измеряются колебания по отдельным координатам и некоторые формы, т.е. получаем неполную модель. Параметры модальной модели определяются экспериментальным путем, и она является связывающей теоретическую аналитическую модель с реальной моделью. Под модальными параметрами понимается: модальная частота, модальное затухание, форма моды. Эти параметры совместно образуют полное описание динамических характеристик исследуемой системы и являются неизменными как при наличии, так и при отсутствии возбуждения системы.

Уравнения для механоакустической системы, одной из подсистем которой является акустический объем, а другой подсистемой -механическая конструкция, получаются при анализе взаимодействия конструкции со средой через акустические силы. Для механической подсистемы описывается движение в перемещениях {X}, для акустического объема, когда дается описание через параметр акустического давления {Р}:

[к-Ф2М + 1а>с\х}+[5]{р} = Рт(1а) [к-огМа 11а)Оа}р}-ы2р2[5]7{х) = О

где К, М, В - матрицы жесткости, инерции и демпфирования для механической подсистемы, Ка , Ма , Д, - для акустической подсистемы.

Задача о собственных колебаниях механоакустической системы сводится к решению уравнения без демпфирующих внешних членов и внешних сил:

К -.9

О К.

м о

= 0

(9)

В частотном диапазоне до 30 Гц нет резонансных свойств акустического объема салона и виброактивные формы колебаний определяются резонансными свойствами механической подсистемы.

В среднечастотном диапазоне 25-200 Гц, где существенно взаимодействие акустических и вибрационных форм, работает полная система уравнений (8) и виброактивные формы колебаний всей системы определяются через взаимодействие механической и акустической подсистем.

В более высокочастотном диапазоне >200 Гц не удается выделить виброактивные формы колебаний всей системы в целом и поэтому оценку виброакустических свойств удобно вести по механическим и акустическим передаточным характеристикам, а также используя анализ потоков энергии на основании методов интенсиметрии. Но описание динамики отдельных подсистем также удобно продолжить по модальным характеристикам элементов конструкции по анализу локальных форм колебаний.

Третья глава состоит из трех параграфов. В ней рассматриваются условия проведения дорожных виброакустических испытаний автомобиля, проводится анализ виброакустических характеристик на разгонных и стационарных режимах движения.

Особенностью исследований является то, что помимо измерения интегральных уровней шума, применен узкополосный спектральный анализ акустических характеристик, который позволяет определить как формируется шум, какой частотный диапазон является определяющим и из каких спектральных составляющих состоит.

Для оценки уровня инфразвука проведены измерения шума по линейной шкале на всех режимах движения. Для анализа таких акустических характеристик также использован узкополосный спектральный анализ.

Испытания на разгонных режимах проводились по методике в соответствии с правилами 51 МЭК на 3 и 4 передачах при частоте вращения коленчатого вала двигателя от 2000 об/мин до 0.9птах (для автомобиля ГАЗ 3111, оснащенного силовым агрегатом ЗМЗ 406.10 соответствует п=5000 об/мин).

В исследовательских целях проделан больший объем испытаний при движении автомобиля с постоянной скоростью. Этот вид испытаний проведен на 4 и 5 передачах на скоростях от 80 км/ч до максимальных скоростей 160~170 км/ч (ГОСТ регламентирует только до 120 км/ч) с шагом между промежуточными значениями скоростей равным 10 км/ч.

Необходимо отметить, что исследования только на разгонных режимах недостаточны, так как не позволяют выявить все резонансные свойства системы из-за быстроты изменения скоростного режима.

На рис. 1 представлена спектральная акустическая характеристика при разгоне измеренная по шкале А в частотном диапазоне 0-800 Гц. На данной характеристике четко проявляется действие всех гармоник двигателя. Для звука по шкале А определяющим является действие сил инерции Н-го порядка в частотном диапазоне 100-200 Гц. При измерениях шума по линейной шкале определяющая - это низкочастотная область до 20 Гц, где возбуждение определяется неровностями дороги и гармониками колес.

Ьа, лБА

0 Гц 800 Гц

Рис. 1 Спектральная акустическая характеристика при разгоне на 4 передаче у головы водителя.

Анализируя акустические характеристики при испытаниях на стационарных режимах движения, получены следующие результаты.

Получены зависимости изменения интегрального уровня шума по линейной шкале и шкале А в зависимости от скорости движения автомобиля. Допустимые уровни шума по шкале А - 78 дБ А, по линейной шкале - 110 дБ не были превышены.

Из полученных узкополосных спектральных акустических характеристик в зависимости от скорости стационарного движения и выбранной передачи выделим две характеристики, которые представлены на рис.2, для скоростей 110 и 150 км/ч.

• м

!

и

AJVvv "Vvv

/1

V

V

Акустика при 110 км/ч (IV пер)

..»и»«

Акустика при 150 км/ч (IV пер)

Рис 2 Сопоставление спектральных акустических характеристик звука при скорости движения 110 и 150 км/ч.

При скорости 110 км/ч четко выделяется спектральная составляющая от действия силы инерций двигателя П-го порядка над акустическим фоном. С повышением скорости движения повышается общий акустический фон, и действие этих сил инерции становится не определяющим в формировании общего уровня шума. То есть доминирующим становится не структурный шум, как это присуще на низких скоростях, а аэродинамический шум, приникающий в салон автомобиля воздушным путем.

Из анализа спектральных характеристик виброускорения, полученных при проведении испытаний на стационарных режимах движения, определен перепад виброускорения от силового агрегата на кузов в местах опор, также определена виброактивность заднего моста, подрамника двигателя, передней стенки и крыши автомобиля. Проведем краткий анализ динамических явлений по вибрации.

На корпус от силового агрегата больше всего передается действие сил инерции 11-го порядка оборотной гармоники двигателя и колебания силового агрегата, как твердого тела, в частотном диапазоне 9-20 Гц, который в условиях эксплуатации взаимодействует с низкочастотным возбуждением от дороги и колесными гармониками. Анализируя действие сил инерции И-го порядка, выявлено, что с повышением скорости движения уровень возбуждения возрастает и при этом в частотной области 105-115 Гц силовой агрегат также проявляет виброактивность, т.е. наступает резонанс силового агрегата как упругого тела.

