автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Выбор и обоснование параметров адаптивной гидропневматической опоры силовых агрегатов транспортных средств

На правах рукописи

Карелин Дмитрий Леонидович

ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ПАРАМЕТРОВ АДАПТИВНОЙ ГИДРОПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ОПОРЫ СИЛОВЫХ АГРЕГАТОВ ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

- Л .

Специальность 05.05.03 - Колесные и гу сеничные машины

Автореферат диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Набережные Челны - 2008

003456648

Диссертация выполнена на кафедре «Эксплуатация автомобильного транспорта» Камской государственной инженерно-экономической академии

1 кучный руководитель

доктор технических наук, профессор Фасхиев Хакимзян Амировнч

Официальные отшоненты:

доктор технических наук, профессор Филькин Николаи Михайлович

кандидат технических наук, доцент.. Басыров Руслан Рамилевич

Ведущая организация Открытое акционерное общество

автомобильный завод «Урал» (ОАО АЗ «Урал», г. Миасс)

Защита состоится 19 декабря 2008 года в 13.00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.309.01 в Камской государственной инженерна-экономической академии по адресу: 423810, г. Набережные Челны, Проспект Мира, 69/18, тел. (8552) 53-73-15

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Камской государственной инженерно-экономической академии

Автореферат разослан 18 ноября 2008 г.

УчСный секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор

Симонова Л.А.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Развитие автомобильной техники во всем мире идет с повышением мощности и «быстроходности» силовых агрегатов машин, что приводит к еще большей их вибрационной и, как следствие, шумовой iiaipy ¡ке. Особую актуальность проблема повышения виброизоляционных свойств подвески силового агрсч эта (СА) приобретает, кот ла дело касается «тяжелых» грузовых автомобилей и автобусов. В таких .машинах в качестве силовой установки применяются дизельные двигатели, показатели уровня вибрации и шума которых превосходят аналоги, работающие на бензине.

Ужесточение международных норм по уровню вибрации и шуму для современных автомобилей, обязывают их производителей совершенствован, методы позволяющие снизить 'mi негативные явления. Снижение виброаютивно-сти СА и принципы расчета подвески на основе резинометаллических опор описаны в работах B.R Гольскош, Л.В. Корчемного. Г.В. Латышева, J1 М. Минки-на. F.A. Гриюрьева, M.F, Ицкова. А.А. Полунгяна, В.К. 11овокшенова, опоры с гидравлическим демпфированием - в работах В.В. Буренина, А В. Ковальчука и зарубежных авторов D. Bosenberg, J. Boom, W.S. Flower, A. Hamaekers. J.P. Weet.

К наиболее распространенным методам снижения уровня колебаний передаваемых раме и кузову автомобиля, относятся:

- уравновешивание подвижных элементов и узлов, входящих в конструкцию СА;

- качественное улучшение динамической характеристики подвески СА, за счет расширения диапазона частот наиболее эффективного демпфирования опор подвески;

- совершенствование конструкции опор подвески СА для повышения их диссипативных свойств.

Динамическая характеристика и демпфирующие свойства подвески СА зависят, от способности опор подвески рассеивать механическую энергию, преобразовывая ее в тепло, во всем частотном спектре колебании двигателя.

Наиболее эффективными но демпфированию колебаний СА на сегодняшний день является подвеска на основе гидравлических (ГО) и гадроиневматиче-ских (I1IO') опор. Применение таких виброизоляторов в конструкции подвески СА автомобиля затрудняется сложностью их расчета, проектирования и изготовления. Так как в основе принципа их работы лежат сложные физические и реологические процессы. Если учесть широкий модельный ряд грузовых автомобилей и автобусов разных классов, то проектирование новых ГНО становится очень трудоемкой и дорогой задачей. Не последнюю роль здесь играет отсутствие информации в отечественной печатной литературе по проектированию, испытаниям и доводке подвесок СА 1рузовых автомобилей на основе 1 'ПО.

На основании выше изложенного можно сделал, вывод о необходимости проведения исследования в области демпфирования колебаний посредством адаптивной (настраивающуюся под СА различной массы) гидропневматической опоры.

Целью диссертационной работы является - разработка методики расчета конструкции адаптивной ГПО и ее обоснование, а также методики испытаний и

доводки, позволяющей на стадии проектирования получить продукт с заданными характеристиками.

Сформулированная цель и проведенный анализ нерешенных проблем по теме диссертации позволили определить следующие основные задачи исследования:

- разработать и обосновать конструкцию адаптивной ПЮ С А;

- разработать динамическую схему взаимодействия элементов конструкции адаптивной ПЮ и ее математическую модель;

- вывести аналитические зависимости натяжения диафрагмы от давления в адаптивной ГТЮ;

- разработать метод расчета конструкции адаптивной ГПО;

- разработать алгоритм расчета диссипации колебательной энергии в адаптивной ГПО СЛ с использованием математической модели;

- разработать метод стендовых испытаний ПЮ и провести экспериментальное исследование спроектированной адаптивной ПЮ.

Объект исследования. Лдаптивпая гидропневматическая опора подвески СА транспортного средства с улучшенной демпфирующей характеристикой.

Методы исследования. В работе использовались методы анализа теоретической механики, а так же математического моделирования. Экспериментальное исследование реального образца проведено в соответствии с разработанным методом испытаний.

Достоверность и обоснованность. Достоверность полученных теоретических и экспериментальных результатов работы подтверждается корректным применением математических методов, основных законов механики и термодинамики для решения поставленной задачи, а так же согласованностью результатов экспериментов, полученных в НТЦ ОАО «КАМАЗ», с результатами расчетов.

Научной новизной диссертационного исследования являются:

- математическая модель адаптивной опоры СА, заключающаяся в описании процесса диссипации (посредством жидкости) колебательной энергии, позволяющая моделировать процесс демпфирования колебаний и рассчитывать угол потерь в зависимости от выбранных геометрических параметров опоры:

- аналитические зависимости, позволяющие оценивать величину осевого и тангенциального натяжения возникающего в диафрагме адаптивной опоры при любом изменении давления;

- метод расчета адатггавной опоры С А, основанный на алгоритме определения конструктивных и геометрических параметров опоры, позволяющий проводить предварительную оценку конструкции, а также сократить время па получения работоспособной опоры СА и средства на доводочные испытания;

- новый способ адаптации жесткости опоры подвески на основе изменения давления в газовой камере и адаптивная опора СА по патенту РФ № 2290548, отличающаяся наличием клапана поддержки постоянного давления, перегородки с резиновым буфером и пазами в нем, плавно ограничивающим перемещения шгока, армированной диафрагмы, позволяющая адаптировать подвеску к СА различной массы;

- меч од степдоных испытаний адаптивной опоры СЛ. основанный на определении потерь энергии в опоре, отличающийся возможностью получения мгновенных значений \тла потерь колебательной сис1емы, позволяющий настроить опоры под разные СА и определить наиболее эффективные, с точки зрения демпфирования, параметры дросселирующих каналов.

Практическая ценность. Полученные научные положения и предложенный метод расчета способствую"! выбору рациональных геометрических параметров рабочих камер ГПО, армирующего материала для эластичной диафрагмы по условию прочности; рассчитать рабочую характеристику опоры в виде угла пот-ерь, подобрать оптимальное количество и геометрические параметры дросселирующих каналов. Способ адаптации жесткости опоры подвески к различным т ипам С А позволяет уменьшить материальные затраты на проектирование, в связи с отсутствием необходимости в разработке оригинальных опор. Разработанный алгоритм позволяет записать программу расчета диссипации колебательной энергии посредством адаптивной опоры и построить зависимости угла потерь, а также осевого и тангенциального натяжения диафрагмы, от частоты колебания. Разработанная методика стендовых испытаний ГПО позволяет объективно оценивать ее конструкцию по экспериментально полученным рабочим характеристикам. 11рименение на автотранспортных средствах предложенной опоры по патенту РФ № 2290548 будет способствовать улучшению их потребительских свойств.

Апробация работы. Результаты исследований доложены на Ш Международной научно-практической конференции «Автомобиль и техносфера» (Казань. 2003), всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (Тольятти, 2005), Международном научном симпозиуме МГТУ «МАМИ» (Москва, 2005), а также па заседаниях кафедры «Автомобили и автомобильные перевозки» Камской государственной инженерно-экономической академии (Набережные Челны, 2003-2007 гг.), расширенного заседания научной секции диссертационного совета и межкафед-ралыюй комиссии Камской государствешюй инженерно-экономической академии (Набережные Челны, 2008 гг.).

Публикации. Материалы диссертации опубликованы в б работах с общим объемом 4 п л., в том числе 2 статьи в журналах,рекомен-ых ВАК, 1 патент РФ.

Структура и объём диссертации. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов, списка литературы из 105 наименований, содержит 139 страниц текста, в том тесле 34 рисунка, 8 таблиц, 3 приложения.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, сформулированы научная проблема, цель, научная новизна, практическая значимость работы, основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе проведён обзор научных исследований в области снижения вибронагруженпости грузовых автомобилей и автобусов с анализом основных источников вибрации. Широко раскрыто вредное воздействие различных частотных спектроз колебаний СА на организм человека, а так же описаны методы

внутренней и внешней виброизоляции.

Проведен обзор конструкций с описанием принципа действия аналогичных гидравлических и гидропневматических опор зарубежных производителей, а также анализ их достоинств и недостатков.

Рассмотрены характеристики опор СА, такие, как динамическая жесткость и угол потерь, расчет которых позволяет провести оценку эффективности демпфирования колебательной энергии для различных типов опор СА.

На основании анализа конструкций зарубежных аналогов опор и материалов, описанных в современной научно-технической литературе, сформулированы выводы и поставлена цель работы и задачи исследования.

