Снижение вибронагруженности полноприводного легкового автомобиля на стадии его доводки

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

Специальность 05.05.03 - Колёсные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание учёной степени

кандидата технических наук

Снижение вибронагруженности полноприводного легкового автомобиля на стадии его доводки

Прасолов Алексей Вячеславович

Тольятти 2009

Работа выполнена на кафедре «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета.

Научный руководитель: Кандидат технических наук, доцент

С.Н. Корнилов ;

Кандидат технических наук, доцент М.В. Прокопьев.

Официальные оппоненты:Доктор технических наук, профессор

Н.М. Филькин

Кандидат технических наук, С.В. Громовой

Ведущая организация: ООО «Анвис Рус», г. Тольятти.

Защита состоится 9 апреля 2009 года в 1400 часов на заседании диссертационного совета Д 212.065.03 в Ижевском государственном техническом университете по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, дом 7, ИжГТУ, корп. 7.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Отзыв на автореферат в двух экземплярах, заверенных гербовой печатью, просим направить на имя учёного секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан « ____ » ____________ 2009 г.

Учёный секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор Ю.В. Турыгин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Улучшение эксплуатационных свойств легковых автомобилей обусловлено ужесточением предъявляемых к ним требований нормативных документов и потребителей, соответствие которым особенно важно в условиях жесткой конкуренции между производителями автомобилей. Уровень вибронагруженности и внутреннего шума становится одним из главных показателей качества автомобиля и в значительной мере характеризует степень совершенства его конструкции.

При проектировании автомобиля процесс моделирования уровня вибрации и шума является наиболее сложным, для чего при построении математических моделей вводятся различные упрощения и используются эмпирические зависимости, полученные экспериментальным путем.

Одним из этапов проектирования автомобиля является его доводка, цель которой на реальном автомобиле довести различные параметры до соответствия нормам и требованиям. Методики доводки автомобиля по параметрам вибронагруженности и внутреннему шуму существуют у многих автопроизводителей, но являются «ноу-хау» и обусловлены наличием специального испытательного оборудования, методологического и программного обеспечения.

В связи с постоянным ужесточением норм внутреннего шума автомобиля, требований к уровню вибрации органов управления важно правильно и быстро оценить уровень вибронагруженности узлов автомобиля и предложить пути и средства его снижения, поэтому тема диссертации, направленная на снижение вибронагруженности и уровня внутреннего шума легкового автомобиля, является своевременной и актуальной.

Целью диссертационной работы является создание методики снижения вибронагруженности полноприводного легкового автомобиля на стадии его доводки путем оптимизации жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилий осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач.

Методы исследования. В работе применены методы теории планирования эксперимента, математической статистики, численные методы математического анализа и оптимизации.

Объект исследования: полноприводный легковой автомобиль.

Новизна работы. Научная новизна выполненной диссертации заключается в следующем:

Разработана расчетно-экспериментальная регрессионная модель колебаний полноприводного автомобиля для оптимизации вибронагруженности двигателя, трансмиссии и элементов салона в процессе разгона автомобиля; автомобиль вибронагруженность трансмиссия

Определено влияние усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач на уровень вибронагруженности автомобиля;

Предложена методика оценки вибронагруженности узлов автомобиля при помощи единого обобщённого критерия оптимальности;

Создана методика доводки автомобиля по уровню вибрации, путем настройки совместной работы двигателя и трансмиссии, позволяющая провести оценку вибронагруженности автомобиля, дать рекомендации по выбору характеристик варьируемых факторов.

Практическая ценность. Определены жесткостные характеристики подвески двигателя, трансмиссии и усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач автомобиля ВАЗ-21214, при которых максимальный уровень внутреннего шума снижен на 2,5 дБА. Разработано программное обеспечение, позволяющее анализировать влияние, оказываемое жесткостными характеристиками подвески силового агрегата и усилием осевого перемещения в карданных передачах на уровень вибронагруженности узлов трансмиссии в процессе разгона автомобиля.

Реализация работы. На ОАО «АВТОВАЗ» результаты исследований вибронагруженности автомобиля ВАЗ-21214 учитывались при принятии решения о применении карданных шарниров ARJ для автомобиля ВАЗ-21214М, составлена инструкция по проведению факторных экспериментов на полноприводном динамометрическом стенде с беговыми барабанами. Результаты работы используются в учебном процессе на кафедре «Автомобили и тракторы» ТГУ.

