автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Снижение вибронагруженности легкового автомобиля с передним, поперечно-расположенным силовым агрегатом

Московский орден» Ленина, ордена Октябрьской Резолюции и ордена Трудового Красного Знакени государственный технический уииаерснтет икгнн Н,3.Баулам

На пргэах рукописи

КОВАЛЬЧУК АНАТОЛИЙ ВАСИЛЬЕВИЧ

СНИЖЕНИЕ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ ЛЕГКОВОГО АВТОМОБИЛЯ

С ПЕРЕДНИМ, ПОПЕРЕЧНО-РАСПОЛОЖЕННЫМ СИЛОВЫМ

АГРЕГАТОМ

Специальность 05.05.03 - Автомобили и тракторы

Автореферат диссертящш на соксканнг ученой степени кандидата технических наук

Москва

1391

Работа выловнена на кафедре колесные машины" Московского ордена Леккна, орлгна Октябрьской Революции и ордена Трудосого Красного Знамени государственного технического университета ни. Н.Э.Баунана и в Научно-технической цеатре Волжского объединения по производству легковых автомобилей.

Научный руководитель - доктор технических наук, ■ профессор Пслужян А. А.

Официальные оппоненты: доктор технических наук,

специализированного Совета К 053.15.10 Транспортное машиностроение" МГТУ ни. Н.Э.Баумана по адресу: 107005, Москва, 2-я Бауманская ул., д.5, кафедра М-Ю.

Ваши отзывы иа автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просим направить по указанному адресу.

С диссертацией кохшо ознакомиться в библиотеке МГТУ ниени НЗ.Баумана.

профессор Вафин Р.К. кандидат технических наук Кондрашкнн С.И.

Ведущее предприятие - Производственное объединение "ИЖМАШ".

77 О 2.

Защита диссертации состоится ' * 1992 г. на заседании

специализированного совета.

доктор технических наук.

Ученый, секретарь

профессор

ЦЫБИН В.С.

ОБ ШЛЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. При ироектирсзгния современных легковых автомобилей одной из глазных задач является снижение вкброкггруженности и обеспечение достаточной комфортабельности. Зибронагрукенность салона легкового азточобиля доставляет дискомфорт водители и лгссзжирзн. Особенно негативные результаты дзот резонансные режимы, в чгстностн, Екбрьцн:* силового агрегата мз операх под воздействием неровностей пороги в дизпагоне частот 1-20 Ги. Вибрации и шуи являются причиной не только утомляемости, ко н многих заболеваний. Низкие же уровни вибронагруженяоети позволяют повысить работоспособность и производительность труда водителя, снизить утомляемость пассажиров.

Таким образок, уровень вибронагруженности является одним из показателей, который характеризует комфортабельность, качество, надежность, совершенство конструкции, долговечность и, следовательно, конкурентоспособность легковых автомобилей.

Исходя кз этого, предельные значения уровней шума и вибрации оговорены в разлнчьых нормативных актах стрзч-иипортерсв и производителей автомобильной техники, выполнение которых является обязательны» требованием для заводов-изготовителей. Ввиду жестких требований, предъявляемых этими нормативными документами к легковым автомобилям, по уровню вибрации и шума возникает проблема снижения вибронагруженкостн.

Следовательно, разработка эффективных мер по снижению уровней вибронггруженности легконого автомобили актуальна и относится к одной из важных научно-технических и практических проблем отечественного и зарубежного автомобилестроения и имеет важное народно-хозяйственное значение.

Цель работы. Снижение вибронагруженности легкового автомобиля с передним поперечно-расположенном силовым агрегатом.

Для достижения поставленной пели решались следующие задачи:

- анализ схем подвесок силовых агрегатов;

- оценка влияния некоторых узлов, агрегатов и систем автомобиля на характер колебаний силового агрегата;

разработка требований, предъявляемых к подвескам силовых агрегатов;

- разработка уточненной методики выбора координат расположения опор ПСА и расчетно-эксперинентальноЯ методики определения на ЭВМ инерционных параметров силовых агрегатов;

- анализ конструкций опор подвесок силовых агрегатов;

- разработка методики исследований, выбора собственных характеристик и внутренних параметров гндроотсры;

- оценка влияния внутренних параметров и внешних воздействий на собственные характеристики гидроопоры.