Во второй главе приведено обоснование способа адаптации опоры силового агрегата и описание конструкции спроектированной адаптивной опоры с построением ее эквивалентной динамической схемы, а также описан разработанный метод расчета конструкции опоры, математическая модель диссипации колебательной энергии и алгоритм расчета угла потерь на ЭВМ

Конструкция адаптивной гидропневматической опоры СА показана на рис.1, состоящая из корпуса 1 в верхней части которого имеется круговой паз,

6

У

Рисунок 1 - Адаптивная гидропневматическая опора силового

агрегата

в который вставляется диафрагма 2 и плотно прижимается переборкой 3 и мембраной 4 посредством болтов через крышку 5. Центральная часть диафрагмы 2 крепится к фланцу штока 6 поджатием к бобышке 7. Между мембраной 4 крышкой 5 образуется газовая полость В. Крышка 5 имеет резьбовое отверстие, в которое завинчивается клапан 8, регулирующий давление сжатого воздуха в рабочей камере В, подстраивая опору под внешнюю нагрузку. Рабочие камеры А и Б заполнены жидкостью. Болт 9 ограничивает движение штока б верх, предохраняя диафрагму 2 от разрыва. Переборка 3 снабжена резиновым буфером 10 с полукруглым углублением, плавно ограничивающим перемещения штока б и дрос-

ГПса

селирующими отверстиями 11 с обратными клапанами 12, которые регулируют расход жидкости в зависимости от перепада давлений в рабочих камерах А и Б.

Эквивалентная динамическая схема адаптивной_ опоры СЛ представлена на рис. 2, где Ш — масса силового

агрегата, С.р - коэффициент жесткости растяжения резины диафрагмы; Срр-коэффициент жесткости разбухания резины диафрагмы; Св — коэффициент

упругости воздуха; к - коэффициент

демпфирования от растяжения диафрагмы; крр~ коэффициент демпфи-

к

1

'р-р

а

к

Лп

Рисунок 2 - Эквивалентная динамическая схема адаптивной опоры силового агрегата

рования от разбухания резины диафрагмы; кдх--кд„~ коэффициенты

демпфирования, п - количество дросселирующих отверстий.

В низкочастотном спектре колебаний от 5 до 30 Гц, когда амплитуда перемещения СА большая (работа на пониженных и холостых оборотах двигателя, а так же на режимах отбоя) 0,5..15 мм максимальное демпфирование (большой угол потерь) в адаптивной опоре достигается за счет дросселирования жидкости через отверстия и гистерезисной деформации диафрагмы. Следовательно, коэффициент демпфирования опоры можно определить по соотношению

'"опоры

■Yк +к +к . Y Д РР р

При увеличении частоты да и уменьшении амплитуды колебания СА

п

до 0,05...0,5 мм, составляющая У/с ->0 из-за инерционности жидкости. При-

1 я

нимая во внимание, что диафрагма из-за своей конструктивной особенности (толщина ее эффективной рабочей поверхности составляет всего 5 мм) имеет очень малую жесткость разбухания резины, в результате мы имеем уменьшение демпфирования в высокочастотном спектре и как следствие маленький угол потерь. Коэффициент демпфирования опоры при этом составит

коюры = к^+кр

Следовательно, разработанная адаптивная опора удовлетворяет условию -большая жесткость и высокое демпфирование в низкочастотном диапазоне и малая жесткость и слабое демпфирование в высокочастотном диапазоне колебаний СА.

Методика расчета адаптивной опоры силового агрегата и выбор ее геометрических параметров. Для расчета (по известным формулам) подвески на прочность принимают усилие, пятикратно превышающее статическое (согласно тех. задания на проектирование гидроопор НТЦ КамАЗ от 14.11.1995).

Следовательно, зная массу СА и координаты центра масс двигателя и КП, а также расположение опор в подвеске, можно определить центр масс СА (1) и рассчитать усилие, приходящееся на каждую опору, формулы (2) и (3). Расчетная схема представлена на рисунке 3.

_ /_ Ц-Л-КП _

^Мш^ ;

Рисунок З-Расчетная схема для определения центра масс СА и усилия на

передние и задние опоры

1/.СА '

1ч.д-кп

( тл )

[ткп J

ь п ■тСАт8 5

I ±1 П 3 к

0)

(3)

Ь«тсл-*

I ±1

Л 3

(2)

где ^ [ н ] - усилие на передние опоры; ] - усилие на задние опоры; тд [ кг ] - масса двигателя; тш [ кг ] - масса КП; тгл [ кг ] - масса С А, % [ — ] - ускорение

сл

свободного падения; [л<] - координата центра масс СА; Г-«] -

расстояние между центрами масс двигателя и КП; Ь^ [л] - расстояние от центра масс СА до передней опоры; [м] - расстояние от центра масс СА до задней

опоры; к-1,2,..- количество передних и задних опор в подвеске.

Знак "+" или в формулах (2) и (3) ставится в зависимости от того, как расположена задняя опора относительно центра масс СА.

Давление, создаваемое в рабочих камерах, воздействует через диафрагму на опорную поверхность бобышки 7 (см. рис. 1), создавая усилие, уравновешивающую силу. С учетом давления в пнсвмосистеме грузового автомобиля (автобуса) равного рр.авт^О.б-О.В МПа, при с!о.п/<1>, ~ 'Л диаметр опорной поверхности бобышки

о. п.

ш

5-п-ря

(4)

где с)оп [л<] - диаметр опорной поверхности бобышки; с]} [.«] - диаметр диафрагмы в заделке; Рш [н] - усилие на штоке; ри [МГТа] - номинальное давление.

При увеличении нагрузки на шток, он перемещается пню. воздух в газовой камере сжимается, повышая внутреннее давление, до тех пор, пока не произойдет уравновешивание силы от действия СА и силы реакции опоры. Следовательно, изменение объема камеры В

Г

_~АТЛВ ±

В ' Ар' (5)

V

где Г'щ [.V/3] - первоначальный объем газовой камеры В до повышении давления; Ар = Рпшх - Ри [МПа ] - величина повышения давления в опоре; р [Па1 ]

- коэффициент объемного сжатия.

Количество перетекшей жидкости при максимальной нагрузке

А]'\'1В = Ул\ ~~ 1'л2> (б)

где [м1 ] - объем вытесненной жидкости из рабочей камеры А при пол-

ном ходе штока; ¡' ^ [.и3] - объем рабочей камеры А в начальном положении иггока, Г [.«'] - объем рабочей камеры А в конечном положении пггока.

Максимальное давление р„„, возникающее в опоре,

Рпглх =~-2- '

оп.

По получешюму значению давления ртах, с учетом количества перетекшей жидкости из камеры А в Б, в зависимости от заданного диапазона перемещения штока к, рассчитывается общий объем газовой камеры опоры Кщ = /(//).

Степень нагруженности резинотканевой оболочки определяют, как натяжение, т.е. Т - нагрузкой на единицу протяженности сечения. В осесимметричных оболочках вычисляют растягивающие натяжения, соответствующие тангенциальному Тт (широтному) и осевому То (меридиональному) направлениям, которые определяют из (предложенных нами) уравпепий равновесия части оболочки (см. рис. 4)

Апах-'Л"-

2 Л2 о. п.

= 2ж-г-То-созг, (8)

( 9

Я"Р / \

г Л I I <

р

тах

где г [.«] - радиус оболочки по рассматриваемому сечению; у [град] -угол между нормалью к плоскости сечения и касательной к поверхности оболочки в точке пересечения этой нормали с обводом оболочки; р [МПа] - избыточное давление.

Отсюда получаем аналитические зависимости для определения осевого и тангенциального натяжения

V • Р Т = тах °

0 2

1-

/2ап. 1

4-г

г '

'^т ~ /'тах

90-^ /

90-р--Ш—уЬ-р -2-к+М

(10) (11)

и

г—

Рисунок 4 - Разрез диафрагмы, нагруженной внутренним избыточным давлением ртах и внешней распределенной нагрузкой

Резиновый буфер 10 (см. рис.1) плавно ограничивающий перемещение штока при больших перегрузках на режимах отбоя, испытывает деформацию осевого сдвига (вдоль оси) и радиального сжатия (перпендикулярно оси) (см. рис. 5).

£

Рисунок 5 - Расчетная схема резинового буфера опоры

При осевой деформации внешняя сила Р уравновешивается касательными напряжениями г, которые возникают в эластичной цилиндрической втулке, увеличиваясь по мере уменьшения радиуса. Для получения конфигурации шарнира с одинаковым напряжением сдвига во всех слоях резиновой втулки, необходимо выполнения равенства

г-1 = const. (12)

Здесь, образующая торцевой поверхности резиновой втулки будет очерчиваться гиперболой. Касательные наггряжешм, с учетом этого условия F

'max ~ о _ „ I • / • ж ■ гj • /

(13)

Приравнивая работу внешней силы энерши деформации резинового элемента с одинаковыми напряжениями сдвига во всех слоях, получим выражения для определения осевой жесткости при осевом сдвиге 4

с= , 2» 04)

г2 '1

где О [МПа] - модуль сдвига; / [.«] - длши резинового буфера; /% [л/] - наружный диаметр резиновой втулки; ^ [а«] — внутренний диаметр резиновой тулки.

При радиальной нагрузке деформация носит сложный характер, так как одновременно имеет место сдвиг, сжатие и растяжение. С учетом соотношения

г2/г]<2 и - ' >6 жесткость резинометаллического буфера можно определить Г\ +Г2 по формуле

Математическое описание диссипации колебательной энергии основано на

известных формулах

¿2й Р 4-р Fpш0Xt) = m■--j-Г■Slnй)в■t+m^g, (16) Р°- __(17)

Р п> Рщ ~ прямой ход (шток опускается В1шз), Р< рБ- - обратный ход (шток поднимается вверх),

<18> = (19)

- для турбулентного дросселя - для ламинарного дросселя

р

1

£в.С. + £в.р. + ^ '

fl= I 1 L ' (22) PM=p-g-hM^>S-^, (23)

до. M 2

n

(24) p , =

L

с , r , i do. ^u.c. ^^в.р. j

"n

, (25)

вс,=Р„г (26)

- , РВ\'УВ\, /оол

( }

"В1АвР

Знак "+" или "- " ставится в зависимости от изменения давление воздуха, уменьшения либо повышения соответственно

(29) ^^ (30)

О

+ (31) ЕгГ|^;+|ЕОГ), (32)

^ = (33) (34)

О 4

где Гро [к ] - сила реакции опоры; т [кг] - масса на каждую опору; к [м]- пе-

ремещехше штока; а>в [ Гц ] - частота вынужденных колебаний; / [с ] - время; рА-[МПа] - давление в рабочей камере А; [м2 ] - площадь опорной поверхности опоры; рА - - рК- и р . -рА1~ мшовенная разность давлений в опоре при прямом

