Разработка гидроупругих технологий гашения вибрации мобильных машин и акустических средств виброизмерений

СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ
ГЛАВА 1
АНАЛИЗ МЕТОДОВ И СРЕДСТВ ВИБРОЗАЩИТЫ МОБИЛЬНЫХ МАШИН
1.1. Необходимость борьбы с вибрацией мобильных машин.
1.2. Пути осуществления виброзащиты. 4#^
1.3. Методы виброзащиты. </?
1.4. Вибрационные системы с детерминированным характером возбуждения.
1.5. Вибрационные системы со случайным характером возбуждения. 5*/
1.6. Недостатки резинометаллических виброопор. 55
1.7. Общие сведения о гидравлических виброопорах. 50
1.8. Гидравлическая виброопора с простым дроссельным отверстием. 6/
1.9. Гидравлическая виброопора с дроссельной инерционной трубкой. 62-
1.10. Гидравлическая виброопора с дроссельным каналом или инерционной трубкой и разделительной мембраной. 63
1.11. Возможность адаптации гидравлических виброопор к условиям эксплуатации. еГ
1.12. Системный подход к анализу гидравлических виброопор. 6 8
1.13. Анализ основных типов гидравлических виброонор. ^
1.13.1. Основные типы зарубежных гидравлических виброопор. 70
1.13.2. Выявленные недостатки зарубежных гидравлических виброопор. 75*
1.13.3. Первые отечественные исследования и разрабоки новых типов гидравлических виброопор. 77
1.14. Нетрадиционные способы и средства снижения вибрации и шума. 8(
1.14.1. Выбор оптимального момента поджига смеси в карбюраторном двигателе
71
внутреннего сгорания.
1.14.2. Пути повышения стабильности работы двигателя в переходных режимах. Л
1.14.3. Колебательная система для демпфирования вибраций двигателя. 82
1.14.4. Глушение шума выхлопа.
1.15. Применение гидроопор для защиты от структурного шума. 38
1.15.1. Обоснование применения линейных моделей. 98
1 .15.2. Учет нелинейных свойств реологической среды. 39
1.16. Исследование методов и разработка акустических средств бесконтактного измерения параметров вибрации. ^
ГЛАВА 2
ПОСТРОЕНИЕ МОДЕЛЕЙ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ВИБРООПОР
/09
2.1. Расчеты виброизоляторов.
2.1.1. Задачи и методы виброизоляции.
2.1.2. Описание конструкции виброизоляторов автомобиля. У 13
2.2. Расчет жесткости монолитных виброизоляторов. У/?7
2.2.3. Расчет гидравлических виброопор силового агрегата. 13!
2.2.3.1. Расчет статической жесткости заполненной гидроопоры без воздушной полости. 139
2.2.3.2. Случай с воздушной полостью в гидроопоре. /36
2.2.3.3. Влияние внутреннего сопротивления. /3?
2.2.3.4. Методика предварительного расчета демпфирующих характеристик гидроопор. !39
2.2.3.5. Расчет гидроопор для автомобилей среднего класса. /1/3
ГЛАВА 3
КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ ГИДРООПОР НОВОГО ПОКОЛЕНИЯ
3.1. Типичный конструктивный вариант исполнения гидроопоры. /55
3.2. Конструктивные меры по повышению надежности и ресурса гидроопоры. /57*
3.2.1. Конструктивное обеспечение возникновения вихревых потоков жидкости в камерах гидроопоры. /58
3.2.2. Способы обеспечения герметичности гидроопоры.
3.2.3. Обоснование выбора формы компенсационной камеры. • /6/
3.2.4. Исследование факторов, обеспечивающих создание малогабаритных гидроопор. У65
3.2.5. Обоснование введения в перегородку эластомера. f 66
3.3. Конструктивные особенности интегрального варианта гидроопоры. [S8
3.4. Принцип действия интегрального варианта гидроопоры. /Уо
3.5. Структурная схема виброизолирующей системы транспортного средства. /«й?
3.6. Применение теории четырехполюсников к расчету гидроопор. /88
3.6.1. Применение модели пассивного четырехполюсника. (88
3.6.2. Влияние импеданса рамы транспортного средства на работу гидроопоры. /89
3.6.3. Концепция выбора условий установки гидроопор. /91
3.7. Основные выводы по главе.
ГЛАВА 4
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПРОЦЕССОВ ДИССИПА1ЩИ ЭНЕРГИИ КОЛЕБАНИЙ В СРЕДАХ С РЕОЛОГИЧЕСКИМИ ЗАПОЛНИТЕЛЯМИ
4.1. Статические испытания интегральных виброопор. /93
4.1.1. Экспериментальная проверка теоретических положений по расчету статической жесткости обечаек различной конфигурации. /93
4.1.2. Испытания прочности адгезии материала обечайки с металлическими
19?
деталями корпуса и опорной платы. г
4.1.3. Испытания на стуктурное демпфирование гидроопор. 197
4.2. Динамические испытания опытных гидроопор. (39
4.2.1. Исследования амплитудно-частотных харак теристик. (99
4.2.2. Определения углов потерь и фазочастотных характеристик. 3. К
4.3. Исследования динамических характеристик гидроопор в автомобилях различных классов в стационарных режимах. 2(3
4.3.1. Испытания автомобиля ГАЗ 3110 на беговых барабанах. 213
4.3.2. Испытания гидроопор в составе автобуса типа “ЛИАЗ”. 2 /5
4.3.3. Испытания гидроопор при отключенном сцеплении в составе автомобиля ГАЗ 3105.
4.4. Проведение дорожных испытаний. 2.2.6
4.5. Разработка нетрадиционных средств испытаний гидроопор. 2 36
-чГ-
4.6. Применение гидроопор для демпфирования виброактивного оборудования электровозов ВЛ-80С. 2.44
4.6.1. Программа работ. 2^
4.6.2. Характеристики оборудования, подлежащего установке на гидроопоры и подготовка испытании.
4.6.3. Измерение виброполей силовых агрегатов электровозов. 2^6
4.6.3.1. Выбор контрольных точек.
4.6.3.2. Метрологическое обеспечение испытаний. гм
4.6.4. Результаты испытаний гм
4.6.4.1. Предварительные исследования виброполей на электровозе ВЛ-80С. 267
4.6.4.2. Результаты сравнительных испытаний штатных и гидравлических виброопор на электровозе ВЛ-80С.
2.53
4.7. Исследования гидравлических виброопор с различными рабочими жидкостями. 2 62
4.8. Выводы. .1 2 £7
ГЛАВА 5
ИССЛЕДОВАНИЕ МЕТОДА И РАЗРАБОТКА СРЕДСТВ ИЗМЕРЕНИЯ ПАРАМЕТРОВ ВИБРОПОЛЕЙ НА ОСНОВЕ АКУСТИЧЕСКОГО ЗОНДИРОВАНИЯ
5.1. Предпосылки метода акустического зондирования. г е9
5.2. Уравнения акустических волн в средах с реологическими свойствами. 2- 7/
5.3. Обоснование применимости линейных моделей, описывающих распространение акустических волн. 2 72,
V.