Объект исследоезння. Объектом исследования являются серш"Ыые и перспективные модели опер подвески силового агрегата (ПСА) автомобилей ВАЗ.

Научная новизна. Разработана уточненная методика расчета координат расположения опор ПСА и их характеристик.

Разработана уточненная расчетко-экспгрнментзльноЯ методика определения инерционных параметров енлозого агрегата.

Создан комплекс требований, предъявляемых к ПСА и их опорам.

Разработана математическая модель и алгоритм определения оси вращения силового агрегата прн вынужденных колебаниях.

Создана методика исследований (испытаний) гндроопоры.

Разработана методика выбора собственных характеристик и внутренних параметров гидроопоры.

Практическая ценность. Предложен наилучший вариант ПСА для перспективных переднеприводных автомобилей ВАЗ.

Разработаны эскизные чертежи к изготовлена по ним опытная конструкция гндроопоры, внедренная на опытные образцы автомобилей ВАЗ.

Разработана технология изготовления опытных образцоз гндроопоры.

Установлены закономерности влияния внутренних параметров и внешних воздействий на характеристики гндроопоры.

Разработан комплекс оценочных и режимы сравнительных испытаний подвесок поперечно-расположенных силсаых агрегатов переднеприводных автомобилей.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались к обсуждались на научных семинарах кафедры Колесные машины" МГТУ им. Н.Э.Баумана (Москва, 1987, 1988, 1989, 1990, 1991 г.г.), научно-практических конференциях Волжского автомобильного завода им. 50-летия СССР {Тольятти, 1986, 1987 г.г.), научно-техническом совете Научно-технического центра Волжского объединения по производству легковых автомобилей (Тольятти, 1989 г.).

Публикации. Содержание диссертации опубликовано в 4 работах.

Объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, выводов, списка литературы, приложения и содержит 225 страниц, в том числе 144 листа машинописного текста, 142 рисунка, 11 таблиц. Библиография включает 105 наименований, в том числе 37 иностранных.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Исследование проблемы снижения вибронагрукенности легкового г'зтомобиля представляет собой задачу, решение которой требует значительных экономических и интеллектуальных затрат. Эффективность решения этой задачи во многом зависит от определения основных источников и оценки их вклада в вызываемую ими вибронагруженность автомобиля. Основными источниками, которые определяют вибрацию и структурный шум легкового автомобиля, являются: неравномерность работы двигателя и трансмиссии; взаимодействие шкн с неровностями дороги. Проблеме исследования вибронагруженности легкового автомобиля посвящено большое количество работ как а нашей стране так и за рубежом. Среди них следует отметить работы таких ученых как Анкиноэича Г.Г., Бочарова Н.Ф., Григорьева Е.А., Кондрашхина С.И., Контанистова С.П.. Латышева B.C., Полунгяна A.A., Семенова В.М., Стержанова В.П., Стрементарева В.П., Тольского В.Е., Хачатурова A.A., Шуплякова B.C., Яиенко H.H. и других.

Основное внимание в работах этих гвторов уделяется вопросам теоретического и экспериментального исследования механизма образования вибрации и шума, разработке путей и способов снижения вибраций отдельных источников и автомобиля в целом. Уменьшение интенсивности колебании отдельных источников может быть достигнуто следующими способами: снижением виброактивности источника; внутренней виброзашитой; динамически« гашением колебаний; в.чбронзоляцией.

Большинство автороз в своих работах доказывают необходимость снижения в первую очередь уровня вибраций и шума силового агрегата, как основного источника вибронагруженности автомобиля.

