БЕК 39.33

Т55

УДК 629.113:534.836.2

Рецензент Я.Л. Черепахе

Тольский В.Е.

Т55 Виброакустика автомобиля. — М.: Машиностроение, 1988. —
144 с.: ил.

ISBN 5-217-00098-8

Рассмотрены основные показатели, определяющие виброакустические
качества автомобиля, дан анализ влияния его агрегатов и систем на образо-
вание шума, приведены виброакустические модели автомобиля, результаты
исследования виброакустических показателей, рекомендации по их улуч-
шению.

Для инженерно-технических работников, занимающихся проектирова-
нием, конструированием и эксплуатацией автомобилей.

3603030000-092

т ---------------

038 (01) -88

92-88

БЕК 39.33

II - /шу

ISBN 5-217-00098-8.	© Издательство ’’Машиностроение”, 1988

ГОС. ПУБЛИЧНАЯ j

БИБЛИОТЕКА
Ленинград -

ОЭ 1988 акт [//< I
ВВЕДЕНИЕ

В принятых XXVII съездом КПСС ’’Основных направлениях экономи-
ческого и социального развития СССР на 1986—1990 годы и на период до
2000 года” серьезное внимание уделяется повышению качества выпускаемой
продукции. Шум и вибрация являются одними из основных показателей,
которые характеризуют качество, комфортабельность, надежность и конку-
рентоспособность автомобилей, поэтому снижение шума и вибрации отно-
сится к важнейшим научно-техническим проблемам отечественного автомо-
билестроения.

Многие годы в автомобилестроении традиционно уделялось внимание
исследованию в основном низкочастотной инфразвуковой вибрации, удуше-
нию плавности хода и выбору соответствующих этим требованиям характе-
ристик подвески. Позднее стали исследовать вибрацию и шум отдельных аг-
регатов автомобиля в области звуковых частот. Исследовательских работ,
относящихся к обобщенному изучению сложных вибро акустических процес-
сов, протекающих в автомобиле, не было.

Вибрация кабины и кузова, возникающая в результате работы узлов и
агрегатов, вызывает образование структурного шума. Вибрация, передавае-
мая по конструкции, может вызвать поломки отдельных агрегатов автомо-
биля, поэтому при создании каждой новой модели автомобиля приходится
уделять серьезное внимание проблеме уменьшения шума и вибрации. Возрос-
ший в последние годы интерес к исследованию структурного шума объясня-
ется тем, что при применении двигателей, имеющих более низкий уровень
шума, и более эффективных глушителей шума системы выпуска, а также
звукоизолирующих материалов в уровне внутреннего шума уменьшилась
доля шума, передаваемого в пассажирское помещение автомобиля по воз-
духу. Особенно это относится к легковым и грузопассажирским автомоби-
лям и автобусам, которые располагают достаточно большим числом агрега-
тов, передающих динамические нагрузки непосредственно на основание не-
сущего кузова, имеющее в большинстве случаев повышенную виброакусти-
ческую возбудимость.

Решение проблемы снижения структурного шума усложняется тем, что
на' автомобилях широкое распространение имеют двигатели с неполностью
уравновешенными силами инерции движущихся масс кривошипно-шатун-
ного механизма и с повышенной неравномерностью крутящего момента. Эта
книга посвящена в основном рассмотрению -проблем взаимодействия дина-
мических сил, возбуждающих кузов (кабину), возникновения и передачи
вибрации и шума с применением современной теории механических импедан-
сов и теории механических цепей. Определение совокупности виброакусти-
ческих процессов, влияющих на характер образования шума в пассажирском
помещении (салоне, кабине) автомобиля, позволяет более глубоко исследо-
вать колебательные процессы, происходящие в автомобиле, разрабатывать
виброакустические модели автомобиля и конкретные мероприятия, направ-
ленные на снижение вибрации и шума. Снижение уровня вибрации и шума
позволяет повысить работоспособность и производительность труда водите-
ля, снизить утомляемость пассажиров, повысить надежность автомобиля.

1.	ПОКАЗАТЕЛИ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ
ВИБРОАКУСТИЧЕСКИЕ КАЧЕСТВА

Вибрация периодического и случайного характера, источниками кото-
рой являются агрегаты автомобиля, воспринимается кабиной или кузовом и
вызывает структурный шум в автомобиле.