5.4. Модуляция акустических волн вибрационными полями: • 2 76
5.4.1. Взаимодействие интенсивного и слабого акустических полей. 2 76
5.4.2. Квазиплоский фронт зондирующего акустического сигната. ^ ^
5.4.3. Цилиндрические и сферические зондирующие волны. 273
5.5. Взаимодействие акустических волн с движущимися границами раздела сред. 2.9!
5.5.1. Постановка задачи.
5.5.2. Отыскание волны, отраженнной от границы раздела сред. 2&3
ВВЕДЕНИЕ
Актуальность темы. Тема диссертационной работы была продиктована актуальностью проблемы снижения уровней вибрации и шума транспортных средств и стационарных энергетических установок. Снижение уровней вибрации и шума создаваемых элементами и узлами конструкций транспортных средств и стационарных установок неразрывно связано с измерением их вибрационных полей, причем таким способом, который не возмущает эти поля. Основными источниками шума и вибрации транспортного средства являются: двигатель, шины и неровности дороги.
Наибольший вклад в генерирование вибрации и шума транспортного средства и стационарных установок вносят силовой агрегат-двигатель и трансмиссия. Причем диапазон частот вибрации двигателя более широкий, чем трансмиссии, и существенным образом зависит от типа двигателя. Характер вибрации транспортного средства в звуковом диапазоне частот в первую очередь определяется параметрами его опор. Применяемые в промышленности в настоящее время резипометаллические опоры, демпфирующие вибрацию двигателя, имеют ряд существенных недостатков: резонансный характер амплитудно-частотной характеристики; малое время релаксации; снижение демпфирующих свойств при длительной работе опоры. Последний недостаток является наиболее существенным, так как при работе двигателя часть генерируемой им вибрации поглощается опорами, а теплоотвод от резиновой основы незначителен. Поэтому последняя нагревается и теряет с течением времени демпфирующие свойства. При этом актуальной является задача исследования вибрационных полей самого источника-силового агрегата. При измерениях следует учитывать температурные градиенты на исследуемой
поверхности силового агрегата. Контактные первичные преобразователи вибрации, работающие по принципу акселерометра, в данном случае неприменимы из-за высоких температур исследуемой поверхности. Наиболее полно удовлетворяют этому требованию бесконтактные акустические преобразователи, информативными параметрами которых, являются частота и фаза отраженного от исследуемой поверхности зондирующего акустического сигнала.
. Актуальной также является задача разработки нового поколения виброопор, работа которых основана на иных физических принципах. Наиболее перспективным в настоящее время направлением является разработка гидравлических виброопор. В них диссипация энергии колебаний двигателя присходит в средах с реологическими свойствами, а теплоотвод, в основном, обеспечивается металлическим корпусом.
Состояние вопроса и научная новизна. Задачами демпфирования колебаний силовых агрегатов машин еще в начале 50-х годов занимались A.A. Андронов, П.М. Воинов, В.А. Глух, П.И. Груздев, И.Г. Пархиловский, Р.В. Ротенберг, Е.А. Чудаков, В.Г. Цимбалин, Р.Langer, W. Thome, F.Reiher, M.Olley. Дальнейшее развитие работ в этом направлении, позволившее создать средства снижающие уровень вибрации и шума обусловлено работами В.Е. Гольского, Н.Ф. Бочарова, К.В. Фролова, В.Н. Ляпунова, В.Н. Луканина, Г.В. Латышева, Р.Ф. Ганиева, Б.Н. Нюнина, Г.Д. Чернышева, Ф.М. Диментберга, Я.М. Певзнера. Созданные на основе этих работ пассивные средства гашения вибрации и шума автомобилей с использованием резинометаллических виброопор, гидравлических амортизаторов, пружин и звукоизолирующих материалов к настоящему времени практически исчерпали свой потенциал. Возникла проблема поиска неординарных технических решений в области виброзащиты машин. Теоретические положения первого из них-активной виброзащиты автомобилей и водителей изложены в работах К.В. Фролова, A.B. Синева, В.Д. Шарапова, A.A. Хачатурова. Однако, реализованные на основе теоретических положений средства, требовали дополнительных энергетических затрат, высокой
трудоемкости и обладали малым ресурсом. В силу этих особенностей они не могли быть внедрены в массовое производство. Второе направление связано с концепцией создания интегральных виброоиор, предполагающих использование для гашения вибрации иные физические принципы. В частности, совмещение в одной конструкции элементов структурного демпфирования и элементов диссипирующих энергию колебаний в средах с реологическими свойствами с помощью специально организованных дроссельных каналов. Впервые эффект диссипации энергии колебаний в средах с реологическими свойствами нашел применение в гидравлических виброопорах силовых агрегатов транспортных средств разработанных фирмой Frcidenberg (Германия) в 1979 году.
Дальнейшие научно-исследовательские и опытно-конструкторские работы были продолжены фирмой Metzcller в приложении к автомобилю “Ауди”. Последующие годы ознаменовались лавинообразным потоком публикаций и патентов в области гидравлического демпфирования вибраций и ударов. Наибольшее число патентов и публикаций по данному направлению в Германии, Японии и США. В нашей стране первые публикации относятся к 1989 году (Гордеев Б.А., Образцов Д.И., Новожилов М.В. Применение диссипативных элементов в виброопорах силовых агрегатов машин. Препринт ИМАШ АН СССР, Горький, 1989). Тогда же были созданы и испытаны первые в СССР образны гидравлических виброопор. Первые, успешно проведенные испытания гидравлических виброопор на автомобилях производства ГАЗ, стимулировали работы по экспериментальным и теоретическим исследованиям процессов в заполнителе с реологическими свойствами. К ним относятся работы Б.А. Гордеева, A.B. Синева, А.Г. Чистякова, А.И. Весницкого, С.О. Лазарева, В.В. Фролова, С.К. Карцова, B.C. Бакланова.
Статические и динамические испытания гидролор и их элементов невозможны без метрологического обеспечения. Для контроля низкочастотных деформаций гидроопор разработаны и метрологически аттестованы ультразвуковые фазовые вибропреобразователи. Принцип действия которых
—уо
основан на выделении фазового рассогласования между опорным, падающим на исследумыЙ объект акустическим сигналом и отраженным от объекта сигналом.
Эффект взаимодействия акустических волн различной частоты и амплитуды впервые наблюдался экспериментально В.А. Зверевым и А.Г. Гореликом в 1955 году. Автор использовал этот эффект при разработке нестандартных средств измерения параметров движения деталей машин в воздушной среде.