и обратном ходе штока; [ —] - мгновенная скорость течения жидкости через

1 с

отверстие; <р = 0.8 - коэффициент скорости; Яе - число Рейнольдса; ¿п [ м ] -

диаметр п-го отверстия; V [ —- ] - кинематическая вязкость жидкости; О - -

с

мгновенный расход через п-ое отверстие; /.I - коэффициент расхода; [м\ -

длина дросселирующего отверстия; р [МПа] - плотность жидкости; £вс и р

- коэффициенты гидравлического сопротивления; X - коэффициент пщравличе-¿¡2

ского трения; км = — [л] -формула Вейсбаха; а - коэффициенты Кориолиса {а = 2 -ламинарный поток, а = 1,02..1,04- турбулентный поток); рП1 [МПа ] -

мгновенная потеря давления на п-ом дросселе; О , [—] - суммарный мгновен-

СЛ с

ный расход жидкости через отверстия; УА • [ д<5] - мгновенный объем вытесненной жидкости; [МПа] - изменение давления газа; р^[МПа] - первоначальное давление; [л3] - первоначальный объем газовой камеры В;

[ м* ] — объем вытесненной жидкости из камеры А за время V, к - показатель адиабаты (для двухатомных газов к=1,4); [Дж] - работа,затраченная на преодоление сил сопротивления; [н] - амплитуда усилия на шгоке опоры. Алгоритм расчета рабочих характеристик адаптивной опоры подвески СА

В третьей главе приводится описание экспериментальной установки и разработанного метода эксперимента, а так же анализ результата исследования адаптивной гидропневматической опоры СА. Цель экспериментального исследования заключается в проверке возможности адаптации опоры под СА различной массы, а так же сопоставление результатов расчета натяжения диафрагмы, полученных с помощью разработанной модели и ПО «ANSYS» (расчет проводился в ОАО НТЦ «КАМАЗ»),

Испытуемая гидроопора 4 неподвижно закрепляется на кронштейне 11, который обеспечивает ее жесткое соединение с датчиком силы 3. Место расположения опоры 4 относительно гидроцилиндра 1, регулируется траверсой 10, которая может передвигаться по направляющим 12 и жестко фиксироваться на них. Цифровой сигнал с датчика силы 3 идет на электронный блок вибростенда

ЕОШ$-1, где он обрабатывается и в последствии поступает на двухкоор-динатный самописец 2 и магнитограф 11ТР670А, для построения статической и динамической характеристики адаптивной опоры.

В газовую камеру адаптивной опоры через обратный клапан 8 в крышке 5 (см. рис. 1) подается сжатый воздух посредством резинового шланга 7 (см. рис. 7). Определенное Рисунок 7 - Схема эксперименталь- для эксперимента давление сжатого ной установки воздуха, устанавливается и поддер-

живается регулировочным (редукционным) клапаном 6. Визуальный контроль, давления сжатого воздуха в газовой камере адаптивной опоры, осуществляется посредством манометра образцового 5, с учетом настройки давления обратного клапана опоры.

Методика проведения испытаний адаптивной опоры На первом этапе определяем статическую жесткость диафрагмы 2 (см. рис. 1). Для этого необходимо, до заполнения опоры жидкостью, выкрутить обратный клапан 8 и после этого увеличивая усилие на штоке опоры, при этом, отслеживая величину его перемещения (конструктивно заложенную) провести запись статической характеристики посредством двух координатного самописца.

На втором этапе, исходя из заложенного условия адаптивности, рассчитываем по формулам (2) и (3) статическую нагрузку, приложенную к каждой опоре.

На третьем этапе, проводим апробацию адаптивности, т.е., строим статические характеристики опоры. При этом значение номинального давления сжатого воздуха в газовой камере опоры, рассчитываемое по формуле (35), должно соответствовать уже определенной статической на1рузке, приложенной к каждой опоре в зависимости от типа устанавливаемого СА.

Рн ~

«Л,

"'ал.'

(35)

На четвертом этапе, по полученным статическим характеристикам уточняем значения настройки давления обратного клапана 8 для поддержания давления сжатого воздуха в газовой камере соответствующего конкретному типу СА грузового автомобиля (автобуса).

На пятом этапе определяем входные параметры, т.е. значения амплитуды и частоты возмущающей силы с учетом типа устанавливаемого двигателя Р-б, У-6 и У-8 Минимальную и максимальную частоту колебаний (от газовых сил) любого двигателя принимаемую для испытаний можно рассчитать

пя 'и

/Й(36)

■/в 60-г у

Для проведения испытаний опор в стендовых условиях амплитуду колебаний принимаем равной (±0,1 мм, ±0,5 мм, ±1 мм, ±3 мм, ±5 мм).

На шестом этапе проводим испытания адаптивной опоры при уже принятой амплитуде перемещения штока опоры, с записью на магнитограф значений ее динамических характеристик 17р0 -/(о>в;Л) на каждой частоте в уже определенном частотном диапазоне соответствующему частотному спектру работы конкретного СА.

На седьмом этапе по полученным экспериментальным дашшм графоаналитическим методом определяем площадь петли динамического гистерезиса и вычисляем по формуле (34) угол сдвига фаз между напряжением на штоке опоры и его перемещением (угол потерь). Строим графические характеристики, зависимости угла потерь от частоты колебания штока адаптивной опоры и амплитуды его перемещения (см. рис. 11 и 12).

На восьмом заключительном этапе анализируем полученные графические зависимости и анализируем диапазон максимального демпфирования. Оцениваем каждый вариант опытного образца.

Статические характеристики адаптивной опоры

Согласно одной из задач исследования поставленной в настоящей работе является, разработка конструкции опоры СА, удовлетворяющей противоречивым требованиям, это высокая жесткость и сильное демпфирование в низкочастотном диапазоне от 5 до 30 Гц, малая жесткость, слабое демпфирование в высо кочастотном диапазоне от 30 до 200 Гц. Для решения поставленной задачи предполагалось спроектировать опору, в которой отсутствует несущий резиновый элемент, что даст снижение статической и, как следствие динамической жесткости.

Следуя разработанной методике испытаний, было проведено исследование статической жесткости диафрагмы адаптивной опоры, график зависимости представлен на рисунке 8.

Рисунок 8 - Статическая жесткость диафрагмы адаптивной опоры

ló

Из полученного графика видно, что диафрагма опоры при деформации имеет значительные гистерезисные потери (большая площадь петли) и очень малую жесткость, которая составляет 41,5 Н/мм. Следовательно, в высокочастотном спектре колебаний от 30 до 200 Гц, когда демпфирование посредством жидкости ввиду ее инерционности в канале и малой амплитуде перемещения штоки опоры будет малоэффективным, в этом случае диафрагма выполняет функции основного демпфера колебаний.

Проверка способности опоры к адаптации под различные типы СА

Анализируя графики статнче- и-п ской жесткости (рис. 9) полученные при различном давлении сжатого воздуха в газовой камере, можно заметить, что все петли отражающие гистерезисные потери энергии на участке рабочего хода штока опоры, с учетом погрешности измерительных приборов, имеют одинаковую форму и площадь, не зависимо от давления воздуха и усилия на штоке.

Следовательно, можно сделать заключение о том. что площадь петли гистерезиса зависит только от количества и геометрических параметров дросселирующих отверстий (каналов) в совокупности с энергопогло-щающими свойствами диафрагмы, которые так же зависят от ее конструкции. Сама же статическая жесткость опоры зависит от первоначально установленного давления сжатого воздуха в газовой камере.

Динамическая жесткость адаптивной опоры и угол потерь

Согласно разработанному методу, по экспериментально полученным данным строим графики зависимости динамической жесткости адаптивной опоры (см. рис. 10) Из рисунка наглядно ввдно, что при изменении давления сжатого воздуха в газовой камере опоры, происходит и изменение кривой динамической жесткости. То есть при повышении давления, увеличивается и динамическая жесткость опоры. Таким образом, разработанная опора позволяет проводить настройку для оптимизации эффективности демпфирования колебаний всей подвески СА.

На рис. 11 и рис. 12 представлены результаты обработки экспериментальных данных в виде графических характеристик динамического угла потерь энергии адаптивной гидропневматической опоры.

Из рис. 11, видно, что при амплитуде колебаний й-±3лш и частоте колебаний / -1 .10 Гц. все кривые, отражающие угол гистерезисных потерь при

1 - при давлении в газовой камере 0 2 МПа.

2 - при давлении в газовой камере 0.3 МПа;

3 - при давлении в газовой камере 0 4 МПа, -1 - при давлении в газовой камере 0 5 МПа.

Рисунок 9 - Характеристика статической жесткости адаптивной опоры при различной настройке клапана

различном давлении сжатого воздуха в опоре, плавно возрастает с 10° до 34° и лежат друг относительно друга в пределах погрешности измерений и графоаналитического построения. Такая закономерность полностью удовлетворяет

МПа; 3-при давлении в газовой камере 0.45 МПа

Рисунок 10 - Динамическая харак- Рисунок 11 - Угол потерь опоры при теристика адаптивной опоры амплитуде перемещения И = ±3лш

поставленной цели исследование об адаптивных свойствах разработанной опоры, то есть способности адаптироваться под СА различной массы с сохранением заложенных рабочих характеристик.

Анализ графических зависимостей изменения угла гистерезисных потерь в высокочастотном спектре колебаний СА до 60 Гц при различном давлении сжатого воздуха (см. рис 12), наглядно показывает, что угол потерь плавно возрастает с 5 Гц частотного спектра до 20 Гц. Здесь он достигает своего максимального значения 43°. .47°, затем, с увеличением частоты колебаний свыше 20 Гц, плавно уменьшается до значения 10°, что в наибольшей степени отвечает принципу максимальной эффективности демпфирования колебаний СА. Адекватность эксперимента подтверждают результаты расчета угла потери посредством математической модели (см. рис. 12).

ческой нагрузке на шток 350 кг.

Рисунок 12 - График изменения угла потерь адаптивной опоры при амплитуде перемещения Л = ±0.5лш н частотой до 60Гц

Сравнение результатов расчета натяжение диафрагмы опоры с результатами. полученными посредством ПО «ANSYS» в НТЦ ОАО «КАМАЗ»

Для проверки адекватности разработанной модели был проведен расчет максимальных натяжений возникающих в диафрагме опоры. Схема иагружения и результат расчета в представлен на рис. 13 и рис. 14 соответственно.