Подрамник возбуждается от низкочастотных колебаний силового агрегата на опорах. Два виброактивных диапазона 100-115 Гц и 150^160 Гц, возбуждаемые силами инерции П-го порядка, являются отражением колебаний силового агрегата и также связаны с собственными колебаниями подрамника.

Для заднего моста выделяется резонансная зона в области 50 Гц, которая связана с собственными упругими колебаниями и возбуждается 1-ой гармоникой двигателя. Также на характеристиках виброускорения моста находит отражение колебаний силового агрегата как твердого тела в области 9^20 Гц. Сила инерции И-го порядка возбуждает виброактивный диапазон 150^170 Гц.

Из анализа характеристик крыши проявляются виброактивные зоны в области 110 Гц и 150 Гц, которые связаны с упругими формами колебаний крыши.

После определения источников возбуждения автомобиля необходимо определить собственные свойства его конструкции и акустического объема салона.

Четвертая глава состоит из трех параграфов. В ней рассматриваются условия проведения стендовых модальных испытаний автомобиля, проводится анализ измеренных виброакустических характеристик. По результатам испытаний определены глобальные формы колебаний автомобиля и локальные формы следующих подсистем: силовой агрегат, подрамник, трансмиссия, крыша, панели пола, лобовое и заднее стекла, двери. Определены собственные частоты и формы колебаний воздушного объема салона автомобиля. Проведен анализ взаимодействия вибрационного и акустического полей. Ре-

зультаты стендовых испытаний сопоставлены с результатами дорожных испытаний, описанных в Главе 3.

При проведении стендовых модальных испытаний исследовался частотный диапазон 5-200 Гц с шагом по частоте 0.5 Гц и возбуждение конструкции осуществлялось электродинамическим вибровозбудителем Prodera 20К20Р синусоидальным сигналом в передней части автомобиля за правый лонжерон. Получаемые при этом характеристики позволяют изучить низкочастотную вибрацию и инфразвук в диапазоне 5-20 Гц, а также исследовать среднечастотную вибрацию и шум, где возбуждаются низшие упругие формы колебаний конструкции в целом и ее подсистем и формы колебаний акустического объема салона.

Для измерения характеристик вибрации конструкции использовались 3-компонентные датчики В&К ускорения для определения глобальных форм автомобиля и 1-компонентные датчики В&К - для определения локальных форм плоских подсистем (крыша, пол, стекла). Экспериментальная модель, где показаны все точки измерения по конструкции (порядка 1000 точек) представлена на рис.3. Акустические характеристики измерялись с использованием шумомера В&К типа 2203. Было измерено порядка 50 точек по воздушному объему салона автомобиля (см. рис. 3).

Анализируя передаточные характеристики по виброускорению, выделим наиболее характерные тона колебаний.

Определены низшие частоты форм колебаний автомобиля в целом. Так, наиболее виброактивный тон проявляется на частоте 31 Гц, где происходят вертикальные колебания всего автомобиля по 1 -й упругой форме, на частотах 38, 52, 60 Гц находятся следующие, более высокие формы колебаний автомобиля в целом.

а полученных характеристиках виброускорения подсистем помимо собственных резонансных частот, также наблюдаются вынужденные колебания, связанные с виброактивными тонами автомобиля в целом и смежных подсистем.

Низшие собственные частоты крыши находятся в частотном диапазоне 112-180 Гц. Первые упругие формы лобового и заднего стекол начинаются с 50-55 Гц. Для дверей 1-я упругая форма нахо-

Рис. 3. Экспериментальная модель автомобиля и модель акустического пространства салона автомобиля.

дится на частоте 43 Гц, а колебания на петлях как твердого тела на частоте 60 Гц.

При анализе характеристик виброускорения силового агрегата, отмечены два виброактивных диапазона. В области низких частот 9^-20 Гц вибрации на двигателе превышают уровни вибрации на корпусе при возбуждении за корпус. Здесь происходят твердотельные формы колебаний на подвеске. В частотном диапазоне 100-120 Гц отмечены упругие формы колебаний силового агрегата на частоте 118 Гц, которые также взаимодействуют с колебаниями подрамника. В дорожных условиях упругие формы колебаний возбуждаются силой инерции Н-го порядка на скоростях 100-110 км/ч на 4 передаче.

Собственные частоты карданного вала достаточно высоки (276, 327 Гц) и находятся за пределами действия сил инерции И-го порядка. Данные частоты возбуждаются 1У-ой гармоникой, которые отражаются на акустических характеристиках, но при этом данная составляющая уже не является доминирующей на виброакустических характеристиках.

Упругие формы колебаний заднего моста начинаются с 50 Гц. В дорожных условиях в этой области наблюдается наибольшая виброактивность, возбуждаемая 1-ой гармоникой двигателя.

Из анализа акустических характеристик определено, что объем салона характеризуется ярко-выраженными резонансными свойствами. В исследуемом частотном диапазоне возникают как простые низшие формы в продольном, поперечном и вертикальном направлениях (см. табл. 2), а также возникают комбинации этих форм по пространственным направлениям типа [1,1,0] - 110 Гц,[1,0,1] - 133.5 Гц,[0,1,1] -153 Гц, [1,1,1] - 163 Гц. То есть в акустическом объеме проявляется достаточно большое количество форм колебаний.

Табл.2 Собственные частоты форм акустического объема салона

N формы 1 2 3

Направление

продольное 55.5 111 159.5

поперечное 96 189

вертикальное 120

По результатам испытаний кроме определения частот и форм акустического объема определено взаимодействие с вибрацией элементов конструкции автомобиля.

Таким образом, механические колебания механической системы и акустические колебания не являются независимыми, а взаимодействуют между собой, создавая сложную картину поведения и проявления свойств механоакустической системы автомобиля.

Сравнительный анализ результатов виброакустических дорожных испытаний и стендовых модальных испытаний

Практически все частотные диапазоны, где наблюдалось повышенное значение акустического давления в салоне при дорожных испытаниях, совпадают с виброактивными формами колебаний конструкции и резонансными акустическими частотами салона автомобиля. Сопоставление результатов представлено в таблице 3.

Первая упругая форма колебаний автомобиля в целом (31 Гц) не взаимодействует с частотой неподрессоренной массы автомобиля и частотами подвески двигателя (9-18 Гц).