При разработке акустических средств измерения необходимо было решить следующие задачи: выявить основные информативные параметры отраженного акустического сигнала; разграничить области линейного и нелинейного взаимодействия акустического сигнала с исследуемым объектом; выявить влияние ближней и дальней зон излучателя и приемника на погрешность преобразования; учесть влияние свойств среды на помехоустойчивость средства измерения.
Проведенные стендовые и дорожные испытания выявили значительные преимущества гидравлических виброопор по сравнению с обычными резинометаллическими. В то же время проведеннные экспериментальные исследования процессов диссипации энергии колебаний в средах с реологическим свойствами, ограниченных эластичными обечайками выявили ряд вопросов, требующих четких ответов, без которых невозможно создание промышленных образцов гидроопор.
Возникли следующие вопросы: как влияет форма эластичной обечайки на процесс структурного демпфирования высокочастотных гармоник входного вибросигнала; как оптимизировать длину и сечение дроссельных каналов в разделительной перег ородке; какова должна быть форма эластичной диафрагмы, разделяющей жидкую и газообразную среды; каким образом использовать эффект изменяющейся кинематической вязкости реологического заполнителя без снижения демггфирующих характеристик гидроопоры? На все эти вопросы были найдены ответы и и предложены соответствующие технические решения.
Цели и задачи.
Целью работы является создание надежных и эффективных средств гашения вибрации и шума и бесконтактных акустических средств измерения виброперемещений. Работа средств гашения вибрации основана на диссипации энергии колебаний в средах с реологическими свойствами, при этом решались следующие исследовательские, технические и технологические задачи.
Исследовательские задачи: исследование нелинейных свойств эластичной обечайки в зависимости от ее геометрии и физических параметров; исследование процессов диссипации при дросселировании рабочей жидкости через каналы; исследование влияния турбулизации потока демпфирующей жидкости на диссипативные характеристики гидравлической виброопоры; исследование процессов возбуждающих микрогидроудары при работе гидравлической виброогюры; исследование спектрального состава отраженного акустического сигнала на предмет выявления информативных параметров; исследование нелинейных эффектов метода и оценка методической погрешности; определение полосы пропускания приемного устройства и ее влияния на точность и разрешающую способность устройства.
Технические задачи: разработка и создание средств гашения вибрации и шума на основе поглощения энергии в жидких и вязкоупругих средах; проведение стендовых и дорожных испытаний; исследование вибрационных полей автомобиля с резинометаллическими и гидравлическими виброопорами; разработка и создание средств измерений, учитывающих изложенные факторы; проведение экспериментальных исследований метрологических характеристик разработанных средств бесконтактного измерения виброперемещений.
Технологические задачи: Разработка и создание специальной оснастки для формирования обечайки заданной формы; разработка технологического процесса обеспечивающего надежную адгезию с алюминиевыми и стальными конструкциями; разработка нестандартного оборудования для сборки промышленных гидроопор.
Методы исследования: теоретические исследования; эксперименталь-ное обоснование метода; использование компьютеров в экспериментальных
—/2-
исследованиях. При теоретических исследованиях использовались положения математической физики, механики жидкостей и газов, методы граничных элементов.
Научная новизна. Новыми являются следующие результаты работы: -исследованы процессы структурного демпфирования в обечайках различной формы (сферических, конических, цилиндрических);
-выявлены основные факторы влияющие на образование вихревых шнуров в реологическом заполнителе;
-выявлено влияние температурных градиентов в реологическом заполнителе на генерирование микрогидроударов в дроссельных каналах;
-исследованы процессы взаимодействия вихревых шнуров с эластичными поверхностями обечайки и диафрагмы;
-выявлены основные факторы, влияющие на погрешность выделения информативного параметра при акустическом зондированиии вибрирующих поверхностей, определены границы его допустимых значений;
-исследовано влияние характера движения отражающей границы на погрешность преобразования.
Практическая ценность работы заключается в разработке патентно чистых конструкций и технологических процессов изготовления промышленных образцов гидравлических виброопор и их адаптации к силовым агрегатам автомобилей различных типов, в использовании бесконтактных акустических средств измерения для задач вибродиагностики силовых агрегатов.
В процессе подготовки диссертационной работы опубликовано 78 печатных работ: из них 12 статей в общероссийских и международных изданиях, 36 авторских свидетельств и патентов, 30 тезисов докладов на российских и международных конференциях.
Научные положения выносимые на защиту.
1. Использование в качестве поглотителя энергии колебаний сред с реологическими свойствами позволяет повысить эффективность виброгашения на 5-7 децибел по сравнению с резинометаллическими поглотителями.
-13
2. Найдены оптимальные варианты форм внутренних поверхностей эластичных границ раздела сред.
3. Выявлены свойства вихревых шнуров, возникающих под действием вибрации в жидких средах.
4. Найдена зависимость возникновения вихревых шнуров от изменения реологических параметров среды и выявлена их роль в диссипации энергии колебаний.
5. Найдена зависимость погрешности измерения акустическими методами виброперемещений от индекса частотной модуляции отраженного сигнала.
6. Выявлены области применения информативного параметра-фазовой модуляции при измерении параметров движения границ раздела сред.
Внедрение результатов работы. Разработанные гидравлические виброопоры внедрены на ОАО “ГАЗ”, ОАО “ЛИАЗ”, ОАО “ПАЗ”, Институте машиноведения им. A.A. Благонравова РАН, в ОАО “Завод Теплообменник г. П.Новгорода, в ИТЦ “Техника Нечерноземья” г. Ярославля, НО ВНИИЖТ. Разработанные автором средства акустической бесконтактной диагностики внедрены в ОКБ “Астрофизика”, ЦКБ по судам на подводных крыльях, ВНИИЭФ, НПО “Теплоагрегат”, ОАО “Завод фрезерных станков”, ОАО “ГАЗ”, в Нижегородском филиале ИМАШ РАН.