Результат оасчета. по оазоаботанной модели представлен на рисунке 15.

Рисунок 13 - Схема иагружения диафрагмы адаптивной опоры

Па : (Тг)

Рисунок 14 - Схема напряжений диафрагмы адаптивной опоры

5-ю' 4-Ю7 3-Ю' 2-Ю' 1-Ю'

О Ю 20 50 1,0 50 60 А (Ги)

Рисунок 15 - Результат расчета натяжения диафрагмы адаптивной опоры полученный с помощью разработанной модели

По расчетам, проведенным в среде «А^УБ» максимальное напряжение диафрагмы составило 1.677-ю7 Па, а результат расчета по модели составил 1.622-10' . Следовательно, разработанная модель, включающая выведенные аналитические зависимости для проведения расчета на прочность армирующего

материала для диафрагмы адаптивной опоры, позволяет проводить оценку- характеристик диафрагмы с достаточно высокой точностью.

В четвертой главе проводится анализ экономической эффективности инвестиций при использовании в подвеске СЛ автомобиля адаптивной опоры, анализируется сравнительная оценка экономических показателей при производстве и реализации автомобилей КамЛЗ-4307, -4308. -6520, подвеска СЛ которых оборудована резинометалличсскими и вновь разработанными адаптивными опорами. Весь анализ ведется с точки зрения потребителя по методике, разработанной проф. Фасхиевым Х.А.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ, ВЫВОДЫ

1. На основании технической потребности в унифицированной подвеске СА различной массы и проведенного анализа научной литературы в области демпфирования колебаний, был разработан новый способ адаптации жесткости опор подвески СА, основанный на изменении давления в газовой камере, а также опора СА по патенту РФ № 2290548, отличающаяся наличием клапана поддержки постоянного давления, перегородки с резиновым буфером и пазами в нем, плавно ограничивающим перемещения штока и армированной диафрагмой, удовлетворяющая условиям адаптивности.

2. Разработана математическая модель адаптивной опоры СА, описывающая процесс диссипации (посредством жидкости) колебательной энергии, позволяющая моделировать процесс демпфирования колебаний и рассчитывать угол потерь в зависимости от выбранных геометрических параметров опоры, что способствует сокращению времени на проектирование опоры.

3. Получены аналитические зависимости, позволяющие оценивать величину осевого и тангенциального натяжения возникающего в диафрагме адаптивной опоры при любом изменении давления, которые позволяют оценивать прочностные характеристики армирующего материала. Погрешность вычисле-Ш1Я, как показало сравнение результатов с расчетом, полученным посредством ПО «ANSYS», составляет 3,28%. Правильный выбор армирующего материала диафрагмы адаптивной опоры позволит значительно повысить надежность и долговечность конечного изделия.

4. Разработан метод расчета адаптивной опоры СА, основанный на алгоритме определения конструктивных и геометрических параметров опоры, позволяющий проводить предварительную оценку конструкции, а также сократить время и средства на получение работоспособной опоры СА и на доводочные испытания.

5. Разработан метод стендовых испытаний адаптивной опоры СА, основанный на определении потерь энергии в опоре, отличающийся возможностью получения мгновенных значений угла потерь колебательной системы, позволяющий настроить опоры под разные СА и определить наиболее эффективные, с точки зрения демпфирования, параметры дросселирующих каналов.

6. Внедрение адаптивных опор в подвеску СА автомобилей КАМАЗ разных классов позволяет, снизить себестоимость их изготоатения приблизительно на 50 рублей на один автомобиль. Чистая текущая стоимость автомобиля КАМАЗ с адаптивными опорами за пять лет производства, составит 60 рублей при средней партии 100000 автомобилей в год.

I lo теме диссертации опубликованы следующие работы:

]. Карелин Д.Л., Адаптивные системы подвески силового агрегата // Труды ГО-й Международной научно-практической конференции «Автомобиль и техносфера». Казань, 2003. - С. 544-546.

2. Карелии Д.Л. Конструкция и алгоритм расчета характеристик адаптивной гидропневматичсской опоры силового агрегата на ЭВМ // Труды Всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» Тольятти, 2005. - С. 105-109.

3. Карелин Д.Л. Этапы построения математической модели адаптивной гидропневматической подвески силового агрегата // Международный симпозиум посвященный 140-летию МГТУ «НАМИ». Москва, 2005. - С. 11-14

4. Карелин Д.Л. Математической моделирование адаптивной гидропневматической подвески силового агрегата II Грузовик. - 2005. -№ 6. -С. 27-29.

5. Карелин Д.Л. Адаптивная гидропневматическая опора подвески силового агрегата и методы ее расчета // Автомобильная промышленность. -2007. -№9. -С 18-21.

6. Патент на изобретение №2290548 РФ. Адаптивная гидропневматическая опора / Карелин Д.Л. МПК F16F 13/00. - 2005117602/11; Заявлено 07.06.2005, опубл. 27.12.2006. Бюл. №36.

Карелин Дмитрий Леонидович

Выбор и обоснование параметров адаптивной гцдропневматической опоры силовых агрегатов транспортных средств

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Подписано в печать 17.11.08 г. Формат 60x84/16 Бумага офсетная Печать ризографическая Уч.-издл. 1,2 Усл.-печ.л. 1,2 Тираж 100 экз.

Заказ 1199 ?

Издательско-полиграфический центр Камской государственной инженерно-экономической академии

423810, г. Набережные Челны, Новый город, проспект Мира, 68/19 тел./факс (8552) 39-65-99 e-mail: ic@kampi.ru

ВВЕДЕНИЕ.

1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ НАУЧНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ В ОБЛАСТИ СНИЖЕНИЯ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ РУЗОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ И АВТОБУСОВ.

1.1 Анализ основных источников вибрации грузовых автомобилей и автобусов.

1.1.1 Колебательная система грузового автомобиля и автобуса.

1.2 Влияние вибрации в транспортном средстве на организм человека.

1.3 Способы снижения вибронагруженности грузового автомобиля и автобуса, их анализ.

1.3.1 Снижение виброактивности силового агрегата.

1.3.2 Внутренняя виброизоляция объектов и элементов транспортного средства.

1.3.3 Динамическое гашение колебаний силового агрегата.

1.3.4 Виброизоляция основных источников вибрации.

1.4 Анализ конструкции и рабочие характеристики гидроопор силового агрегата.

1.4.1 Анализ конструкции гидроопор силового агрегата.

1.4.2 Расчет рабочих характеристик опор силового агрегата.

Выводы по главе и задачи исследования.

2. РАЗРАБОТКА КОНСТРУКЦИИ И МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ АДАПТИВНОЙ ОПОРЫ ПОДВЕСКИ СИЛОВОГО АГРЕГАТА.

2.1 Обоснование конструкции и расчет адаптивной гидропневматической опоры силового агрегата.

2.1.1 Способ адаптации опор и улучшение демпфирующих характеристик подвески силового агрегата.

2.1.2 Описание конструкции и принцип действия адаптивной опоры.

2.1.3 Построение эквивалентной динамической схемы адаптивной опоры силового агрегата.

2.1.4 Методика расчета адаптивной опоры силового агрегата и выбор ее геометрических параметров.

2.2 Построение математической модели адаптивной гидропневматической опоры силового агрегата.

2.2.1 Этапы построения математической модели.

2.2.2 Математическое описание внутренних процессов опоры.

2.3 Алгоритм расчета рабочих характеристик адаптивной опоры.

Вывод по главе.

3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ОЦЕНКА РАЗРАБОТАННОЙ АДАПТИВНОЙ ОПОРЫ И СРАВНЕНИЕ ЕЕ С АНАЛОГАМИ.

3.1 Описание экспериментальной установки.

3.2 Методика проведения испытаний адаптивной опоры и анализ результатов.

3.3 Обработка экспериментальных данных и их анализ.

3.3.1 Статические характеристики адаптивной опоры.

3.3.1.1 Проверка способности опоры к адаптации под различные типы силового агрегата.

3.3.2 Динамические характеристики адаптивной опоры жесткость и угол потерь.

3.4 Сопоставление теоретических расчетов с результатами эксперимента.

3.4.1 Сравнительный анализ угла потерь адаптивной гидроопоры.

3.4.2 Сравнительный анализ натяжения диафрагмы адаптивной гидроопоры.

Вывод по главе.

4. ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ АДАПТИВНОЙ ОПОРЫ В ПОДВЕСКЕ СИЛОВЫХ АГРЕГАТАВ АВТОМОБИЛЕЙ КАМАЭ-4307, 4308, 6520.

Вывод по главе.

Актуальность темы. Развитие автомобильной техники во всем мире идет с повышением мощности и быстроходности силовых агрегатов (СА) машин, что приводит к еще большей их вибрационной и, как следствие, шумовой нагрузке. Особую актуальность проблема повышения виброизоляционных свойств подвески СА приобретает применительно к большегрузным автомобилям и автобусам. В таких машинах в качестве силовой установки (СУ) применяются дизельные двигатели, которые по показателям уровня вибрации и шума, из-за большого значения составляющей от возмущающих газовых сил, превосходят аналогичные СУ, работающие на бензине.

Вибрация в СА возникает в связи с применением в его конструкции подвижных элементов с неуравновешенными силами инерции поступательно-движущихся и вращающихся масс (кривошипно-шатунный механизм) и повышенной неравномерностью крутящего момента.

Вибрация и шум в салоне автомобиля создают неудобства, снижают эффективность управления автомобилем, а в исключительных случаях создают угрозу безопасности и здоровью человека, являются причиной многих заболеваний [77]. Указанные неблагоприятные факторы также являются причиной повышенной утомляемости водителей и пассажиров, как следствие этого растет аварийность на дорогах. Снижение уровня вибрационной и шумовой нагрузки автотранспортных средств позволит повысить работоспособность водителя и производительность труда пассажиров, понизить их утомляемость.

