автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Теоретическое и экспериментальное исследование и разработка гидроопор силовых агрегатов машин

ООЗДББЬ СО

МУГИН ОЛЕГ ОЛЕГОВИЧ

ТЕОРЕТИЧЕСКОЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ И РАЗРАБОТКА ГИДРООПОР СИЛОВЫХ АГРЕГАТОВ МАШИН

05.02.18 - "Теория механизмов и машин".

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степепи кандидата технических наук

о 5 ДЕК 2008

Москва - 2008 г.

003456578

Работа выполнена в УЧРЕЖДЕНИИ РОССИЙСКОЙ АКАДЕМИИ НАУК ИНСТИТУТЕ МАШИНОВЕДЕНИЯ им. А.А.Благонравова РАН

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Синев Александр Владимирович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Бритвин Лев Николаевич

кандидат технических наук Мисюрин Сергей Юрьевич

Ведущая организация: 000"Копрокон"- "Компьюнерное

проектирование и конструирование".

Защита состоится « 18 » декабря 2008 г., в 15:00 часов на заседании диссертационного совета Д 002.059.02 в Учреждении Российской Академии Наук Институте Машиноведения им. A.A. Благонравова РАН по адресу: 101990, г. Москва, Малый Харитоньевский пер., 4. тел. (495)625-60-28

E-mail: b.i.pavlov@mail.ru С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Учреждении Российской Академии Наук Институте Машиноведения им. A.A. Благонравова РАН по адресу г. Москва, ул. Бардина, 4. тел. (499) 135-55-16

Автореферат разослан «_» ноября 2008 г.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор

V

Б. И. Павлов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Тема диссертации продиктована необходимостью снижения уровней вибрации и шума мобильных машин, и в первую очередь автомобилей. Основными источниками вибрации и шума автомобиля являются двигатель, трансмиссия, подвеска, шины и неровности дороги. Наибольший вклад в создание вибрации и шума автомобиля вносит силовой агрегат-двигатель и трансмиссия. Причем диапазон частот вибрации двигателя более широкий, чем трансмиссии, и существенным образом зависит от типа двигателя. Характер вибрации автомобиля в звуковом диапазоне частот в первую очередь определяется параметрами опор двигателя. Применяемые в отечественном автомобилестроении в настоящее время резинометаллические опоры, гасящие вибрацию двигателя, при работе имеют ряд существенных недостатков: наличие сухого трения, снижение демпфирующих свойств в течении времени.

К автомобилям как к источникам вибрации и шума предъявляются высокие требования. Это обусловлено не только техническими причинами, например чувствительностью к вибрации и шумам различных приборов и электроники, все более объемно насыщающими транспортные средства и другие мобиьные машины и оборудование, но и экологическими соображениями, когда норматив по шуму в окружающей среде значительно превышается. Так, по данным экологических измерений 2001 года в г. Москве на пешеходных тротуарах в районах оживленных автомобильных трасс показателе шума составлял порядка 70 дБА вместо нормативных 55 дБА, что требует от стояния от трасс домов и пешеходных дорожек на 400 метров для соответствия нормам по шуму.

Проблема вибрации и шума мобильных машин становится все более острой в связи с ростом профессиональных заболеваний водителей и операторов эксплуатирующих виброактивное оборудование, а также в связи с тенденцией все более возрастающей доли автомобильного транспорта в общем объеме шумности и вибрации, излучаемом машиностроительной техникой.

Применительно к мобильной технике борьба с вибрацией и шумом велась

пл/том с.очттяния "игпгттччплянм« и угпчрпптрцртрпдяццд пСг,ИНОМ£Т?ЛЛИЧ?СКИХ

виброизоляторов, гидравлических амортизаторов, пружин, звукоизолирующих ограждений и кожухов.

Учитывая сказанное, актуальной представляется задача разработки нового поколения более эффективно работающих автомобильных виброзащитных

средств, принцип действия которых связан с использованием в работе преобразования диссипации энергии колебаний в реологических средах. Такие средства получили название гидравлических виброопор (гидроопор). Их модификации также могут быть установлены вместо сайлент-блоков в автомобилях, усиливая общий эффект гашения вибрации.

Работами A.A. Андронова, H.H. Боголюбова, В.В. Болотина, Крылова. Н.А Л.И. Мандельштама, Н.М.. Митропольского, Ю.И. Неймарка., Н.Д. Папалекси, Я.Г. Пановко., С.П. Тимошенко, К.В. Фролова и других, созданы методы теоретического анализа колебательных систем и приложения теории колебаний к различным разделам техники. Эти методы, позволившие с помощью трудов Н.Ф. Бочарова, А.Д. Дербаримдикера, Ф.М. Диментберга, Л.В. Корчемного, Э.Э. Лавендела, Г.В. Латышева, В.Н. Луканина, В.Н. Ляпунова, Б.Н. Нюнина, Я.М. Певзнера, Р.В. Ротенберга, В.Е. Тольского, К.В. Фролова, Г.Д. Чернышева, С.Л. Шляпочникова, и других выполнить аналитическую и практическую работу по разработке, внедрению и усовершенствованию средств гашения вибрации и шума машин

В настоящее время наибольший вклад в создание средств гашения вибрации и шума новою поколения вносят работы В.С Бакланова., Б.А Гордеева, С.К Карцева., С.О Лазарева., А.В Синева., В.В Фролова., А.Г Чистякова., а также зарубежных ученых М. Бермухона., Дж. Бретля, Г. Дюкле, К. Кадомацу, Г. Керна, Л. Нашифа Р. Сингха,, Дж. Хендерсона, и других. Цель работы: Физическое и математическое описание действия и получение динамических характеристик гидроопоры как механической системы. Поставленная цель достигается решением следующих задач:

1. Разработка математических моделей систем с внутренним гашением колебательной энергии и автоматизированного решения описывающих их дифференциальных уравнений.

2. Оптимизация демпфирования в гидроопоре на основе минимаксного подхода.

3. Разработка новых технических решений, устройств и механизмов виброизоляции.

4. Проведение всестороннего экспериментального исследования гидроупругоинерционных свойств гидроопор и математическое обоснование ряда выводов.

5. Разработка новой структурной схемы активной гидроопоры, воздействием на жидкость через мембрану и создание схем управления.

Объекты исследования. Гидравлические опоры отечественного производства (разработка НФ ИМАШ РАН) типа ОГ- 90 и ОГ —120, так же гидроопоры иностранного производства фирмы "Freudenberg" (Германия), Lord (США), легковые автомобили ОАО «ГАЗ», грузовые машины и автобусы типа «Бычок» AMO «ЗиЛ», с установленными на них гидроопорами.

Методы исследования. Решение ряда задач теоретической механики и теории колебаний, поставленных в работе, применительно к гидроопорам, стало возможным благодаря известным достижениям указанных научных дисциплин и не противоречат их положениям. Эти решения базируется на строго доказанных выводах фундаментальных и прикладных наук, таких как математический анализ, математическая статистика, теоретическая механика, теория оптимизации и планирование эксперимента. Создание методики расчета гидравлических систем виброизоляции со стабилизацией положения и внутренним гашением колебательной энергии согласуется с опытом их проектирования. Разработанные теоретические положения и новые технические решения подтверждены экспериментально. Экспериментальные исследования методологически обеспечены и проводились на базе лабораторий:

• Исследования и разработки средств виброзащиты систем «человек - машина»

• Экспериментальных исследований виброакустических характеристик транспортных средств.

Результаты эксперимента и испытаний анализировались и сопоставлялись с известными экспериментальными данными полученными на Калужском турбинном заводе, заводах Газ и СеАЗ.

Научная новизна:

1. Рассмотрены новые математические модели гидроопор как системы,

объединяющие механические и гидравлические элементы, адекватно

описывающие реальные физические объекты.

2. Обосновано введение гидравлического инерционного трансформатора для

формирования частотной области повышенного гашения в динамических

характеристиках гидроопоры

3. Полученная зависимость поршневого действия эластомерного упругого элемента от его геометрических параметров позволила однозначно связать основные параметры гидроопоры с ее динамическими характеристиками в системе виброизоляции.

4. Предложена схема расчета параметров гидроопоры на стадии

проектирования.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Динамические процессы, которые происходят внутри гидроопоры, определяются совместным рассмотрении механических и гидравлических процессов в гидроопоре;

2. Для связи механических воздействий и гидравлических процессов необходимо знание площади поршневого действия упругого элемента, которая определяется расчетом и/или экспериментально;

3. Для усиления эффективности виброгашения в области частот наибольших возмущений от силового агрегата, необходимо использовать гидравлический инерционный трансформатор - ГИТ (гидравлический преобразователь движения), который с помощью инерционных каналов формирует область повышенного виброгашения в заданном частотном диапазоне, например (20 Гц);

4. Оптимальное соотношение между повышением динамичности и максимальным гашением на резонансной частоте подвески силового агрегата, при использовании ГИТ, обеспечивается подбором дроссельного канала;

5. Как результат на защиту выносится методика расчета гидроопоры на стадии проектирования.

