Расчёт колебаний силового агрегата автомобиля путем оптимизации параметров его опор Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

3. Крутов В.И. Автоматическое регулирование двигателей внутреннего сгорания. - М.: Машиностроение, 1979. - 615с.

4. Ленин И.М., Костров А.В., Малашкин О.М., Райков И.Я., Самоль Г.И. Автомобильные и тракторные двигатели. Ч.1. Теория двигателей и систем их топливоподачи. - 2-е изд., пе-рераб. и доп. - М.: Высш. школа, 1976. - 368с.

5. Летов А.М. Аналитическое конструирование регуляторов. - "Автомат. и телемех." Т. ХХ1, № 4,5,6,1960, Т. ХХ11 № 4, 1961, Т. ХХ111, № 11, 1962. с. 433 - 434, 561 - 568, 661 - 665.

6. Летов А.М. Устойчивость нелинейных регулируемых систем. - М.: Физматгиз, 1962. -484с.

7. Летов А.М. Динамика полета и управление. - Наука, М.,1969. - 324с.

Расчёт колебаний силового агрегата автомобиля путем оптимизации

параметров его опор

к.т.н., проф. Ломакин В.В., Нгуен Гуй Чыонг

МГТУ «МАМИ»

Силовой агрегат и трансмиссия автомобиля состоят из значительного количества частей: двигатель, маховые массы, соединяющиеся через редукторы валами, муфтами и другими элементами с различной угловой жесткостью. Эти конструктивные элементы в совокупности образуют колебательные системы с рассредоточенными массами, поэтому силовой агрегат является одним из сильных источников колебаний в автомобиле.

Одним из основных способов понижения интенсивности колебаний двигателя и уменьшения нагрузок, передаваемых от силового агрегата на шасси автомобиля, является правильный выбор параметров опор силового агрегата. Упругая опора позволяет уменьшить уровень колебаний автомобиля и уровень шумов, возникающих в кузове при работе двигателя.

Тч<0

Рис. 1. Динамическая модель для расчёта колебаний силового агрегата автомобиля.

Модель (рис. 1), предложенная в данной работ, отражает взаимосвязи между крутильными колебаниями силового агрегата и трансмиссии, вертикальными, продольно-угловыми колебаниями масс автомобиля и силового агрегата, упругими элементами подвески, шин и опор агрегата. В предложенной модели также учитываются возмущающие воздействия на автомобиль со стороны неровностей дороги [3].

дорога

двигатель

Rq(xs)

ЗД)

Sql(®), ^(ю)

т)

Р(ю)

Мд(ю)

|Ж2(/щ)|2; Щ (/щ)|

I

ЗД; ^ (щ)

1 г

*

Рис. 2. Схема для расчёта колебаний силового агрегата автомобиля

Систему дифференциальных уравнений, описывающую данную модель, можно записать в виде [1] (рис. 2):

Мц, + Кц, + Сц, = 0(0

(1)

где: ц' - вектор-столбец перемещений и угловых колебаний масс;

[4]:

М - матрица инерционных коэффициентов частей автомобиля; С - матрица коэффициентов жёсткостей и крутильных жёсткостей; К - матрица коэффициентов демпфирования;

- вектор-столбец возмущающих сил и моментов. Известно, что спектральная плотность на выходе колебательной системы составляет

8вых (щ) = 7щ)|2 8вх (щ)

(2)

8 (щ)

где: - спектральная плотность возмущения системы;

'^С/щ) - частотная характеристика колебательной системы (^ = здесь

^ = ® ^; ® = (-щ М + + К) и О вектор, определяющий характер возмущения колебательной системы. Для упрощения задачи приняты следующие допущения:

• силовой агрегат, раздаточная коробка и кузов автомобиля являются абсолютно твёрдыми телами с массами, сосредоточенными в центрах инерции;

• эквивалентная колебательная система является линейной;

• рассматриваются только колебания в вертикальной продольной плоскости автомобиля и крутильные колебания в трансмиссии;

я>1 (0 =

колебания правой и левой части автомобиля протекают одинаково (

).

На рис. 2: Rq () - корреляционная функция микропрофиля дороги;

Sq (и), ^ (Щ)

- спектральная плотность микропрофиля дороги

у2 4б 2 (щ2+б 2 + в 2)

„ . ч у Дб,

Sq (Щ) = ^ „ 1 ^ +

р(щ2 + б2) р [(щ2 + б2 - в2)2 + 4б2в2

(3)

Р, ('), Р, (щ)

1 1 - силы инерции двигателя;

М (Г), М (щ)

дV >■> - крутящии момент двигателя.