Уменьшить динамические воздействия силового агрегата, передаваемые кузову автомобиля, позволяет виброизоляиия. Виброизоляиия как способ снижения вибронагруженности автомобиля, вызванной работающим двигателем, конструктивно может быть выполнена в виде виброизолятороз опор ПСА и соответствующим выбором жесткости кузова. Существенное влияние на снижение вибронагруженности оказывает изменение параметроз виброизолятороз н схемы ПСА автомобиля, а также координаты расположения опор силового агрегата (CA).

Для более эффективного снижения вибрслагружекностн автомобиля опорами ПСА, конструкции последних усовершенствуют, а также используют принцип разделения функций, выполняемых опорами. Примером такого усовершенствования конструкции является применение для ПСА гидравлических опор, которые наиболее полно удовлетворяют противоречивым требованиям, предъявляемым к опорам. Однако исследование гидроопоры как способа виброизоляции силового агрегата и кузова автомобиля в отечественной литературе отсутствует, хотя

известны работы зарубежных авторов Бернучша М., Коркорзна П.Е., Ле Сальвера Р., Музечука P.A., Ренао М.Б., Ривина Е.Т. и других.

В данной работе рассмотрено снижение вибронагруженности легкового автомобиля путем вибронзоляшш работающего силового агрегата при помощи варьирования н выбора параметров подвески силового агрегата. Эффективность внброизоляции CA оценивалась величиной виброускорений узлои и агрегатои легкового автомобиля, которые по опыту ВАЗа должны иметь следующие значения:

а) - уровень внброускорений, передаваемый от силового агрегата на кузов в

диапазоне частоты врашения двигателя 600-1000 мин"1, должен быть:

- на панели пола кузона я вертикальном направлении в зоне под ногами водителя и правого заднего пассажира не более 0,15 м/сек-;

- в геометрическом центре пакедн левой передней двери в направлении поперечной оси автомобиля - не более 0,35 »(/сек2;

б) - величина виброускорекий» при работе двигателя на холостом ходу в

диапазоне частоты врашения 600-1000 мин*1, на органах управления должна быть:

- на рулевом колесе в вертикальном направлении не более 1,0 м/сек2 и не должно возникать резонансоа колебаний при движении автомобиля по асфальтовому покрытию со скоростью от 60 км/ч до максимальной скорости автомобиля;

г на рычаге переключения передач в горизонтальной плоскости должно быть не более 2,0 м/сек-. Чтобы достичь снижения вибронагруженности на холостом ходу двигателя и при движении легкового автомобиля до величин виброускорений, изложенных выше, рассмотрим математическую зависимость жесткостей опор ПСА по различным координатным осям при пространственных колебаниях силового агрегата, из которой очевидна неоднозначная связь между линейно-поворотными

С1ха, .... О н угловыми С1ал, ..., Cßy жесткостями и координатами X-, V-,

2. расположения опор ПСА.

Связь линейных жесткостей с углами наклона опор:

CiI=cos2/9f(Cscos27?+CySm27f)+C2sin2jSf;

-^Cj-Cy)- cosa%cosß\- co57vsiii7i;

=(Q -C^os^f-Cysiii^?) • eosa j-cos/S,?-sin -(-{Cc-Cy) -cos/Sf-cosyf-smaf -sirr/f

-гС, 5! гГа," ■ соэ г$+2{сх- Су) -еш в '-ЯП • сово^-сов у\;

C^^na^cosaf[CxsinVf^^2aHCтcoз7f+CySiп27f)-sin2ySf-

„2 с •„гпс(г- с.уч -2 ел. • • 2 с^л „^2 с\

С1 =созга^- dn2^?((^cos>f+CJsin ((^ап 7°-К^соз 7?)+

+Сгсоз^-соз^^'Су-Ч^^-йпаг^^гапггсозагссз??.

Связь линейно-поворотных и угловых жесткостей с

координатами расположения опор: (I)

У\ ^Л ^гу 1 С^д—'Л|С ¡Сд!

С^—¿ц СДу~У; С^; £уа~У1 —С^гу!