Практическая ценность:

1. Для решения поставленных задач использованы новые подходы в области разработки методики построения гидроупругоинерционных систем виброизоляции.

2. Результаты аналитических исследований отдельных элементов и гидроопоры в целом, позволяют прогнозировать на стадии проектирования протекающие процессы, сопутствующие работе вибро изолятора.

3. Полученные решения задач расчета и моделирования рассматриваемых устройств позволяют существенно сократить объем экспериментальных исследований, тем самым снизить временные и финансовые затраты на доводочные испытания.

Апробация работы. Материалы диссертации неоднократно докладывались и обсуждались на VIII Международной научно-технической конференции по динамике и прочности автомобиля (Москва 2000); XII, XIII, XIV Конференциях молодых ученых, аспирантов и студентов (Москва 2000-2003); V Международной конференции по проблемам колебаний "1СОУР-2001" (Москва 2001); VI Международной конференции по проблемам колебаний "1СО\Т-2002" (Либерец 2002); Научная конференция «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин» (Астрахань 2002); Московской конференции молодых ученых «НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЕ ПРОБЛЕМЫ РАЗВИТИЯ МОСКОВСКОГО МЕГАПОЛИСА» (Москва 2002).Результаты работы доложены, переданы и используются на Серпуховском Автомобильном заваде СеАЗ (Серпухов 2008г.).

Цуйликации.Основное содержание диссертации опубликовано в 15 печатных работах.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы из 69 наименований. Работа изложена на 160 страницах сквозной нумерации, включая 59 рисунков и 4 таблицы.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении обосновывается актуальность и перспективность темы диссертации, дается общая характеристика работы. Сформулирована цель работы. Отмечена научная новизна и практическая ценность работы. Отражены положения, выносимые на защиту.

В первой главе диссертационной работы дан обзор развития конструктивных схем гидроопор. Рассмотрены основные элементы гидроопор и межкамерной перегородки. Выполнен анализ диссипативных и инерционных характеристик в

инерционной трубке при абсолютном и относительном движении.

Проведен анализ гидроопор, рассмотрены характерные патентные разработки, выявлены конструктивные недостатки и преимущества зарубежных и российских разработок.

Конструкция гидроопоры (рис. 1) представляет собой герметичную емкость, заполненную жидкостью и ограниченную опорной платой, обечайкой, корпусом и нижней мембраной. Внутри находятся две камеры: рабочая и дополнительная, разделенные между собой перегородкой. Жидкость при работе гидроопоры перетекает из одной камеры в другую посредством дроссельных и инерционных

3 каналов.

1 - корпус; 2 - обечайка; 3 - рабочая камера; 4 -перегородка; 5 -дроссельный канал; 6 - инерционный канал; 7 -мембрана нижняя; 8 - поддон; 9 -газовая полость 10 - нижняя камера; 11 - промежуточная мембрана;

При использовании гидроопоры гашение вибрации происходит не только за счет упругих свойств резиновой обечайки, но и с помощью поршневого действия обечайки, обеспечивающего движения жидкости из одной камеры в другую. При этом возникают инерционные и диссипативные эффекты в жидкости, вырабатывается тепловая энергия, которая в дальнейшем рассеивается в окружающую среду.

В работе рассмотрен механизм гашения вибраций посредством инерционных свойств жидкости (рис 2).

I

У///////////////////Л

II

А - Площадь поршня, а - Площадь поперечного сечения трубки.

Рис. 2.

Исследованы условия кинематической связанности абсолютного и относительного движения жидкости в кинетической энергии в уравнениях Лагранжа 2 рода. При исследовании ограничимся рассмотрением только инерционных составляющих уравнений Лагранжа через кинетическую энергию. Потенциальная энергия для упругого элемента записывается как обычно:

с(х - и)2

П-

где с - жесткость упругого

элемента.

Кинетическая энергия жидкости для первой схемы будет иметь вид:

Т1 =(/%, +тК2)-~ + тя

(УТ+х)

Для второй:

X2

(тК1 +тК2)- — + т1

Уг

При этом:

ГТ=--(х-и). а

где Ут — скорость относительного движения жидкости (средняя по сечению трубки)

Запишем окончательный вариант уравнений Лагранжа для первой схемы: =^+++■ ^~ (1л)

Для второй схемы:

Таким образом, из (1.1.) и (1.2.), следует, что инерционные коэффициенты образуются для масс, как обычно действующих на абсолютном ускорении х ,так и для приведенной массы, действующей на относительных ускорениях.

Показано, что этот механизм аналогичен действию устройств механического типа с инерционными элементами, с преобразованием движения, рассмотренных во введении.

Вторая глава посвящена исследованию динамических жесткостей гидроопоры.

Рассмотрены динамические жесткости механических и гидравлических элементов гидроопоры. Для упрощения расчета, без уменьшения точности, впервые для гидроопор, рассмотрен метод преобразования гидравлических жесткостей в эквивалентные механические.

Связь между механической и гидравлической системами происходит посредством эквивалентности скорости и расхода, а также силы и давления, через площадь поршневого действия, создаваемую резиновым элементом — обечайкой. Далее методами теории цепей гидравлическая система перестраивается в эквивалентную механическую. Узловые точки гидравлической схемы переходят в контуры механической, а контуры гидравлической схемы в узлы механической. Такое перестроение можно, согласно законам Кирхгофа, провести по методике описанной в [*] на примере перехода от электрической системы к механической.

*- Справочник по ударным нагрузкам. Под ред. С.М. Харриса, Ч.И. Крида. Л.: Судостроение, 1980, 360 е., Вибрация в технике т. 5. с. 65-124

Выполнено разделение упругого и поршневого действия резиновой обечайки. Представлена эквивалентная схема механо-гидравлической системы гидроопоры, приведенная на рис 3.

Рис. 3.

Где: 1 - сила, приложенная от агрегата F (Н); 2 - комплексная жесткость обечайки (с учетом потерь в резине) с((Н/м); г| - конструкционное демпфирование в резине; ] - мнимая единица; 13 - приведенная масса жидкости в кольцевом канале т\ (кг); 14 - суммарная приведенная масса жидкости в дроссельных каналах т2 (кг); 15 - приведенное демпфирование в кольцевом канале ¿1 (Н*с/м); 16 - суммарное приведенное демпфирование в торцевых каналах Ъ2 (Н*с/м); 17 - жесткость промежуточной мембраны спр (Н/м); 18 -жесткость нижней мембраны см (Н/м). 3-12 - используются в гидравлической схеме.

Методами теории цепей рассчитаны динамические жесткости типовых схем гидроопор с различными сочетаниями элементов в межкамерной перегородке (табл. 1) Проанализированы свойства механического четырехполюсника, в состав которого входит гидроопора. Показано, что гидроопора представляется двухполюсником, поэтому нуль динамической жесткости гидроопоры переходит в нуль передаточной функции независимо от динамических свойств объекта и основания, между которыми стоит гидроопора

таблица 1

Механическая система Гидраал ическ&я система Объединение ц - IТЦо.) х х

Г и* | т О Сг+е* К'

ш

! т | О и«о и ц/р и*о ы

<?ДР фк. О •IV-

±к 1' •4 О Сг+См+Спр —/Сг+Сы ы

*3 Ё>- <?ДР фЕ. -ш- О Сг+Сы+С„р ■кл-

^ ф«. К о ^^сГ+с» и •Ь^ч ш-р иг

В третьей главе приведены результаты экспериментальных исследований. Выполнена идентификация динамических характеристик гидроопор. Экспериментально определена эквивалентная площадь поршневого действия обечайки. Даны схема и описание устройства экспериментального стенда для определения динамической жесткости гидроопоры (рис 4). ~ ----------- Рис. 4.

Двуяоюлыый шимзатор стало« 2032/4

Усшжтяь

2706

Вибровозбуднгель 4809

Блок I дозагрузкн

Объекты исследовшня

11 «к«*

Акселерометр 4371

т

адот у/А/ 1_

. Усияпеяь 2635

Грвфичесюй ллеггер 2319

Дятчнс силы 8200

Показан макет для определения динамических характеристик инерционных трубок. (Рис. 5)

Рис. 5.