Значения коэффициентов, входящих в формулу (3), приведены в таблице 1. Параметры микропрофиля дорожной поверхности [7]

Таблица 1.

Коэффициенты корреляционной связи у , м 4 4 б б01, 1/м б°2, 1/м в 02, 1/м

Асфальтированное шоссе 0,008 0,85 0,15 0,2 0,05 0,6

Крупнобулыжный участок 0,0249 0,668 0,336 1,1 10,60 19,71

Разбитая грунтовая дорога 0,0135 1 0 0,45 0 0

В работах [5] и [6] считали, что силы инерции и крутящий момент двигателя равны:

Р, (Г) = 4да;гщ2лсо8(2ш/) (4)

Мд () = М08ш(2щ/) ^ (5)

где: г - радиус кривошипа; X = г/1 - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна; ш - частота вращения коленчатого вала; I - текущее время;

Mn

принимаем для простоты максимальным крутящии момент двигателя.

Sz (щ)

№ (/щ)Г -

1 2 1 - квадрат модуля частотной характеристики; спектральная плотность колебания

Б, (щ) = № И2 Sq (щ)

>

Б, (щ) = № (/щ)|2 Бч (щ) = щ4 № (/щ)|2 Sq (щ).

>

среднеквадратическое значение ускорения:

z„„ =

J Sz (щ)^щ

(6)

(7)

(8)

Разность модуля частотноИ характеристики виброперемещения силового агрегата и ку-

зова автомобиля в месте передних опор (рис. 1 - 31):

(/щ) = W«( /щ) - W0l( /щ)

(9)

W01 ( /щ), W0 ( /щ)

где: са к - модули частотной характеристики силового агрегата и кузова авто-

мобиля в месте передних опор. Разность модуля частотноИ характеристики виброперемещения силового агрегата и кузова автомобиля в месте задней опоры (рис. 1 - Сз2):

WC0-2K (/щ) = W02 (/щ) - W02 (/щ) (10)

>

W02( /щ), W02( /щ)

где: са к - модули частотной характеристики силового агрегата и кузова авто-

мобиля в месте задней опоры. Дифференциальные уравнения можно решить с помощью программы MATLAB. Результаты решения представлены на рис. 3 и 4.

СКЛРйОН „и аетьноЕчмн

(и.И'Ч)

члстатм :Гц)

Рис. 3. Спектральная плотность виброускорений силового агрегата автомобиля: 2-Г - при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге; 4-А - при движении на четвёртой передаче на асфальтированном шоссе.

я

1С

1 —■ 2

/ ж 1 / / г у / I * /

,1.. у У _ _ --

(ж-ЭфОСП» вз ъчиСнл- кМ/Ч]

41 40 вП 1Вй

гг^^исцл ыз-^чиОмлм ; '.'.V -1 I

Рис. 4. Среднеквадратичное значение (СКЗ) виброускорений силового агрегата: 2-Г - при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге; 4-А - при движении на четвёртой передаче на асфальтированном шоссе;

1 - с учетом сил инерции и крутящего момента двигателя;

2 - без учета сил инерции и крутящего момента двигателя.

На рис. 5 показаны результаты расчёта виброускорений силового агрегата автомобиля в местах передней и задней опор автомобиля при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге, на третьей передаче на крупнобулыжном участке и на четвёртой передаче на асфальтированном шоссе. А также на рис. 6 показаны результаты расчёта разностей виброперемещений силового агрегата и кузова в месте передней и задней опор автомобиля.

Слева показаны результаты в пространственном виде, а справа - их проекция на горизонтальную плоскость. Здесь чем светлее изображение, тем выше значения.

Переходя непосредственно к оптимизации опор силового агрегата, следует отметить, что виброактивность и виброзащита силового агрегата оценивается следующими критерия-ми[2]:

• СКЗ виброускоренями силового агрегата в местах передней и задней опор автомобиля;

• разностями виброперемещений силового агрегата и кузова в месте передней и задней опор автомобиля.

С31 НН.'М|' 5 * Г32 ^_1_1__,_I_д.

й Ч 1 1.9 1 33 1 3,9 !■■

сэг (н/»> 3110

Рис. 5. Среднеквадратичное значение виброускорений силового агрегата:

2-Г - при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге;

3-Б - при движении на третьей передаче на крупнобулыжном участке; 4-А - при движении на четвёртой передаче на асфальтированном шоссе;

1 - в месте передних опор силового агрегата;

2 - в месте задней опоры силового агрегата.