Другой целью снижения вибронагруженности автомобиля, помимо негативного воздействия на организм человека, является повышение его долговечности и комфортабельности. Эти потребительские свойства оказывают значительное влияние на конкурентоспособность транспортного средства. Автомобиль с повышенным уровнем вибрации и шума в салоне не сможет в равной степени конкурировать на рынке с другими моделями такого же класса, имеющими по этим показателям лучшие значения.

Основным источником колебаний и шума в автомобиле является СА, так как его масса, по сравнению с другими агрегатами и узлами, составляет более значительную часть полной массы автомобиля.

Ужесточение международных норм по уровню вибрации и шуму для современных автомобилей, обязывают их производителей совершенствовать методы позволяющие снизить эти негативные явления. Снижение виброактивности СА и принципы расчета подвески на основе резинометаллических опор описаны в работах В.Е. Тольского, JT.B. Корчемного, Г.В. Латышева, JI.M. Минки-на, Е.А. Григорьева, М.Е. Ицкова, А.А. Полунгяна, В.К. Новокшенова, опоры с гидравлическим демпфированием - в работах В.В. Буренина, А.В, Ковальчука и зарубежных авторов D. Bosenberg, J. Boom, W.S. Flower, A. Hamaekers, J.P. Wect.

К наиболее распространенным методам снижения уровня колебаний, передаваемых раме и кузову автомобиля, относятся:

- уравновешивание подвижных элементов и узлов, входящих в конструкцию С А;

- качественное улучшение динамической характеристики подвески СА за счет расширения диапазона частот наиболее эффективного демпфирования опор подвески;

- совершенствование конструкции опор подвески СА с целью повышения их диссипативных свойств.

Динамическая характеристика и демпфирующие свойства подвески СА зависят от способности опор подвески рассеивать механическую энергию, преобразовывая ее в тепло, во всем частотном спектре колебаний двигателя.

Наиболее эффективными по демпфированию колебаний СА на сегодняшний день является подвеска на основе гидравлических (ГО) и гидропневматических опор (ГПО). Применение таких виброизоляторов в конструкции подвески СА автомобиля затрудняется сложностью их расчета, проектирования и изготовления, так как в основе принципа их работы лежат сложные физические и реологические процессы. Если учесть широкий ассортимент грузовых автомобилей и автобусов разных классов, то проектирование новых ГПО становится очень трудоемкой задачей, требующей больших материальных и трудовых затрат. Не последнюю роль здесь играет и недостаточность информации, практических рекомендаций в отечественной и зарубежной литературе по проектированию и испытанию подвесок СА на основе ГПО.

На основании вышеизложенного можно сделать вывод о необходимости проведения углубленных исследований в области демпфирования колебаний посредством гидропневматической опоры, способной адаптироваться под СА различной массы. В связи с тем, что сложная как в теоретическом, так и практическом плане задача создания адаптирующихся к условиям эксплуатации ГПО не полностью решена, тема диссертации является актуальной.

Объект исследования. Адаптивная гидропневматическая опора подвески СА транспортного средства с улучшенной демпфирующей характеристикой.

Предмет исследования. Конструкция, методика проектирования, расчета и испытаний адаптивной ГПО, взаимосвязи процессов, происходящих в ГПО и в колебательной системе транспортного средства.

Целью диссертационной работы является - разработка конструкции адаптивной ГПО подвески СА, разработка методики ее проектирования, расчета геометрических параметров рабочих камер и стендовых испытаний, а также построение математической модели расчета демпфирующей характеристики и оценки прочности армирующего элемента мембраны и реализацией модели в виде программного комплекса.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

- провести анализ влияния вибрации и шума на человека, способов снижения их уровня в транспортных средствах;

- обосновать конструкцию адаптивной ГПО СА и разработать методику ее расчета;

- разработать динамическую схему взаимодействия элементов конструкции адаптивной ГПО и ее математическую модель;

- вывести аналитические зависимости натяжения диафрагмы от давления внутри ГПО;

- разработать алгоритм расчета диссипации колебательной энергии и рабочих характеристик адаптивной опоры СА;

- разработать методику стендовых испытаний ГПО и провести экспериментальное исследование созданной адаптивной ГПО.

Методы исследований. В работе использовались методы анализа теоретической механики, а так же математического моделирования. Экспериментальное исследование реального образца проведено в соответствии с разработанным методом испытаний.

Научной новизной работы являются:

- математическая модель адаптивной опоры СА, заключающаяся в описании процесса диссипации (посредством жидкости) колебательной энергии, позволяющая моделировать процесс демпфирования колебаний и рассчитывать угол потерь в зависимости от выбранных геометрических параметров опоры;

- аналитические зависимости, позволяющие оценивать величину осевого и тангенциального натяжения возникающего в диафрагме адаптивной опоры при любом изменении давления;

- метод расчета адаптивной опоры СА, основанный на алгоритме определения конструктивных и геометрических параметров опоры, позволяющий проводить предварительную оценку конструкции, а также сократить время на получения работоспособной опоры СА и средства на доводочные испытания;

- новый способ адаптации жесткости опоры подвески на основе изменения давления в газовой камере и адаптивная опора СА по патенту РФ № 2290548, отличающаяся наличием клапана поддержки постоянного давления, перегородки с резиновым буфером и пазами в нем, плавно ограничивающим перемещения штока, армированной диафрагмы, позволяющая адаптировать подвеску к СА различной массы;

- метод стендовых испытаний адаптивной опоры СА, основанный на определении потерь энергии в опоре, отличающийся возможностью получения мгновенных значений угла потерь колебательной системы, позволяющий настроить опоры под разные СА и определить наиболее эффективные, с точки зрения демпфирования, параметры дросселирующих каналов.

Практическая ценность работы. Полученные научные положения и предложенный метод расчета способствуют выбору рациональных геометрических параметров рабочих камер ГПО, армирующего материала для эластичной диафрагмы по условию прочности; рассчитать рабочую, характеристику опоры в виде угла потерь, подобрать оптимальное количество и геометрические параметры дросселирующих каналов. Способ адаптации жесткости опоры подвески к различным типам СА позволяет уменьшить материальные затраты на проектирование, в связи с отсутствием необходимости в разработке оригинальных опор. Разработанный алгоритм позволяет записать программу расчета диссипации колебательной энергии посредством адаптивной опоры и построить зависимости угла потерь, а также осевого и тангенциального натяжения диафрагмы, от частоты колебания. Разработанная методика стендовых испытаний ГПО позволяет объективно оценивать ее конструкцию по экспериментально полученным рабочим характеристикам. Применение на автотранспортных средствах предложенной опоры по патенту РФ № 2290548 будет способствовать улучшению их потребительских свойств.

Достоверность полученных теоретических и экспериментальных результатов работы подтверждается корректным применением математических методов, основных законов механики и термодинамики для решения поставленной задачи, а так же согласованностью результатов экспериментов, полученных в НТЦ ОАО «КАМАЗ», с результатами расчетов.

Реализация результатов исследования. Разработанная методика расчета адаптивной опоры с учетом особенностей конструкции подвески СА, а так же математическая модель диссипации колебательной энергии и созданная на ее основе программа, используются в ОАО «РИАТ» при проектировании адаптивных подвесок СА и кабин грузовых автомобилей.

Апробация работы. Результаты исследований доложены на III Международной научно-практической конференции «Автомобиль и техносфера» (Казань, 2003), всероссийской научно-технической конференции «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» (Тольятти, 2005), Международном научном симпозиуме МГТУ «МАМИ» (Москва, 2005), а также на заседаниях кафедры «Автомобили и автомобильные перевозки» Камской государственной инженерно-экономической академии (Набережные Челны, 2003-2007 гг.), расширенного заседания научной секции диссертационного совета и межкафедральной комиссии Камской государственной инженерно-экономической академии (Набережные Челны, 2008 гг.).

Публикации. Материалы диссертации опубликованы в 6 работах с общим объемом 4 п.л., в том числе 2 статьи в журналах, рекомен-ых ВАК, 1 патент РФ.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих выводов, списка литературы из 105 наименований, содержит 139 страниц текста, в том числе 34 рисунка, 8 таблиц, 3 приложения.

Выводы по главе

1. В процессе проведения испытаний адаптивной опоры был спроектирован испытательный стенд и разработана методика испытаний, позволяющая проводить настройку опоры под различные типы СА.

2. Сравнительный анализ результатов полученных теоретическим и экспериментальным путем показал справедливость решений вычисленных с помощью разработанной математической модели адаптивной опоры.

3. Стендовые испытания адаптивной опоры подтвердили эффективность ее применения в подвесках СА различной массы.

4. ОЦЕНКА ЭКОНОМИЧЕСКОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ АДАПТИВНОЙ ОПОРЫ В ПОДВЕСКЕ СИЛОВЫХ АГРЕГАТОВ АВТОМОБИЛЕЙ КАМАЗ-4307, -4308, -6520

Для инвестиционных товаров основным оценочным критерием является экономическая эффективность. Проектируемая модель автомобиля, во-первых, должна быть выгодной потребителю, т.е. приносить прибыль, во-вторых, конкурентоспособной, т.е. прибыль, получаемая при эксплуатации данного автомобиля, должна быть не меньше, чем при эксплуатации аналогов.

Анализ технико-экономической эффективности применения адаптивных гидропневматических опор в подвеске СА автомобиля производится с точки ч' зрения потребителя по методике, разработанной Фасхиевым Х.А.

Принятая для расчета методика позволяет с высокой степенью объективности определить прибыльность капитальных вложений в проектирование, подготовку производства и внедрение, так как при оценке экономической эффективности применения разработанной гидропневматической опоры соблюдаются следующие требования:

- оценка производится за жизненный цикл изделия;

- учитываются все доходы и расходы, связанные с оцениваемым изделием;

- обеспечена сопоставимость сравниваемых изделий;

- производится ориентировка на максимальный эффект, или минимальные затраты;

- учитывается фактор времени;

- учитываются интересы всех участников инвестиций индивидуально;

- учитывается ухудшение параметров адаптивной подвески по мере старения;

- денежные потоки формируются с учетом инфляции, неопределенностей и рисков, остаточной стоимости подвески СА в момент списания грузового автомобиля (автобуса), а также изменение оборотных средств в процессе ее эксплуатации.

Целью проводимого расчета является оценка экономической эффективности инвестиций при использовании адаптивной опоры в подвеске СА грузовых автомобилей разных классов (автобуса), взамен альтернативного варианта, менее эффективной подвески на основе резинометаллических опор.

