Идентификация упругодеформирующих свойств виброизолятора вторичной системы подрессоривания автомобиля Текст научной статьи по специальности «Электротехника, электронная техника, информационные технологии»

№ 7

2007 629.113

ИДЕНТИФИКАЦИЯ УПРУГОДЕМПФИРУЮЩИХ свойств ВИБРОИЗОЛЯТОРА ВТОРИЧНОЙ СИСТЕМЫ ПОДРЕССОРИВАНИЯ

АВТОМОБИЛЯ

Асп. ОМРАНКАХТАН, канд. техн. наук, доц. Л.Ф. ЖЕГЛОВ

Рассмотрена методика экспериментального определения динамических параметров виброизолятора с высокой несущей способностью. Обоснована математическая модель его упругодемпфирующих свойств.

The methodology of experimental measuring of dynamic parameters of the damper with the high load-canying ability has been considered. The mathematical model of its elastlcally damping characteristics has been based.

Проблема внутренней вибрационной безопасности автомобильного транспорта является одной из важнейших проблем отечественного и мирового автомобилестроения. Прячем эта проблема трансформировалась в отдельное самостоятельное направление научно-технических разработок по повышению комфортабельности и ресурса автомобилей. В связи с этим особое место в повышении вибрационной безопасности следует отвести системам вторичного подрессоривания. Основными элементами этих систем являются виброизоляторы, которые имеют различное конструктивное исполнение и динамические характеристики [1-—3]. В настоящем исследовании рассматривается оценка математической модели упруго-демпфирующих свойств виброизолятора по экспериментальным данным. Виброизолятор, схема и нагрузочная характеристика которого показаны на рис. 1, имеет высокую несущую способность и выполнен из полимерного композиционного материала.

В качестве параметров, определяющих упругодемпфирующее поведение виброизолятора, при экспериментальных исследованиях были приняты его коэффициент с жесткости и логарифмический декремент 5 колебаний. Определение этих параметров возможно различными методами [3,4]. При выборе оценочного метода были экспериментально протестированы следующие методы: 1 -й — свободных затухающих колебаний, 2-й — стационарных гармонических колебаний, 3-й — ширины резонансной кривой. Для реализации испытаний с использованием данных методов созданы установки на основе электрогидравлического пульсатора (рис. 2). Измерения определяемых величин проводились во всех случаях относительно статической нагрузки. При свободных затухающих колебаниях возмущение задавалось в виде несимметричного треугольного импульса. Реализация двух других методов осуществлялась заданием асимметричного цикла нагружения виброизолятора. Результаты измерений показали, что наиболее информативным в данном случае является метод стационарных гармонических колебаний. Этот метод дает возможность

Рис. 1. Схема (1) и нагрузочная характеристика (2) виброизолятора

более определенно оценить зависимость установленных параметров виброизолятора от параметров кинематического возмущения — амплитуды и частоты.

з

Рис. 2. Схема установки виброизолятора на стенде: а, б — 1-й метод, 2-й и 3-й методы соответственно;

1 — виброизолятор; 2 — стропы; 3 — шарнир; 4 — фланец; 5 — динамометр; б — шток;

7 — электрогидравлический пульсатор; 8 — опоры; 9 — датчик хода штока; 10 — монтажное основание;

II — груз; 12 — датчик виброускорения

Для оценки потерь энергии в виброизоляторе при испытаниях на стенде по второму методу, как исходный параметр, использовался коэффициент г| поглощения, который связан с логарифмическим декрементом 8 колебаний соотношением 8 = 0^5г\ . При этом коэффициент Г) поглощения определялся по площади, а коэффициент с жесткости по углу наклона средней линии петли гистерезиса [3, 5, 6] для различных значений параметров возмущения. По сути, петля гистерезиса является фазовым портретом двух одновременно записанных временных вибросигналов - нормальной силы, действующей на амортизатор, и его деформации. Запись вибросигналов осуществлялась в цифровом виде при дискретно изменяемых амплитуде и частоте гармонического кинематического возмущения — перемещения штока пульсатора. Петля гистерезиса во всех случаях определяется при одном цикле нагружения виброизолятора.

Д ля повышения точности измерения коэффициентов поглощения и жесткости программно вводится сплайн-аппроксимация временных вибросигналов, что дает возможность управлять количеством точек в цикле колебаний. Снижение шума помех в исходных вибросигналах проводилось с помощью процедуры сглаживания. На основании полученной таким образом информации осуществлялось построение петель гистерезиса с последующей их обработкой.