1.1.	СВЯЗЬ МЕЖДУ ДИНАМИЧЕСКИМИ НАГРУЗКАМИ,
ВИБРАЦИЕЙ И ШУМОМ В КУЗОВЕ

Экспериментально определено, что звуковое давление, создаваемое в
какой-либо точке кузова (кабины) автомобиля, пропорционально вибро-
скорости кузова. Последняя в свою очередь зависит от силы, приложенной к
кузову. Таким образом, кузов автомобиля представляет собой линейную
динамическую систему только в диапазоне частот, где в наибольшей степени
проявляются основные вибрационные возмущающие факторы, которые вы-
зывают структурный шум в автомобиле. Выявленная закономерность облег-
чает выбор параметров, определяющих виброакустические качества автомо-
биля, и построение динамических моделей с целью исследования вибрации
и структурного шума.

Назовем функцией преобразования Фп/г(/ш)[Фпу(/ш)] такую функ-
цию, которая устанавливает взаимосвязь между единичным значением ди-
намической силы F\ (/се), приложенной к кузову [или единичным значением
амплитуды виброскорости Vi 0ML и спектром звукового давления в автомо-
биле р(/ш), вызываемым этими возмущающими факторами при заданном
значении круговой частоты со

фпгОМ = ОМ;	G)

фпуОМ = P0M/vi ОМ •	(2)

Все поверхности кузова выполняют роль взаимосвязанных источников
вибрации. Вибрация панелей создает звуковое поле в ограниченном объеме
4
кузова. Известно, что акустическое излучение в тонких пластинах вызват
распространением в них изгибных волн. В наибольшей степени излучает зву
безграничная синфазно вибрирующая пластина. Если скорость изгибны
волн больше скорости звука в воздухе, то интенсивность создаваемого пла
тиной звука /и = росо[1 — (/сп//с0)2 ]-1 (росо — акустическое сопротивл'
ние воздуха; к0 и кп — волновые числа, характеризующие соответственн
воздух и пластину, kD = 2-nf/c0, кп - 2-nf/cK; си — скорость изгибных волн
/—частота; V, — амплитуда виброскорости ьй пластины) [12].

Звуковая мощность, излучаемая пластиной площадью S, вибрирующе
синфазно, — O,5p0c0v? S. Когда длина изгибной волны совпадает с длино
звуковой волны, излучение пластины безгранично возрастает, такое состою
ние соответствует критической частоте /кр, при которой коэффициент изгп
чения пластины хи °°. Для стальных пластин при излучении в воздух / •
= 12 000/sT (sT — толщина пластины, мм). Тогда для панелей, применя
мых в кабинах и кузовах автомобилей при sT < 1 мм, /кр > 12 кГц. Панел
кузова и кабины вибрируют с частотой гораздо ниже критической, есл
коэффициент излучения имеет малые значения ($и < 0,01).

Можно оценивать интенсивность излучения звука различными панелям
кузова автомобиля по формуле /и = 0,5po<?ov?sH. При этом значение вибр<
скорости vz- надо определять опытным путем при возбуждении панелей ви(
ратором. При определении излучения звука по приведенной формуле nonj
ченные значения интенсивности приближенные вследствие идеализации реалт
ных условий вибронагруженности панелей кузова автомобиля.

Рассмотрим принципиальную схему, устанавливающую взаимосвяз
вибрации панели с звуковым полем внутри автомобиля [40]. Под действие!
динамической силы Fj совершается вибрация панели. Элементарный участо
панели площадью AS), скорость вибрации которого равна vz-, создает в кузов
звуковое давление рг-. Тогда объемная акустическая скорость, определяюща
акустический поток, 0) = vz-AS). Взаимосвязь между звуковым давление!
Pf, возникающим под действием акустического потока, излучаемого повер>
ностью, определяется акустическим импедансом среды Zc — PjlU^

Кузов автомобиля возбуждается динамическими силами в различны:
точках и является вторичным источником вибрации, которая создает звуке
вое поле внутри автомобиля. При этом кузов может характеризоватьс:
общим акустическим импедансом, устанавливающим взаимосвязь межд>
объемной акустической скоростью и звуковым давлением в кузове.