Для оценки экономической эффективности инвестиций при использовании в подвеске СА автомобиля адаптивной опоры, используется сравнительная оценка экономических показателей при производстве и реализации автомобилей КамАЗ-4307, -4308, -6520 подвеска СА которых оборудована резинометалличе-скими и вновь разработанными адаптивными опорами.

Сравнительная оценка производилась по следующим показателям экономической эффективности: чистой текущей стоимости (ЧТС), дисконтированному текущему расходу (ДЧР), рентабельности инвестиций (Р1), внутреннему коэффициенту окупаемости (ВКО), текущей окупаемости (ТО), коэффициенту экономической эффективности.

Чистый денежный поток показывает в текущих ценах приток денежных средств от реализации проекта и возможность возврата полученного кредита. Недостаток оценки инвестиций по чистому денежному потоку в том, что он не учитывает фактор времени. Сопоставлять непосредственно денежные суммы различных периодов некорректно, т.к. с течением времени покупательная способность денег меняется. Кроме того, деньги как капитал способны принести прибыль, например, в сумме банковского процента, поэтому они имеют определенную стоимость. Учитывая эти факторы, инвестиции и чистый денежный поток разных периодов необходимо привести к одному моменту, обычно к начальному периоду инвестиций, т.е. к нулевому году. Будущие суммы к настоящему моменту приводятся дисконтированием по коэффициенту дисконтирования

КО = 7-—,

1 + г + 1 + г-1) где п =0, 1,2, . Тел - порядковый номер года; г - годовой темп инфляции; г — нетто ставка дисконтирования, равная "стоимости" капитала или процентной ставке по срочным депозитам банка без учета инфляции.

Процентная ставка фирмы определяет финансовую отдачу, которую она ожидает от инвестиций. Отдача, которую ждет фирма от своей инвестиции, включает два компонента - свободную от риска ставку и страховую премию

У ~ 1*0 1*стр' где г — требуемая отдача (ставка дисконтирования); г0 — свободная от риска ставка, представляющая собой минимально приемлемый доход от инвестиций в отсутствие практически всех рисков; гстр ~ страховая премия.

Прирост капитала от инвестиций определяется как разность суммарного дисконтированного денежного потока и дисконтированной суммы инвестиций. Эта величина называется чистой текущей стоимостью (ЧТС) и показывает интегральный эффект от реализации проекта, которая должна быть больше нуля, в противном случае произойдет "эрозия" капитала потребителя. ЧТС рассчитывается по формуле

П=О п=О п где Тсл — период реализации проекта, лет; дцпп - дисконтированный денежный поток;

Д1 — инвестиции п-ного года; п - порядковый номер года.

ЧТС представляет собой разницу суммы дисконтированного денежного потока и дисконтированной суммы инвестиций, если они проведены в разные периоды, т.е. сопоставляются чистые денежные поступления, приведенные к нулевому периоду с величиной инвестиций. При проведении сравнительного анализа технико-экономической эффективности альтернативных моделей наиболее эффективной является та модель, у которой значение ЧТС наибольшее и, наоборот. ЧТС отражает прогнозную оценку роста экономического потенциала предприятия в случае принятия рассматриваемого проекта. ЧТС разных проектов может быть суммирована, что позволяет использовать его при анализе оптимальности инвестиционного портфеля.

На практике иногда невозможно определить выручку от эксплуатации новой техники. Например, как оценить экономическую эффективность грузовых автомобилей, применяемых в технологической цепи собственного производства? Практически все хозяйствующие субъекты используют в своей деятельности легковые автомобили, затраты по которым относят на себестоимость продукции предприятия. Выручку от их использования рассчитать невозможно. При затруднениях расчета явной выгоды от использования новой техники она может быть оценена по критерию дисконтированные чистые расходы (ДЧР), определяемые по формуле [95]:

Тел Т\ дчр= ъдтр^±д1^

1=0 где ДТР{ - дисконтированные текущие расходы 1-ого периода.

В составе ДТР{ учитываются эксплуатационные текущие затраты, которые напрямую определяются качеством изделия. Этот критерий по сути есть сумма единовременных и текущих затрат за срок службы автомобиля, приведенный к начальному периоду инвестиций. При помощи критерия ДЧР можно оценить конкурентоспособность как инвестиционных, так и потребительских товаров. ДЧР конкурентных моделей должны быть рассчитаны на один и тот же объем работ. Как правило, объемы работ разных автомобилей различны, поэтому для приведения ДЧР разных моделей к сопоставимому виду определяют удельные ДЧР (УДЧР). Для этого суммарное значение ДЧР надо делить на суммарную производительность:

Тел 77 i дтр( + i д1( удчр=<=* ш • п=0

ДЧР как критериальный показатель сравниваемых моделей предпочтительнее ЧТС, т.к. прогнозировать будущие доходы гораздо сложнее, чем расходы.

Рентабельность инвестиций определяется по формуле

Р1 показывают суммарный дисконтированный денежный поток на рубль дисконтированных инвестиций. Инвестиции рентабельны, если Р1>1. Это условие автоматически выполняется, когда ЧТС>0. Условие Р1>1 одновременно показывает, что затраты по данному проекту окупаются, а значение Р1 равно кратности окупаемости за рассматриваемый период. Естественно, при сравнительном анализе наиболее предпочтителен вариант с наибольшей рентабельностью.

Потребителя интересует вопрос не только окупаемости, но и прибыльность вложений, которую характеризует внутренний коэффициент окупаемости (ВКО) проекта. ВКО - это величина ставки дисконтирования, соответствующая нулевому значению ЧТС.

Величина ВКО определяется из уравнения где ^ — ставка дисконтирования, при которой соответствующая чтс^>0;

2 - ставка дисконтирования, при которой соответствующая ЧТС^ <0.

По величине ВКО можно судить о возможности возврата кредита, сравнивать прибыльность вложений с альтернативными инвестициями. ВКО показывает максимально допустимую величину ставки дисконтирования. Для инвестиций необходимо выполнение условия ВКО>"СК" (стоимость капитала для предприятия).

Окупаемость проекта может определяться двояко: по чистому денежному потоку без учета фактора времени (Р - окупаемость) и по дисконтированному р1=ттдцпп: еж сл п=0 п=0 денежному потоку (ТО - текущая окупаемость). Для расчета окупаемости денежный поток суммируют до тех пор, пока сумма не превысит величину инвестиций. Год, в котором происходит это превышение, и есть срок окупаемости инвестиций. Потребитель полученное значение срока окупаемости сравнивает с альтернативными инвестициями и принимает решение о приобретении автомобиля. Если он инвестиции осуществил за счет кредита, то срок окупаемости не должен превышать срок возврата кредита, в случае его возврата только за счет прибыли от эксплуатации автомобиля.

Окупаемость по чистому денежному потоку не учитывает временной стоимости денег. Этот показатель позволяет узнать, пренебрегая влиянием дисконтирования, сколько потребуется времени для того, чтобы инвестиции принесли столько чистых денежных средств, сколько пришлось потратить единовременно. Если для компании важен срок окупаемости, то этот показатель можно использовать как "барьер". Если срок окупаемости проекта больше, чем "барьерный", то проект отвергается. Окупаемость игнорирует денежный поток после возмещения первоначальных расходов. Метод дает большой вес денежным потокам, генерируемым в первые годы.

Окупаемость инвестиций может быть определена в текущих стоимостях, т.е. используя дисконтированный денежный поток (ДДП). Окупаемость, рассчитанная по ДДП, называется текущей окупаемостью (ТО-окупаемость). В данном случае учитываются временной фактор и "барьерная ставка". Естественно, текущая окупаемость больше, чем окупаемость, рассчитанная по чистым текущим стоимостям. ТО можно рассчитать по формуле

ТО = т + ^1~8т , т+1 где 5т — сумма денежного потока за т лет, при котором выполняется условие я.

Р' , - денежный поток в (т+1) - ом году.

Коэффициент экономической эффективности определяется делением среднего годового денежного потока на среднюю величину инвестиций. Коэффициент экономической эффективности вычисляется по формуле

КЭ1

0.5-(/-ОС)' где чдп - чистый денежный поток. Определяется как отношение суммы денежных потоков к числу лет эксплуатации инвестиций.

Экономический эффект, получаемый государством, может быть оценен суммарной величиной налогов, которые получают бюджетные или внебюджетные фонды государства от эксплуатации инвестиций. Для приведения к началу инвестиций и для возможности сравнения разносрочных инвестиций денежный налоговый поток необходимо дисконтировать по ставке рефинансирования Центрального Банка. Ставка рефинансирования и есть ориентир ценности государственных денежных средств. Бюджетный (государственный) эффект рассчитывается по формуле Н„ где нп — налоги, выплачиваемые в п-ом году, связанных с инвестициями.

В настоящее время «КАМАЗ» производит грузовые автомобили разных классов: малый автомобиль КАМАЗ-4307, средний КАМАЗ-4308 и тяжелый КАМАЗ-6520. Как уже отмечалось выше, все они имеют СА различных типов значительно отличающихся по массе. В связи с этим каждый конкретный СА должен иметь свою подвеску. Автомобили малого, среднего класса появились сравнительно недавно, и подвеска их двигателей была сконструирована с использованием имеющихся серийных резиновых подушек, применявшихся в подвеске СА тяжелых автомобилей. Следствием этого явился повышенный уровень вибрации и шума.

Решением этой проблемы может стать применение в подвеске СА этих машин адаптивных гидропневматических опор. Они способны настраиваться под различные С А и обладают хорошими виброизолирующими свойствами.

Единичное производство адаптивной опоры ввиду имеющихся в ее конструкции более сложных в изготовлении деталей потребует больших затрат, чем производство резинометаллических. В условиях серийного производства с учетом того, что при производстве адаптивной опоры не требуется переналадка оборудования, в отличие от резинометаллических для каждой подвески, она оказывается дешевле.

Расчет затрат для определения экономической эффективности применения в подвеске автомобилей КАМАЭ-4307, -4308, -6520 резинометаллических и адаптивной гидропневматической опор представлен в табл.1, 2, и 3.