Апробация работы. Основные результаты диссертации были доложены на международных и Российских конференциях: Всесоюзной конференции
“Повышение эффективности эксплуатации машин и оборудования на основе стандартизации, (Горький , 1987); Всесоюзной научно-технической конференции “Надежность машин”, (Москва, 1982); Всесоюзной научно-технической конференции “Влияние повышения уровня метрологического обеспечения и стандартизации на эффективность производства”, (Тбилиси, 1983); Всесоюзной научно-технической конференции “Надежность в технике. Совершенствование порядка регламентации методов контроля надежности в НТД” (Горький, ГФ ВНИИНМАШ, 1983); Научно-технической конференции “Испытания, контроль и техническая диагностика” (Горький, 1981); Всесоюзном совещании “Проблемы
-п-
улучшения акустических характеристик машин”, (Москва, 1988). Всесоюзной научно-технической конференции “Современное состояние, проблемы и перспективы энергетики и технологии в энергостроении”. (Четвертые Бернадосовские чтения, Иваново, 1989); Двенадцатой Всесоюзной конференции по неразрушающему контролю, (Свердловск, 1990); Всесоюзной конференции “Волновые и вибрационные процессы в машиностроении, (Горький, 1989); Третьей Всесоюзной конференции “Нелинейные колебания механических систем”, (Н. Новгород, 1993); Всесоюзной научно-технической конференции “Новое ультразвуковое технологическое оборудование и аппаратура, опыт их промышленного применения”, (Севастополь, сентябрь, 1991); Пятом Международном совещании-семинаре “Инженерно-физические проблемы новой техники”, (МГТУ им. Баумана, 1998); Четвертой Международной конференции экспертов железнодорожного транспорта, Югославия, октябрь, 1997; Пятой международной конференции экспертов железнодорожного транспорта, Югославия, Октябрь-ноябрь, 1998; Восьмой сессии российского акустического общества, Н. Новгород, 1998), Восьмой международной ноучно-технической конференции по динамике и прочности автомобиля, Москва, октябрь, 2000 г., Всероссийской конференции “Необратимые процессы в природе и технике”, Москва, январь, 2001 г. МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы, одного приложения.
Содержание работы
Во введении обосновывается актуальность темы, формулируется цель работы, научная и техническая новизна, кратко излагаются содержание и выводы диссертации.
Первая глава, в основном, носит постановочный и обзорный характер. Она посвящена анализу демпфирующих характеристик различных типов виброопор, основанных на структурном демпфировании. Рассмотрены различные способы снижения вибрации и шума транспортных средств. Показано, что диссипация энергии при структурном демпфировании с применением резинометаллических
-Ч£Г-~
виброопор приводит к необратимым изменениям их демпфирующих свойств и к настоящему времени возможности их в этом направлении исчерпаны (п. 1.1.).
Показаны основные пути осуществления виброзащиты:
-применительно к источнику возбуждения;
-в отношении виброзащищаемого объекта-транспортного средства, машины, сооружения;
-в отношении человека.
Виброзащита осуществляется разными путями. Если объект подвержен действию периодических сил, то в двигателях внутреннего сгорания можно добиться снижения вибрации за счет применения симметричных взаимно уравновешенных валов, вращающихся в противофазе. Однако, применение данного способа сопряжено с дополнительными энергетическими затратами, что не всегда оправдано (1.2.).
В п. 1.3. рассматриваются методы динамического гашения вибрации; демпфирования, достигаемым за счет внутреннего поглощения энергии в материале и конструкции; виброизоляцией, ослабляющей связь источника возбуждения и объекта; примененнисм адаптивных методов и средств гашения вибрации и шума; изменением конструкции транспортного средства.
В п. 1.4. рассмотрены вибрационные системы с детерминированным характером возбуждения. В частотном спектре вибрации имеются составляющие, вызываемые опрокидывающим моментом, дисбалансом и неуравновешенными силами и моментами двигателя. Показано, что при неподвижном автомобиле и работе двигателя в режиме холостого хода при малой частоте вращения коленчатого вала общий уровень вибрации определяется интенсивностью основной 1-армоники опрокидывающего момента двигателя.
При определении мест крепления выпускной системы с целью уменьшения вибрации и структурного шума автомобиля точки крепления следует выбирать ближе к узлам изгибных колебаний. Как правило резонансные изгибные колебания наблюдаются при повышенной частоте вращения колечатого вала двигателя [91,115,116,117].
~/е-
В п. 1.5. анализируются вибрационные системы транспортного средства со случайным характером возбуждения, обусловленным, в основном, влиянием дорожного покрытия, процессами в переходных режимамах работы силового агрегата, нелинейными характеристиками демпфирующих элементов и т.д.
Следует отметить сложный характер звуковой вибрации, вызванной взаимодействием шины, элементов подвески и кузова при движении автомобиля по дорогам с разными покрытиями. В связи с этим не всегда удается установить адекватность принятой динамической модели вибрационным процессам, протекающим в подвеске автомобиля в звуковом диапазоне частот.
Далее, в п. 1.6. проанализированы недостатки резинометаплических виброизоляторов, применяемых в машиностроении. Показано, что при длительной эксплуатации резинометаллических амортизаторов снижаются их демпфирующие характеристики. Применение гидравлических телескопических амортизаторов параллельно с резинометаллическими демпферами не всегда оправдано. Их применение ограничено из-за возможного провоцирования больших уровней вибрации и шума на частотах свыше 100 Гц, на которых динамические силы меньше 0,1 Н. Возникновение этого эффекта связано с наличием сухого фения поршня о цилиндр и штока о направляющую втулку.
Следствием компромисных технических решений, явился поиск новых направлений в конструкциях виброизоляторов, использующих иные физические принципы работы и появление в восьмидесятых годах гидравлических виброопор [105,106,107,108,109].
Гидравлические виброопоры объединяют в себе упругий элемент и гидравлический гаситель колебаний. В конструкции отсутствуют трущиеся части с сухим трением. В качестве компонентов трения выступает конструкционное трение в резине и гидравлическое вязкое сопротивление жидкости. Диссипация энергии колебаний происходит в реологическом заполнителе во внутренних полостях гадроопоры п. 1.7.
-!?-
Рассмотрены и проанализированы конструкции гидравлических виброопор с простым дроссельным отверстием, дроссельной инерционной трубкой, с дроссельным каналом и разделительной мембраной п.п. 1.8., 1.9.,1.10.
В п.1.11 рассмотрена возможность адаптации гидравлических виброопор к условиям эксплуатации. Одной из возможных адаптаций гидроопоры является применение электрореологических и магнитореологических жидкостей, впервые предложенных автором в 1988 году [86]. Там же рассмотрены варианты исполнения адаптивных гидравлических виброопор с меняющимися, в зависимости от внешних воздействий, реологическими параметрами [25,74,75].
Системный подход к анализу диссипативных характеристик гидроопор выявил независимость частот внутренних резонансов автономной гидроопоры от динамических свойств присоединеных конструкций [40,57]. Это свойство имеет важное практическое значение, так как позволяет переносить экспериментальные результаты изучения автономной гидроопоры на систему в целом. Впервые теоретическое рассмотрение работы гидроопоры как системы с двумя степенями свободы проведено в работе [126]. Там же сформулированы понятия комплексной динамической жесткости гидроопоры и угла потерь (п. 1.12).