цифрами обозначены следующие элементы: 1 корпус; 2. сменная шайба; 3. стержень; 4. верхний поршень; 5. нижний поршень; 6. резиновые уплотнения; 7. верхняя вентиляционная камера; 8 нижняя вентиляционная камера.

Приведена методика и выполнено экспериментальное определение инерционных и диссипативных сопротивлений межкамерных трубок гидроопор.

На этой основе выполнена идентификация математической модели по динамической жесткости собранной гидроопоры. На рис. 6 (а, Ь) даны результаты идентификации динамической жесткости модели гидроопоры в сравнении с экспериментальными данными.

Рис. 6.

На (рис. 6 а) даны зависимости модуля динамической жесткости, определенные экспериментально: 1-е жесткостью промежуточной мембраны

38 ед. по Шору; 2-72 ед. по Шору. На (рис.6 Ь) даны зависимости модуля

Н-с

динамическои жесткости, определенные аналитически: 1 - параметры Ь1=1500 -

м

и 1)2=1500^-^; 2 - параметры 1)1=190 и 1)2=1500^-^; дополнительно показана м мм

расчетная кривая 3, где Ьг= 1500^-^ и Ь2=150^-^. На кривой 3 хорошо

м м

просматривается снижение динамической жесткости. Видно, что наименьшая динамическая жесткость на частоте 25 Гц, при этом возникает резонанс на частоте 200 Гц.

В четвертой главе по результатам исследования гидроопоры с учетом ее конструктивных особенностей построена математическая модель, позволяющая провести настройку базовых, а также динамических параметров гидроопоры. Рассмотренная модель гидроопоры имеет следующие допущения: объект представлен массой, а основание абсолютно жесткое, жидкость вязкая несжимаема, корпус не деформируемый, жесткость пружины, инерционное и вязкое сопротивление течению жидкости принято линейными. Определен минимальный максимум коэффициента передачи на резонансе для этой

системы. Для гидроопоры найдены компромиссные решения между частотой настойки и ослаблением вибрации на резонансе, что достигается определением оптимальных характеристик демпфирования при выбранном соотношении масс и площадей поршневого действия. Из исходных уравнений динамики гидроопоры определяем коэффициент передачи:

КФ)-

Ь-рг{фг1ф1\\-{фг1ф1)]+[\-(фг1ф>2)\

При полностью открытом дросселе коэффициент демпфирования /?=0, то:

лМ=

1-^г

(4.2.)

При полностью закрытом дросселе коэффициент демпфирования р= со, то:

(4.З.).

Графики этих двух крайних случаев для (4.2.) и (4.3.) приведены на (рис. 7а и рис. 7Ь).

с. 7а. Коэффициенты передачи роопоры, рассчитанные для двигателя ЗМЗ

Рис. 7Ь. Коэффициенты передачи гидроопоры, рассчитанные для двигателя ММЗ

ЦрПР1 ТПЧР ПРЛРГРТГРЦИО РПШИТ* {А 7 к (А ^ А йипит ппптпттнп. гпииир

л V ----1-------------1-------\----/ — \---■/ - J "-V - —Г----"------1------

для всех промежуточных значений р между 0 и со. Одна из этих кривых будет иметь в точке С максимум, то есть имеет минимальный максимум (минимакс). Определим значение р, при котором реализуется этот минимакс, как

оптимальный коэффициент относительного демпфирования. С помощью программы МаШсаё подбирая различные значения коэффициента демпфирования р, находим график кривой, которая будет проходить через эту точку С, имея экстремум. Это значение считаем оптимальным значением р. По расчетам, приведенным в работе видно, что глубокая настройка гидроопоры на вторую гармонику частоты вращения коленчатого вала двигателя, приводит к увеличению коэффициента передачи в области резонанса 8-10 Гц.

При оптимальном демпфировании коэффициент передачи на резонансе составит величины порядка 4-5 Минимаксный коэффициент передачи в точке С оказывается меньше, когда фу > фг При оптимальном демпфировании провал характеристики на частоте ф0 практически не заметен, но кривая в зарезонансной области практически сливается с кривой (3). Для р > р„т провал при ф = фй более заметен, но коэффициент передачи на резонансе резко увеличивается (рис. 7а, 7Ь.).

Рассмотренная схема позволяет достичь коэффициента передачи на резонансе порядка 4-5 и коэффициентов передачи на частотах настройки 30 и 130 Гц менее 0.01. Таким образом, эта схема позволяет эффективно управлять процессами вибрации путем настройки области повышенного гашения гидроопоры на вторую оборотную частоту двигателя, где наибольшее влияние оказывают неуравновешенные силы второго порядка шатунно-поршневой группы. Предложенный метод определения демпфирования может быть использован также и для других виброзащитных систем, не рассмотренных в данной работе, в том числе для расчетной модели автомобиля, учитывающей, как упругие и демпфирующие свойства тела водителя, так и подрессоривание его сиденья.

В главе пятой приведен метод расчета гидроопоры на стадии проектирования. Приведена методика выбора параметров гидроопоры по заданной характеристике динамической жесткости. Дана методика определения геометрии упругого элемента по заданной величине жесткости резиновой обечайки. На основе результатов главы третьей дана методика выбора

геометрических характеристик инерционного канала. Выбор геометрических характеристик дроссельного канала выполняется на основе результатов оптимизации, приведенных в главе четвертой.

В главе шестой изучаются задачи активного управления гидроопорой. Рассмотрено активное

силовое воздействие на мембрану дополнительной камеры (рис 8.). Приведена функция управления для гидропоры с активным управлением (6).

FU)

4LU

Р: Е

vrn/h

Wi

444\4\\\\\\\\\\\\V\\\\VN Рис. 8.

uix.x)

(О

+ 2кх

(6)

Экспериментальное подтверждение эффекпгености активного управления гидроопоры дано на основе результатов, полученных американской фирмой "LORD Со" (рис. 9)

Днмюрисш/£ГМ \ жесткость

Рис. 9.

Эти данные показывают, что эффект создания усиления полосы гашения пассивными средствами может быть расширен по глуоине и полосе частот.

ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИИ.

1. Эффективность виброгашения от возмущения силового агрегата существенно повышается благодаря применению в гидроопоре гидроинерционного трансформатора, формирующего область повышенного гашения с помощью инерционных трубок.

2. Для адекватного анализа динамических процессов, происходящих внутри гидроопоры, необходимо взаимосвязанное рассмотрение механических и гидравлических процессов, связь между которыми происходит через величину площади поршневого действия основного упругого элемента гидроопоры (например, конической обечайки)

3. Настройка гидроопоры на заданную частоту гашения определяется следующими параметрами гидроопор: жесткостью основного упругого элемента и его площадью поршневого действия, характеристиками инерционной трубки.

4. Геометрический размер инерционной трубки должен быть выбран таким образом, что бы относительное демпфирование в характеристике динамической жесткости гидроопоры было бы <0,1 0,05, что обеспечивает повышенное гашение на частоте настройки.

5. Усиление виброгашения на частоте настройки гидроопоры сопровождается усилением динамичности на резонансах силового агрегата, в диапазоне частот от 7 15 Гц.

6. Устранение этого явления обеспечивается введением параллельного диссипативного канала (дросселя), обеспечивающего оптимальное соотношение между максимальным гашением на резонансах подвески силового агрегата и эффективным виброгашением на рабочих частотах силового агрегата.

Основные результаты диссертации опубликованы в следующих работах:

. 1). Лебеденко И.Б., Мугин О.О., Синев A.B. Определение оптимального демпфирования пневматических и гидравлических систем с внутренним гашением при введении инерционного элемента // Проблемы машиноведения и надежности машин. 2002. № 1. с 25-29.

2). Фролов К.В., Чистяков А.Г., Синев A.B., Мугин О.О. и др. Идентификация математической модели гидроопоры по экспериментальным данным. // Проблемы машиноведения и надежности машин. 2002. № 5. с 3-8.

3). Синев A.B., Израилович М. Я., Мугин О.О., Активное управление гидроопорами. // Проблемы машиноведения и надежности машин. 2003. №1. с. 33-37

4). О.О. Мугин., Эффективность применения гидроинерционноупругих систем гашения вибраций в мобильных машинах. // Тезисы московской конференции молодых ученых «Научно-технические проблемы развития Московского мегаполиса» 2002. с 57-58.