Результаты расчетов прогноза денежных потоков для автомобилей КАМАЗ-4307, -4308, -6520, подвеска СА которых оборудована адаптивными гидропневматическими опорами, сводятся в табл.4, а для автомобилей с подвеской СА на основе резинометаллических опор сведены в табл.6.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. На основании технической потребности в унифицированной подвеске СА различной массы и проведенного анализа научной литературы в области демпфирования колебаний, был разработан новый способ адаптации жесткости опор подвески СА, основанный на изменении давления в газовой камере, а также опора СА по патенту РФ № 2290548, отличающаяся наличием клапана поддержки постоянного давления, перегородки с резиновым буфером и пазами в нем, плавно ограничивающим перемещения штока и армированной диафрагмой, удовлетворяющая условиям адаптивности.

2. Разработана математическая модель адаптивной опоры СА, описывающая процесс диссипации (посредством жидкости) колебательной энергии, позволяющая моделировать процесс демпфирования колебаний и рассчитывать угол потерь в зависимости от выбранных геометрических параметров опоры, что способствует сокращению времени на проектирование опоры.

3. Получены аналитические зависимости, позволяющие оценивать величину осевого и тангенциального натяжения возникающего в диафрагме адаптивной опоры при любом изменении давления, которые позволяют оценивать прочностные характеристики армирующего материала. Погрешность вычисления, как показало сравнение результатов с расчетом, полученным посредством ПО «АЫБУЗ», составляет 3,28%. Правильный выбор армирующего материала диафрагмы адаптивной опоры позволит значительно повысить надежность и долговечность конечного изделия.

4. Разработан метод расчета адаптивной опоры СА, основанный на алгоритме определения конструктивных и геометрических параметров опоры, позволяющий проводить предварительную оценку конструкции, а также сократить время и средства на получение работоспособной опоры СА и на доводочные испытания.

5. Разработан метод стендовых испытаний адаптивной опоры СА, основанный на определении потерь энергии в опоре, отличающийся возможностью получения мгновенных значений угла потерь колебательной системы, позволяющий настроить опоры под разные СА и определить наиболее эффективные, с точки зрения демпфирования, параметры дросселирующих каналов.

6. Внедрение адаптивных опор в подвеску СА автомобилей КАМАЗ разных классов позволяет, снизить себестоимость их изготовления приблизительно на 50 рублей на один автомобиль. Чистая текущая стоимость автомобиля КАМАЗ с адаптивными опорами за пять лет производства, составит 60 рублей при средней партии 100000 автомобилей в год.

1. ОСТ 37.001.275-84. Автотранспортные средства. Методы испытаний на плавность хода М.: НАМИ, 1985. - с.

2. Вибрация в технике. В 3 т. Т.З. Колебания машин, конструкций и их элементов / Э. Л. Айрапетов, И. А. Биргер, В. Л. Вейц. М.: Машиностроение, 1980. - 544 с.

3. Альтшуль, А. Д. Гидравлические сопротивления / А. Д. Альтшуль. М.: Стройиздат, 1973.

4. Ананьев, И. В. Колебания упругих систем в авиационных конструкциях и их деформирование / И. В. Ананьев, П. Г. Тимофеев. — М.: Машиностроение, 1965.- 526 с.

5. Вибрация в технике. В 6 т. Т.6. Защита от вибрации и ударов / В. К. Аста-шев, В. И. Бабицкий, И. И. Биховский, И. И. Вульфсан. М.: Машиностроение, 1981. - 456 с.

6. Байков, Б. П. Дизели: справочник / Б. П. Байков, В. А. Ваншейдт, И. П. Воронов. Л.: Машиностроение, 1977. - 480 с.

7. Башта, Т.М. Гидравлика гидромашины и гидроприводы / Т. М. Башта, С. С. Руднев, Б. Б. Неарасов. 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1982. -423 с.

8. Беляковский, Н. Г. Конструктивная амортизация механизмов, приборов и аппаратуры на судах / Н. Г. Беляковский. Л.: «Судостроение», 1965. -522 с.

9. Бидерман, В. Л. Механика тонкостенных конструкций. Статика / В. Л. Бидерман. М.: Машиностроение, 1977. - 488 с.

10. Бидерман, В. Л. Вопросы расчета резиновых деталей. Расчеты на прочность / В. Л. Бидерман; под ред. С. Д. Пономарева вып. 3. М.: Машгиз, 1959. -27 с.

11. Бидерман, В. Л. Прикладная теория механических колебаний / В. Л. Бидерман. М.: «Высшая школа», 1972. — 416 с.

12. Булгаков, Б. В. Колебания / Б. В. Булгаков. М.: Гостехиздат, 1954. - 877 с.

13. Бурдасов, Е. И. К вопросу об оценке эксплуатационной долговечности амортизаторов подвески силового агрегата автомобиля / Е. И. Бурдасов, В. В. Кисиль // Каучук и резина. 1974. — № 7. с. 29-31.

14. Буренин, В. В. Новые резинометаллические виброизоляторы с гидравлическим демпфированием для грузовых автомобилей / В. В. Буренин, С. В. Иванин // Грузовик. 2001. № 10. с. 12-14.

15. Бутаев, Д. А. Сборник задач по машиностроительной гидравлике / Д. А. Бу-таев, 3. А. Калмыкова, JI. Г. Подвидз — 4-е изд., перераб. М.: Машиностроение, 1981. - 464 с.

16. Вакина, В. В. Машиностроительная гидравлика. Примеры расчетов / В. В. Вакина, И. Д. Динисенко, A. JI. Столяров; Вища шк. Главное изд-во, 1986. -208 с.

17. ГОСТ 24346-80. Вибрация. Термины и определения М.: Госстандарт, 1980.- 28 с.

18. Государственный стандарт Российской Федерации).

19. ГОСТ 24347-80. Вибрация. Обозначения и единицы величин М.: Госстандарт, 1980. - 5 с.

20. Государственный стандарт Российской Федерации).

21. ГОСТ 28362-89. Виброизолирующие устройства. Информация, предоставляемая заказчиками и изготовителями М.: Госстандарт, 1989. -9с.-(Государственный стандарт Российской Федерации).

22. ГОСТ 26568-85. Вибрация. Методы и средства защиты. Классификация -М.: Госстандарт, 1985. 11 с,

23. Государственный стандарт Российской Федерации).

24. ISO 2631-1-97. Вибрация и удар. Оценка воздействия общей вибрации на человека — Минск.: Межгосударственный, совет по стандартизации, метрологии и стандартизации, 1997. 40 с.1. Международный стандарт).

25. ISO 5349-2-97. Вибрация. Измерение локальной вибрации и оценка ее воздействия на человека Минск.: Межгосударственный, совет по стандартизации, метрологии и стандартизации, 1997. - 54 с. -(Международный стандарт).

26. ГОСТ 12.4.094-88. Вибрация. Динамические характеристики тела человека при воздействии вибрации. Методы определения — М.: Изд-во стандартов, 1988.- 9 с.1. Международный стандарт).

27. РД 37.001.008-83. Вибрация силовых агрегатов автомобиля. Методы измерения. Рекомендуемые допустимые значения -М.: НАМИ, 1983. 17 с.

28. ISO 2631/1-85. Вибрация, предаваемая человеческому телу: Руководство по оценке воздействия на человека М.: Изд-во стандартов, 1985. - 17 с. (Международный стандарт).

29. Вопросы рассеяния энергии при колебаниях упругих систем: сб. статей / под ред. Г. С. Писаренко. Киев. ГИЛ УССР, 1962. - 224 с.

30. Гидропневматические и рабочие жидкости шасси : учебное пособие для студентов вузов / М. Ф. Гарифуллин, А. Ю. Барыкин, М. М. Мухаметдинов -Набережные Челны : Изд-во КамПИ, 2003. 70 с.

31. Гейер, В. Г. Гидравлика и гидропривод / В. Г. Гейер, В. С. Дулин, А. Н. Заря. 2-е изд., перераб. - М.: «Недра», 1981. - 331 с.

32. Григолюк, Э. И. Устайчивость и колебания трехслойных оболочек / Э. И. Григолюк, П. П. Чулков М.: Машиностроение, 1973. - 170 с.

33. Григорьев, Е. А. Периодические и случайные возмущающие силы и колебания автомобильных и тракторных двигателей: дисс. канд. техн. уаук: 05.05.03:-Волгоград, 1974.- 403 с.

34. Григорьев, Е. А. Расчет и конструированиерезиновых амортизаторов / Е. А. Григорьев. -М.: Машгиз, 1960. 160 с.

35. Дымников, С. И. Расчет изделий из высокоэластичного материала / С. И. Дымников, Э. Э. Лавендел, М. И. Павловский. Рига.: Зинатне, 1980. - 192 с.

36. Енукидзе, Б. М. Проблема снижения шума и вибрации АТС / Б. М. Енукид-зе, В. Е. Тольский // Автомобильная промышленность. — 1985. — №7. с. 1-3.

37. Жарнов, Э. М. Определение спектра возмущающих газовых сил четырехтактного дизеля по его теоретическим индикаторным диаграммам / Э. М. Жарнов // Уменьшение шума автомобилей М.: ОНТИ-НАМИ, 1969. вып. 6, с. 77-88.

38. Идельчик, И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям / И. Е. Идельчик М.: Машиностроение, 1975. - 559 с.

39. Батуев, Г.С. Инженерные методы исследования ударных процессов / Г. С. Батуев, Ю. В. Голубков и др. М.: Машиностроение, 1969. - 248 с.

40. Исследование виброакустических полей автомобиля ГАЗ-ЗЮ5 / Отчет о научно-исследовательской работе Горьковского филиала ИМАШ, 1989. 208 с.

41. Ицков, М. Е. Разработка методов расчета резинометаллических виброизоляторов автомобиля: дисс. . канд. техн. Наук: 05.05.03. — М., 1991. 214 с.

42. Карамышкин, В. В. Динамическое гашение колебаний / В. В. Карамышкин -Л.: Машиностроение, 1988. 108 с.

43. Клюкин, И. И. Борьба с шумом и звуковой вибрацией на судах / И. И. Клю-кин- Л.: «Судостроение», 1971,- 416 с.

44. Ковальчук, А. В. Гидравлическая опора подвески двигателя легкового автомобиля / А. В. Ковальчук // Научно-технические достижения и передовой опыт в автомобилестроении: Информ. сб. — М.: НИИстандартовсельхозмаш, 1991.-№ 1. — с. 3-4.