В частотном диапазоне 50-55 Гц происходит взаимодействие первой продольной акустической формы с упругими колебаниями лобового стекла и заднего стекла.

Так в частотном диапазоне 112^116 Гц происходит взаимодейст- 4

вие 2-й продольной акустической формы с упругой формой колебаний силового агрегата, колебаниями балок подрамника и упругой формой крыши. В дорожных условиях этот диапазон возбуждается силой инерции IT-го порядка на скорости 100-И 10 км/ч на 4-й передаче.

Табл.3 Сопоставление частот акустики при дорожных и модальных испытаниях и резонирующих элементов конструкции автомобиля

Частоты дорожных испытаний, Гц Частоты акустического объема, Гц Резонирующие элементы конструкции автомобиля

27.5 Кузов

47.5 Задний мост

55 Кузов, лобовое стекло, заднее стекло

76 Кузов, заднее стекло, двери

97 96 Панели пола, лобовое и заднее стекла

101,108 Лобовое стекло, подрамник

115 111 Силовой агрегат, подрамник, крыша, лобовое стекло

123 120 Силовой агрегат, задний мост, панели пола

133 133 Панели пола, крыша

153 153,159 Задний мост, крыша, стекла дверей

163 163 Задняя часть автомобиля, панели багажника

179 Передняя часть автомобиля, подрамник, панели пола

189 панели пола

Пятая глава состоит трех разделов, в которых проведен анализ динамических сил, передающихся через опоры двигателя при различных вариантах жесткости опор, проанализированы упругие формы колебаний силового агрегата при проведении стендовых модальных испытаний отдельно силового агрегата не в составе автомобиля с целью подробного исследования его собственных свойств, и создана расчетная модель силового агрегата отражающая его вибрационное поведение.

В параграфе 5.1 проанализированы динамические силы, передающиеся через опоры двигателя, в условиях испытаний автомобиля на беговых барабанах для автомобиля, оснащенного силовым агрегатом ЗМЗ 406-10. При данном виде испытаний на виброакустические характеристики исключается действие от неровностей дороги и нагрузок, вызываемых аэродинамическим обтеканием кузова, т.е. имитируется "идеальная дорога". Получаемые виброакустические характеристики при этом носят острорезонансный характер, нет высокого фона, как это происходит при испытаниях на полигоне.

Было установлено, что устанавливаемые под передние опоры виброизоляторы имеют разброс по жесткостям. Так по статической жесткости значения различаются на 35% (2.9*105-3.9*105 н/м). В качестве вариантов задней опоры применялись пружинная и резиновая опоры.

Испытания проведены на стационарных скоростях движения в диапазоне 60-120 км/ч на 4 и 5 передачах, и проведен анализ основных возбуждающих источников в частотном диапазоне 0-200 Гц - 1-ой и П-ой гармоник колес, двигателя и карданного вала. Так, в низкочастотной области 9—15 Гц определяющими являются частоты колесных гармоник, где находятся частоты подвески силового агрегата. При этом силы передаются с кузова на двигатель. При более мягких опорах снижается резонансная частота подвески и повышается уровень передающихся сил.

В ходе эксперимента было установлено, что высокий уровень сил (%20 н), передающихся через опоры подвески, был вызван несбалансированностью колес.

На акустические характеристики салона наибольшее влияние оказывает действие сила инерции Н-го порядка. Максимумы звуково-

го давления на частотах 105 Гц (110 км/ч) и 128-136 Гц (120-130 км/ч) связаны с резонансными явлениями силового агрегата.

Следует отметить, что передние опоры более нагружены в низкочастотной области, задняя опора более нагружена среднечастотной области и в диапазоне частот упругих колебаний силового агрегата.

Для подробного изучения свойств силового агрегата был проведены его модальные испытания, результаты, которых приводятся в параграфе 5.2.

Силовой агрегат, оснащенный двигателем ЗМЗ-4062, устанавливался на упругих резиновых подвесах совместно с трехшарнирной карданной передачей и без нее. Возбуждение конструкции осуществлялось с помощью электродинамического вибровозбудителя синусоидальным сигналом с разверткой по частоте 0.5 Гц постоянной силой в точке крепления задней опоры.

Из анализа характеристик виброускорения для варианта с наличием карданной передачи первый резонанс трансмиссии, оснащенной КПП с удлинителем, проявился на частоте 108 Гц, второй резонанс -на частоте 192 Гц. На частоте первого резонанса происходят резонансные колебания системы как единого целого, т.е. картерных деталей силового агрегата совместно с вторичным валом КПП, а на частоте второго резонанса - только картерных деталей силового агрегата.

Установлено, что на частоте 110 Гц возбуждается кососиммет-ричная двухузловая форма колебаний в вертикальной плоскости с максимальной величиной виброускорения на конце удлинителя. Эта частота определяется жесткостью соединения картерных деталей.

В диапазоне 150-168 Гц - двухузловые формы колебаний в вертикальной плоскости. Здесь существенное влияние на форму колебаний оказывает жесткость соединения картера сцепления и жесткость усилителя, соединяющего картер сцепления с блоком цилиндров.

Следующим этапом при исследовании является создание расчетной модели силового агрегата, которая являлась частью создания полной расчетной модели автомобиля на ОАО «ГАЗ». Настройка модели силового агрегата производилась по полученным экспериментальным данным. Модель отражает свойства агрегата, как упругого тела в исследуемом частотном диапазоне до 200 Гц и позволяет изу-

чить динамические эффекты. Учитывалась жесткость крепления картера сцепления с блоком цилиндров и коробкой передач, масса и инерционные свойства агрегата. Расчет выполнен методом конечных элементов с помощью программного комплекса I-DEAS. Созданная модель позволяет дать рекомендации по отстройке от резонансных частот и рассчитывать основные вибрационные характеристики агрегата при изменении его жесткостных, массовых и инерционных характеристик. Формы колебаний силового агрегата должны находится свыше 200 Гц, вне диапазона действия сил инерции 11-го порядка. Для решения этого необходимо увеличить жесткость соединения картер-ных деталей, уменьшить длину (отказаться от удлинителя) и массу силового агрегата или применить для задней опоры настроенную на резонансную частоту гидроопору.