5). Лебеденко И.Б., Мугин О.О., Синев A.B. Определение оптимального демпфирования пневматических и гидравлических систем виброизоляции с внутренним гашением при введении инерционного элемента.// Проблемы машиноведения и надежности машин. 2002, №1, с.25-29

6). Ларин В.Б., Мугин О.О., Лебеденко И.Б. Использование метода робастного управления для оптимизации демпфирования пневматических и гидравлических систем виброизоляции.// Тезисы V международной конференции по проблемам колебаний "ICOVP-2001". Москва 2001, с.48-49

7). Лебеденко И.Б., Мугин О.О., Синев A.B. Оптимизация демпфирования гидро- и пневмосистем виброизоляции мобильных машин на основе систем "Mathcad".// Тезисы XII конференции молодых ученых, аспирантов и студентов по проблемам машиноведения. Москва 2000, -с.28

8). Лебеденко И.Б., Мугин О.О., Синев A.B. Использование метода робастного управления для оптимизации демпфирования систем

виброизоляции на основе программного пакета "Toolbox Matlab"// Тезисы XII конференции молодых ученых аспирантов и студентов по проблемам машиноведения. Москва 2000, с.29

9). Мугин О.О., Лебеденко И.Б., Синев A.B. Метод робастного управления при оптимизации демпфирования систем виброизоляции.// Тезисы ХШ конференции молодых ученых, аспирантов и студентов «Современные проблемы машиностроения». Москва 2001, с.75

10) Синев A.B., Мугин О.О., Чистяков А.Г., Согласование математической модели гидроопоры с экспериментальными данными.// Тезисы XIII конференции молодых ученых, аспирантов и студентов «Современные проблемы машиностроения». Москва 2001, с.77

11) Мугин О.О. Сравнение математической модели гидроопоры силового агрегата автомобиля с экспериментальными данными.// Тезисы XIV симпозиума Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем. Москва -Звенигород. 2003 Издательство ИМАШ РАН. -с. 92.

12) Синев A.B., Израилович М. Я., Мугин О.О. Определение гидравлических сопротивлений инерционных трубок гидроопор и их геометрических параметров. // Сборник тезисов XIV симпозиума Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем. 2003. с. 121.

13) О.О. Мугин Теоретическое и экспериментальное исследование и разработка моделей гидроопор силовых агрегатов мобильных машин // Труды XV симпозиума Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем. Москва - Звенигород. 2006 Издательство ИМАШ РАН, -с. 223

14) Гордеев Б.А., Ерофеев В.И., Синев A.B., Мугин О.О. Системы виброзащиты с использованием инерционности и диссипации реологических сред.- М.: Наука, 2004.173 с.

15) : Синев A.B., Лебеденко И.Б., Мугин О.О., и д.р Виброизолятор Патент на изобретение РФ № 2279002. МПК F16 F 5/00,9/00, 13/00. Заявлено 25.05.2004. Опубликовано 27.06.2006. Бюл №18

Подписано в печать 7.11.2008 г. Печать на ризографе. Тираж 100 экз. Заказ № 1375. Объем 1,3 п.л. Отпечатано в типографии ООО "Алфавит 2000", ИНН: 7718532212, г. Москва, ул. Маросейка, д.6/8, стр. 1, т. 623-08-10, www.alfavit2000.ru

Содержание

Введение

Глава 1. Гидроупругоинерционный принцип виброизоляции - перспективное направление в виброзащите мобильных машин.

1.1 Гидравлические опоры как одно из эффективных средств гашения вибрации и шума на транспорте »

1.1.1. Существующие виброизоляторы и их недостатки

1.2. Конструктивные особенности гидравлических опор.

1.2.1. Гидроопора с перепускным отверстием

1.2.2. Гидроопора с инерционной трубкой 30 1.2. 3. Гидроопора с перепускным каналом или инерционной трубкой и разделительной пластиной^

1.2.4. Гидравлические гидроопоры зарубежного производства

1.2.5. Система «ось-втулка» и её применение в автомобильной промышленности для силовых агрегатов, элементов подвески и других элементов шасси.

1.3. Варианты установки гидроопор в мобильных машинах.

1.4. Концепция выбора условий установки гидроопор.

1.5 Первые отечественные разработки по применению гидроопор па автомобильном транспорте

1.6 Диссипативные и инерционные характеристики жидкости в трубке при абсолютном и относительном движении.

Глава 2. Динамические жесткости и передаточные функции гидроопор.

2.1 Общие понятия

2.1.1 Динамические жесткости механических элементов.

2.1.2 Применение теории четырехполюсников к расчету гидроопор.

2.2. Динамические жесткости гидравлических элементов и переход к эквивалентным механическим элементам.

2.3. Эквивалентная схема гидроопоры с разделением упругого и поршневого действия упругого элемента.

2.4 Динамические свойства типовых схем гидроопор, с различными сочетаниями типовых схем в перегородке.

2.5. Нули динамических жесткостей и передаточных функций гидроопор с учеюм динамических свойств объекта и основания.

Глава 3 Экспериментальные исследования и идентификация динамических характеристик гидроопор

3.1. Определение эквивалентной площади поршневого действия обечайки.

3.2. Схема и устройство экспериментального стенда для определения динамической жесткости гидроопоры.

3.3. Макет для определения динамических характеристик трубок.

3.4. Экспериментальное определение инерционных и диссипативных сопротивлений межкамерных трубок гидроопор.

3.5. Идентификация математической модели по динамической жесткости собранной гидроопоры.

Глава 4. Определение оптимального демпфирования в гидроопорах методами синтеза робастного управления.

4.1 Оптимизация демпфирования в гидроопоре на основе минимаксного подхода.

4.2. Графоаналитический способ определения оптимального демпфирования.

4.3. Определения оптимального демпфирования методами синтеза робастного управления.

Глава 5. Разработка метода расчета гидроопоры на стадии проектирования и пути улучшения динамических характеристик.

5.1 Выбор параметров гидроопоры по заданной характеристике динамической жесткости.

5.2. Определение геометрии упругих элементов.

5.3. Выбор геометрических характеристик инерционного и дроссельного каналов

Глава 6 Активные гидроопоры.

6.1. Введение активного управление гидроопорами

6.2. Экспериментальные результаты активного управления гидроопорами на основе данных фирмы "LORD".

Разработка и создание экологически чистых транспортных средств -одна из важнейших задач отечественного машиностроения. Уровень вибрации и шума современного автомобиля становится одним из главных показателей его качества. Лучшие отечественные автомобили практически не уступают зарубежным по техническим характеристикам, однако по экологическим показателям требуют совершенствования. Здесь следует отметить основные экологические показатели. К ним относятся: токсичность выброса отработанных газов; внешний шум и вибрация.

По уровням внешнего шума и вибрации отечественные автомобили также отстают от лучших зарубежных образцов. Причина этого отставания не только в технологической культуре производства, но и в нечеткой работе государственных служб стандартизации. Например, ГОСТ 27435-87 устанавливает уровень внешнего шума 82 дБА, внутреннего 80 дБА в то время, как в Японии и других странах еще в 1975 году уровень внутреннего шума составлял 75 дБА. Постоянно возрастающие требования к экологической безопасности мобильных машин находят отражение в соответствующей нормативной документации. Так в правилах ЕЭК ООН №51 в отношении внешнего шума, создаваемого автотранспортными средствами, предусмотрено систематическое снижение его допустимого уровня. Для легковых автомобилей допустимый уровень внешнего шума, нормируемый первоначальной редакцией правил с 15.07.82 г. составлял 80 дБА, а с 18.04.95 г. он снижен 74 дБА.

Уровень шума и вибрации современного автомобиля стал одним из главных показателей его качества и степени совершенства конструкции. Причиной возникновения вибрации и шума является инерционные и газовые силы в двигателе. Поскольку от этих сил в полной мере избавиться не удается, даже используя дополнительные валы с дисбалансами, гасящими первоначальные силы, то виброизоляция силового агрегата от корпуса автомобиля приобретает первостепенное значение. Она заключается в установке между виброактивным и виброизолируемым объектами упругоинерционных элементов, настроенных на определенные частоты. С конструктивпо-компоновочной точки зрения эту проблему удалось решить в гидроопорах. Основные конструкции гидроопор обычно содержат не менее двух камер, рабочую и компенсационные, заполненные рабочей жидкостью. Упругие свойства гидроопоры формируются в основном, за счет эластичной обечайки, к которой добавляется гидравлическая система. При этом жидкость выступает качестве масс - инерционной и диссипативной компоненты гидроопоры. Впервые гидроопоры начали успешно применяться в автомобилестроении Германии в начале 80-х годов. Затем они нашли широкое применение в автомобильной и авиационной промышленности США и Японии. Общее количество патентов на гидроопоры лишь в США с 1985 по 1995 годы, превышает 1000.