Кузов автомобиля при рассмотрении механизма образования структур
ного шума схематически может быть представлен следующим образом
какой-либо источник вибрации воздействует на шасси автомобиля, чере
точки связи,к которым приложены силы Fn , Fl2 .. F1Z. В свою очередь си
лы F21, F22 ... F2i создают вибрацию кузова, характеризуемую виброскорос
тями Vj, v2 ... vz. Переход вибрационной энергии поверхностей панелей в зву
ковую энергию внутреннего пространства автомобиля характеризуете!
звеньями переноса /tj, к2 ... kt.

Любое звуковое поле является векторным полем, движение каждой час
тицы воздушной среды описывается вектором виброскорости vc, составля-
ющие которого vx, уу, vz. Считается, что звуковое поле может характеризо-
ваться потенциалом — функцией Ф (х, у, z, t), зная которую можно опреде-
лить звуковое давление и виброскорость частиц среды [35]. При определе-
нии частот собственных колебаний, характеризующих объем кузова, прибли-
женно его можно рассматривать как резонатор Гельмгольца без учета подат-
ливости стенок. В качестве граничных условий в уравнение Гельмгольца надо
подставлять импеданс вибрирующей поверхности, определенный расчетным
или опытным путем. В кузове автомобиля с жесткими стенками, который
представляют в виде параллелограмма, определяют симметричные и асим-
метричные моды колебаний. При этом рассчитанные значения частот собст-
венных колебаний, например для кузова легкового автомобиля ’’Москвич-
2140”, лежат в диапазоне 90 ... 270 Гц (симметричная группа — 90; 145;
163; 209; 234 Гц; асимметричная группа — 162, 193, 212, 249, 270 Гц).

Расчетное исследование звукового поля с учетом податливости (конеч-
ного импеданса) панелей кузова с большой точностью позволяет определять
собственные частоты объема кузова. Решение этой задачи связано с приня-
тием серьезных допущений — упрощением сложной формы панелей кузова,
что в настоящее время чрезвычайно трудоемко даже при применении ЭВМ.

В связи со сложным характером звукового поля в автомобиле и недоста-
точным совершенством расчетных методов исследования важное значение
приобретают новые экспериментальные методы определения вектора интен-
сивности звука [41] [42], характеризующего распространение акустической
энергии в пассажирском помещении автомобиля.

1.2.	СПЕКТР ДОПУСКАЕМОГО СТРУКТУРНОГО ШУМА
В АВТОМОБИЛЕ

Каждое предельное значение уровня внутреннего шума автомобиля
(в дБА) по ГОСТ 19358^-85 соответствует октавной полосе звукового дав-
ления со среднегеометрическими частотами 31,5 ... 8000 Гц. Например, до-
пустимый спектр шума в легковом автомобиле имеет равномерный спад
звукового давления по мере повышения частоты, равный примерно 7 дБ на
октаву. Будем считать, что спектр шума внутри автомобиля составляют два
независимых спектра (источника): воздушного и структурного шума. При
равенстве уровня шума двух источников без учета фазовых взаимоотноше-
ний суммарный уровень шума на 3 дБ превышает уровень шума каждого из
источников [12].

Рассмотрим вопрос об ограничении структурного шума на примере
легкового автомобиля малого класса с четырехцилиндровым двигателем.
На рис. 1 наклонная линия I — зто часть (в диапазоне частот 31,5 ... 2000 Гц)
допускаемого (по ГОСТ 19358—85) спектра звукового давления внутри
легкового автомобиля.

Кузов воспринимает динамические нагрузки от различных агрегатов
6
Рис. 1. Допустимые спектры внутренне-
го шума в легковом автомобиле с дви-
гателем Р-4:

I — по ГОСТ 19358—85; II — вызывае-
мый вибрациями кузова; 1—4— диапа-
зоны частот, в которых в наибольшей
степени проявляется вибрация соответ-
ственно силового агрегата, карданной пе-
редачи, шин и неподрессоренных масс

автомобиля через точки крепления
опор силового агрегата, подвески
автомобиля, системы выпуска от-
работавших газов, карданной пере-
дачи и т.д. На рис. 1 горизонталь-