Основные результаты и выводы

Разработана и реализована технология расчетно-экспери-ментального исследования «динамического портрета» колесной машины на примере легкового автомобиля ГАЗ 3111, с последующей разработкой рекомендаций по улучшению эргономических характеристик по критериям вибрации и шума в салоне.

1. Предложен и реализован узкополосный спектральный анализ виброакустических характеристик, позволяющий более четкое изучение резонансных свойств и определения «болевых точек», при проведении дорожных виброакустических испытаний легкового автомобиля на разгонных и стационарных режимах движения.

2. Показано по результатам дорожных виброакустических испытаний, что внутренний шум формируется в частотном диапазоне 100 ' 200 Гц в области действия силы инерции двигателя И-го порядка. На высоких скоростях движения автомобиля определяющим становится шум, проникающий воздушным путем.

3. Методика проведения модальных испытаний адаптирована для испытаний автомобиля ГАЗ 3111 в сборе при гармоническом возбуждении в частотном диапазоне 5-200 Гц. Выделены и проанализированы виброактивные тона колебаний автомобиля в целом и его подсистем, определены собственные частоты акустического пространства салона автомобиля.

4. По результатам модальных испытаний подробно проанализировано взаимодействие вибрационного и акустического полей в салоне автомобиля. Сопоставление дорожных и стендовых модальных

испытаний показало, что практически все частотные диапазоны, где наблюдалось повышенное значение акустического давления в салоне при дорожных испытаниях, совпадают с собственными частотами и формами колебаний конструкции и акустическими пространства салона автомобиля.

5. Установлено, что силовой агрегат в частотном диапазоне 9-20 Гц проявляет себя как твердое тело, в диапазоне 110-120 Гц агрегат проявляет упругие свойства, которые являются определяющими и отражаются на уровне шума в салоне автомобиля.

6. Изучен характер нагружения опор и пути передачи сил через опоры силового агрегата при проведении стендовых испытаний автомобиля на беговых барабанах. Установлено, что жесткость передних опор оказывает влияние на вибронагруженность в низкочастотной области, задняя опора становится более нагруженной за счет упругих колебаний силового агрегата.

7. Проанализированы модальные испытания силового агрегата, как подсистемы, проведенных на стенде ОАО «ГАЗ». Определены собственные частоты и формы агрегата. Установлено, что упругие формы колебаний определяются жесткостью соединения картерных деталей и упругими колебаниями хвостовика.

8. Разработана и проанализированы динамические характеристики расчетной модели силового агрегата, что позволило рассчитать эти характеристики при изменении жесткостных, массовых, инерционных свойств модели, и дать рекомендации по отстройке от резонансных частот.

9. Результаты работы рекомендованы и частично реализованы при доводке легкового автомобиля ГАЗ 3111 на ОАО «ГАЗ». Основные рекомендации следующие:

- собственные частоты колебаний силового агрегата должны превышать 200 Гц, вне диапазона действия сил инерции Н-го порядка. Необходимо увеличить жесткость соединения картерных деталей, уменьшить длину (отказаться от удлинителя) и массу силового агрегата. Также представляется возможным применить в качестве задней опоры настроенную на резонансную частоту агрегата гидроопору;

- применить покрытие на панель крыши, обеспечивающее вибродемпфирование и звукопоглощение, одновременно это позволит снизить ее резонансную частоту;

применение вибродемпфирующей пленки для лобового и заднего стекол, что увеличит демпфирующие свойства стекол и снизит уровень шума;

необходимо уделять внимание качеству сборки .и герметизации салона и улучшить шумопоглощающие свойства покрытия панелей, что позволит снизить уровень шума в салоне, проникающего воздушным путем на высоких скоростях движения;

собственные частоты подрамника должны быть отстроены от собственных частот силового агрегата;

анализ динамических сил, передающихся через опоры, показал, что следует уделять внимание балансировке колес, которые возбуждают колебания силового агрегата как твердого тела в низкочастотном диапазоне;

- необходимо ужесточить подвеску силового агрегата в продольном направлении, что обеспечит более благоприятные характеристики вибрации при торможении автомобиля.

СПИСОК ОПУБЛИКОВАННЫХ РАБОТ ПО ДИССЕРТАЦИИ

1. Перминов М.Д., Хаймин М.А. Экспериментальный анализ взаимодействия вибрационного и акустического поля в салоне легкового автомобиля // Архитектурная и строительная акустика. Шумы и вибрации. Сб. трудов XI сессии Российского акустического общества. Т.4.-М.:НИИСФ РААСН, Москва, 2001, с. 137-140.

Perminov M.D., Khaimin М.А. The Experimental Analysis of Interaction Vibrational and Acoustic Field in Interior of the Passenger Car - http://ras.akin.ru/

2. Панкова H.B., Перминов М.Д., Хаймин М.А. Исследование влияния силового агрегата легкового автомобиля на его виброакустические характеристики // Сборник докладов 5-й Международной конференции «Проблемы колебаний». - М.:Изд-во ИМАШ РАН, 2001. -с. 346-348.

3. Панкова Н.В., Перминов М.Д., Чистяков А.Г., Хаймин М.А. Методы и средства диагностики "динамического портрета" механоакустической системы "человек-машина-среда" // Сб. Трудов научной конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин». - Астрахань: АГТУ, 2002. - с. 246-248.

4. Панкова Н.В., Перминов М.Д., Хаймин М.А. Влияние упругих свойств агрегата на виброакустические характеристики колесной машины // Сб. Трудов научной конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин». - Астрахань: АГТУ, 2002. -с. 246-248.

5. Панкова Н.В., Перминов М.Д, Хаймин М.А. Исследование виброакустических характеристик мобильных машин в среднечастотной области // Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем: Сб. трудов науч. конф., - М.: Изд-во ИМАШ РАН, 2003. - с. 99-100.

6. Хаймин М.А. Взаимодействие вибрационного и акустического поля в салоне легкового автомобиля // Тезисы докладов XII конференции молодых ученых - М.: ИМАШ, 2000. - с. 33.

7. Хаймин М.А. Диагностика «динамического портрета механо-акустической системы легкового автомобиля // Тезисы докладов ХП1 конференции молодых ученых «Современные проблемы машиноведения» - М.:ИМАШ, 2001. - с. 46.