№ 7 2007

Оценка влияния амплитуды и частоты кинематического возмущения на коэффициент 5 поглощения и коэффициент с жесткости виброизолятора проводилась на основе линейного регрессионного анализа. Расчеты параметров линейной регрессии показывают, что при настоящих режимах нагружения виброизолятора определенной зависимости величин 8 и с от параметров возмущения не существует. Поэтому, в данном случае, их можно считать константами и определять по совокупности всех наблюдений (рис.3, 4). Тогда средние значения 8 и с соответствующих коэффициентов вычисляют как выборочные средние 5= 0,396 и с - 1,234 МН/м. Доверительный интервал для рассматриваемых коэффициентов можно построить по их выборочным средним значениям и средним квадратическим отклонениям [7]. Тогда доверительные интервалы с уровнем доверия 90% для средних значений величин 8 и с таковы:

0,361 < 8 <0,431; 1,16 МН/м < с < 1,308 мН/м.

}

3 0.5 ООО

° L 2 3 4 5 б 7 S 9

А, мм

а)

3

6

°°° „,

<5 0J

XXX

°0 0.5 115 2 15 3 35 4 4.5 5 55 6

f. ГЦ

б)

Рис. 3. Зависимость логарифмического декремента 5 колебаний от амплитуды (а) и частоты (б) возмущения:

ххх — 1-й метод; ооо — 2-й метод

В данном случае выборочные дисперсии параметров виброизолятора равны Db = 0,017 и Dc = 7,758 • 10!о Н2/м2. Доверительные интервалы с уровнем доверия 90% для дисперсий этих величин следующие:

0,012 < D6<0,025; 5,426- 106Н2/м2< Д. < 11,41 ■ 10,0Н2/м2.

Эти значения показывают, что при данных испытаниях имеет место достаточно большое рассеяние значений искомых параметров виброизолятора. Такой эффект очевидно связан с конструкцией виброизолятора, который несет высокие нагрузки, и некоторой нестационарностью нагрузочного режима при малых деформациях и высоких частотах.

Таким образом, при независимых 5 и с от параметров нагрузочного режима в качестве математической модели, адекватно отражающей упругодемпфирующие свойства виброизолятора, может быть принята модель Е.С Сорокина [5,8]. При построении данной

О

о О о 0 о о° ........ Оо|Р 0 с

о

ОО О о о 0 °о ° о So ф OD О0 и о хх>< ЗС о 0 V 6> О X U О ОХ о о о О О

№ 7

2007

модели используется концепция комплексного, а именно частотно-независимого, внутреннего трения. Тогда, исходя из определенных параметров виброизолятора, сила P(t), создаваемая при его деформации h(t), записывается в виде

о / ^

P(t) ~ (l + yy)ch(i) при у = /% и у =

Данная математическая модель может быть успешно использована при оценке вибрационной безопасности автомобиля в частотной области при решении как линейной, так и нелинейной задачи виброизоляци.

Таким образом, показаны особенности методики испытаний виброизоляторов с высокой несущей способностью и возможность моделирования внутренних потерь в данном случае как частотно-независимых.

210

1.5-10

С ,Н/м

ооо МО

НО"

5 б А, мм а

к I

§ю .......*~о i 0 .........................fe0..............!.........................L...........1.................... Q о | j I j I 1 | Ъ о

2.5 L06

2-10й

с ,н/м

ООО А

1.5-10°

С ,Н/м

XXX

110s

5 ID5

1 ! ? I "1........ i .........?............... х

О О о о с о о f О iv* 0 о 1

о о го о сР СР° о о о о Ь в о 6 о о

о о ь 1 ! GD

3

£ Гц б

Рис. 4. Зависимость коэффициента жесткости сот амплитуды (а) и частоты (б) возмущения: ххх — 1-й метод;

ооо — 2-й метод

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Колебания силового агрегата/ В.Е.Тольский, Л.В.Корчемный, Г. В. Латышев и др. — М.: Машиностроение, 1976. —264 с.

2. П о ту р а е в В. Н., Д ы р д а В. И. Резиновые детали машин. — М. ¡Машиностроение, 1977. — 216 с,

3. Виброзащита радиоэлектронной аппраратуры полимерными компаудами / Ю. В. Зеленев, А.А.Кирилин, Э.Б.Слободник и др.; Под ред. Ю. В. Зеленева. — М.: Радио и связь, 1984. — 120 с.

4. Техническая акустика транспортных машин/ Под ред. Н.И.Иванова. — СПб.: Политехника, 1992. — 368 с.

5. И л ь и н с к и й В, С. Защита РЭА и прецизионного оборудования от динамических воздействий. —М.: Радио и связь, 1982.— 296 с.

6. Б и д е р м а н В. Л. Прикладная теория механических колебаний: Учеб. для вузов. — М.: Высшая школа 1972. —416 с.

7. БендатДж., ПирсолА. Прикладной анализ случайных данных. — М.: Мир, 1989. — 544 с.

8. СорокинЕ. С. К теории внутреннего трения при колебаниях упругих систем. — Мл Госстройиздат 1969 — 131 с.