ными отрезками 1 и 2 отмечены частотные диапазоны, в которых действуют
возмущающие факторы для рассматриваемого автомобиля. На отрезке 1
отмечены участки, где в наибольшей степени проявляются неравномерность
опрокидывающего момента (10 ... 40 Гц) и неуравновешенная сила инерции
второго порядка двигателя (100 ... 200 Гц) . Неуравновешенность карданной
передачи в наибольшей степени проявляется в диапазоне частот 50 ... 100 Гц
(отрезок 2). От элементов подвески автомобиля кузов воспринимает глав-
ным образом вибрацию случайного характера в более низком диапазоне час-
тот, чем диапазон при вибрации силового агрегата и трансмиссии. Значитель-
ная вибрация в инфразвуковом диапазоне частот передается на кузов с собст-
венной частотой неподрессоренных масс автомобиля (обычно 6 ... 18 Гц). В
случае применения радиальных шин может проявляться вибрация кузова с
частотами 70 ... 90 Гц, а при применении диагональных — 160 ... 200 Гц. В
диапазоне частот 5 ... 20 Гц совершаются также собственные случайные
колебания силового агрегата, вызываемые движением автомобиля.

Используя правило сложения шума от двух источников, можно было бы
принять, что допустимый спектр звукового давления структурного шума
должен быть ниже суммарного хотя бы на 3 дБ. Однако правило сложения
справедливо не для всех источников шума автомобиля. В диапазоне 30 ...
400 Гц под действием периодических возмущений, передаваемых от двигате-
ля и карданной передачи, поверхности кузова автомобиля совершают коге-
рентные колебания, для которых характерна интерференция, и суммарный
уровень структурного шума в зависимости от фазовых взаимоотношений в
экстремальном случае может превышать уровни звукового давления от от-
дельных источников на 6 дБ или быть ниже уровня шума отдельного источ-
ника. Когерентными являются также источники внутреннего шума в диапа-
зоне 30 ... 500 Гц, вызываемые шумом системы впуска и выпуска двигателя
и вышеупомянутыми источниками вибрации. Можно считать, что вне упомя-
нутого диапазона частот колебания панелей кузова имеют случайный харак-
тер, когда суммарный уровень шума всегда больше шума отдельных источ-
ников и справедливо энергетическое сложение источников шума [12]. у
В связи с изложенным в качестве допустимого предлагается принять
спектр структурного шума II, который пройдет ниже допустимого спектра
I внутреннего шума автомобиля (см. рис. 1) [33]. Спектр шума внутри лег-
кового автомобиля имеет низко- и среднечастотный характер. Основная доля
акустической энергии располагается в зоне инфразвуковых и низких звуко-
вых частот, поэтому рекомендуемый допустимый спектр структурного шума
продолжен в зону инфразвуковых частот и ограничен сверху частотой 1000 Гц,
выше которой уровни звукового давления в легковом автомобиле очень
низки и не превышают обычно 60 дБ.

Рассуждая аналогично и зная характер протекания допустимого спектра
внутреннего шума (ГОСТ 19358—85), можно определить предельный спектр
структурного шума в грузовых автомобилях и автобусах.

Методика определения действительного спектра структурного шума в
автомобиле изложена ниже. Рассмотрение действительного спектра структур-
ного шума позволяет оценить долю шума внутри автомобиля, вызываемого
вибрациями кузова; классифицировать автомобили по уровню структурного
шума; сравнить полученный спектр с допустимым спектром структурного
шума в автомобиле, а также исследовать возможности снижения шума до
нормативных требований за счет улучшения виброизоляции автомобиля.

Накопление данных по суммарным спектрам структурного шума позво-
ляет более правильно подойти к вопросу разработки перспективных норм
уровней внутреннего шума и вибрации внутри автомобилей. Мероприятия по
уменьшению структурного шума следует проводить еще на стадии создания
первых опытных образцов, когда имеется возможность вносить изменения в
конструкцию автомобилей.