8. Хаймин М.А. Экспериментальные исследования вибрационного состояния «чистого помещения» // Тезисы докладов конференции «Научно-технические проблемы развития Московского мегаполиса» -М.:ИМАШ, 2002. - с. 96.

Подп. в печ. 04.10.2005. Формат 60x90/16 Бумага офсетная № 1. Гарнитура «Times». Объем 1,5 печ. л. Тираж 100 экз. Заказ № 42

Отпечатано в издательстве «Готика» Изд. лиц. № 05322 от 09.07.2001 Тел.: (095) 268-53-73 e-mail: gotika@rambler.ru

t

РНБ Русский фонд

2007-4 2564

29 НОЯ 2005

г * \

/fííl /'Sil1

( fit*;

\ з » р /

V 2 J

Введение

ГЛАВА I СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА ПО ВИБРАКУСТИЕСКОЙ ДИАГНОСТИКЕ МЕХАНОАКУСТИЧЕКИХ СИСТЕМ

1.1 Проблемы улучшения виброакустических характеристик систем «человек-машина-среда»

1.2 Методы расчетного анализа механоакустических систем

1.3 Методы экспериментального анализа сложных механоакустических систем

1.4 Источники возбуждения вибрации и шума автомобиля

1.5 Постановка задачи исследования виброакустических характеристик автомобиля

ГЛАВА II МЕТОДЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО И РАСЧЕТНОГО МОДЕЛИРОВАНИЯ

2.1 «Динамический портрет» механоакустической системы

2.2 Динамические модели пространственных систем

2.3 Модальный анализ

2.4 Средства измерения и анализа виброакустических характеристик

2.5 Порядок проведения модальных испытаний, идентификация модальной модели и имитационное моделирование.

ГЛАВА III СПЕКТРАЛЬНЫЕ ИСПЫТАНИЯ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ

3.1 Условия проведения и схема измерений в дорожных испытаниях

3.2 Анализ виброакустических характеристик при разгоне автомобиля

3.3 Исследование виброакустических характеристик на стационарных режимах движения автомобиля

ГЛАВА IV СТЕНДОВЫЕ МОДАЛЬНЫЕ ИСПЫТАНИЯ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ В СБОРЕ

4.1 Условия проведения стендовых испытаний и схема измерения

4.2 Анализ характеристик вибрации автомобиля

4.3 Анализ спектральных акустических характеристик салона автомобиля

4.4 Формирование и анализ основных виброактивных форм колебаний конструкции

4.5 Сравнительный анализ результатов виброакустических дорожных испытаний и модальных испытаний на стенде

27 SP

ГЛАВА V ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ УПРУГИХ ХАРАКТЕРИСТИК СИЛОВОГО АГРЕГАТА НА ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ АВТОМОБИЛЯ

5.1 Анализ динамических сил, передающихся через опоры двигателя ///

5.2 Определение резонансных частот силового агрегата автомобиля /

5.3 Расчетное моделирование силового агрегата

Борьба с инфразвуком, шумом и вибрацией в системах «человек-машина-среда» является одной из важнейших проблем в современной промышленности. Ее решение необходимо для повышения надежности и долговечности машин и конструкций, а так же для обеспечения комфортных условий человека-оператора, обслуживающего персонала и пассажиров в транспортных системах.

Разработка эффективных средств уменьшения вибрации и шума особенно при доводке конструкции невозможно без знания «динамического портрета» системы, куда входит информация об источниках повышенной вибрации, причин ее возникновения, собственных динамических характеристиках объекта исследования, пути распространения вибрации и шума по конструкции. Все это требует в свою очередь развития новых подходов и методов виброакустических исследований и использования современной аппаратуры для виброакустической диагностики «динамического портрета» на всех стадиях исследования, но особенно на стадии доводки головных образцов техники.

Фундаментальным теоретическим исследованиям в области динамики и виброакустики машин и сложных конструкций посвятили свои исследования такие ученые, как И.И. Артоболевский, Э.Л. Айрапетов, Л.Я.Банах, B.JI. Бидерман, В.В. Болотин, Ю.И. Бобровницкий, Р.Ф. Ганиев, М.Д. Генкин, Ф.М. Диментберг, М.З. Коловский, В.О. Кононенко, Я.Г. Пановко, В.И. Попков, Р.Б.Статников, Г.В.Тарханов, К.Т.Шаталов, К.Ф.Фролов, Р.Бишоп, С.Крендел, Е.Скучик, К.Завери, Д.Эвис и др.

Современной проблеме виброакустчиеской диагностики механоакустических систем посвящены исследования B.C. Бакланова, Ю.И. Бобровницкого, С.А.Добрынина, Е.Г.Нахапетяна, С.В. Попкова, А.Г. Соколовой.

Исследования в области виброакустики автомобильных конструкций -это работы Н.Ф. Бочарова, А.С. Горобцова, В.Н. Гудцова, В.П. Жигарева, С.К. Карцова, М.Д. Перминова, Б.Н. Нюнина, В.Е. Тольского.

Проблеме исследования вибронагруженности, определению параметров колебаний автомобилей с помощью современных методов моделирования посвятили свои исследования такие ученые, как

H.Ф. Бочаров, Э.И. Григолюк, А.С. Горобцов, А.Д. Дербаремдикер, В.П. Жигарев, С.К. Карпов, Я.М. Певзнер, М.Д. Перминов, А.Е. Плетнев, А.А. Силаев, А.А. Хачатуров.

Цель работы. Разработка и получение подхода диагностики «динамического портрета» колесной машины для снижения вибрационной нагруженности колесных машин и улучшения условий труда человека-оператора. При этом в работе были поставлены следующие задачи:

I. Проведение натурных виброакустических испытаний легкового автомобиля ГАЗ 3111 в дорожных условиях на разгонных и стационарных режимах движения с применением узкополосного спектрального анализа и определение соответствия нормам.

2. Разработать технологию модальных испытаний автомобиля в сборе с выделением виброактивных форм колебаний с анализом взаимодействия вибрационного и акустического полей.