{С лу-X ^Суг^ Суу—У1 С^у^

Сгс~У>0г2 Я^Су^; Сгд—^С^-Х! Сд |

Срр ^^Сд-Ч-Х; С —2х 5 2}С 4»

Со^^Х) г 4 С^г {С^

IУ1 Суг "'"З7! ^¡^-•ху-у^С^;

^ С'г+Х!г(С'у-У^; С^-Х?^.

Из установленных зависимостей между координатами, углами расположения опор я матрицей жесткости подвески (I) видно, что процесс выбора параметров ПСА достаточно сложен. Поэтому предлагается методику расчета параметров опор СА переднеприводного автомобиля уточнить, расчленив на две зздачи: -выбор координат расположения опор ПСА и выбор характеристик опор (гидроопор).

Выбор координат расположения олор ПСА проводится из условия обеспечения несозпгдення собственных частот узлов и агрегатоа автомобиля с собственной частотой силового агрегата и минимальной связанности колебаний, что достигается учетом требований содиетрии подвески и равномерности распределения массы СА на опоры. Желательно, чтобы плоскость опор СА проходила через центр масс последнего.

При анализе схем и координат расположения опор ПСА переднеприводных реальных автомобилей с поперечным расположением двигателя явно просматривается их разнообразие, что вызвано, скорее всего, недостаточной

теоретической проработкой и отсутствием в период разработки этих автомобилей практического опыта проекткрсзания таких. ПСА.

Однако, при внимательном изучении этих схем явно просматривается тенденция по времени упорядочения течек расположения опор, причем одни опоры располагаются на какой-то лиши, з другая (-не) - в определенном месте относительно этой линии. Значит, предположительно, существует какая-то ось, направление которой в пространстве необходимо определить, чтобы затем координаты опор ПСА задавать относительно этой найденной оси.

Предположим, что этой-осью является ось опрокидызаюшего момента. Совершенно очевидно, что при крутильных колебаниях силового агрегата вокруг оси опрокидывающего момента, на самой оси амплитуда колебания теоретически разна нулю. Поэтому, исходя из принципа разделения функций опор, предлагается при выборе координат расположения опор одну (две) из несущих опор, предназначенных для восприятия статической и динамической нагрузки силового агрегата и гашения вертикальных линейных, колебаний, располагать на оси опрокидывающего момента, совпадающей по направлению с вектором кинетического момента. Остальные опоры - в плоскости перпендикулярной к этой оси вращения, так как согласно теоремы об изменении кинетического момента для системы: пара сил реактивного (опрокидывающего) момента лежит в плоскости перпендикулярно направлению вектора кинетического момента. Эти же остальные опоры СА, в основном, воспринимают реактивный момент работающего двигателя.

Угол хеэкду осью, параллельной оси коленчатого вала двигателя и проходящей через центр масс СА (линия ОР), н вектором ускорений ё определяем из выражекня:

ОР фг-йаг+фт-со $г

[I=апхте-^-=агс«м-2-'-- _ 7-- ;

Е £

д = атсссй

'г

дп2 у С053У

1 + я

Л1

(2)

Уравнение (2) однозначно устанавливает направление вектора кинетического мймента и показывает, что положение вектора зависит только от направления главных осей инерции (угла у ) относительно оси коленчатого вала и моментов инерции силового агрегата Jy и Зг.

Для определения инерционных параметров .силового агрегата - массы и моментов инерции Лх, Лу. Зг, в настоящее время все более широко применяют расчетно - экспериментальные методы, при" которых в качестве исходных данных используются результаты экспериментов. Резонансный способ основан на определении неизвестных массы н тензора инерции динамической модели силового 6

агрегата, для которого экспериментально определены его собственные частоты и фопмы колебаний.

Задача определения инерционных параметров СА решалась методом идентификации, исходя из анализа частотного определителя динамической системы.