1.3.	ПЕРЕДАТОЧНАЯ ФУНКЦИЯ
И ИЗЛУЧАЕМАЯ ВИБРАЦИОННАЯ МОЩНОСТЬ

Значения динамических сил, воздействующих на кузов со стороны раз-
личных агрегатов, характеризуют вибронагруженность автомобиля. Следует
определить показатель, по которому можно было бы оценить склонность
того или иного элемента конструкции к передаче вибрации. Таким показате-
лем может быть передаточная функция TQ'oj) , которую удобно определить
как отношение комплексных амплитуд виброскоростей v2 в точке наблюде-

ния и Vj в точке приложения возмущающей силы:

Т(/ш) = v2 (/w)/vi (?ш).	(3)

Если возмущающую силу поддерживать постоянной Fj(/w) = const, то?ре-
гистрируя v2 (/ш) и V! (/сс), можно измерить отношения

r/i(/w) = v1(/w)/Fi(/w);	(4)

П2 (/ш) = v2 (7‘w)/Fj (jw),	(5)

где IIl(jco); П2(]'ы) — соответственно входная и переходная подвижность
(например, кузова автомобиля) [3]. Тогда передаточная функция

8
T(j^ = n2(jw)/nl(J^.	(6)

Целесообразно рассмотреть обобщенные параметры, которые учитывали
бы не только упомянутые выше динамические нагрузки и вибрацию, но и
диссипативные и жесткостные характеристики как виброизоляторов, так и
отдельных вибрирующих элементов конструкции. Можно оценить механизм
как источник вибрации по потоку вибрационной энергии [23], [36].

В общем виде излучаемая в основание кузова любым вибрирующим ме-
ханизмом мощность представляет собой скалярное произведение вектор-
ных сил F(S, Г) и виброскорости v(5, t):

jF(S, t), 7(S, f)dSdt,	(7)

где S — общая площадь контакта механизма с опорными и неопорными свя-
зями; t — время работы механизма.

Если представить силовой агрегат автомобиля как твердое тело с шестью
степенями свободы, то излучаемую вибрационную мощность можно оценить
как сумму мощностей, излучаемую через его опорные связи (см. гл.З).

Таким образом, в качестве основных показателей, объективно отражаю-
щих виброакустические качества того или иного автомобиля, следует прини-
мать: динамические силы, возникающие при работе различных агрегатов; ди-
намические силы, воздействующие на кузов; виброскорость механизмов,
кузова в определенном диапазоне частот возбуждения; передаточные функ-
ции, оценивающие склонность агрегатов к передаче вибраций; мощность,
излучаемую вибрирующими механизмами и узлами в основание кузова (ра-
мы) автомобиля; функцию преобразования, устанавливающую взаимосвязь
между единичными значениями динамической силы, виброскорости и спект-
ром звукового давления в автомобиле; спектр структурного шума в пасса-
жирском помещении автомобиля.

2.	ВИБРАЦИЯ

На рис. 2 приведена схема образования внутреннего шума в автомобиле.
Принято, что шум проникает в кузов или кабину двумя путями: по воздуш-
ной среде и при передаче вибрации по конструкции автомобиля. В техничес-
кой акустике при исследовании внутреннего шума структурный шум, вызы-
ваемый вибрациями, передаваемыми по конструкции машин, и шум, прони-
кающий в помещение по воздушной среде, считают двумя раздельными
источниками шума и их рассматривают независимо [1]. Основными источни-
ками, которые определяют вибрацию и структурный шум автомобиля,
являются: двигатель; трансмиссия; колеса (шины); неровности дороги.
Рис. 2. Принципиальная схема образования и распространения внутреннего шума и виб-
рации в автомобиле
2.1.	ВИБРАЦИОННЫЕ СИСТЕМЫ
С ПЕРИОДИЧЕСКИМ ХАРАКТЕРОМ ВОЗБУЖДЕНИЯ

К основным вибрационным системам автомобиля с периодическим ха-
рактером возбуждения относятся силовой агрегат и трансмиссия. При работе
поршневого автомобильного двигателя и карданной передачи возникает
вибрация в диапазоне звуковых частот. Причем диапазон частот вибрации
силового агрегата более широкий, чем трансмиссии, и существенным обра-
зом зависит от типа двигателя. В ряде случаев вибрацию силового агрегата и
вибрацию трансмиссии следует рассматривать в совокупности.

Характер вибрации силового агрегата в диапазоне звуковых частот в
основном зависит от возмущающих факторов, возникающих при работе дви-
гателя. В различных точках силового агрегата частотный спектр вибраций
неодинаков. Высокочастотная вибрация присуща цилиндрам, картерным де-
талям, крышкам газораспределительного механизма двигателя. На опорах
силового агрегата интенсивность высокочастотной части спектра вибрации
значительно уменьшается. При исследовании вибрации автомобиля в звуко-
вом диапазоне, вызываемой работой двигателя, надо знать прежде всего ха-
рактер вибрации опор силового агрегата. На автомобилях применяют порш-
невые двигатели с числом цилиндров от двух до двенадцати. В зависимости
от конструктивной схемы двигателя, нагрузки, частоты вращения коленчато-
го вала и виброизоляционной характеристики подвески вибрация силового
агрегата и автомобиля будет различной [14].