К настоящему времени число зарубежных патентов по гидроопорам составляет более тысячи. Проведенный анализ различных конструктивных исполнений зарубежных вариантов выявил основной недостаток-снижение демпфирующих характеристик при длительной работе гидроопоры. Этот эффект обусловлен тем, что при интенсивной работе гидроопоры происходит сильный нагрев рабочей жидкости, заполняющей камеры. В результате этого снижается вязкость жидкости. 'Гак, например, для этилен-гликоля, являющимся одной из основных компонент рабочей жидкости в зарубежных гидроопорах, повышение температуры на 20° приводит к снижению динамической вязкости на порядок. Это приводит к значительному снижению внутреннего трения при дросселировании рабочей жидкости через каналы и, как следствие, к снижению демпфирующих характеристик на 3-4 децибела (п. 1.13).
Первые отечественные разработки гидрооиор относятся к концу 80-х годов прошлого века. Именно тогда в Нижегородском филиале Института Машиноведения АН СССР впервые в нашей стране автором диссертации была выдвинута и реализована концепция адаптивного гашения вибрации в средах с меняющимися реологическими свойствами [23,24,25,49,54].
Благодаря новой концепции адаптивного гашения вибрации демпфирующие характеристики отечественных гидроопор показали лучшие результаты при стендовых и дорожных испытаниях [86,101].
Далее в этом параграфе приводятся описания работ некоторых из, реализованных автором, вариантов гидроопор с адаптивными свойствами.
Рассмотрены некоторые нетрадиционные способы снижения вибрации и шума автомобилей с одновременным повышением экономичности работы двигателя, также предложенные и реализованные автором [11,101]. В работе [11] реализована концепция специального процессора управляющего работой двигателя внутреннего сгорания. В данном устройстве в результате оптимального выбора момента зажигания каждого цилиндра экономия топлива достигает 15%. Для повышения стабильности работы двигателя в переходных режимах автором предложена новая конструкция свечи, благодаря которой поджиг рабочей смеси происходит в заэлектродном пространстве, что также повышает экономичность, так как в этом случае сгорание рабочей смеси более полное.
Рассматривается также в этом параграфе колебательная система для демпфирования вибраций двигателя, установленная на раме транспортного средства [20]. Такая система может найти применение не только в автомобилях, но и в других транспортных средствах.
Одной из актуальных задач в двигателестроении является снижение шума выхлопа двигателей внутреннего сгорания. Автором предложена система глушения с трансформацией частотного спектра шума в высокочастотную область без применения объемных резонаторов [19,86].
Разработка и настройка гидроопор неразрывно связаны с исследованиями их динамических жесткостей, амплитудно-частотных и фазо-частотных
-/■9-
характеристик, что требует специальных средств измерения параметров вибросигналов. Используемые в ряде задач вибродиагностики контактные измерительные преобразователи-акселерометры не всегда соответствуют выдвигаемым здесь требованиям [44,45]. Для измерения параметров широкополосных вибросигналов требуются вибропре-образователи с полосой пропускания от долей Гц до нескольких кГц, не искажая при этом исследуемый процесс [74,82].
В п.1.16 рассмотрены методы бесконтактного измерения вибраций с использованием акустических сигналов, модулированных по частоте и фазе. Разработка измерительных средств, основанных на этих методах, неразравио связана с испытаниями гидравлических виброопор.
Анализируется взаимодействие квазиплоских волновых пучков с вибрационными полями. Показано, что при падении квазиплоской гармонической волны на движущуюся поверхность, отраженная волна имеет вид: /(/ + / / с) = - A sin w[t - I с], где: /(/)-закон движения отражающей
поверхности, с-фазовая скорость зондирующей волны,
R( 0 - 1 - L/C + (/2 + U2 /2!)/с 2 - (/3 + 3//7 / 2!+/ 2 / / 3!) / с 3 + .. -
-коэффициент учитывающий поправки высших порядков. Для получения информации о законе движения отражающей поверхности l(t) отраженный сигнал перемножается с опорным: А0 sin(otf + (р).
После перемножения из результирующего выходного сигнала фазового детектора: fn(t) = -А40 co$,[2aA(t)R(t){с + ф] выделяют закон движения /(/).
Во второй главе изложена методика расчета гидравлических виброопор. Экспериментально показано, что беїущая изгибная волна снижает эффективность работы обычного резинометаллического виброизолятора. Во-вторых, на раму транспортного средства энергия вибрации силового агрегата передается и через другие точки крепления (заднюю опору, от крепления моста и карданного вала и др.), но уже в форме собственных, независимых от процессов в виброизоляторе колебаний. Поэтому не наблюдается снижение колебаний рамы при увеличении частоты. В третьих, по виду амплитудно-частотных
-20-
характеристик различных контрольных точек рамы, можно констатировать наличие большого числа собственных форм колебаний рамы и кузова и для хорошей виброзащиты необходимо вместе с улучшением свойств виброизоляторов выявить и подавить резонансы других частей кузова и агрегатов (п.2.1.1.).
В п.2.1.2. рассматриваются типичные конструкции гидравлических виброопор и анализируются особенности их основных элементов, которые затем учитываются при расчетах.
Деформация резинового блока (обечайки) описывается упруговязкой моделью и рассчитывается с использованием конечно-разностной программы численного моделирования динамики сплошной среды.
Поскольку эластичная обечайка при действии статической нагрузки всегда находится в деформированном состоянии и в таком виде воспринимает динамические нагрузки, расчет собственных частот представляет сложную техническую задачу, связанную с учетом нелинейных свойств материала обечайки. Выяснено, что в достаточно широких пределах статических и динамических нагрузок различные типы каучуков и резины не всегда подчиняются закону Гука. В этом случае модуль сдвига резины О и модуль сжатия К значительно изменяются при изменении формы и направления деформации обечайки. Экспериментально доказано, что приведенное в стандарте ИСО - 48 соотношение К = ю0>01847,-°>457^ где р _ твердость резины в единицах ИСО, между модулем упругости м твердостью резины из натурального каучука типа СКС-30, СКН-25 имеет погрешность не менее 30% (п.3.2.1.).
Проанализирован способ практической оценки модуля упругости. Этот способ заключается в том, что для каждой формы обечайки накапливаются данные об экспериментальном и расчетном значениях жесткости и устанавливается связь между твердостью и модулем упругости, свойственной группе однородных форм. Эти значения использвались в дальнейшем для практических расчетов.
Коэффициент Пуассона в случае малых деформаций для широкого класса резин принимался в пределах 0,465-0,485. Эта величина не остается постоянной, она увеличивается при сжатии и уменьшается при растяжении. При расчетах жесткости необходимо учитывать коэффициент трения резины по металлу, который определялся экспериментально.
В п. 2.2. приведена разработанная методика расчета статической жесткости обечайки реализующая метод граничных интефальных уравнений (ГИУ) и предназначенного для решения задач теории упругости. В данной версии программы использовалась двумерная форма метода ГИУ, осесимметричная и плоская задачи. Метод ГИУ является развитием метода потенциалов в синтезе с конечно-элементным подходом. В данной версии программы использованы трехузловые граничные элементы, что позволило сравнительно верно описать задаваемые нагрузки и перемещения и, следовательно, повысить точность решения.