Сущность метода идентификации заключается в переборе (в пределах ззданных ограничения) инерционных и геометрических параметров динамической системы. Из каждого набора инерционных параметров образуется частотный определитель, собственные частоты которого сопоставляются с частотами, полученными экспериментально. Лучшим является тот набор параметров, который дает- минимальную разность (невязку) Д между расчетными сои экспериментальными соъ1 значениями собственных частот

где: ] = 1, 2, .... 6.

Расчетные значения собственных частот аг1 определяем при решении чзстотного определителя пила:

где: С - матрица жесткости; М - матрица моментов инерции; шр)- собственная частота системы.

Решая задачу снижения вибронагрукенности легкового автомобиля от работающего силового агрегата 'при помощи выбора параметров подвески последнего, были рассмотрены характеристики опор. Для опор силового агрегата учитывались два критерия их характеристик: угол потерь или демпфирование и динамическая жесткость, которые в различных частотных диапазонах колебаний должны удовлетворять противоречивым требованиям согласно таблицы 1.

Как показывает практика, при правильном выборе характеристик опор подвески удается достичь приемлемой виброизоляцин работающего двигателя. Однако не все типы и конструкции опор обладают достаточной возможностью необходимого варьирования их характеристиками.

Исходя из анализа опор ПСА, этим противоречивым требованиям, предъявляемым к опоре ПСА наиболее полно удовлетворяет гидроопора с

(3)

1=0,

(4)

Таблица 1.

Кч}сз пп --^Параметры опоры ПСА Колебания — ■ Козфшшшенг

жесткости сопротивления (демпфирования)

1. Низкочастотные, до 20 Гц, амплитуда 0,3 - 15 им шах (твердая cstopa), большая жесткость тах (сильное демпфирование)

2. Высокочастотные (акустические), от 20 до 200 Ги. амплитуда 0,05 - 0.15 мм ш!л (мягкая ояора), .«алая жесткость пиг, (слабое демпфирование)

разделителем и дополнительна;! кассой (рнс.1).

1

1 - втулка; 2 - упругий элемент; 3 - вставка; 4 - обойма; 5 - отбойник; 6 - мембрана; 1 - пластины дросселя; 8 - сильфом; 9 - защитная крышка; А, В - верхняя и нижняя камеры; Б - улиткообразный кольцевой канал.

Рнс.1. Гидроопора подвески снлобого агрегата автомобиля ВАЗ-2110

В низкочастотном до 20 Гц диапазоне колебаний сильное демпфирование обеспечивается гидродемпфированием, которое происходит благодаря сопротивлению, образующемуся при прохождении вязкой жидкости через улиткообразный кольцевой канал Б из верхней А в нижнюю В камеру при больших (0,3 - !5 мм) амплитудах колебаний.

Масса вязкой жидкости, которой заполняют внутренний объем гилроопоры состоит из ЭБ'/ц лропиленгликодя и 2% антикоррозионной присадки. Иногда, для снижения пязкостн применяется смесь из пропиленгликоля, этнленглихоля и антикоррозионной присадки. Например, внутренние полости гилроопоры ВАЗ-2Н0 заполняют пропгиднолом 1,2 по ТУ 6.01.923-79 к 1% антикоррозионной присадки.

В гндроспоре такой конструкции с полотью мембраны 6 удается разъединить процесс дгмпфкрозсния при высокочастотных колебаниях и избежать повышения динамической жесткости. Большего снижения динамической жесткости в высокочастотном диапазоне колебаний можно достичь, используя колебательную систему, образованную массой вязкой жиакости и дополнительней массой 3, лривулнанигнрогсзнноЯ к упругому элементу 2.

Характеристики гкдроопоры (рис.2), определенные экспериментальными исследованиями, наглядно свидетельствуют о аышензложепноч принципа работы гндроспоры в разных частотных диапазонах и о удовлетворении ею противоречивых требований, предъявляемых к опорам.