3. Изучение динамических сил, передающихся через подвеску силового агрегата, и анализ их влияния на акустические характеристики при проведении стендовых испытаний на беговых барабанах.

4. Изучение собственных частот и форм при проведении стендовых испытаний отдельно силового агрегата.

5. Расчетное моделирование динамических свойств силового агрегата.

Методы исследования. В работе применены классические методы теории колебаний и динамики пространственных структурно-сложных механических систем, методы анализа акустики замкнутых объемов, метод конечных элементов для расчетного анализа механических систем, экспериментальные методы исследования спектральных и модальных характеристик сложных систем, методы технической диагностики сложных систем.

Научная новизна результатов работы.

1. Разработана технология расчетно-экспериментального исследования сложных систем «человек-машина-среда» и методика диагностики «динамического портрета» колесной машины, которая реализована на примере легкового автомобиля среднего класса ГАЗ 3111.

2. Выявлена и установлена взаимосвязь между вибрационным и акустическим полем в салоне автомобиля на базе анализа модальных характеристик акустического пространства салона и модальных характеристик конструкции, что позволяет определить формирование и причину повышенного шума и вибрации в среднечастотном диапазоне.

3. Получен и проанализирован «динамический протрет» автомобиля ГАЗ 3111 и даны рекомендации улучшения характеристик по критериям шума и вибрации.

4. Модифицирована методика проведения дорожных виброакустических испытаний, позволяющая более четко определить резонансные свойства системы:

- применение узкополосного спектрального анализа при разгонных режимах движения,

- испытания на стационарных режимах движения вплоть до максимальных скоростей с применением узкополосного спектрального анализа.

Практическая ценность и реализация результатов работы.

Работа связана с крупной научной темой 10.01 КП РАН раздел 5 «Развитие методологии исследования виброакустических характеристик сложных систем применительно к объектам автомобильной техники». Работа проводилась также в рамках хоздоговорных тем с предприятиями автопрома России. Разработанные рекомендации по улучшению эргономических характеристик по критериям вибрации и шума по легковому автомобилю ГАЗ 3111 представлены УКЭР ОАО ТАЗ".

Апробация работы. Диссертация рассмотрена и доложена на секции Совета «Вибрационная биомеханика систем 'человек-машина-среда'» ИМАШ РАН. Основные результаты докладывались на XIII и XIV симпозиумах «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем» Звенигород, 2001, 2003 гг.), на XI сессии Российского Акустического Общества (Москва, 2001 г.), на V международной конференции по «Проблемы Вибрации» (Москва, 2001 г.), на XXVIII международном научно-техническом совещании по проблемам прочности двигателей (2002 г.), на международном семинаре «Достижения и задачи машиноведения» (2002 г.), на конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин» (Астрахань, 2002, 2004г.). на XII, XIII конференциях молодых ученых ИМАШ РАН (2000-2001 гг.),

Публикации. Основное содержание диссертации отражено в 5 публикациях и в 8 тезисах симпозиумов и конференций.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 5 глав, основных результатов и выводов, списка литературы из 96 наименований. Работа содержит 14 7 страниц машинописного текста, 3 таблицы и 62 рисунка.

10. Результаты работы рекомендованы и частично реализованы при доводке легкового автомобиля ГАЗ 3111 на ОАО «ГАЗ». Основные рекомендации следующие:

- формы колебаний силового агрегата должны находится свыше 200 Гц, вне диапазона действия сил инерции П-го порядка свыше 200 Гц.

Необходимо увеличить жесткость соединения картерных деталей, уменьшить длину (отказаться от удлинителя) и массу силового агрегата.

Также представляется возможным применить в качестве задней опоры настроенную на резонансную частоту агрегата гидроопору; применить покрытие на панель крыши, обеспечивающее вибродемпфирование и звукопоглощение;

- применение вибродемпфирующей пленки для лобового и заднего стекол, что увеличит демпфирующие свойства стекол и снизит уровень шума;

- необходимо уделять внимание качеству сборки и герметизации салона и улучшить шумопоглощающие свойства покрытия панелей, что позволит снизить уровень шума в салоне, проникающего воздушным путем на высоких скоростях движения;

- собственные частоты подрамника должны быть отстроены от собственных частот силового агрегата;

- анализ динамических сил, передающихся через опоры, показал, что следует уделять внимание балансировке колес, которые возбуждают колебания силового агрегата как твердого тела в низкочастотном диапазоне.

1. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М.: Наука, 1975. - 638 с.

2. Бабаков И.М. Теория колебаний. М.: ГИТТЛ, 1958. - 628 с.

3. Бабицкий В.И. Теория виброударных систем. М.: Наука, 1978. - 352 с.

4. Бакланов B.C. Виброизоляция ГТД с учетом реальных динамических характеристик двигателя и основания // Сб. Новые методы и средства звуко- и виброизоляции в промышленности и на транспорте. Л., 1989. - с.50-56.

5. Бакланов B.C., Вуль В.М. Вибродиагностика агрегатов силовой установки с помощью системы контроля вибрации двигателя // Сб. Вибрационная прочность. -КуАИ, 1988.-с.11-16.

6. Бакланов B.C., Синев А.В. Динамическая модель системы «двигатель-крепление-основание» (на примере авиационных силовых установок) // Сб. трудов 5-й международной конференции по проблемам колебаний. М.:ИМАШ РАН, 2002.-с.114-119.

7. Балабин И.В., Куров Б.А., Лаптев С.А. Испытания автомобилей. М.: Машиностроение, 1988. - 192с.: ил.

8. Банах Л.Я. Исследование сложных динамических систем с использованием слабых связей между подсистемами. — Машиноведение, 1972. №4. -с. 3-8.

9. П.Бендат Д. Пирсол Е. Применение корреляционного и спектрального анализа. Пер. с англ. М.: Мир, 1983. - 312 с.

10. Бобровницкий Ю.И. Проблемы акустического конструирования // Сб. трудов 5-й международной конференции по проблемам колебаний. М.:ИМАШ РАН, 2002.-с.120-123.

11. Болотин В.В. Случайные колебания упругих систем. М.: Наука, 1979. 336с.

12. Бочаров Н.Ф. Расчет автомобильных рам на прочность // Автомобиль. МВТУ,-Вып. 61. М.: Машгиз, 1955. - С. 12 - 18.