Апробация работы. Основные положения диссертации были доложены и обсуждены на 49-ой Международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров», Москва, 2005г., Международном симпозиуме «Проектирование колесных машин», посвященному 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана, Москва 2005г., VI и VII Научно-практических конференциях молодых специалистов ОАО «АВТОВАЗ», Тольятти 2004, 2005г.г., Всероссийской научно-технической конференции «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России», Ижевск 2007г., кафедре «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета в 2004-2008 г.г.

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 работ, включая 2 публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ для публикации материалов кандидатских диссертаций.

Структура и объём диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырёх глав и выводов, списка литературы (127 наименований). Основная часть работы изложена на 125 страницах машинописного текста, содержит 34 рисунка и 23 таблицы.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность темы диссертационной работы, формулируется цель, научная новизна и практическая значимость полученных результатов.

В первой главе выполнен анализ работ, посвященных теоретическим и экспериментальным исследованиям виброактивности силового агрегата автомобиля. Рассмотрены различные факторы, влияющие на вибронагруженность легкового автомобиля, в том числе системы подрессоривания автомобильных двигателей и трансмиссии, конструктивные особенности карданных передач и колес. Проведен обзор динамических моделей колебаний силового агрегата автомобиля и их математических описаний.

Исследованию вибрации легковых автомобилей посвящено множество работ как теоретического, так и практического характера. Результаты исследований нашли свое отражение в работах ученых Ананьева И.В., Вермеюка В.Н., Гладова Г.И., Григорьева Е.А., Дементьева Ю.В., Емельянова А.Е., Колесника К.В., Ковальчука А.В., Кондрашкина А.С., Контанистова С.П., Корнилова С.Н., Корчемного Л.В., Латышева Г.В., Ломакина В.В., Лунева И.С., Минкина Л.М., Наследова П.В., Новокшонова В.К., Полунгяна А.А., Прокопьева М.В., Семенова В.М., Соломатина Н.С., Стефановича Ю.Г., Родионова В.Ф., Тольского В.Е., Умняшкина В.А., Филькина Н.М., Фрумкина А.К., Цитовича И.С., Черепанова Л.А., Чудакова Е.А., Шарипова В.М., Шуплякова В.С., Яценко Н.Н., Astrom K.J., Balfour G., Hamzeh O.N., Lim B., Maucher P., Ponslet. Е., Sakamoto T., Schoggl P. и других известных отечественных и зарубежных ученых.

Учитывая тесную связь и зависимость уровня вибронагруженности и внутреннего шума автомобиля, проведен обзор работ на данную тему, определены основные показатели и нормативные документы, регламентирующие параметры шумо- и виброкомфорта.

Вопросам изучения вибронагруженности и внутреннего шума автомобилей посвящены работы Анкиновича Г.Г., Бочарова Н.Ф., Воронцова С.А., Гудцова В.Н., Косых А.Н., Латышева Г.В., Луканина В.Н., Лукина П.П., Лунева И.С., Нюнина Б.Н., Стрементарева В.А., Тольского В.Е., Chikamori S., Yoshikawa N. и др.

Оценивая общее состояние проблемы, сделаны следующие выводы:

Эксплуатационные свойства и комфортабельность управления автомобилем напрямую зависят от виброактивности силового агрегата и трансмиссии, а основной способ снижения передачи вибрации от двигателя - оптимизация характеристик опор подвески силового агрегата и трансмиссии;

Известные динамические модели колебаний силового агрегата полноприводных автомобилей не учитывают влияние усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач на уровень вибронагруженности автомобиля;

При создании математических моделей для расчета колебаний силового агрегата используются допущения, которые влияют на точность и достоверность результатов;

Имеющиеся методики предназначены для использования при проектировании автомобиля, а их использование при доводке готового автомобиля, ходовых макетов, прототипов требует значительного усложнения моделей;

Авторы многих работ по снижению вибрации силового агрегата не исследуют их связь с уровнем шума в автомобиле;

Направление по доводке и экспериментальному исследованию легковых полноприводных автомобилей для снижения вибрации и шума малоизученно, а работы по исследованию колебаний многоосных транспортных средств и тракторов в данном случае не могут быть применимы в полном объеме;

Перечисленные методики не универсальны, в большинстве своем имеют узконаправленную применяемость и рассчитаны на определенный тип автомобиля, расположение силового агрегата, и т.д.