[Н/гглЗ

5лд

300

гоо

100

т/

П

гх

Сгатп'гсс:-:гп нагрузка Р=В50 Н Аанлитуда колебаний 5=±1

40

60

120

150

1 'град] 50

•10

30

20

10 0

200 Г, 1Гц]

Рис.2. Характеристики динамической жесткости и угла потерь гидроопары ВАЗ-2110 Существенное влияние на собственные характеристики гйдрсопоры оказывают ее внутренние параметры:

- геометрические размеры;

- длина кольцевого канала;

- диаметр и форма поперечного сечения кольцевого канала;

- твердость и геометрическое положение угла основного упругого резинового элемента,-

- наличие вязкой жидкости и ее показатели.

Динамическая жесткость гкарсопоры в зависимости от длины кольцевого канала при амплитудах колебаний 0,5 ям и 0,1 мм изменяется незначительно от частоты колебаний, однако имеет ярко выраженное максимальное значение при 7-8 Ги. Увеличение длины или диаметра кольцевого канала приводит к небольшому увеличению максимальной динамической жесткости. Причем чем выше амплитуда колебаний, тем больше величина максимальной динамической жесткости.

На характеристики жесткости гидроопоры существенное влияние оказывает конструкция резинового несущего элемента 2 (рис.1) и его угловое положение, которые определяются исходя из требований не только гидравлики, но и статической жесткости резинового элемента по трем координатным осям наибольшей величиной прогиба, статической и динамической нагрузками.

Влияние углового положения основного несущего упругого резинового элемента (ОНУРЭ) гидроопоры на ее вертикальную жесткость, незначительно. Продольная и поперечная жесткости ОНУРЭ гидроопоры существенным образом уменьшаются при увеличении угла положения ОНУРЭ, что связано с устойчивостью резинового элемента 2.

Динамическая жесткость гидроопоры повышается при увеличении твердости ОНУРЭ и амплитуды колебаний. Однако при большой амплитуде колебаний (5= ± 4,0 мм) из-за сильной турбулентности вязкой жидкости происходит незначительное увеличение динамической жесткости.

При оптимизации жесткостных характеристик опор ПСА необходимо помнить, что увеличение вдвое или уменьшения, наполовину жесткости упругой опоры практически возможно путем повышения или снижения твердости эластомера на 20 ед., Шор А.

Характер изменения величины угла потерь при минимальной длине кольцевого канала Б гидроопоры адекватен обычной резиновой опоре, так как дросселирование жидкости минимальное. При максимальной длине кольцевого канала изменение величины демпфирования также незначительно зависит от частоты колебаний, за исключением ярко выраженного резонанса при ¡=6-8 Гц (ркс.2).

Увеличение длины и поперечного сечения кольцевого канала Б гидроопоры приводит к значительному увеличению максимального угла потерь, который тем больше, чем больше амплитуда колебаний из-за изменения массы вязкой жидкости в кольцевом канале.

10

Величина демпфирования гидроопоры незначительно повышается при увеличении твердости ОНУРЭ независимо от амплитуды колебаний. Угол потерь • гилроспоры имеет ярко выраженное максимальное значение при частоте колебаний 5-3 Гц, на которую настроена эта гидроопора.

Влияние на резонансную частоту геометрических параметров гидроопоры исследовано на реальном физическом образце. Длина кольцевого канала Б обратно пропорционально влияет на частотный спектр гидроопоры согласно уравнения:

/* =—(5)

р.1а-~ ¿л

где: 3 [м2] - площадь поперечного сечения трубы кольцевого канала гидроопоры; ''ОЙ ~ плотность вязкой жидкости;

- Ш -увел!

миченне объема верхней камеры гилроопоры, обусловленное

разбуханием ОНУРЭ, перемещением пластин дросселя и деформацией мембраны от изменения давления жидкости;

¿д[м] - длина кольцевого канала.

Зависимость собственной частоты при которой наступает резонанс давления в кольцевом канале гидроопоры прямо пропорциональна площади поперечного сечения кольцевого канала:

4 .р.^--

(6)

где: £>д[м] - диаметр сечения кольцевого канала гндроопоры.

С увеличением твердости основного несущего упругого резинового элемента собственная частота гилроопоры пропорционально поднимается.