13. Бочаров Н.Ф., Цитович Н.С. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости. М.: Машиностроение, 1983. - 328 с.

14. Вейц ВЛ., Коловский М.З., Кочура А.Е. Динамика управляемых машинныхагрегатов. М.: Наука, 1984. - 351 с.

15. Веретенников А.П., Горобцов А.С., Карцов С.К. Система моделирования колебаний элементов автомобиля // Конструирование, исследование, технология и экономика производства автомобиля М.: ЦНИИТЭИ Автопром, 1989. - 7 с.

16. Вибрации в технике: Справочник: В 6 т. М.: Машиностроение, 1978-1981. -Т.1. Колебания линейных систем / Под ред. В.В. Болотина. - 1978. - 352с.: ил; Т.6. Защита от вибрации и ударов / Под ред. К.В. Фролова. - 1981. - 456с.: ил.

17. Вильсон Е., Бате К. Численные методы анализа и метод конечных элементов. Пер. с англ. М.: Стройиздат, 1982. - 447 с.

18. Высоцкий М.С., Гилелес JI.X., Херсонский С.Г. Грузовые автомобили: Проектирование и основы конструирования. М.: Машиностроение, 1995. - 256с.: ил.

19. Гайан Р. Приведение матриц жесткости и массы. Пер. с англ. Ракетная техника и космонавтика, 1965. №2. - с 287.

20. Галлагер Р. Метод конечных элементов. Основы / Пер. с англ. М.: Мир, 1984. 428с.: ил.

21. Ганиев Р.Ф., Кононенко В.О. Колебания твердых тел. М.: Наука, 1976. -431с.

22. Генкин М.Д., Статников Р.Б. Основные проблемы оптимального проектирования машин // Вестник АН СССР. 1987. - № 4. - С. 28 - 39.

23. Генкин М.Д., Тарханов Г.В. Вибрация машиностроительных конструкций. М.: Наука., 1979. 165с.

24. Горобцов А.С., Карцов С.К., Бакланов В.Ф., Синев А.В., Фролов В.В. Анализ реактивных свойств динамических жесткостей и передаточных функций гидроопор. Проблемы машиностроения и надежности машин. -1999, №3,с.31-37.

25. Дербаремдикер А.Д. Амортизаторы транспортных машин. М.: Машиностроение, 1985. - 199 с.

26. Диментберг М.Ф. Нелинейные стохастические задачи механических колебаний. -М.: Наука, 1980.-368 с.

27. Добрынин С.А., Фельдман М.С., Фирсов Г.И. Методы автоматизированного исследования вибрации машин -М.: Машиностроение, 1987.

28. Жигарев В.П., Парсамян А.С., Хачатуров А.А. Расчет колебаний грузового автомобиля с учетом упругости несущей системы // Виброзащита человека— оператора и колебания в машинах.—М.: Наука, 1977, -с. 95-99.

29. Захаров А.А. Расчет автомобильных рам с использованием пространственного элемента тонкостенного стержня // Динамика и прочность автомобиля и трактора. М., 1983.-С. 102-105.

30. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике. Пер. с англ. М.: Мир, 1975.541 с.

31. Карцов С.К., Перминов М.Д. Исследование колебаний сложных конструкций методом синтеза форм колебаний. — В кн. Колебания сложных упругих систем. -М.: Наука, 1981.-с.19-25.

32. Колебания автомобиля. Испытания и исследования / Под ред. Я.М. Певзнера. -М.: Машиностроение, 1979. 208с.: ил.

33. Коловский М.З. Нелинейная теория виброзащитных систем. М.: Наука, 1966.-318с.

34. Кононенко В.О., Плахтиенко Н.П. Методы идентификации механических нелинейных колебательных систем. Киев: Наукова думка, 1976. - 114с.: ил.

35. Кренделл С. Случайные колебания. Пер. с англ. М.: Мир, 1967. - 356с. 87.Крон Г. Исследование сложных систем по частям - диакоптика. Пер. с англ. - М.: Наука, 1972. - 542 с.

36. Круглый А.Л., Перминов М.Д. Резонансные механоакустические колебания в салоне легкового автомобиля // Проблемы машиностроения и надежности машин 1992.№5. с. 12-16.

37. Луканин В.Н., Гудцов В.Н., Бочаров Н.Ф. Снижение шума автомобиля. -М. Машиностроение, 1981.-158 с.

38. Панкова Н.В., Перминов М.Д., Хаймин М.А. Исследование влияния силового агрегата легкового автомобиля на его виброакустические характеристики // Сб. трудов 5-й международной конференции по проблемам колебаний. М.:ИМАШ РАН, 2002. - с.346-349.

39. Панкова Н.В., Перминов М.Д., Хаймин М.А. Исследование виброакустических характеристик мобильных машин в среднечастотной области // Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем: Сб. трудов науч. конф., М.: Изд-во ИМАШ РАН, 2003. - с.99-100.

40. Певзнер Я.М., Гридасов Г.Г., Плетнев А.Е. Колебания автомобиля: испытания и исследования. Машиностроение, 1979. - 208 с.

41. Перминов М.Д. Технология анализа колебаний и шума системы «человек-машина-среда» // Тр. семинара под руков. академика К.В.Фролова М.:ИМАШ РАН, 1998.

42. Перминов М.Д., Денисенко Т.И., Чистяков А.Г. Исследование виброакустических характеристик сложной конструкции на примере легковогоавтомобиля. В сб. Акустика. Судостроительная промышленность №8,1990.

43. Перминов М.Д., Круглый АЛ. Вибрационные и акустические характеристики кабины зерноуборочного комбайна// Машиноведение №1,1988.

44. Перминов М.Д., Статников Р.Б. Многокритериальный подход к задаче идентификации структурно-сложных динамических систем // Автоматизация эксперимента в динамике машин. М.: Наука, 1987. - С.53-64.

45. Попков В.И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности судовых механизмов. Л.:Судостроение, 1974 - с.224.

46. Проскуряков В.Б. Динамика и прочность рам и корпусов транспортных машин. Л.: Машиностроение, 1972. -232с.: ил.

47. Раймпель И. Шасси автомобиля. Рулевое управление. М.: Машиностроение, 1987.

48. Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля. Колебания и плавность хода. М.: Машиностроение, 1972. - 392 с.

49. Рубин С. Уточненное представление форм колебаний элементов для динамических расчетов конструкций. Пер. с англ. Ракетная техника и космонавтика, 1975. №8. - с. 34-50.

50. Светлицкий В.А. Случайные колебания механических систем. М.: Машиностроение, 1976. - 215 с.

51. Справочник по технической акустике / Под ред. М.Хекла и Х.А. Мюллера -Л.Судостроение, 1980.

52. Соболь И.М., Статников Р.Б. Выбор оптимальных параметров в задачах с многими критериями. М.: Наука, 1961. -112с.: ил.

53. Статников Р.Б., Матусов И.Б. Многокритериальное проектирование машин -М.: Знание, 1989,-47 с.

54. Техническая акустика транспортных машин: Справочник/Jl.Г. Балишанская, Л.Ф. Дроздова, Н.И. Иванов и др.; Под ред. Н.И. Иванова. СПб.:Политехника, 1992365 с.:ил.

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

56. Тольский В.Е., Корчемный Г.В. Колебания силового агрегата автомобиля. М.: Машиностроение, 1976. - 266 с.

57. Отмахов В.И. Использование MSC.Nastran при акустическом анализе структурного шума внутри салона легкового автомобиля // Материалы форума пользователей MSC, 2003.

58. Ушкалов В.Ф., Резников Л.М., Иккол B.C. и др.; под ред. В.Ф. Ушкалова. Математическое моделирование колебаний рельсовых транспортных средств. -Киев: Наук.думка, 1989. 240 с.

59. Фролов В.В., Казаринов А.В., Бурцев И.В., Применение MSC.Nastran в методике доводки подвески двигателя по шуму // Материалы форума пользователей MSC, 2003.

60. Фролов К.В. Методы совершенствования машин и современные проблемы машиноведения. М.: Машиностроение, 1984. - 224 с.

61. Фролов К.В., Статников Р.Б. Постановка и решение задач оптимального проектирования машин. Машиноведение, 1977. №5. - с. 13-19.

62. Хаймин М.А. Взаимодействие вибрационного и акустического поля в салоне легкового автомобиля // Тезисы докладов XII конференции молодых ученых -М.: ИМАШ, 2000.-с.ЗЗ.

63. Хаймин М.А. Диагностика «динамического портрета» механоакустической системы легкового автомобиля // Тезисы докладов XIII конференции молодых ученых «Современные проблемы машиноведения» М.: ИМАШ, 2002.- с.46.

64. Хаймин М.А. Экспериментальные исследования вибрационного состояния «чистого помещения» // Тезисы докладов конференции «Нучно-техническиепроблемы развития Московского мегаполиса» М.: ИМАШ, 2002.- с.96.

65. Харкевич А.А. Спектры и анализ. М.: Мир, 1962. - 253с.: ил.

66. Харти В. Динамический анализ конструкций, основанный на исследовании форм колебаний отдельных элементов. Пер. с англ. Ракетная техника и космонавтика, 1965. №4. - с. 130-138.

67. Хинц P.M. Аналитические методы синтеза форм колебаний конструкций // Ракетная техника и космонавтика. 1975 . - Т. 13, № 8. - С. 50-63.

68. Хог Э., Арора Я. Прикладное оптимальное проектирование: Механические конструкции / Пер. с англ. М.: Мир, 1983. - 478с.

69. Чудаков Е.А. Теория автомобиля. М.: Машгиз, 1950. - 343с.: ил.

70. Швалин Е. Шума меньше комфорта больше / Автомобиль и эксплуатация №12, 2002.

71. Шимкович Д.Г. Расчет конструкций в MSC/NASTRAN for Windows. М.: ДМК Пресс, 2001.-448 е., ил.

72. ГОСТ Р 51616-2000 Автомобильные транспортные средства. Шум внутренний. Допустимые уровни и методы испытаний.78. СНиП 2.2.4/2.1.8.583-96.

73. Donald L. Margulis. Bond Graphs, normal modes vehicles structures. Vehicular System Dynamics, V. 7,1978, p. 49-53.

74. Ewis D.J. Modal Testing: Theory and Practice. Research Studies Press Ltd., Letchworth, Herts, England.

75. Gal-Tzur Z., Shpitalni M., Malkin S. Design and Manufacturing Analyses for Integrated CAD/CAM of Cams. J. of Engineering for Industry. V. Ill, 1989, November.-p. 307314.

76. Hassall J.R., Zavery K. Acoustic Noise Measurements. Bruel&Kjaer, Sweden, 1988, 310 p.

77. Jennings A. Matrix computation for engineers and scientists. Wiley (London), 1977.-XV, 330p.

78. LMS Numerical Technologies, Belgium, June, 1997.

79. Measurings Sound Bruel & Kjaer 850 Denmark.

80. Noise and Vibration, ed. White R.G., Walker J.G. Ellis Horword Ltd. England, 1988, 866 p.

81. Numerical integration technologies, SYSNOISE, The Revision 5.2, Reference Manuel, N.V.Leuven, Belgium, 1995.

82. Shabana A.A. Dynamics of Multibody Systems, Wiley, New York, 1989.

83. Shabana A.A., Hwang Y.L., Wehage R.A. Projection Methods in Flexible Multibody Dynamics. Int. Journal for Numerical Methods in Engineering, V. 35, 1992.-p. 1927-1966.

84. Thompson В., Rathgenberg H. Automated System Used for Rapid and Flexible Generation of Vehicle Simulation Models. Vehicle System Dynamics, V. 12, 1983,-p. 166-169.

85. Werner O. Schiehlen. Modeling of Complex Vehicle Systems. Vehicle System Dynamics. V. 12,1983,-p. 12-14.

86. Willey J.S. A Computer Aided Design Analysis Systems for Mechanisms and Linkages. J. of Eng. For Industry, V. 94,1972, p. 454-464.

87. Wood L.A. Noise and Vibration Control in Modern Light-Weight Passenger Vehicles. SAE, July, 1982, p. 200-213.

88. Zaveri K., Modal Analysis of Large Strictures Multiple Exciter Systems. Brul&Kjaer ВТ 0001-12.