Study of oscillations of the automobile power plant

Abstract

The article describes an estimated model of a vehicle powerplant. This model takes into account the fluctuations of the power unit along and around the three axes and considers the impact of the transmission to the whole picture of the oscillations of the power unit. The mathematical description of the computational model of the power unit is presented on the example of a small class car.

Full Text

Многие автомобилестроители мира большое внимание уделяют производству переднеприводных автомобилей. Это объясняется преимуществами перед заднеприводными как по управляемости, так и по компоновочным соображениям. Однако интерес к автомобилям заднеприводной и полноприводной компоновки не ослабевает, примером могут служить фирмы «Даймлер-Крайслер», «БМВ», ОАО «АвтоВАЗ» и другие. Исследованию колебаний автомобильных агрегатов посвящено достаточно большое количество трудов. Однако в этих работах при составлении математической модели силового агрегата принимался ряд допущений для упрощения расчетов. Составление математической модели колебаний двигателя осуществляется несколькими путями: · модель принимается в виде цепной или разветвленной крутильной системы, силовой агрегат (СА) представлен как маховик, который совершает колебания от положения равновесия вокруг своей оси параллельной оси валов коробки передач. Подвеска силового агрегата реализуется как реактивная жесткость; · модель принимается в виде твердого тела на неподвижном основании без учета или с учетом связи с трансмиссией, системой выпуска и несущего кузова; · модель принимается в виде твердого тела на подвижном основании (с учетом подрессоривания несущего кузова или рамы); Для исследования параметров системы подрессоривания силового агрегата, таких как точки расположения, угол наклона и упругодемпфирующие характеристики опор с учетом влияния крутильных колебаний в трансмиссии необходимо рассматривать силовой агрегат в виде твердого тела, совершающего связанные колебания с крутильной системой трансмиссии. Таким образом, была разработана математическая модель для исследования процессов колебания двигателя на примере полноприводного автомобиля с силовым агрегатом, объединяющим двигатель, коробку передач и раздаточную коробку с учетом влияния колебаний в трансмиссии. Рисунок 1. Расчетная модель колебаний СА Динамическая модель силового агрегата представлена в виде крутильно-линейной системы (рисунок 1). Крутильная система представлена восемью массами, которые совершают колебания от положения равновесия вокруг своих осей вращения (коленчатый вал и маховик, элементы трансмиссии, колеса, автомобиль в виде маховика, кинетическая энергия которого эквивалентна кинетической энергии движущегося автомобиля), и силовым агрегатом в виде параллелепипеда, совершающего связанные колебания вдоль и вокруг своих осей. Модель учитывает пространственное положение опор СА с разделением жестокостей по осям. Малые моменты инерции шестерен коробки передач и высокая жесткость валов, превышающая угловую жесткость демпфера сцепления, позволяют объединить все вращающиеся массы коробки передач и раздаточной коробки в одну. Все моменты инерции этих масс с учетом передаточных чисел приводятся к силовому агрегату. Жесткость валов в зависимости от передаточных чисел рассматривается как последовательно подключенная к демпферу сцепления. Дифференциальные уравнения совместных колебаний системы силовой агрегат-трансмиссия составляются с использованием принципа Даламбера. Применение энергетического метода составления дифференциальных уравнений осложняется тем, что упругие характеристики опор силового агрегата могут быть представлены в виде функции силы от перемещения в опоре. Исходные данные для решения определялись либо экспериментальным путем (например, тангенциальная жесткость, момент инерции колеса), либо расчетным методом в программе SolidWorks 2001 путем построения трехмерных моделей деталей трансмиссии, а также стандартными методами курса «Сопротивления материалов» для определения жесткости детали. Для решения системы дифференциальных уравнений использовался метод Рунге-Кутта четвертого порядка точности. Решение отыскивалось с помощью программирования в математическом пакете MathCAD. Частоты колебаний масс системы определялись с помощью преобразования Фурье. Полученные данные использовались в дальнейшей оптимизации параметров системы подрессоривания силового агрегата. Заключение В результате проведенных расчетов на вышеуказанной модели колебаний СА были получены следующие результаты: · Проведенные теоретические исследования показали необходимость установки задней опоры СА с жесткостью Сн=100 Н/мм с включением в работу дополнительной жесткости Сдоп=330 Н/мм при 3 мм статического прожатия опоры на полноприводный автомобиль «Шевроле-Нива». · При изменении жесткости задней опоры СА с 120 Н/мм до 330 Н/мм получено теоретическое снижение максимальных уровней виброускорений от 1,1 до 3,2 раза, уровня виброперемещений от 1,5 до 3,6 раз в зависимости от частоты возбуждения. · При изменении жесткости задней опоры СА с 120 Н/мм до 330 Н/мм получено теоретическое снижение средних квадратичных значений виброускорений на передней правой опоре от 1,03 до 1,1 раз, на передней левой опоре от 1,06 до 1,12 раз, в центре масс силового агрегата от 1,1 до 3,2 раз в зависимости от частоты возбуждения.