Далее рассматриваются методы расчета статической жесткости гидроопоры с учетом свойств рабочей жидкости, заполняющей рабочую (верхнюю) и компенсационную (нижнюю) камеры.
Потоки рабочей жидкости через дроссельные каналы рассчитывались в предположении, что суммарное давление пуазейлевского течения и давление, необходимое на вхождение потока в канал дросселя, рассчитываемое по формуле Бернулли, равно давлению в верхней камере. В том случае, когда существенны инерционные эффекты, связанные с ускорением массы жидкости в дроссельном канале, объемный расход жидкости определялся через среднюю по сечению скорость.
Изложена методика расчета жесткости заполненной гидроопоры с учетом газовой полости, приведены экспериментальные результаты стендовых испытаний. Наличие газовой полости не улучшает демпфирующие характеристики гидроопоры, и при этом возникают микрогидроудары, постепенно разрушающие перегородку между рабочей и компенсационной камерами, и приводящие к образованию в реологическом заполнителе
-гг-
металлических взвесей размером до 200 мкм. Их накопление приводит к дальнейшему снижению демпфирующих свойств гидроопорьт.
Показано, что зависимость компонент напряжения от компонент деформации имеет в этом случае вид:
°у = -рда + 2(’[£ч - /3Хг 11+^22+ Еп)] + 2,м[^у - (<5,у /ЗХ^п +е22 + £}3 )]>г
де Р = К(єи + є22 + ^зз)* Сг-модуль сдвига, //-коэффициент динамической вязкости, дц - символ Кронекера, К - модуль объемного сжатия, єї} - (1 / 2)(диі / дх і + ди ■ І дхі) - компоненты тензора скоростей деформации.
В п.2.2.3, приведена методика расчета гидравлических виброопор для автомобиля среднего класса.
Принято допущение, что система виброизоляции обладает продольной плоскостью симметрии. Спереди двигатель установлен на две одинаковых гидроопоры, а сзади коробка передач опирается на одну гидроопору. Система координат имеет продольную горизонтальную ось X, поперечную
горизонтальную ось У и вертикальную ось Ъ. Начало координат системы ХУЪ совпадает с центром масс силового агрегата. Все гидроопоры установлены вертикально, и эффект динамического гашения проявляется в каждой гидроопоре в вертикальном направлении.
Для выбора основных характеристик гидроопор необходимо в первую очередь определить жесткостные свойства системы без учета демпфирующих и внутренних инерционных свойств гидроопор. Примем:
Сл - верти кальная жесткость передней гидроопоры;
С,2 - вертикальная жесткость задней гидроопоры;
Сх\ - горизонтальная жесткость передней гидроопоры;
Сх2 -горизонтальная жесткость задней гидроопоры;
ах 1 и а2\ -расстояния от центра масс по осям X и Ъ до центра передней опоры;
ах2 и а22 -расстояния от центра масс но осям X и Ъ до центра задней опоры.
]
23
Линейные перемещения силового агрегата как твердого тела по направлениям осей X и Z. обозначим х, г; угол поворота силового агрегата вокруг оси У обозначим в. В линейной постановке гипотезы малых перемещений матрица суммарных жесткостей рассматриваемой системы по х, г и у имеет вид:
I 2с,1 +с2 0 -2с„а„-с,,а,2
С=А’СиЛ= 0 2с, +с,г -2С',ах2+с!2а,2
~^£лая ~Сх^12 _+Сг2ай О
Результаты расчетов модулей динамических жесткостей и коэффициентов передачи в функции частоты представлены графически.
В третьей главе содержится анализ конструктивных особенностей и назначение отдельных элементов гидроопоры, приводится конструктивный состав интегрального варианта гидроопоры, поясняется принцип ее работы, рассмотрена схема виброизолирующей системы транспортного средства, состоящей из 4х инерционных элементов, соединенных между собой и с жестким основанием линейными вязкоупругими связями, одной из которых являются разработанные гидроопоры, дается концепция расчета гидроопор с применением теории четырехполюсников и выбора условий установки гидроопор.
Конструктивный состав и назначение отдельных элементов гидроопоры приведен в п.3.1.
Структурная схема одного из последних вариантов гидроопоры
-2*-
Фиг.1
Гидравлическая виброопора содержит герметично закрытую рабочую камеру 1, ограниченную эластичной обечайкой 2 и опорной платой 3 и заполненную рабочей жидкостью. Рабочая камера посредством дроссельных каналов 4а и 46, не являющихся продолжением друг друга, а также дроссельных каналов 5а и 56 расположенных, соответственно, в периферийной и средней частях разделительной перегородки 6, установленной в корпусе 7, сообщена с компенсационной камерой 8, 01раниченной снизу эластичной мембраной 9, отделяющей демпфирующую жидкость от воздушной полости 10 и уплотненную в корпусе 7 посредством поддона 11, предохраняющего мембрану 9 от механических повреждений. Разделительная перегородка 6 содержит кольцевую полость 12, тангенциально примыкающую к дроссельным каналам 4 (4а и 46) и выполненную в периферийной части перегородки и частично выходящая в корпус 7. Промежуточная мембрана 13, которая помещена в центральном канале 14, по периферии закреплена в промежуточной камере 15 расположенной в средней части перегородки 6 и соединенной посредством дроссельных каналов 5а и 56 с рабочей и компенсацинной камерами, соответственно. Компенсационная
-г?-
камера 8 состоит из нейтральной 8а и периферийной сферообразной 86 частей. При выполнении промежуточной мембраны в виде кольцевой “Н” образной втулки виброопора является наиболее надежной, поскольку дополнительное крепление промежуточной мембраны не требуется. Кроме этого упрощается технологический процесс сборки гидроопоры.
В п.3.2 рассмотрены меры по повышению надежности и ресурса гидроопоры. Изложен принцип работы интегрального варианта гидроопоры, разработанного автором. Показано влияние сдвиговых напряжений в реологическом заполнителе на время переходных процессов и образование вихревых потоков. Рассмотрены способы снижения нелинейных эффектов при работе гидроопоры, влияющих на спектр выходного сигнала.
Приводится обоснование введения в конструкцию гидроогюры промежуточной камеры, позволяющей усилить процесс интенсификации перемещений слоев жидкости относительно друг друга. Рассмотрены вопросы оптимизации ее работы при введении в центральную жесткую перегородку эластичной гофрированной мембраны.
Рассмотрены условия, при которых поле скоростей рабочей жидкости в камерах можно определить по заданным источникам и вихрям. Приведены предпосылки, при которых выходы дроссельных каналов в компенсационную и рабочую камеры можно считать источниками рабочей жидкости. Найдены условия, при которых уравнение распространения вихревых шнуров в вязкой несжимаемой жидкости в переходных процессах с точностью до мачых первого порядка совпадает с уравнением диффузии или теплопроводности в неподвижной среде (п.3.2.1.).