Создание скоростных транспортных средств неизбежно сопровождается увеличением интенсивности вибрации и расширением ее частотного спектра, сопровождаемых шумовым загрязнением окружающей среды, вредным воздействием шума и вибрации на здоровье людей, выходом из строя элементов конструкций из-за усталостных повреждений, снижением надежности работы, отказами техники и аппаратуры.

При высоком уровне технического развития вибрация и шум являются одним из основных показателей, характеризующим качество, комфортабельность, надежность и конкурентоспособность транспортных средств, по этому снижение вибрации и шума относится к важнейшим научно-техническим проблемам машиностроения, которые сводятся к устранению или максимальному снижению уровней вибраций и шума посредством применения эффективных виброизоляторов.

Многие годы в автомобилестроении традиционно уделялось внимание исследованию в основном низкочастотной инфразвуковой вибрации, улучшению плавности хода и выбору соответствующих этим требованиям характеристик подвески. Позднее стали исследовать вибрацию и шум отдельных агрегатов автомобиля в области звуковых частот. Исследовательских работ, относящихся к обобщенному изучению сложных виброакустических процессов, протекающих в автомобиле, до сих пор мало. Вибрация кабины и кузова, возникающая в результате работы узлов и агрегатов, вызывает образование структурного шума. Вибрация, передаваемая по конструкции, может вызвать поломки отдельных агрегатов автомобиля, поэтому при создании каждой новой модели автомобиля приходится уделять серьезное внимание проблеме уменьшения шума и вибрации. Возросший в последние годы интерес к исследованию структурного шума объясняется тем, что при применении двигателей, имеющих более низкий уровень шума, и более эффективные глушители шума системы выпуска, а также современные звукоизолирующие материалы в уровне внутреннего шума уменьшилась доля шума, передаваемого в пассажирское помещение автомобиля по воздуху. Особенно это относится к легковым и грузопассажирским автомобилям и автобусам, которые располагают достаточно большим числом агрегатов, передающих динамические нагрузки непосредственно па основание в виде несущего кузова, имеющее в большинстве случаев повышенную виброакустическую возбудимость.

Решение проблемы снижения структурного шума усложняется тем, что в мобильной технике широкое распространение имеют двигатели внутреннего сгорания с не полностью уравновешенными силами инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма и с повышенной неравномерностью крутящего момента.

Борьба с вредными проявлениями вибрации (виброзащита) ведется в трех направлениях:

-применительно к источнику вибровозбуждения;

-в отношении виброзащищаемого объекта - транспортного средства, машины, сооружения; -в отношении человека.

В последнем случае проблемы полностью или частично решаются всегда, когда тем или иным способом удается снизить вибрацию в первых двух направлениях.

Виброзащита осуществляется разными путями. Если объект подвержен действию периодических сил, то стремятся прежде всего к снижению их действия в самом источнике. В частности, если в двигателе автомобиля вращаются недостаточно сбалансированные детали, то уменьшения вибрационного возбуждения можно добиться проведением соответствующей балансировки. В двигателях внутреннего сгорания снижение вибрационного возбуждения можно достичь, изменяя порядок зажигания в цилиндрах. Также можно и значительно снизить возбуждение за счет применения в двигателях автомобилей и других транспортных средств уравновешивающих механизмов (валов), вращающихся в противофазе.

Однако устранить вибрационное возбуждение полностью не удается, в результате чего возникает необходимость виброзащиты самого объекта (салона транспортного средства и т. п.).

Если подойти к проблеме пассивной виброизоляции с общих позиций теории цепей и сравнить ее с теорией электрических фильтров, можно обнаружить ряд различий и отсутствие полной аналогии в построении виброизолирующих устройств и систем электрических фильтров. Особенно это касается проблем узкополосной виброизоляции для созданий «фильтров - пробок», широко используемых в электрических цепях.

С одной стороны механические системы являются динамически более богатыми из-за свойств, присущих механическим системам в трехмерном пространстве, в отличии от электрических цепей, которые одномерны по своей физической природе.

Но существуют свойства, которые проявляются в электрических цепях и неочевидны возможности реализации подобных структур в механических цепях.

Если следовать второй аналогии: «напряжение - скорость» и «ток -сила», топология соответствующих по структуре механической и электрической цепи одинакова. Масса соответствует емкости, пружина (жесткость) - величине обратной индуктивности, а демпфирование — величине проводимости, обратной электрическому сопротивлению.

Основной закон классической механики — второй закон Ньютона: F = т-х -сила равна массе, умноженной на ускорение.

Ускорение измеряется в инерциальной системе координат, относительно Земли, так как мы определяем абсолютное ускорение относительно базы. Таким образом, если в соответствии с методом механического импеданса, мы изобразим обычную одномерную механическую систему (неявно используя электрическую аналогию), то все массы будут находиться в параллельных ветвях и замыкаться одиим условным контактом (называемым недоступным) на нулевую шину - Землю, в то время, как пружины и демпферы, образуют свои силы, как на абсолютных, так и на относительных перемещениях и скоростях, т.е. могут помещаться как в последовательной, так и параллельной ветвях цепи. Поэтому создание «фильтра — пробки» в последовательной ветви электрической цепи с помощью параллельных индуктивности и емкости, в механической цепи казалось бы невозможно за счет того, что нельзя в последовательной ветви механической цепи разместить параллельные пружину и массу, так как масса не может создать силу на относительном ускорении. Однако это становиться возможным, исходя из механики Лагранжа, где описывается динамика связанных механических систем и возможно дополнительное действие присоединенных инерционных элементов, используя которые мы создадим инерционные силы на относительном ускорении в направлении виброизоляции с помощью преобразования движения этих элементов [5].

Обобщенная базовая схема линейной однонаправленной системы с одной степенью свободы представлена на (рис. В.1).

Виброизолятор, установленный на основании (сплошные линии) содержит, наряду с обычно применяемыми пружиной и демпфером, дополнительный элемент - инерционный трансформатор с приведенной массой тит , который создает силу: F, = пгит (x-V).

Динамическая жесткость такого виброизолятора: р*

D{jQ}) = —х— Сico) = -со2тит + jab + с, x-V в отличии от обычного виброизолятора, у которого тит — 0. Здесь со — круговая частота, /'- мнимая единица.

Величина модуля динамической жесткости представлена на рисунке

В.2.

В точке CD\= л /——, имеет место резонанс этой системы.

77, ит

Если на виброизолятор устанавливается масса т то, суммарная динамическая жесткость при действии на массу силы F

Dc = -та1 + D{j(o) = ~(т + тит 2 + job + с, а передаточная функция по силе будет равна с,®)- -т2т~+№+с

F - со1 (т + тит ) + jcoh + с

Если F^O, а сила F= 0, то передаточная функция от кинетического воздействия определяется из условия равенства сил

-та)1 х - (титсо2 + bjco + cj(x- V).

В итоге получим гЫ=£0<»)=- ~°'2m-+bj'e)+c

V - а>2(т + munl)+bjco + с

Рис. В.1.

Система виброизоляции с инерционным элементом, использующим эффект преобразования движения

СО!

Рис. В.2

Таким образом, передаточная функция по силе и кинематическая передаточная функция оказываются равны. Более общий результат для этого равенства будет получен ниже из анализа этих систем как четырехполюсников.

Сравним теперь кривые коэффициентов передач для системы виброизоляции с инерционным трансформатором и обычную систему виброизоляции при тит = 0 (рис. В.З)

На рисунке показаны: 1 кривая коэффициента передач обычной системы виброизоляции, а 2 — кривая коэффициента передач системы с включением инерционного трансформатора, соответственно:

Из анализа кривых видно, что резонансная частота системы с инерционным трансформатором (аь) будет находиться на частоте более низкой, чем у обычной системы виброизоляции (а>з)- Кроме того, частота резонанса динамической жесткости виброизолятора с инерционным трансформатором совпадает с частотой нуля коэффициента передачи (общая частота СО]). Отсюда следует, что частота нуля коэффициента передачи, находящаяся у обычной системы виброизоляции на частоте, равной бесконечности, перемещается у системы с инерционным трансформатором на конечную частоту.

Рассматриваемая система (рис. В.1) имеет одну степень свободы. Нуль коэффициента передачи не является точкой антирезонанса системы. Структура подобной системы связана с преобразованием движения инерционного элемента.

Рассмотрим примеры подобных систем виброизоляции, приведенные на рис. в.4. При наличии в схеме рычажных механизмов система линеаризуется около статического положения равновесия.

Для схемы, приведенной на рис. В.4(а), связь между движениями х — V и у выражается как: у = (х - V)tga и по этому тшп = 2mxtg2a.