Кроме внутренних конструктивных параметров, гидроопоры, существенное влияние на ее выходных характеристик оказывают внешние фактора: амплитуда и частота колебаний (возмещений) со стороны работающего двигателя; предварительная статическая нагрузка, приложенная к гидроопоре от массы силозого агрегата.

1 1

Сравнение эффективности различных вариантов параметров опор подвесок силовых агрегатов, влияющих на уровень вибронагруженности автомобиля, проводилось экспериментальными исследованиями, которые проводились как на' стендах, так и в дорожных условиях.

КаждыЯ из вариантов параметров олор подвески силового агрегата оценивался по ряду показателей:

- уровень вибраций на холостом ходу и при движении;

- внутренний шум;

- самовыключение передач;

- упад автомобиля при резкой троганни.

Для определения влияния характеристик гидроопоры на снижение вибронагруженности легкового автомобиля испытывался один и тот же автомобиль с двумя вариантами несущей опоры силового агрегата - с обычной .резиновой спорой и с гидроолорой.

Уровень виброускорений геометрического центра наружной панели передней деери в наиболее интересующем нас низкочастотном диапазоне 4-8 Гц снизился в 3,5 раза с 0,28 до 0,08 ц/сек2, а пола кузова под ногами водителя в 3,8 раза с 0,135 до 0,035 ».'/сек2.

Измеренные уровни виброускорений деталей и узлов кузова автомобиля свидетельствуют о существенных преимуществах ПСА с гидроопорой практически во всем частотно.« диапазоне колебаний.

. Максимальный уровень внутреннего шума автомобиля с ПСА с гидроопорой составил 78 дБА, что на 1-3 дБА ниже, чем с ПСА обычной.

Для оагнкн влияния координат расположения опор ПСА и их характеристик на уровень вибронагруженности были испытаны серийный автомобиль' ВАЗ-2108 со штатными координатами расположения опор и опытный образец автомобиля ВАЗ-2110 с наилучшим вариантом расположения опор ПСА.

Проведенные «¿следования показали, что вибрационная нагруженность кузова и органов управления автомобиля ВАЗ-2110 на оборотах холостого хода и при эксплуатационных режимах оказалась, в основном, ниже автомобиля ВАЗ-2108 на 10-60% (рнс.З).

Уровень внутреннего шума в салоне экспериментального образца автомобиля ВАЗ-2110 на холостом ходу и эксплуатационных режимах оказался незначительно мижг, чем у серийного автомобиля ВАЗ-2108 (рис.4), что можно объяснить недостаточной шукоизоляиией опытного образца.

Рнс.З. Уровень вибраций рулевого колеса ВАЗ-2110 на холостом ходу

Рнс.4. Уровень внутреннего шума в салоне кузова ВАЗ-2110 при движении на 4-ой передаче

Склонность к самовыключению передач автомобиля ВАЗ-2110 ниже, чем автомобиля ВАЗ-2108 (таблица 2). Образец автомобиля ВАЗ-2110 с наилучшим вариантом параметров ПСА имеет хорошие результаты по самовыключению передач в сравнении с исходным вариантом, что можно объяснить более

правильным распределением нагрузок на опоры и их соответсвующим прогибом. Причем самовыключение передач удалось смоделировать в дозольно редком для эксплуатации режиме г.ри резонансных колебаниях рычага переключения передач, вызванных пробуксовкой колес во время движения по неровной дороге.

Таблица 2.

Кг Автомобиль Количество самовыключений за 1 цикл испытаний, [шт.]

ПЛ. "короткая волна" "бельгийская мостовая"

I ВАЗ-2108 5-7 1-2

2 ВАЗ-21Ю, исходный вариант 4-6 1-2

3 ВАЗ-2110, наилучший вариант 3-4 0-1

Таким образом, сравнительные оценочные испытания наилучшего варианта ПСА ВАЗ-2110 с исходным вариантом и с серийным автомобилем ВАЗ-2108 подтвердили правильность расчетов по выбору координат расположения опор и их характеристик.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. При выборе параметров опор подеески силового агрегата динамическую модель последнего как твердого тела на неподвижном основании можно использовать без учета связей трансмиссии, системы выпуска и несущего кузова (ошибка при этом 5-7%).