45. Колесник, Н. В. Устранение вибрации машин / Н. В. Колесник М.: Маш-гиз, 1960. - 199 с.

46. Кондрашкин, С.И. Принципы построения математических моделей динамики движения автомобиля / С. И. Кондрашкин, С. П. Контанистов, В. М. Семенов// Автомобильная промышленность. 1979. —№7.

47. Коненков, Ю. К., Давтян М.Д. Случайные механические процессы в оборудовании машин / Ю. К. Коненков, М. Д. Давтян М.: Машиностроение, 1988.- 272 с.

48. Лавендел, Э. Э. Расчет резинотехнических изделий / Э. Э. Лавендел М.: Машиностроение, 1976. - 232 с.

49. Латышев, Г. В. Экспериментальное определение нагруженности подвески силового агрегата автомобиля / Латышев Г.В, Тольский В.Е. // Автомобильная промышленность. — 1971, —№ 12. с. 21-24.

50. Латышев, Г. В. Метод расчета колебаний силового агрегата автомобиля, возникающих от воздействия дорожных неровностей / Г. В. Латышев, Л. М. Минкин, В. Е. Тольский // Труды НАМИ, №145. -1974. с. 41-54.

51. Левитский, Н. И. Колебания в механизмах: Учеб. Пособие для втузов / Н. И. Левитский. -М.: Наука, 1988. 336 с.

52. Лепетов, В. А. Расчеты и конструирование резиновых технических изделий и форм / В. А. Лепетов Л.: изд. Химия, 1972. - 312 с.

53. Луковский, И. А. Нелинейные колебания жидкости в сосудах сложной геометрической формы / И. А Луковский — Киев, Наукова думка, 1975. — 135 с.

54. Магула, В. Э. Судовые мягкие емкости / В. Э. Магула и др. Л.: Судостроение, 1966.

55. Микишев, Г. Н. Динамика твердого тела с полостями, частично заполненными жидкостью / Г. Н. Микишев, Рабинович. М.: Машиностроение, 1968.- 563 с.

56. Матвеев, В. В. Демпфирование колебания деформируемых тел / В. В. Матвеев. — Киев: Наукова думка, 1985. — 263 с.

57. Найденко, О. К. Амортизация судовых двигателей и механизмов / О. К. Найдёнко П. П. Петров. Л.: Скдпромгиз., 1962, -287 с.

58. Новокшенов, В. К. Снижение низкочастотной вибрации силового агрегата с поперечным расположением двигателя: дисс. канд. техн. наук 05.05.03: -М., 1986.- 226 с.

59. Певзнер, Я. Н. Колебания автомобиля / Я. Н. Певзнер, Г. Г. Гридасов, А. Д. Конев, А. Е. Плетнев М.: Машиностроение, 1979. - 208 с.

60. Платонов, В. Ф. Полноприводные автомобили / В. Ф. Платонов. -2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1989. — 312 с.

61. Полунгян, А. А. К вопросу об уменьшении связности колебаний автомобильного силового агрегата / А. А. Полунгян, В. К. Новокшенов // Машиностроение. 1985. - № 3. - с. 82-87.

62. Потураев, В. Н. Резиновые детали машин / В. Н. Потураев, В. И. Дырда -М.: Машиностроение, 1977. 216 с.

63. Потураев, В. Н. Прикладная механика резины / В. Н. Потураев, В. И. Дырда, И. И. Круш Киев.: Наукова думка, 1980. - 260 с.

64. Потураев, В. Н. Методика определения реологических параметров резиновых деталей при циклическом деформировании / В. Н. Потураев, И. И. Круш, Н. Н. Дырда Киев.: Наукова думка, 1970. 27 с.

65. Прокофьев, В. М. Пневматические конструкции / В. М. Прокофьев и др. // Тематические обзоры ЦНИИТЭНЕФТЕХИМ, 1791.

66. Прочность и деформативность конструкций с применением пластмасс / под ред. А. Б. Губенко, Стройиздат, 1966.

67. Раймпель, Й. Шасси автомобиля. Амортизаторы, шины, колеса /Пер. с нем.

68. B. П. Агапова; под ред. О. Д. Златовратского — М.: Машиностроение, 1986. 320 с.

69. Рассеяние энергии при колебаниях упругих систем / сб. статей; под ред. Г.

70. C. Писаренко Киев.: Наукова думка, 1966. - 304 с.

71. Расчетно-теоретический справочник проектировщика / под ред. А. А. У майского.: . — М.: Гсстройиздат, 1960.

72. Резноковский, М. М. Механические испытания каучука и резины / М. М. Резноковский, А. И. Лукомская -М.: «Химия», 1968.

73. Семенов, В. М. О динамике автомобиля как колебательной системы со многими степенями свободы / В. М. Семенов, С. И. Кондрашкин, С. П. Конта-нистов // Автомобильная промышленность. — 1976. №4.

74. Сергеев, С. И. Демпфирование механических колебаний / С. И. Сергеев -М.: Физматгиз, 1959. 408 с.

75. Скобцев, Е. А. Методы снижения вибрации и шума дизелей / Е. А. Скобцев, А. Д. Изомов, Л. В. Тузов Л.: Машгиз, 1962. - 192 с.

76. Сорокин, Е. С. К теории внутреннего трения при колебаниях упругих систем / Е. С. Сорокин М.: Госстройиздат, 1960. - 131 с.

77. Стрементарев, В. А. Разработка методов снижения вибрации и шума легковых автомобилей: дисс. канд. техн. наук: 05.05.03. -М., 1984. 218 с.

78. Тимошенко, С. П. Механика материалов: учебник для вузов / С. П. Тимошенко. 2-е изд. — М.: Издательство «Лань», 2002. - 672 с.

79. Тимошенко, С. П. Теория упругости: Пер. с англ. / С. П. Тимошенко, Дж. Гудьер; под ред. Г. С. Шапиро 2-е изд. - М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1979.— 560 с.

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

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

82. Тольский, В. Е. Основные требования, предъявляемые к подвеске автомобильного двигателя / В. Е. Тольский // Автомобильная промышленность

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

84. Тольский, В. Е. Исследование силового агрегата автомобиля / В. Е. Толь-ский // Автомобильная промышленность. № 4 - с. 9-13.

85. Ферри, Д. Д. Вязкоупругие свойства полимеров. Перевод С английского / Д. Д. Ферри М.: Мир, 1963. -535 с.

86. Филиппов, А. П. Колебания деформируемых систем / А. П. Филиппов — М.: Машиностроение, 1970. 734 с.

87. Фролов, К. В. Вибрация-друг или враг? / К. В. Фролов М.: Наука, - 1984. - 144 с.

88. Хазен, М. М. Теплотехника / М. М. Хазен, Г. А. Матвеев, М. Е. Грицевский -М.: Высшая школа, 1981. 480 с.

89. Хильчевский, В. В. Рассеяние энергии при колебаниях тонкостенных элементов конструкций / В. В. Хильчевский, В. Г. Дубенец Киев.: Вища школа, 1981.- 168 с.

90. Экспресс-информация «Испытательные приборы и стенды», 1974, вып. 19. 30 с.

91. Экспресс-информация «Испытательные приборы и стенды», 1977, вып. 33. 34 с.

92. Яворский, Ю. Резина в автомобилях / Ю, Яворский, перевод с польского А. М. Спички Ленинград.: Машиностроение, 1980. - 359 с.

93. Nashif A.D., Johnes D.G., Henderson J.P. Демпфирование колебаний: Перевод с английского. -М.: «Мир», 1988. -448 с.

94. Bosenberg D., Boom J. Motorlagerungen im Fahrzeug mit integrieter hydraulischer Dampfung ein Weg zur Verbesserung des Fahrkomforts// ATZ. -1979. Bd. 81, №10. -S. 533-539.

95. Dodtibacher D. Rechnerische Ermittlung des Schwingverhaltens des elastisch gelagerten Motors im Pkm// Automobil-Indastrie. -1982. -№ 1. -S. 57-61.

96. Flower W.S. Understanding Hudraulic Mounts for Improved Vehicle Noise, Vibration and Ride Qualitits// SAE paper, 1985. -№ 850975. -P. 123-132.

97. Haldenwanger H.G. Entwicklung und Erprobung von Sitzen für PersonenKraft-wagen// ATZ. -1982. -Bd/ 84, № 9. -S 437-445.

98. Hamaekers A. Tntkoppelte Hydrolager als losung des Zielkonflikts bet der Auslegung von Motorlengern// Automobil-Indastrie. -1985. -№ 5. -S. 541-547.

99. Hofmann M. Neus Konzepte fur Motorlengerungen// Automobil-Indastrie. — 1988.-№ 6.-S. 657-667.

100. Le Salver R. The use of engine mounts with integrated hydraulic damping in passenger cars// International Jornal of Vehicle Design. -1986. -V. 7, № I/2. -P. 204212.

101. Mitschke М/ Dynamik der Kraftfahrzeuge. Schwingungen. -Berlin: SpringerVerlag, 1984. -426 s.

102. Pham A.T., Lehoir P. Etude et development du support motour "hudrophase"// Ingenieurs de l'automobile. -1980 -№ 6. -P. 75-78.

103. Racca R.S. How to select power-train isolators for good performance and long service life// SAE paper, 1982. -№ 821095. -P. 1-12.

104. Reed A.J/ 23614/56 U. K. Patent. -1956.

105. Renzo M.B. Etude d'une gamme de supports-moteur a fort nivean d'amortissement par utilization d'un fluide non newtonic// Ingenieurs de l'automobile. -1984. -№ 4. -P. 21-30.

106. Sakamoto T. Development of Engine Rubber Mount with Hydraulic Damping// Jidosha Gijutsu. -1982. -V. 36, № 12. -P 1317-1322.

107. Wect J.P. Hydraulically-damped engine-mounting// Automotive Engineer. -1987 -V.12, №1, -P. 17-19.

108. Патент на изобретение №2290548 РФ. Адаптивная гидропневматическая опора / Карелин Д.Л. МПК F16F 13/00. 2005117602/11; Заявлено 07.06.2005, опубл. 27.12.2006. Бюл. №36.