Рис. В.З

Г'

Ь, i rVV4 N Г к Ж

Шг а Ы. лЛЛЛо s л

Рис. В.4

В схеме, представленной на рис. В.4(6), взаимодействуют рейка и зубчатое колесо на одной оси с маховиком. Для этой системы: тшп где J — момент г" инерции маховика, г - радиус зубчатого колеса.

В схеме, представленной на рис. В.4(в), в винтовом механизме взаимодействуют винт и гайка. Гайка представляет собой маховик с моментом инерции /. Здесь: тит = —, где г — радиус винта, а — угол подъема резьбы r~tg~a винта.

Схема на рис. В.4(г) демонстрирует подвеску с направляющим параллелограммным механизмом, когда рычаги параллелограмма наклонены к горизонту под углом а, а пружина с и демпфер Ъ встроены внутри параллелограмма. Передаточная функция по вертикальному направлению: ч х, \ -со2 -т -sin2 a + b„ ico +с„

T{jco) = — (jco) =---—-^

V - co~m + bnjco +cn где cn и bn — приведенные к вертикальному направлению жесткость пружины и коэффициент сопротивления демпфера, зависящие от геометрической ориентации их внутри параллелограмма. При а=0, т.е. когда рычаги параллелограмма параллельны горизонту, эффект преобразования движения инерционного элемента пропадает. Последний пример показывает, что в низкочастотных подвесках мобильных машин, снабженных рычажными направляющими механизмами (например, в автомобильных подвесках) свойства виброизоляции существенно зависят от геометрии направляющего механизма и не всегда корректно представлять модели вертикальных и угловых колебаний этих систем как при линейном, так и при нелинейном описании только каскадами твердых тел и масс с пружинами и демпферами между ними.

Экспериментальные данные по системам виброизоляции, снабженными элементами с преобразованием движения показывают, что коэффициенты передач оказываются очень чувствительны трению в механизмах преобразования движения и при значительной мультипликации движения в стремлении повысить эффект инерционности с использованием малых масс трение в механических передачах мешает проявлению ожидаемых свойств.

Актуальность темы. Тема диссертации была продиктована необходимостью снижения уровней вибрации и шума автомобилей. Основными источниками шума и вибрации автомобиля являются двигатель, трансмиссия, шины и неровности дороги. Наибольший вклад в создание вибрации и шума автомобиля вносит силовой агрегат-двигатель и трансмиссия. Причем диапазон частот вибрации двигателя более широкий, чем трансмиссии, и существенным образом зависит от типа двигателя. Характер вибрации автомобиля в звуковом диапазоне частот в первую очередь определяется параметрами опор двигателя. Применяемые в отечественном автомобилестроении в настоящее время резинометаллические опоры, демпфирующие вибрацию двигателя, имеют ряд существенных недостатков: наличие сухого трения, малое время релаксации, снижение демпфирующих свойств, при работе опоры.

К автомобилям как к источникам вибрации и шума предъявляются высокие требования. Это обусловлено не только техническими причинами, например чувствительностью к вибрации и шумам и выходам из строя различных приборов и электроники, все более объемно насыщающими транспортные средства и другие виброактивные средства и оборудование, но и экологическими соображениями, когда норматив по шуму окружающей среды значительно превышается. Так, по данным экологических измерений 2001 года в г. Москве на пешеходных тротуарах в районах оживленных автомобильных трасс показателе шума составлял порядка 70 децибел вместо нормативных 55 децибел, что требует от стояния от трасс домов и пешеходных дорожек на 400 метров для соответствия нормам по шуму.

Проблема вибрации и шума мобильных машин становится все более острой в связи с ростом профессиональных заболеваний водителей и лиц эксплуатирующих виброактивное оборудование, а также в связи с тенденцией все более возрастающей доли автомобильного транспорта в общем объеме шумности и вибрации, излучаемом машиностроительной техникой.

Учитывая сказанное, актуальной представляется задача разработки нового поколения более эффективно работающих автомобильных виброзащитных средств, принцип действия которых связан с использованием в работе диссипации энергии колебаний в реологических средах. Такие средства получили название гидравлических виброопор (гидроопор). Их модификации также могут быть установлены вместо сайлеит-блоков в автомобилях, усиливая общий эффект гашения вибрации.

Применительно к транспортным средствам борьба с вибрацией и шумом велась путем создания, использования и усовершенствования резинометаллических демпферов, гидравлических амортизаторов, пружин, звукоизолирующих ограждений и кожухов.

Работами А.А. Андронова, Л.И. Мандельштама, Н.Д. Папалекси, Н.М. Крылова. Н.Н. Боголюбова, Н.А. Митропольского, А.Н. Крылова, С.П. Тимошенко, В.В. Болотина, Ю.И. Неймарка., Я.Г. Пановко., К.В. Фролова и других, созданы методы теоретического анализа колебательных систем и приложения теории колебаний к различным разделам техники. Они позволившие с помощью трудов Тольского В.Е., Бочарова Н.Ф., Фролова К.В., Ляпунова В.Н., Лавендела Э.Э., Дербаримдикера А.Д., Шляпочникова С.Л., Луканипа В.Н., Латышева Г.В., Корчемного Л.В., Нюнипа Б.Н., Чернышева Г.Д., Ротенберга Р.В., Диментберга Ф.М., Певзнера Я.М. и других выполнить аналитическую и практическую работу по разработке, внедрению и усовершенствованию средств гашения вибрации и шума автомобилей

В настоящее время наибольший вклад в создание средств гашения вибрации и шума новою поколения вносят работы Синева А.В. Чистякова А.Г., Фролова В.В., Лазарева С.О., Карцева С.К. Бакланова B.C., Гордеева Б.А., а также зарубежных ученых М. Бермухона., К. Кадомацу, Г. Керна, Р. Сингха, Г. Дюкле, Л. Нашифа, Дж. Хендерсона, Дж. Бретля и других.

Цель работы: Физическое и математическое описание действия и получение динамических характеристик гидроопоры как механической системы.

Поставленная цель достигается решением следующих задач:

1. Разработка математических моделей систем с внутренним гашением колебательной энергии и автоматизированного решения описывающих их дифференциальных уравнений.

2. Оптимизация демпфирования в гидроопоре на основе минимаксного подхода.

3. Разработка новых технических решений, устройств и механизмов виброизоляции.

4. Проведение всестороннего экспериментального исследования гидроупругоинерционных свойств гидроопор и математическое обоснование ряда выводов.

5. Разработка оригинального подхода в создании управляемых гидроопор. Объекты исследования. Гидравлические опоры типа ОГ- 90 и ОГ — 120, так же гидроопоры иностранного производства фирмы "Freudenberg" (Германия), легковые автомобили ОАО «ГАЗ», грузовые машины и автобусы типа «Бычок» АМО «ЗиЛ» с установленными на них гидроопорами.

Методы исследования. Решение ряда задач теоретической механики и теории колебаний поставленных в работе, применительно к гидравлическим системам виброизоляции, стало возможным благодаря известным достижениям указанных научных дисциплин и не противоречат их положениям. Базируется на строго доказанных выводах фундаментальных и прикладных наук, таких как математический анализ, математическая статистика, теоретическая механика, теория оптимизации и планирование эксперимента. Создание методики расчета гидравлических систем виброизоляции со стабилизацией положения и внутренним гашением колебательной энергии согласуется с опытом их проектирования. Разработанные теоретические положения и новые технические решения опробованы экспериментально.

Экспериментальные исследования методологически обеспечены и проводились на базе лабораторий:

• Исследования и разработки средств виброзащиты систем «человек - машина»

• Экспериментальных исследований виброакустических характеристик транспортных средств.

Института Машиноведения им. А. А. Бланонравова РАН.

Результаты эксперимента и испытаний анализировались и сопоставлялись с известными экспериментальными данными других исследователей.

Научная новизна:

1. Рассмотрены новые математические модели гидроопор как системы, объединяющие механические и гидравлические элементы, адекватно описывающие реальные физические объекты.

2. Обоснованно введение гидравличесного инерционного транформатора для формирования области повышенного гашения в динамических характеристиках гидроопор

3. Полученная зависимость поршневого действия упругого элемента от его геометрических параметров позволила однозначно связать основные параметры гидроопоры с ее динамическими характеристиками в системе виброизоляции.

4. Предложена схема расчета параметров гидроопоры на стадии проектирования.

