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-