СЭ? (Н'МI

Рис. 6. Разности перемещений силового агрегата и кузова автомобиля:

2-Г - при движении на второй передаче на разбитой грунтовой дороге;

3-Б - при движении на третьей передаче на крупнобулыжном участке; 4-А - при движении на четвёртой передаче на асфальтированном шоссе;

1 - в месте передних опор силового агрегата;

2 - в месте задней опоры силового агрегата.

О

8

7

6

5

№

а о с о

и

£ 4

а

«

с

Н и О

а ь и

3

2

1,5

2

2,5

3

3,5

4

4,5

жёсткости задней опоры - С32 х10 (Н/м)

Рис. 7. Целевые области оптимизации.

Область А (рис. 7) имеет минимальные значения разности виброперемещений силового агрегата и кузова в местах передней и задней опор автомобиля.

Область Б (рис. 7) имеет минимальные значения виброускорений силового агрегата в местах передней и задней опор автомобиля.

Таким образом, получаем целевые области оптимизации: О = А п Б.

диапазон значения жесткости задней опоры:

- диапазон значения жесткости передней опоры:

: С32 = 2-105 -4-105 (Н/м).

С =

^31

5,5 -105

3^(4" Сз2 + 3)

(Н/м).

На рис. 8 показаны результаты эксперимента по измерению уровня внутреннего шума

автомобиля ВАЗ-2121 при изменении жесткости задней опоры (С32) силового агрегата.

Выводы

Уровень влияния сил инерции и крутящего момента работающего двигателя на колебания силового агрегата автомобиля является наибольшим в диапазоне частоты от 20 - 200 Гц (эквивалентно оборотами двигателя от 600 до 6000 об/мин), а в диапазоне частоты от 0 - 20 Гц - наименьшим.

СКЗ виброускорений вертикальных колебаний силового агрегата автомобиля в основном зависят от возмущений со стороны дороги при движении на грунтовой дороге, чем на асфальте, а от инерции и крутящего момента двигателя автомобиля - при движении на ас-

1

1

фальте, чем на грунтовой дороге.

В результате анализа найдена область О (рис. 7) жесткостей задней и передней опор, во всех точках которой их значения являются оптимальными с точки зрения обеспечения допустимых уровней колебаний силового агрегата и внутреннего шума автомобиля.

Рис. 8. Уровень внутреннего шума автомобиля ВАЗ-2121 в зависимости от жёсткости задней опоры силового агрегата: 1 - при движении на второй передаче 4000 об/мин коленчатого вала; 2 - при разгоне на второй передаче на асфальтированном шоссе.

Литература

1. Латышев Г.В., Минкин Л.М., Тольский В.Е. Метод расчёта колебаний силового агрегата автомобиля, возникающих от воздействия дорожных неровностей. Сборник трудов НАМИ - М., 1973. Выпуск 145. с. 41-54.

2. Ломакин В.В., Черепанов Л. А., Вермеюк В. Н. и др. Оптимизация передачи колебаний от силового агрегата на кузов автомобиля. Издание МГТУ им. Н. Э. Баумана. - М., 1979. Выпуск 2. с. 101-106.

3. Ломакин В.В., Нгуен Гуй Чыонг. Алализ и выбор динамических схем для расчета сложений колебаний силового агрегата автомобиля // Сборник науч. конф. «Колесные машины» МГТУ им. Н. Э. Баумана. - М., 2006. с. 216 - 224.

4. Ротенберг Р. В. Подвеска автомобиля. - М.: Машиностроение, 1972. -392 с.

5. Тольский В. Е., Корчемный Л. В., Латышев Г. В. и др. Колебание силового агрегата автомобиля. - М.: Машиностроение, 1976. -266 с.

6. Шупляков В. С. Колебания и нагруженность трансмиссии автомобиля. - М., 1974. -393 с.

7. Яценко Н.Н., Прутчиков О.К. Плавность хода грузовых автомобилей. - М.: Машиностроение, 1968. -220 с.

Вентильные тяговые двигатели в электроприводе автомобиля

д. т.н., проф. Лохнин В. В., Бербиренков И. А.

МГТУ «МАМИ»

Выбор того или иного тягового электродвигателя (ТЭД) в электроприводе (ТЭП) электромобиля (ЭМБ), прежде всего, зависит от области применения ЭМБ и требований, предъ-