Научные положения, выносимые на защиту:

1. Для усиления эффективности виброгашения в области частот наибольших возмущений от силового агрегата, необходимо использовать гидроинерционный трансформатор, который формирует область повышенного виброгашения с помощью инерционных трубок;

2. Полное представление о динамических процессах, которые происходят внутри гидроопоры, определяется совместным рассмотрением механических и гидравлических процессов;

3. Для связи механических и гидравлических процессов необходимо знание площади поршневого действия упругого элемента, который определяется как теоретически, так и экспериментально;

4. Компромисс между повышением динамичности на резонансе и эффективном виброгашении на частоте настройки, при использовании инерционного трансформатора (инерционной трубки), обеспечивается введением параллельного ему, дроссельного канала, что обеспечивает оптимальное соотношение между максимальным гашением на резонансе подвески силового агрегата как твердого тела и усилением виброгашения на рабочих частотах, при правильном подборе дроссельного канала;

5. Как результат на защиту выносится методика теоретического расчета гидроопоры на стадии проектирования.

Практическая ценность:

1. Полученные автором решения задач теории расчета и моделирования устройств виброизоляции позволяют существенно сократить объем экспериментальных исследований и следовательно снизить финансовые затраты.

2. Для решения поставленных задач использованы подходы никогда ранее не применявшиеся в области разработки методики построения гидроупругоинерционных систем виброизоляции.

3. Результаты аналитических исследований как гидроопор в сборе, так и отдельных их составляющих, позволяют заранее знать о протекающих явлениях, сопутствующих процессам виброизоляции на стадии проектирования. Проведенные эксперименты полностью подтверждают это.

Апробация работы. Материалы диссертации неоднократно докладывались и обсуждались на VIII Международной научно-технической конференции по динамике и прочности автомобиля (Москва 2000); XII, XIII, XIV Конференциях молодых ученых, аспирантов и студентов (Москва 2000-2003); V Международной конференции по проблемам колебаний "ICOVP-2001" (Москва 2001); VI Международной конференции по проблемам колебаний "ICOVP-2002" (Москва 2002); Научная конференция «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин» (Астрахань 2002); Московской конференции молодых ученых «НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКИЕ ПРОБЛЕМЫ РАЗВИТИЯ МОСКОВСКОГО МЕГАПОЛИСА» (Москва 2002). Результаты работы доложены, переданы и используются на Серпуховском Автомобильном заваде Се A3 (Серпухов 2008г.).

Публикации.Основное содержание диссертации опубликовано в 15 печатных работах.

Глава . 1.

Гидроупругоинерционный принцип виброизоляции - перспективное направление в виброзащите мобильных машин.

ВЫВОДЫ ПО ДИССЕРТАЦИИ.

5. Эффективность виброгашения от возмущения силового агрегата существенно повышается благодаря применению в гидроопоре гидроинерционного трансформатора, формирующего область повышенного гашения с помощью инерционных трубок.

6. Для адекватного анализа динамических процессов, происходящих внутри гидроопоры необходимо взаимосвязанное рассмотрение механических и гидравлических процессов, которое определяется величиной площади поршневого действия основного упругого элемента гидроопоры (например, конической обечайки)

7. Настройка гидроопоры на заданную частоту гашения определяется следующими параметрами гидроопор: жесткостью, площадью поршневого действия, характеристиками инерционной трубки.

8. Геометрический размер инерционной трубки должен быть выбран таким образом, что бы относительное демпфирование в характеристике динамической жесткости гидроопоры было бы <0,1 0,05, что обеспечивает повышенное гашение на частоте настройки.

9. Усиление виброгашения на частоте настройки гидроопоры сопровождается усилением динамичности на резонансах силового агрегата, в диапазоне частот от 7 15 Гц.

10.Устранение динамичности на резонансе обеспечивается введением параллельного диссипативного канала (дросселя), обеспечивающего оптимальное соотношение между максимальным гашением на резонансах подвески силового агрегата как твердого тела и эффектом виброгашением на рабочих частотах силового агрегата.

Заключение

К известным системам виброизоляции добавился новый класс систем повышенной эффективности в частотной полосе в пределах от 20 до 200 Гц., который в отечественной литературе получили название гидроопор.

Несколько десятилетий назад специалисты считали, что значительное увеличение эффективности виброизоляции на частотах выше 20 Гц. может быть достигнуто только с помощью активных систем. В рассмотренных в диссертации системах виброизоляции произошло объединение принципов широко известных и применяемых резинометаллических виброизоляторов с многокамерными пневматическими, гидропневматическими виброизоляторами у которых элементы гашения размещались в межкамерных перегородках.

Наряду с диссипативными элементами, создающими необходимую степень демпфирования в гидроопорах формируется новый эффект за счет использования так называемого инерционного трансформатора, который создается в гидроопоре или другом виброизоляторе этого принципа, за счет инерционности, порождающей внутренний резонанс. За счет этого эффекта в системе виброизоляции возникает частотная область повышенного гашения вибрации по одной из осей виброизолятора, два других направления используют обычный принцип виброизоляции. Это обеспечивается благодаря применению в качестве упругого элемента виброизолятора традиционной резиновой обечайки или другого эластомера.

Жидкость в гидроопоре заключена в герметичном сосуде -«консервной банке», «крышкой» которой служит обечайка. Это позволяет избежать наличия скользящих пар и уплотнений, которые должны быть установлены при использовании цилиндров и штоков, что повышает надежность системы.

В пассивных устройствах возможно усиление эффекта за счет использования управляемых систем виброизоляции при применении в гидроопоре электрореологических и магнитореологических жидкостях При использовании активных гидроопор действие усиливает дополнительный силовой привод, действующий вне гидроопоры. Такие устройства снижают традиционные возражения, выдвигаемые против активных и управляемых систем. Отказ активной системы или реологической управляемой системы превращает ее в обычную гидроопору, отказ устройства как гидроопоры (например: разрыв мембраны и потеря рабочей жидкости) превращает гидроопору в обычный резиновый виброизолятор.

Предложенные принципы и системы могут быть эффективно применены в судостроении, стационарном технологическом оборудовании, различных инженерно — технических сооружениях, в области гражданских строительных сооружений и других не упомянутых здесь областях современной техники.

1. Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А., Ложкин Ф.В. Синев А.В. Предварительная оценка статической жесткости обечаек гидроопор силовых агрегатов.// Проблемы машиностроения и надежности машин, 2001. №3, С. 99-103.

2. Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А., Ерофеев В.И., Синев А.В. Ложкин Ф.В. Исследования гидравлических виброопор с различными рабочими жидкостями.//Проблемы машиностроения и надежности машин. 2002, №2 С. 33-36.

3. Алифов А.А., Фролов К.В. Взаимодействие нелинейных колебательных систем с источниками энергии. М. Наука. 1985. 328 с.

4. Бакланов B.C., Горобцов А.С., Карцов С.К, 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.

5. Бакланов B.C., Горобцов А.С., Карцов С.К., Синев А.В., Фролов В.В. Анализ реактивных свойств динамичесих жесткостей и передаточных функций гидроопор при введении промежуточных масс.// Проблемы машиностроения и надежности машин. 2000. № 1. С. 10-16.

6. Васин В.А., Лазарев С.О. Чиков А.Н., Фролов В.В. Применение гидроопор с динамическими гасителями в системах виброизоляции объектов для защиты от структурного шума.// Проблемы машиностроения и надежности машин, №4, 1998, с.

7. Вибрации в технике.// Под редакцией К.В. Фролова. Т. 5 : Машиностроение, 1981, 456 с.

8. Гордеев Б.А., Ерофеев В.И., Синев А.В., Мугин О.О. Системы виброзащиты с использованием инерционности и диссипации реологических сред,- М.: Наука, 2004 с.325.

9. Гордеев Б.А., Синев А.В. Эффективность гашения вибрации гидроопорой силового агрегата в зависимости от размеровсоединительной трубки и свойств рабочей жидкости.// Проблемы машиностроения и надежности машин. № 1.2001. С

10. Ю.Гордеев Б.А., Ерофеев В.И., Синев А.В. Применение инерцион-ных электрореологических трансформаторов в системах виброизоляции. //Проблемы машиностроения и надежности машин. 2003 г. 6 выпуск. С.22-27.

11. Лебеденко И.Б., Мугин О.О., Синев А.В. Определение оптимального демпфирования пневматических и гидравлических систем виброизоляции с внутренним гашением при введении инерционного элемента.// Проблемы машиностроения и надежности машин. 2002, №1, с.25-29

12. Мугин О.О. Сравнение математической модели гидроопоры силового агрегата автомобиля с экспериментальными данными.// Тезисы XIV симпозиума Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем. 2003. с. 92.

13. Пановко Я.М. Введение в теорию механических колебаний.// М., Наука, 1971.

14. Рыбак JI.A., Синев А.В. Пашков А.И. Синтез активных систем виброизоляции на космических объектах. М.: Янус-ЕС, 1997, 160 с.