2. Координаты расположения опор ПСА выбраны исходя из принципа разделения функций опор - несущие опоры воспринимают динамическую вертикальную нагрузку силового агрегата, а другие - реактивный момент. Несущие опоры силового агрегата расположены на оси, проходящей через центр масс силового агрегата и совпадающей по направлению с вектором кинетического момента относительно последнего. Другие опоры находятся в плоскости.

проходящей через центр масс СА, перпендикулярной оси, совпадающей по направления с вектором кинетического момента.

3. На осноье анализа схем ПСА реальных автомобилей созданы требования, предъявляемые к ПСА и опорам подвески поперечно-расположенного силового ггрггатл переднеприводного легкового автомобиля. Выполнение данных требований позволило до 5 раз сократить затраты на проведение доиодочных работ по ПСА.

4. На этапе доводочных работ по выбору параметров опор ПСА рекомендуется расчетно-экспериментальный способ определения инерционных данных силового агрегата, дающий 8-10% ошибку.

5. Разработан аналитический способ определения в пространстве положения оси вращения СА при вынужденных колебаниях, совпадающей по направлении с вектором кинетического момента относительно центра мзсс силового агрегата. Данный способ определения оси вращения силового агрегата дает 12% ошибку по сравнению с экспериментом.

6. Разработана методика испытаний гидрсопор, позволяющая сократить время исследований последней в 6-7 раз.

7. Проведена оценка влияния внутренних параметров и внешних воздействий на собственные характеристики пщроопооы.

8. Разработана методика выбора собственных характеристик и внутренних параметров гидроопоры, что позволило сократить объем доводочных работ з 6-Э раз.

9. Разработан комплекс оценочных и режимы сравнительных испытаний подвесок поперечно-расположенных силовых агрегатов переднеприводных автомобилей, позволяющий оценить вибродекпфируюшие возчшжкости различных ПСА.

10. Спроектирован, изготовлен н испытан на автомобиле ВАЗ- 2110 опытный образец гкдроопоры, применение которой позволило в низкочастотном 6-10 Гц диапазоне колебаний снизить уровень виброускорений узлоа и агрегатов автомобиля в 3,0-3,8 раз.

11. Разработан ч испытан на автомобиле ВАЗ-2110 наилучший вариант координат расположения и характеристик опор ПСА, что позволило на оборотах холостого хода и эксплуатационных режимах двигателя снизить уровень внброускорений узлоа и агрегатов автомобиля н-з 10-60%.

По материалам диссертации опубликованы работы:

1. Ковальчук А.В. Гидравлическая опора подвески ДЕигателя легкового автомобиля //Научно-технические достижения к передовой опыт в автомобилестроении: Информ. сб./ НИИстандартавтосельхозмаш. -М., 1991. -М 1. -С.3-4.

1 5

2. Ксвальчук A.B. Елкяккг енешних ¡¡содействий нэ собственные характеристики гидроопоры подагсгм силового агрегата автомобиля //Научно-технические достижения и передовой опыт в автомобилестроении: Ииформ. сб./ НИИстгндгртсатосгльхезмгш. -М„ 1991. -Н 3. С.2-3.

3. Ковгльчук A.B. Транспортное средство. А.з.4479987/П (131489) от 02.0Э.8В г., п.р. ВНИИГПЗ от iS.C4.90 г.

4. Ковяльчук A.B. Транслоргкое средстас. A.s.4483980/il (135693) от iJ.09.8S г., п.р. ВНИИГПЭ от 18.04.00 г.

Подписано к печати 10.12.91 г. Заказ К 17234.

Объем 1 п.л. Тирад 100 экз. Отпечатано на ротапринте НТД УОА ОЗГД АнгоНАЗ, г.Тольятти. Бесплатно.