На основании сделанных выводов сформулированы основные задачи диссертации:

Провести экспериментальные исследования вибрационного состояния автомобиля ВАЗ-21214 в режиме «плавного разгона» для оценки уровня вибронагруженности узлов автомобиля и подготовки исходных данных для наполнения регрессионной модели;

Разработать расчетно-экспериментальную регрессионную модель для моделирования вибронагруженности узлов автомобиля в процессе разгона, учитывающую влияние усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач;

Разработать методику оценки вибронагруженности узлов автомобиля в процессе разгона, оценочный критерий, шкалу оценки;

Разработать методику оптимизации, для определения рациональных жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач;

Исследовать связь уровня вибронагруженности с уровнем внутреннего шума, с целью определения влияния предложенных изменений на внутренний шум;

Разработать рекомендации по снижению уровня вибронагруженности и внутреннего шума автомобиля.

Вторая глава посвящена проведению экспериментальных исследований по определению уровня вибронагруженности автомобиля ВАЗ-21214 и подготовке исходных данных для построения математической модели.

Согласно обзору работ, основной способ защиты кузова и трансмиссии от вибрации - правильный подбор характеристик опор подвески силового агрегата и трансмиссии. В данной работе, как фактор, существенно влияющий на уровень вибронагруженности автомобиля, рассмотрен такой параметр, как усилие осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач. На рис. 1 представлена структурная схема силового агрегата и трансмиссии автомобиля ВАЗ-21214, учитывающая характеристики упругости опор двигателя, коробки передач, раздаточной коробки и усилия осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач переднего и заднего мостов.

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

Рис. 1. Структурная схема

На рис.1 применены следующие сокращения: ДВС - двигатель, КП - коробка передач, РК - раздаточная коробка, ПМ- передний мост, ЗМ - задний мост, т.О и т.О1 - соответственно центры качания заднего моста и карданной передачи.

Оценка вибрационного состояния элементов трансмиссии и кузова осуществлялась по величине виброускорений, зарегистрированных с помощью датчиков виброускорений. Замеры виброускорений выполнены при помощи аппаратуры сбора данных «SC-9060» ф. «РК SYSTEM», вибродатчиков типа AT 1105-10. Обработка записи показаний вибродатчиков производилась с помощью пакета программ «nSOFT». Трехкоординатные вибродатчики устанавливались в районе передних опор двигателя, около опоры коробки передач, на раздаточной коробке, на картере переднего моста, на картере заднего моста, однокоординатные - на днище около салазок сиденья водителя и в районе ног заднего левого пассажира, на рулевом колесе, на рычаге переключения передач.

На заднем и переднем мостах, двигателе, коробке передач и раздаточной коробке показания снимались по оси Х (продольная ось автомобиля), Y (поперечная ось автомобиля) и по оси Z (вертикальная ось автомобиля). На рулевом колесе, рычаге переключения передач, днище салона у ног пассажира и водителя - только по оси Z.

Эксперименты по исследованию уровня вибрации проводились в соответствии с планом дробного факторного эксперимента 25-1 , в качестве дробной реплики был принят задний карданный вал Х5. Факторы варьировались на уровнях +1 и -1 (таблица 1).

Жесткостные характеристики опор подвески двигателя, коробки передач и раздаточной коробки определялись в Отделе исследования шумов и виброкомфорта Дирекции технического развития (ОИШВ ДТР) ОАО "АвтоВАЗ" с помощью специализированного стенда фирмы "МТS". Испытания по определению экспериментальных зависимостей между крутящим моментом на приводном валу и возникающей вследствие этого при ходе подвески осевой силы проводились в Отделе доводки трансмиссии ДТР.

Таблица 1.

Кодированное обозначение	Фактор	Уровень +1 (базовый)	Уровень -1 (экспериментальный)
Х1	Усилие осевой компенсации в карданном вале привода переднего моста	за счет шлицевого соединения (2800 Н при Мкр=200 Нм)	за счет ШРУСов ARJ (55 Н при Мкр=200 Нм)
Х2	Жесткость опор раздаточной коробки	статическая жесткость 315 Н/мм)	жесткость снижена на 20% = 250 Н/мм)
Х3	Жесткость задней опоры силового агрегата	статическая жесткость 315 Н/мм)	жесткость снижена на 20% = 250 Н/мм)
Х4	Жесткость передней опоры силового агрегата	статическая жесткость 550 Н/мм)	жесткость снижена на 47% = 290 Н/мм)
Х5	Усилие осевой компенсации в карданном вале привода заднего моста	за счет шлицевого соединения (2800 Н при Мкр=200 Нм)	за счет ШРУСов ARJ (55 Н при Мкр=200 Нм)

Исследования уровня вибрации в автомобиле ВАЗ-21214 проводились в стендовых условия в аэроклиматической лаборатории Управления специальных испытаний ОАО «АВТОВАЗ» на стенде с беговыми барабанами ф.«SCHENCK», состоящем из 4-х барабанов с индивидуальным приводом каждого барабана.

