Одними из основных показателей, характеризующих качество и технический уровень транспортного средства, являются вибрация и шум. Вибрация оказывает вредное воздействие на здоровье людей, ведет к нарушению работы узлов и систем автомобиля, снижению их надежности и долговечности, в связи с этим разработка эффективных средств снижения вибронагруженности транспортных средств является актуальной задачей, направленной на повышение их эксплуатационных показателей.
Целью данных исследований является разработка методики комплексной оценки и анализа виброакустических параметров системы силовой агрегат-рама-кузов на примере семейства грузовых автомобилей Газель Next с двигателем Cummins ISF2.8s4129P для разработки конструктивных решений, направленных на уменьшение вибраций элементов конструкции и снижение уровня шума. Исследования выполнены при финансовой поддержке Министерства образования и науки РФ в рамках проекта по договору №02.G25.31.0006 от 12.02.2013 г. (постановление Правительства Российской Федерации от 9 апреля 2010 года №218).
Силовой агрегат, установленный на упругих элементах подвески, является частью сложной колебательной системы, характеризуемой большим числом параметров и взаимодействий. Задачу анализа такой системы целесообразно решать в несколько этапов, включающих как теоретические, так и экспериментальные исследования. Расчетные исследования проводятся путем моделирования системы на основе метода конечных элементов (МКЭ). Для создания конечно-элементной модели силового агрегата, которая будет соответствовать реальной работе исследуемого объекта, необходимо правильно учесть основные характеристики опор двигателя и коробки передач, к которым относятся их жесткости и коэффициенты демпфирования. На начальном этапе была разработана динамическая модель, позволяющая оценить колебания силового агрегата на резинометаллических опорах, установленных на жестком основании. Для корректного задания опор в модели их упругие характеристики были получены экспериментально на нагрузочном стенде.
В рамках исследований был произведен расчет собственных значений частот и форм колебаний силового агрегата на опорах с использованием разработанной динамической, конечно-элементной модели. При расчете имитировалось крепления опор двигателя к жесткому основанию. Были получены шесть форм с частотами до 10 Гц. Анализируя полученные результаты модального анализа, можно отметить, что частота колебаний по форме соответствующая направлению действия опрокидывающего момента составляет 7 Гц. Максимальная амплитуда колебаний силового агрегата по построенной АЧХ также лежит в диапазоне частот от 5 до 7,5 Гц.
Для оценки адекватности разработанной динамической модели, имитирующей колебания силового агрегата на резинометаллических опорах необходимо экспериментально определить параметры свободных колебаний реального силового агрегата. С этой целью был поставлен эксперимент, задачей которого является определение частоты собственных колебаний силового агрегата вокруг продольной оси. В ходе эксперимента при помощи оптического датчика регистрировались перемещения силового агрегата при его запуске, работе при минимальной частоте вращения на холостом ходу, а также при остановке двигателя. По результатам эксперимента была определена частота свободных колебаний силового агрегата, которая составила порядка 8 Гц. Сопоставимость результатов расчета и полученных экспериментальных данных по частотам свободных колебаний подтверждает адекватность разработанной расчетной модели, что позволяет использовать данную модель силового агрегата с опорами в составе более сложных колебательных систем, учитывающих влияние рамы и кузова.
На рисунке 1 показана подробная конечно-элементная модель силового агрегата с рамой автомобиля. Рама смоделирована оболочечными элементами и полностью соответствует геометрическим размерам реального объекта, также в ней учтены поперечина крепления двигателя, передняя и задняя подвески автомобиля. С помощью балочных элементов смоделированы задний мост и рессоры задней подвески. Колеса автомобиля представлены упругими элементами жесткостью 400 Н/мм.