Рассмотрены способы обеспечения герметичности гидроопоры, обоснован выбор формы компенсационной камеры, исследованы факторы, обеспечивающие создание малогабаритных гидроопор
Введение в конструкцию гидрооиоры дополнительной эластичной мембраны позволило улучшить ее акустические характеристики, несколько снижая ее демпфирующие характеристики на низких частотах. Однако, выиг'рыш
2/Г-
в степени гашения высокочастоных составляющих намного, по абсолютному значению, превышает проигрыш в снижении демпфирующих характеристик. При этом даже пониженный уровень демпфирования низких частот на 5-6 децибел эффективнее в том же диапазоне у штатных-резинометаллических виброопор (п.3.2.5.).
Изложены конструктивные особенности интегрального варианта гидроопоры и принцип его действия (п. 3.3.)
Рассмотрены условия, при которых вязкопластическая реологическая среда, выполняющая функции демпфирующей жидкости переходит из неньютоновского состояния в рабочее и конструктивное обеспечение данного перехода (п. З.4.).
Для предварительного расчета динамических характеристик виброизолирующей системы транспортного средства предложена математическая модель четырехмассовой системы с вязкоупругими связями между элементами. Рассмотрены два типа возбуждения:
-динамическое, когда к одному из элементов приложена гармоническая наг рузка;
-кинематическое, когда задаются перемещения одного из элементов
системы.
Особо выделены решения, получающиеся при единичном воздействии
(п.3.5.).
Рассмотрены вопросы применения теории четырехполюсников к расчету гидроопор в составе транспортного средства. Виброизолирующую систему транспортного средства можно рассматривать как совокупность взаимодействующих четырехполюсников, соединенных последовательно и параллельно. Выяснено, что виброизоляция зависит не только от свойств гидроопор, но и от самого силового агрегата, рамы кузова, в том числе и от импедансов всех остальных узлов транспортного средства (п.2.8.).
Независимо от места приложения силы амплитуда колебательной скорости в месте крепления силового агрегата в первом случае имеет вид:
К1-К-2т/(г, +г„)|,
а во втором случае:
где Zm - импеданс силового агрегата в точке крепления к раме, v0 -среднеквадратичное значение скорости силового агрегата в этой точке, когда она отсоединена от гидроопоры.
В области частот волновых резонансов:
-2 /+АЛ 2
vr=(l/2A/)_J \vg elf. Средние
/-л/
частоты / и ширину полосы усреднения 2А/ выбирают так, чтобы они соответствовали полосам частот, в которых принято нормировать шум и вибрацию. На частотах, при которых еще не наступили волновые явления в гидроопорах, виброизоляция определяется соотношением:
V “ 201g|l + Z,Zm /Zg(Zm +Zr)|,
где 7g =» Fg /(v - vrg)- импеданс гидроопор, зависящий только от их
свойств, vmg, vrg, Frg - колебательные скорости на входе в гидроопору и выходе
из нее, и сила, передаваемая на раму от силового агрегата через гидроопору (п.3.6.).
Существенными условиями установки гидроопор в автомобиле являются также соответствие гидроопор статической нагрузке в месте ее установки, жесткость крепления гидроопор в кронштейнах, а также самих кронштейнов, закрепляемых к двигателю и раме с обеспечением между кронштейнами необходимого зазора, соответствующего высоте гидроопоры в условиях статической нагрузки.
В четвертой главе изложены результаты проведенных экспериментальныъх исследований процессов диссипации энергии колебаний в средах с реологическими заполнителями.
Экспериментльные исследования проводимые с элементами гидравлических (интегральных) виброопор ставились с целью проверки теоретических положений и уточнения характеристик исходных данных необходимых для их оптимальной настройки. Результаты экспериментальных
-28-
исследований послужили основой для разработки различных вариантов конструкций гидроопор, рассчитанных под определенные нагрузки и частоты.
Стендовые испытания включали в себя: испытания прочности адгезии материала обечайки с опорной платой и корпусом гидроопоры; допустимые нагрузки, сравнительные динамические испытания штатных (резинометаллических) виброопор, гидроопор лучших зарубежных фирм и опытных гидроопор, разработанных автором.
Испытания гидроопор в составе транспортного средства проводились: на беговых барабанах (для автомобиля); дорожные испытания на автомобилях различных классов; испытания в составе электровозов класса ВЛ-80с.
Методика расчета статической жесткости гидроопор, изложенная в п. 3.3. главы 3 экспериментально проверялась на различных типах незаполненных и заполненных гидроопор. Теоретические положения по расчету статической жесткости обечайки и эластичной мембраны являлись основой для их изготовления.
Статическая жесткость гидроопор определялась при нагрузках от 100 Н до 10000 Н. Установлено, что основной вклад в статическую жесткость вносит обечайка гидроопоры. Причем форма обечайки может изменить жесткость в ту или иную стороны на 20%. Гибкая диафрагма влияет на общую жесткость в пределах 3-5% (п. 4.1.).
Важным аспектом при разработке гидроопор являлась проблема обеспечения надежной адгезии между металлическими деталями гидрооиоры и эластичной обечайкой.
Испытания прочности адгезии заключались в следующем. К узлу гидроопоры, состоящему из обечайки и, присоединенных к ней, корпуса и опорной платы прикладывались разнополярные нагрузки с последующим плавным увеличением разрывного усилия. Проведенные испытания показали, что для обечайки, рассчитанной на статическую нагрузку 900 Н разрывное усилие составляет 4500 Н. Причем происходил разрыв обечайки без нарушения адгезии. При действии на опорную плату и корпус гидроопоры сил, направленных
-га-
встречно, разрыва обечайки и ее отслоения от металлических деталей при усилии до 6000 Н не наблюдалось (п.4.1.2.).
По результатам испытаний на структурное демпфирование уточнялись оптимальные прогибы обечаек заполненных виброопор. Выяснено, что в диапазоне нагрузок от 500 Н до 1400 Н, отимальный прогиб обечайки 4 мм и 7,5 мм соответственно. В этом случае гидроопора работает с наибольшим эффектом (4.1.З.).
Исследования амплитудно-частотной и фазочастотной характеристик гидроопор проводились на стенде LIGDYNAM1K с нагрузочной массой 10 кг. Установлено, что на резонансных частотах эффективность демпфирования гидроопор, в среднем, на 6-10 децибел лучше чем у обычных резинометаллических (п. 4.2.1).