Для повышения точности исследуемых колебательных процессов был предложен режим записи показаний вибродатчиков при «плавном разгоне» автомобиля. Возможности динамометрического стенда позволяют производить запись плавного разгона автомобиля в течении 80-ти секунд. При этом на беговых барабанах реализуется кривая сопротивления, адекватная сопротивлению при движении в реальных дорожных условиях. Скорость воздушного потока изменяется в соответствии с усилием на барабанах.

Для обработки результатов записи виброускорений при «плавном разгоне» определен минимальный отрезок времени, за который исследуемый случайный колебательный процесс описывается адекватно, для чего был проведен эксперимент по замеру виброускорений на исследуемом автомобиле стандартной комплектации по действующей процедуре: режим замеров при постоянных значениях скоростей от 80 км/ч до 130км/ч с интервалом в 10 км/ч, время записи 30секунд, места установки датчиков соответствовали описанным ранее.

Далее по каждому датчику для каждой скорости из 30-ти секундного отрезка записи определяем дисперсии S2 для 2, 5, 10, 15, 22, 30, 60 равных по времени выборок. Для каждого варианта количества выборок рассчитываем критерий Кохрена G при уровне значимости р=0,01 и определяем принадлежность дисперсий одной генеральной совокупности. Если найденное по выборочным дисперсиям значение критерия Кохрена меньше табличного , то дисперсии принадлежат одной генеральной совокупности. На рис. 2 показан сравнительный график расчетных и табличных значений критерия Кохрена в зависимости от количества дисперсий (для двигателя). По значению в точке пересечения двух графиков определяем максимальное количество дисперсий, при которых отрезок записи адекватно описывает исследуемый случайный колебательный процесс. Отношение длины записи к количеству дисперсий позывает минимальное время записи.

Рис. 2. Сравнительный график критерия Кохрена

Минимальное время записи определяем для всех скоростных диапазонов каждого датчика. При исследовании колебаний, на различных датчиках резонансы наблюдались на скоростях 90, 100, 120 и 130 км/ч. При отсутствии явно выраженных резонансов длина записи, в которой дисперсии принадлежат одной генеральной совокупности, не превышает 1,3 секунды.

Для каждого варианта количества выборок рассчитываем критерий Фишера F, чтобы определить адекватность записи в сравнении с 30-ти секундным отрезком:

,(1)

где S2 - оценка генеральной дисперсии.

При уровне значимости р = 0,01 процесс, записанный в интервале времени t = 1,3 секунды, описывается адекватно. Процесс длительностью 1,3 секунды стационарен.

Основываясь на проведенных вычислениях и субъективных оценках о наиболее вибронагруженных режимах движения, дальнейшие эксперименты по определению уровня вибронагруженности автомобиля ВАЗ-21214 проводили по разработанному режиму «плавного разгона» автомобиля от скорости 70 км/ч до 130 км/ч в течении 80 секунд, частота записи 625 замеров в секунду.

После проведения испытания имеется набор данных виброускорений по 19 датчикам для 9 точек замеров. На рисунке 3 показан пример записи при «плавном разгоне» с датчика, установленного на двигателе. Для упрощения работы с данными и удобства оценки записи вибродатчиков переведены в средние квадратичные отклонения виброускорений. Обработка данных производилась путем последовательного определения значений средних квадратичных отклонений виброускорений для каждого отрезка записи в 1,3 секунды, равных разгону автомобиля на 1 км/ч.

Рис. 3. Показания вибродатчика двигателя

Определяем дисперсию, а затем среднее квадратичное отклонение последовательно для каждого отрезка в 1,3 секунды по формулам:

;(2)

.(3)

Для трехкоординатных датчиков средние квадратичные отклонения по трем осям (уx, уy, уz) складывались в один вектор, длина вектора определяется по формуле:

.(4)

Полученные данные показывают амплитуду виброускорений на исследуемых узлах с шагом в один километр. По рассчитанным значениям строим график зависимости средних квадратичных отклонений виброускорений от скорости автомобиля. На графике вибронагруженности заднего моста (рис. 4) кривые виброускорений располагаются на двух уровнях, причем все кривые с меньшим уровнем вибрации принадлежат комплектациям со ШРУС, то есть очевидна зависимость уровня колебаний от выбранных факторов эксперимента. На рис. 4 представлены только те комплектации, для которых будет определяться уровень внутреннего шума.