Рис. 1. Конечно-элементная модель силового агрегата с рамой
На рисунке 2 показано несколько форм и частот динамической модели силовой агрегат – рама в диапазоне до 25 Гц. Форма 3 с частотой f = 4,2 Гц показывает колебания силового агрегата вместе с рамой вокруг продольной оси. Колебаниям силового агрегата на опорах вокруг продольной оси соответствует форма 4 с частотой f = 5,2 Гц. Эта частота практически совпадает с резонансной частотой, полученной на АЧХ в результате гармонического анализа колебаний отдельного силового агрегата. Угловым колебаниям силового агрегата относительно осей Z и Y соответствуют формы 5 и 6 с частотами соответственно 6,2 Гц и
7,7 Гц. Формы колебаний с 9-й по 12-ю с частотами в диапазоне от 15 Гц до 25 Гц характеризуют в основном колебания рамы относительно силового агрегата.
|
|
3-я форма f=4,2 Гц |
4-я форма f=5,2 Гц |
|
|
5-я форма f=6,2 Гц |
6-я форма f=7,7 Гц |
|
|
9-я форма f=15,8 Гц |
10-я форма f=17 Гц |
|
|
11-я форма f=22,4 Гц |
12-я форма f=24,5 Гц |
Рис. 2. Собственные формы и частоты колебаний модели силовой агрегат – рама
В результате рассмотрения полученных собственных форм (мод) колебаний системы силовой агрегат-рама можно отметить, что формы колебаний силового агрегата в составе рамы в целом остаются такими же, что и при расчете мод колебаний агрегата без рамы, только немного сдвигаются по частотам. Диапазон частот колебаний, характерных для силового агрегата, находится также в пределах 5-8 Гц.
Далее конечно-элементная модель силового агрегата с рамой была дополнена моделью цельнометаллического кузова-фургона. Анализируя формы и частоты колебаний, полученные в результате модального анализа расчетной модели с кузовом, можно отметить, что основные формы колебаний силового агрегата изменились незначительно. Таким образом, по результатам проведенного модального анализа установлено, что введение в расчетную модель рамы и кузова не оказывает значительного влияния на формы и частоты собственных колебаний силового агрегата на упругих опорах в диапазоне частот до 9 Гц.
Были проведены также расчеты вынужденных колебаний силового агрегата при действии на него единичного опрокидывающего момента. Расчеты выполнялись для трех разработанных ранее конечно-элементных моделей. В результате выяснилось, что при установке силового агрегата на раму амплитуда его поперечных колебаний уменьшается примерно на 60%. В то же время, введение в расчетную модель кузова увеличивает амплитуду колебаний в несколько раз, при этом также немного уменьшается частота колебаний.
Проведенный расчет колебаний силового агрегата на основе конечно-элементных моделей разной степени сложности показал, что элементы шасси автомобиля, его несущей системы, в том числе кузов, могут оказывать значительное влияние на вынужденные колебания силового агрегата. Значительная разница амплитуд колебаний в трех вариантах расчета вызвана, по-видимому, существенным изменением массово-инерционных характеристик колебательной системы в целом при введении в нее элементов шасси и кузова автомобиля.
В результате проведенных исследований разработана динамическая модель, имитирующая колебания силового агрегата на резинометаллических опорах в составе шасси автомобиля с кузовом. Проведен расчет частот и форм собственных колебаний силового агрегата, а также вынужденных колебаний при действии на него опрокидывающего момента с частотой основной гармоники на режиме холостого хода с минимальной частотой вращения коленчатого вала. Выполнен сравнительный анализ результатов расчетов и дана оценка влияния отдельных элементов конструкции на характер колебательных процессов.
Рецензенты:
Беляков В.В. д.т.н., профессор кафедры автомобилей и тракторов ФГБОУ ВПО «Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева», г. Нижний Новгород;
Вахидов У.Ш. д.т.н., профессор, заведующий кафедрой строительных и дорожных машин ФГБОУ ВПО «Нижегородский государственный технический университет им. Р.Е. Алексеева», г. Нижний Новгород.