В качестве сравнительных испытаний были проведены исследования двух вариантов гидроопор: немецкой, разработки фирмы MM-Боге и разработки Нф ИМАШ РАН ОГ-120. При среднеквадратичном значении входного вибросигнала 1 g (10mis2) пиковые значения выходного сигнала на резонансных частотах составляют 45m/s2 для немецкой и Зіт/s2 для гидроопоры разработки Нф ИМАШ РАН, что соответствует, примерно, разнице в 1,7 децибела. Однако, следует учесть, что собственная частота гидроопоры разработки Нф ИМАШ РАИ при данном типе нагрузки составляет 20 Гц, а собственная частота гидроопоры MM-Боге порядка 35-40 Гц, что в составе автомобиля при средней статической нагрузке силового агрегата 1000 Н на одну опору соответствует 1,4 Гц и 1,7 Гц. Кроме того, интегральный эффект поглощения энергии вибрации в октавных полосах частот у гидрооноры разработки Нф ИМАШ РАН в 3 раза выше чем у гидроопоры MM-Боге при одних и тех же значениях входного сигнала вибростенда-1 g. При возрастании среднеквадратичною значения входного сигнала вибростенда до 2 g (20m/я2) амплитуда выходного сигнала гидроопоры разработки MM-Бою составляет 110 m/s2, а амплитуда выходного сигнала гидрооноры разработки Нф ИМАШ РАН составляет 75 m/s2. Следовательно, гидроопоры Нф ИМАШ РАН на резонансных частотах более чем на 3 дБ
—Эб~
эффективнее гидроопор ММ-Боге.
Интегральный эффект гашения энергии вибрации при одинаковых уровнях
л
входных CHi HajiOB-2g на уровне 60 rn/s у гидрооноры Нф ИМАШ РАН в 3,5 раза лучше чем у гидроопор ММ-Боге. (4.2.2.).
Оценка динамической жесткости гидроопор производилась на элекгрогидравлическом вибростендс LINGDYNAMIK с применением разработанной автором нестандартной оснастки [6,7,8], а также в ИМАШ РАН [120]. Полученные зависимости жесткости гидроопоры от частоты приведены в приложении 4 (п.4.2.2.)
Проводились исследования динамических характеристик гидроопор в автомобилях различных классов сначала в стационарных режимах.
Испытания автомобиля ГАЗ-3110 на беговых барабанах.
Сравнительные испытания гидроопор ОГ-120 встроенных в конструкцию автомобиля ГАЗ 3110 и стандартного варианта виброопор проводились В УКЭР ООО "ГАЗ" и выявили заметные преимущества гидроопор, в среднем на три-четыре децибела (п.4.3.1.).
Испытания гидроопор в составе автобуса типа “ЛИАЗ” показали,что эффект от применения гидроонор в различных контрольных точках салона составил от 3 до 9 децибел (4.3.2.).
Для идентификации виброполей в автомобиле ГАЗ 3105 было выбрано 20 контрольных точек, в которых были укреплены первичные измерительные преобразователи (датчики). Схема размещения датчиков приведена на рис. 4.14. Информация с датчиков одновременно поступала на 20-ÔÈ канальный магнитограф "ТЕАС" и затем анализировалась на двухканальном анализаторе спектра "2034" производства фирмы Брюль и Къср. В качестве первичных измерительных преобразователей использовались акселерометры типа "8315" , рабочий частотный диапазон которых от 0,1 Гц до 8,1 кГц.
~зг-
Испытания включали в себя два основных этапа:
-предварительная идентификация трактов распространения вибросигналов по конструкции автомобиля;
-окончательный выбор места расположения контрольных точек.
На первом этапе исследований анализировались корреляционные связи между виброактивными элементами автомобиля, проводился регрессионный анализ взаимодействующих вибропотоков. На втором этапе исследований определялись спектральные характеристики входных и выходных вибросигналов. Исследовались спектры вибросигналов при использовании в качестве демпферов силового агрегата штатных виброоопор, гидравлических виброопор роизводства фирмы “МЕТ2ЕЦЕК” и гидроопор, разработанных в Нф ИМАШ РАН.
Испытания показали несомненное преимущество гидроопор как импортных так и отечественных. Причем отечественные разработки оказались эффективнее зарубежных в составе автомобиля на на 2-3 децибела (4.З.З.).
Дорожные испытания гидроопор проводились на полигоне ОАО “ГАЗ” в различных режимах и на дорогах с различным покрытием. В качестве экспериментальных автомобилей использовались ГЛЗ-3105 и автобус ЛИАЗ-5256 с подвеской силового агрегата на обычных резинометаллических виброопорах и на гидроопорах. Испытания показали, что, в среднем, гидроопоры дают эффект на автомобиле в различных контрольных точках от 3 до 7 децибел. Было выяснено, что важное значение имеет место установки гидроопор на раме автомобиля. Поэтому необходимо комплексное исследование автомобиля для идентификации вибрационных полей в диапазоне частот от 2 до 500 Гц. (п. 4.4.).
Исследование спектров поглощения виброакустических сигналов гидравлических виброопор неразрывно связано с разработкой устройств для формирования и измерения спектров случайных вибраций. Опубликованные в открытой печати разработки ряда авторов занимающихся этой проблемой, еще с начала 70-х годов [10,31,38,39], позволили сделать новый шаг в решении этой проблемы. Основные его отличия в том, что для формирования спектра
—3Z-
случайных вибраций используются адаптивные фильтры с заданной программой изменения весовых коэффициентов [10].
Управление виброиспытаниями предполагает разработку систем, позволяющих производить достаточно быструю перестройку частот входного вибросигнала с учетом переходных процессов. Переходные процессы при виброиспытаниях сложных многомассовых систем со многими степенями свободы часто связаны с нелинейными явлениями во многих узлах. Игнорирование этих процессов может привести возникновению явления захвата частоты с последующим срывом колебаний [44,46]. Поэтому при сканировании частоты вибростенда необходимо обеспечивать надежную обратную связь между выходными и входными параметрами воспроизводимого вибропроцесса [6,7,95J (4.5.).
Программой работ по гашению вибрации виброактивного оборудования электровозов В Л 80С предусматривались следующие мероприятия:
-изготовление двух модификаций опытных гидроопор, в том числе одну модификацию (ОГ-100) для мотор-вентиляторов МВ1-4, а другую модификацию (ОГ-190)- для мотор-компрессора МК-1500 и расщепителя фаз ФР-690; -конструкторско-технологическая проработка вопросов крепления опытных гидроопор к кузову и элементам оборудования электровоза BJI80С;
-изготовление необходимых деталей и узлов для монтажа опытных гидроопор; -монтаж опытных гидроопор и проведение статических и динамических стендовых испытаний;
-решение вопросов метрологического обеспечения испытаний оборудования, смонтированного как по существующей схеме, так и на опытных гидроопорах; -проведение измерений вибрации оборудования, смонтированного по существующей схеме;
-проведение измерений вибрации оборудования, смонтированного на опытных гидроопорах;
-выпуск сводного отчета.