Рис. 4. Уровень вибронагруженности заднего моста в эксперименте

Для оценки уровня вибрации при разгоне автомобиля предложен частный критерий Q, численно равный значению площади под кривой графика зависимости средних квадратичных отклонений виброускорений от скорости автомобиля, и является характеристикой мощности, затраченной на вибрацию рассматриваемых узлов. Значения критерия Q сведены в таблицу 2.

Таблица 2.

	Значение критерия Q
Комплектация	ЗМ	РК	КП	ПМ	ДВС	Водитель	Пассажир	Руль	Рычаг
1	11,19	29,52	45,97	20,48	24,40	4,72	2,50	3,99	11,08
2	5,94	32,88	55,43	23,94	26,20	4,67	2,25	3,42	12,76
3	5,95	32,26	53,86	22,00	25,54	3,98	2,15	3,14	11,04
4	9,86	28,95	58,41	25,06	26,09	4,15	2,06	3,27	12,56
5	5,81	29,22	56,14	21,49	24,65	5,21	2,58	3,38	11,55
6	9,66	21,96	55,93	25,31	25,44	4,07	2,41	3,07	12,66
7	11,19	25,89	49,37	21,14	23,56	4,33	2,42	3,62	12,12
8	5,89	27,96	54,11	20,05	25,10	3,80	2,08	3,14	12,69
9	6,01	30,33	53,24	22,59	26,25	6,10	2,53	3,10	11,36
10	9,80	22,50	52,73	25,31	26,47	5,73	2,44	3,19	11,53
11	11,87	24,35	51,06	22,79	26,05	5,43	2,57	3,97	11,49
12	5,81	24,35	51,07	25,87	25,06	4,88	2,29	3,82	11,37
13	12,58	28,87	44,42	21,31	25,26	4,91	2,75	3,69	10,89
14	5,80	28,92	65,09	25,96	30,86	4,63	2,25	3,43	11,66
15	5,99	33,67	61,61	22,64	28,35	4,31	2,10	2,98	11,17
16	11,33	30,02	53,96	26,17	27,32	4,91	2,43	4,29	12,21

Таким образом, уровень вибронагруженности всех 9-ти исследуемых узлов представлен численным значением на каждой из 16-ти комплектаций.

В третьей главе описаны принципы построения регрессионной модели с учетом влияния исследуемых факторов. Изложены методики оценки уровня вибронагруженности узлов автомобиля и оптимизации исследуемых факторов.

По данным эксперимента проведен корреляционный анализ для определения зависимости уровня вибронагруженности на исследуемых узлах и исключения зависимых узлов из дальнейшей обработки с целью сокращения времени исследования, для чего использовался коэффициент корреляции Пирсона "r".

С целью снижения временных затрат и исключения ошибок при вычислительных операциях используем для определения коэффициентов корреляции программный пакет анализа данных «Statistica 6».

Согласно экспериментальной статистики, принято считать, что исследуемые величины имеют достаточную корреляционную зависимость, если коэффициент корреляции r 0,6. С учетом невысокого объема выборки, используемой для определения коэффициента корреляции (N=16), для анализа выбираем значения коэффициента корреляции "r" при уровне значимости р ? 0,005. Исходными данными для вычисления коэффициента корреляции приняты значения критерия Q из таблицы 2.

Анализ коэффициентов корреляции показал высокую положительную корреляционную зависимость уровня вибрации на коробке передач и двигателе (r =0,7552, при p=0,001), а также на днище в районе ног водителя и заднего левого пассажира (r =0,6616, при p=0,005). Формулы линейной зависимости приведены ниже:

; .	(5) (6)

Дополнительно построены двухмерные диаграммы рассеяния, на которых визуально подтверждена линейная зависимость между исследуемыми переменными и определено отсутствие «выбросов». Следовательно, исключаем из дальнейшего анализа и оптимизации показания с датчиков коробки передач и пассажира.

Согласно результатам испытаний, имеется набор средних квадратичных отклонений виброускорений, описывающих уровень вибронагруженности на каждом датчике при разгоне автомобиля от 70 до 130 км/ч с шагом в 1 км/ч (6720 значений для 7-ми датчиков).