15. Сидорова М.Н., Синев А.В. Оптимизация геометрических характеристик и жесткостных характеристик системы виброизоляции автомобильного двигателя.// Проблемы машиностроения и надежности машин, № 6, 1997.

16. Синев А.В., Израилович М. Я., Мугин О.О., Активное управление гидроопорами. // Проблемы машиностроения и надежности машин. 2003. №1. с. 33-37

17. Синев А.В., Мугин О.О., Чистяков А.Г., Согласование математической модели гидроопоры с экспериментальными данными.// Тезисы XIII конференции молодых ученых, аспирантов и студентов «Современные проблемы машиностроения». Москва 2001, с.77

18. Синев А.В. Выбор параметров систем виброизоляции и динамических гасителей на основе методов синтеза цепей// Машиноведение. 1972, № 1. С. 28-34.

19. Синев А.В., Соловьев B.C. Исследование активных виброзащитных систем с автоподстройкой частоты// Сб. тр. "Виброзащита человека-оператора и колебания в машинах". М.: Наука, 1977. С. 38-40.

20. Синев А.В., Израилович М. Я., Мугин О.О. Определение гидравлических сопротивлений инерционных трубок гидроопор и ихгеометрических параметров. // Тезисы XIV симпозиума Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем. 2003. с. 121

21. Синев А.В., Чернявская Н.А., Соловьев B.C., Маков П.В., Пашков А.И., Кочетов О.С. Система виброизоляции (варианты) Патент Российской Федерации № 2152547, Б.И. № 19, 10.07.2000.

22. Синев А.В., Соловьев B.C. Цифровое управление активной подвеской с адаптацией к внешнему возмущению// Сб. тр. "Колебания и виброакустичесакая активность машин и конструкций ". М.: Наука , 1986. С. 60-69.

23. Синев А.В., Мугин О.О., Чистяков А.Г., Согласование математической модели гидроопоры с экспериментальными данными.// Тезисы XIII конференции молодых ученых, аспирантов и студентов «Современные проблемы машиностроения». Москва 2001, с.77

24. Синев А.В., Израилович М. Я., Мугин О.О. Определение гидравлических сопротивлений инерционных трубок гидроопор и их геометрических параметров. // Тезисы XIV симпозиума Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем. 2003. с. 121.

25. Синев А.В., Мугин О.О., Израилович М. Я. Экспериментальное определение инерционных и диссипативных сопротивлений межкамерных трубок гидроопор.// Приводная техника. №5 2004 с. 3446.

26. Синев А.В., Израилович М. Я., Мугин О.О. Определение гидравлических сопротивлений инерционных трубок гидроопор и их геометрических параметров. // Тезисы XIV симпозиума Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем. 2003. с. 121.

27. Синев А.В., Мугин О.О., Чистяков А.Г., Согласование математической модели гидроопоры с экспериментальными данными.// Тезисы XIII конференции молодых ученых, аспирантови студентов «Современные проблемы машиностроения». Москва 2001, с.77

28. Справочник по ударным нагрузкам. Под ред. С.М. Харриса, Ч.И. Крида. Д.: Судостроение, 1980, 360 с.

29. Тольский В.Е., Корчемный JI.В., Латышев Г.В., Минкин Л.М.// Колебания силового агрегата. М., Машиностроение, 1976.

30. Тихонов В.А., Чистяков А.Г.,Гордеев Б.А. // Проблемы машиностроения и надежности машин, № 2, 2004. с 16-19

31. У. Кер Вильсон. Вибрационная техника приктическое руководство по уравновешиванию двигателей, механическим колебаниям и виброизоляции. М. Машиностроение 1963.

32. Фролов К.В., Тэнг Югенг, Аббакумов Е.И., Синев А.В., Гидроупругие технология виброизоляции прогрессивное направление в виброзащите мобильных машин.// Аналитический обзор. М., Приводная техника, № 6, 2000.

33. Фролов К.В., Тихонов В.А., Чистяков А.Г., Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А. Экспериментальное определение статических и вибрационных характеристик гидроопор двух типов//. Проблемы машиностроения и надежности машин. №4. 2001 г. С. 98-102.

34. Фролов К.В., Чистяков А.Г., Синев А.В., Мугин О.О., Гордеев Б.А. Идентификация математической модели гидроопоры по экспериментальным данным// Проблемы машиностроения и надежности машин. № 5, 2002. С. 3-8.

35. Фролов К.В., Тихонов В.А., Чистяков А.Г., Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А. Экспериментальное определение статических и вибрационных характеристик гидроопор двух типов//. Проблемы машиностроения и надежности машин. №4. 2001 г. С. 98-102.

36. Чернышев Г.Д., Семенов Г.И., Чудаков Л.К., Романов Е.П. Динамические нагрузки в зоне соединения двигателя и коробки передач.//Автомобильная промышленность, №5, 1975.

37. Andre Gennensseaux. Research for new vibration isolation technique from hydro-mounts.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1993 №931324.

38. Andre Gennensseaux. A new generation of engine mounts.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1995 №951296.

39. Bermuchon M. A new generation of engine mounts.// Proceeding of SAE noise and vibration conference, 1984 № 840259.

40. Cyril M. Harris, Charles E. Crede. Shock and Vibration Handbook in three volumes. Volume 2. McGraw-Hill Book Company, inc. 1961.

41. Kazuto Seto and Katsumi Sowatari, Akio Nagamatsu. Optimum design method for hydraulic.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1991 № 911055.

42. Kohito Kadomatsu. Hydraulic mount for stock isolation at acceleration on the FWD cars.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1989 №891138.

43. G. Kim and R. Sigh. Nonlinear analysis of automotive hydraulic engine mount. ASME.// J. of dynamic system measurement and control 115, 1996.

44. John Bretl. Advancements in computer simulation methods for vehicle noise and vibration.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1995 №951252.

45. Kern G. und andere. Computerunterschtutzte Auslegung von hydraulic geparten Grummilager.// Automobiltechnische Zeitschrift. 94 (1992) 9.50.Д

46. G. Ducloe. An external tunable hydraulic mounts which uses Electro-Rheological fluid.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1987 №870963.

47. Leng the error analysis for inpendance tube measurements.// Banks-Lee., Peng H.//J. Acoust. Soc. Amer. -1989.-85, № 4.-p.l769-1772.

48. Thomas J. Royston and R. Singh. Study of nonlinear hydraulic engine mounts focusing on decoupler modeling and design.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1997 № 971936.

49. Wallace C. Flower. Understanding hydraulic mounts for improved vehicle noise, vibration and ride qualities.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1985 № 850975.

50. Thomas J. Royston and'Rajendra Singh. Period's response of nonlinear engine mounting system.// Proceedings of SAE noise and vibration conference 1995. №951297.

51. Steve J. Gan and Jeffry D. Cotton. Experiment study and modeling of hydraulic mounts and engine system.// Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1995 №951348.

52. R. Matthew Brach and Aian G. Haddow. One the dynamic response of hydraulic engine mounts. Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1993 №931328.

53. United States Patent № 5601164. Feb. 11, 1997. Device using electrorheological fluid// Toshiyuki Ohsaki et al. Int. CI. F16F 9/42.

54. United States Patent № 6029783. Feb. 29, 2000. Variable resistance device using electroactive fluid// Alvin R. Wirthin. Int. CI. F16F 15/03.

55. United States Patent № 5947238. Sep. 7, 1999.Passive magnetorheological fluid device with excursion dependent characteristic// Marc R. Jolly et al. Int. CI. F16F 9/06.

56. Optimal protecion from impct, shock and vibration// D.V. Balandin, N.N. Bolotnik, W.D. Pelcey. Gordon and Breatcy Science Piblisheres/ 2000, 438

57. Kern G., Grossvfn Т., Grohlich D. Computerunterschtiitzte Auslegung vonhydraulic geparten Grummiloger. // Automobiltechnische Zeitschrift.94 (1992) 9 P.462-470

58. Патент Германии № 3612436. MKIF16F 13/00. Публ. от 15.10.1987г.

59. Патент Германии № 4205229. MKIF16F 13/00. Публ. от 02.09.1993г.

60. Патент Германии №4126673. MKIF16F 13/00. Публ. от 25.02.1993г.

61. Патент Германии № 4222486. MKIF16F 13/00. Публ. от 13.01.1994г.

62. Патент Германии №4117130. MKIF16F 13/00. Публ. от 26.11.1992г.

63. Патент Германии № 4117129. MKIF16F 13/00. Публ. от26.11.1992г.

64. Патент Германии № 4027808. MKTF16F 13/00. Публ. от 30.04.1992г.