Математическая модель для моделирования вибронагруженности силового агрегата, трансмиссии и элементов салона в процессе разгона автомобиля составлена по экспериментальным данным с помощью регрессионных уравнений.

На примере датчика заднего моста построение регрессионной модели выглядит следующим образом:

исходные данные по датчику содержат 60 значений средних квадратичных отклонений виброускорений для интервала скоростей с 70 до 130 км/ч с шагом в 1 км/ч;

составляются 60 выборок значений средних квадратичных отклонений виброускорений из 16-ти комплектаций соответственно для каждого шага в 1 км/ч;

по 60-ти выборкам, составляются матрицы планирования и рассчитываются 60 уравнений регрессии.

Полученные 60 уравнений функционально описывают картину колебаний по датчику при изменении любого из пяти варьируемых факторов. Аналогичным образом составляются уравнения для остальных датчиков. В сумме колебательный процесс для 7-ти датчиков описан 420 уравнениями, которые образуют расчетно-экспериментальную регрессионную модель колебаний силового агрегата и кузова автомобиля ВАЗ - 21214.

Для модели составлялись уравнения регрессии, учитывающие парные взаимодействия, все коэффициенты принимались как значимые:

, (7)

где у - значения средних квадратичных отклонений виброускорений, bi - коэффициенты уравнения, xi - кодированные значения (-1; +1) факторов эксперимента.

Сходимость результатов расчетов Д на регрессионной модели с исходными данными определялась путем отношения значений средних квадратичных отклонений виброускорений по регрессионной модели уi_расчетное к аналогичным значениям по эксперименту уi экспериментальное и составляет около 93%.

Для анализа и оценки данных необходимо иметь исследуемые данные одной размерности, одного порядка и обобщенный критерий, включающий частные критерии с наложенными весовыми коэффициентами. Формирование обобщенного критерия производится с использованием обобщенной функции желательности, для этого частные критерии вибронагруженности по исследуемым узлам Qi (таблица 2) преобразовываем в безразмерную шкалу желательности d при помощи экспоненциальной зависимости:

.(8)

В выражении (8)

,(9)

где , - коэффициенты, которые можно определить, если задать для двух значений критерия Q соответствующие значения желательности d.

Оценочная шкала со значениями желательности приведена на (рис.5а).

Рис. 5. Оценка исследуемых данных

Присвоение значимости осуществлялось путем задания граничным значениям частным критериям Qi оценки в безразмерной шкале. Значению площади под кривой минимального уровня виброускорений присваивали значение 0,8 по шкале желательности, максимальному - значение 0,2 (рис.5б). Изменять весомость частных критериев можно посредством задания для каждой частной желательности d различных значений верхнего предела варьирования (например 0,9 вместо 0,8) при сохранении неизменным значений нижнего предела варьирования.

Частные критерии с присвоенными весовыми коэффициентами сворачиваются с помощью обобщенного показателя желательности D, который рассчитывается как среднее геометрическое частных функций желательности di :

,

где k - количество частных критериев в обобщённом показателе желательности.

Обобщенный показатель D рассчитывается для любой комбинации датчиков в зависимости от поставленных требований. В таблице 3 приведены расчеты показателя D для оценки колебаний салона Dсалона, трансмиссии Dтранс. и суммарного для всех датчиков DУ.

Таблица 3

Комплектация	Dтранс	Dсалона	DУ
1	0,548	0,552	0,549
2	0,487	0,432	0,463
3	0,562	0,765	0,642
4	0,470	0,523	0,492
5	0,664	0,586	0,629
6	0,535	0,517	0,527
7	0,600	0,556	0,580
8	0,704	0,514	0,615
9	0,588	0,473	0,536
10	0,513	0,528	0,519
11	0,519	0,462	0,494
12	0,555	0,561	0,558
13	0,471	0,616	0,528
14	0,363	0,627	0,459
15	0,452	0,749	0,561
16	0,349	0,358	0,353

Согласно данным таблицы, с точки зрения общего уровня колебаний, видно, что комплектация 3 лучшая в эксперименте, DУ = 0,642. Очевидно, что найденный оптимум ограничен имеющимися экспериментальными данными. Моделирование варьируемыми факторами эксперимента и их оптимизация осуществлялись с помощью регрессионной модели автомобиля «Нива».

Цель оптимизации исследуемых факторов автомобиля ВАЗ-21214 сводится к определению комплектации с минимальным уровнем вибрации, а именно определение таких значений варьируемых факторов, при которых обеспечивается минимальный уровень вибрации на всех исследуемых узлах.

Уровень вибрации всех датчиков в целом можно описать уравнением регрессии, составленном для обобщенного показателя желательности, суммарного для всех датчиков DУ :

(10)

С учетом количества неизвестных, оптимизация ведется при помощи пошаговой подстановки, для чего по уравнению 10 рассчитывается обобщенный показатель DУ для всех возможных комбинаций варьируемых факторов Хi. В нашем случае значения жесткости опор целесообразно варьировать в пределах от -2 до +2, а значения усилия осевого перемещения карданных передач от -1 до +1. Шаг варьирования принят равным 0,5 для всех факторов. В итоге количество комбинаций составило более 18000, по которым определена область приемлемых значений DУ и выбрана лучшая комплектация с DУmax = 0,877, которая получена при следующей комбинации варьируемых факторов: Х1 = 1, Х2 = -2, Х3 = -2, Х4 = 2, Х5 = -1. При переводе в истинные значения комплектация выглядит следующим образом: передний карданный вал - стандартный, с осевой компенсацией за счет шлицевого соединения, опоры раздаточной коробки со статической жесткостью 217 Нм (снижена на 30%), опора коробки передач со статической жесткостью 217 Нм (снижена на 30%), передние опоры двигателя, со статической жесткостью 680 Нм (увеличена на 25%), задний карданный вал с опытными ШРУСами ARJ (усилие осевой компенсации снижено в 20 раз).

На рис.6 изображен график уровня вибронагруженности двигателя, на котором толстой сплошной линией показан уровень вибронагруженности базовой комплектации, тонкой сплошной - лучшей комплектации из эксперимента, штрихпунктирной - вибронагруженность оптимизированного варианта.

Рис. 6. Результаты оптимизации

В четвертой главе представлены результаты дорожных испытаний автомобиля ВАЗ-21214 по замеру внутреннего шума, проводимые для определения влияния факторов эксперимента на внутренний шум и определения корреляции уровня вибронагруженности и внутреннего шума, а также изложен алгоритм методики снижения вибронагруженности полноприводного легкового автомобиля на стадии его доводки путем оптимизации жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилий осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач.

Дорожные испытания автомобиля ВАЗ-21214 по замеру внутреннего шума проводились по ГОСТ Р 51616-2000 на сухом асфальтобетонном покрытии специального прямолинейного участка дороги в безветренную погоду при температуре окружающего воздуха +5...+100С. Уровень внешних акустических помех не превышал 58 дБА. Измерения уровней внутреннего шума проводились в продольной плоскости симметрии автомобиля на уровне органов слуха для трех комплектаций: базовой (комплектация 1), лучшей по сумме всех датчиков DУ =0,642 (комплектация 2) и одной произвольно выбранной рассчитанной по регрессионной модели (комплектация 3). График общего уровня шума при разгоне автомобиля на 4-й передаче для всех комплектаций показан на рис. 7.

Рис. 7. График общего уровня шума при разгоне автомобиля на 4-й передачи

Результаты замеров общего уровня внутреннего шума для каждой комплектации и расчетов соответствующих значений обобщенного показателя желательности D приведены в таблице 4.

Таблица 4.

Комплектация	Dсалона	Dтрансмиссии	DУ	Шум в салоне, дБА (Интенсивный разгон на 4 пер. КП по ГОСТ Р 51616-2000)	Шум в салоне, дБА (Интенсивный разгон на 3 передаче КП)
1	0,552	0,548	0,549	85,8	87,1
2	0,765	0,562	0,642	82,0	83,0
3	0,681	0,585	0,626	83,5	83,0

Согласно результатам испытаний автомобиля ВАЗ-21214 по замеру внутреннего шума для комплектации с лучшим значением показателя желательности DУ получено наибольшее снижение внутреннего шума, что показывает правильность выбранного метода оценки вибрации (с помощью частного критерия Q и обобщенного показателя D), а также косвенно подтверждает адекватность созданной расчетно-экспериментальной регрессионной модели автомобиля.

Таким образом, основным результатом работы стала методика снижения вибронагруженности и уровня внутреннего шума полноприводного легкового автомобиля на стадии его доводки. Алгоритм методики представлен на рисунке 8.

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

ЗАКЛЮЧЕНИЯ И ВЫВОДЫ

Проведены экспериментальные исследования уровня вибронагруженности автомобиля ВАЗ-21214 в процессе разгона на элементах управления, двигателе и узлах трансмиссии, включающие в себя методику проведения эксперимента, режима испытаний, методику обработки экспериментальных данных.

Разработана расчетно-экспериментальная регрессионная модель колебаний полноприводного автомобиля, учитывающая влияние жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилий осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач. Отклонение результатов расчёта от результатов стендовых испытаний автомобиля составляет не более 7 %.

Разработана методика оценки и оптимизации уровня вибронагруженности, позволяющая провести анализ, посредством использования функции желательности и предложенного критерия оценки, а также выбрать рациональные, с точки зрения уровня вибрации, жесткостные характеристики подвески двигателя, трансмиссии и усилий осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач.

Разработана методика доводки автомобиля по уровню вибрации и внутреннему шуму, путем настройки совместной работы двигателя и трансмиссии.

Определены влияние жесткостных характеристик подвески двигателя, трансмиссии и усилий осевого перемещения в компенсирующих устройствах карданных передач на внутренний шум автомобиля и корреляция уровня внутреннего шума с вибронагруженностью исследуемых узлов автомобиля.

Для автомобиля ВАЗ-21214 «Нива» определена комплектация, при которой максимальный уровень внутреннего шума снижен на 2,5 дБА: передний карданный вал - стандартный, с осевой компенсацией за счет шлицевого соединения, опоры раздаточной коробки со статической жесткостью 217 Нм (снижена на 30%), опора коробки передач со статической жесткостью 217 Нм (снижена на 30%), передние опоры двигателя, со статической жесткостью 680 Нм (увеличена на 25%), задний карданный вал с опытными ШРУСами ARJ (усилие осевой компенсации снижено в 20 раз).

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИОННОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ

Корнилов, С.Н. Постановка эксперимента по настройке силового агрегата и трансмиссии в легковом полноприводном автомобиле / С.Н. Корнилов, М.В. Прокопьев, А.В. Прасолов, Д.А. Рогачев // Сборник трудов «Современные тенденции развития автомобилестроения в России». - Тольятти: ТГУ, 2004. Том 2. - С. 173-175.

Корнилов, С.Н. Формирование технических требований к трансмиссии автомобиля ВАЗ-21214М / С.Н. Корнилов, А.В. Прасолов, М.В. Прокопьев // Международный симпозиум «Проектирование колесных машин», посвященный 175-летию МГТУ им. Н.Э. Баумана. 21-22 марта 2005 г. Доклады. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005. - С. 232-233.

Корнилов, С.Н. Логика обработки записи виброускорений на автомобиле / С.Н. Корнилов, А.В. Прасолов, М.В. Прокопьев, Е.А. Рублев // Международный научный симпозиум, посв. 140-летию МГТУ «МАМИ». Материалы 49-й международной научно-технической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров». Ч.2. Москва, 23-24 марта 2005 г. М.: МГТУ «МАМИ», 2005. - С. 26-29.

Корнилов, С.Н. Анализ и оптимизация результатов эксперимента по определению виброускорений трансмиссии автомобиля ВАЗ 21214М / С.Н. Корнилов, А.В. Прасолов // Сборник докладов 4-й Всероссийской научно-технической конференции с международным участием «Современные тенденции развития автомобилестроения в России» Ч.1. Тольятти, 25-26 мая 2005 г. Тольятти: ТГУ, 2005. - С. 190-192

Прокопьев, М.В. Разработка расчетно-экспериментальной регрессионной модели колебаний силового агрегата и кузова для доводки автомобиля ВАЗ-21214 по уровню вибрации / М.В. Прокопьев, А.В. Прасолов // Материалы Всероссийской научно-технической конференции «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России, Ижевск 2007г. - С. 169-173.

Прасолов, А.В. Логика оптимизации экспериментальных данных уровня колебаний автомобиля ВАЗ-21214 с использованием множества Парето / А.В. Прасолов, М.В. Прокопьев // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: сборник материалов VI Всероссийской научно-технической конференции. Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2008. - С. 176-179.

Прокопьев, М.В. Применение корреляционного анализа при экспериментальном исследовании уровня колебаний в автомобиле ВАЗ-21214 / М.В. Прокопьев, А.В. Прасолов // Известия МГТУ «МАМИ». - М., - 2008. - №1(5). - С. 96-100.

Прокопьев, М.В. Подход к исследованию совместной работы двигателя и трансмиссии по критерию виброактивности / М.В. Прокопьев, А.В. Прасолов // Вестник Ижевского государственного технического университета, - Ижевск, - 2008. - №2. - С. 11-16.

Размещено на Allbest.ru

...