В частотном спектре вибрации опор силового агрегата при неподвижном
автомобиле имеются составляющие, вызываемые опрокидывающим момен-
том, дисбалансом и неуравновешенными силами и моментами двигателя.
Для поршневых двигателей, имеющих неравномерное чередование рабочих
ходов по углу поворота коленчатого вала: шестицилиндровых V-образных
двигателей с углом развала цилиндров 90° (V6-90°), двигателей VI0-90°, а
также двух- и трехцилиндровых двигателей малой массы следует учитывать
неуравновешенные силы инерции возвратно-поступательно движущихся
частей первого для рядных двухцилиндровых двигателей (Р-2) и второго для
двигателей Р-2, Р-4 и V4-90° порядка, а также неуравновешенные моменты
сил инерции первого (двигатели Р-3 и Р-5) и второго (двигатели Р-3,
Р-5 и V10-90°) порядка. В то же время на автомобиле применяют и теорети-
чески полностью уравновешенные двигатели (Р-6, V8-90°, VI2-90 ), имею-
щие довольно высокую частоту изменения опрокидывающего момента.

Большая вибрация присуща силовым агрегатам с двигателями Р-2, Р-3,
Р-4, Р-5 и V6-90°. При неподвижном автомобиле и работе двигателя на режи-
ме холостого хода при малой частоте вращения коленчатого вала общий
уровень вибрации опор силового агрегата определяется интенсивностью ос-
новной гармоники опрокидывающего момента двигателя. С увеличением час-
тоты вращения коленчатого вала двигателя в спектрах вибрации опор сило-
вого агрегата уменьшается уровень составляющих, обусловленных дейст-
вием опрокидывающего момента, и возрастает уровень составляющих,
11
вызванных дисбалансом, неуравновешенными силами и моментами сил инер-
ции. В табл. 1 приведен диапазон частот, в котором действуют основные воз-
мущающие факторы, вызываемые работой автомобильных двигателей раз-
личной конструктивной схемы при разной частоте вращения коленчатого
вала. Возбуждение автомобиля, вызываемое работающим двигателем, проис-
ходит главным образом в диапазоне частот до 500 Гц.

При движении автомобиля в частотном спектре вибрации силового агре-
гата проявляются интенсивные низкочастотные составляющие, вызываемые
кинематическим возбуждением силового агрегата вследствие колебаний не-
подрессоренных масс. Низкочастотная вибрация силового агрегата происхо-
|дит в инфразвуковом диапазоне частот и имеет случайный характер. Интен-
сивность ее существенным образом зависит от характеристик микропрофи-

1. Вибрационные характеристики автомобильных двигателей

Область применения	Частота вра- щения ко- ленчатого вала и, мин-1	Частоты основных возмущающих факторов двигателя, Гц		
		Опрокидывающий момент двигателя		Неуравновешенная сила или неуравновешенный момент инерции возврат- но-поступательных час- тей двигателя и дисба- ланс двигателя в сборе
		Первая основная гармоника	Вторая основная гармоника	

		Р-2					
Легковой автомобиль	900.  900 ..	.. 4800  .. 6000	15 ... 100  Р-4 и V4-90°	20 .	.. 200	10..  20 ..	.. 100  .. 200
Легковой, грузовой, грузопассажирский автомобили, автобус	600 .	.. 6000	20 ... 200  Р-5	40 .	.. 400	20 ..	.. 200
Легковой автомобиль  Грузовой автомобиль	600 ..	.. 6000	25 ... 250  Р-6	50 .	.. 500	10.,  20 ..	.. 100  . 200
Легковой и грузовой автомобили	600 ..	.. 5500	30... 275  V6-90°	60..	.. 550	10..	.. 90
Легковой и грузовой автомобили, автобус	600 ..	. 4600	15 ... 115  V8-90°	30 ..	.. 260	20 ..	. 115
Легковой и грузовой автомобили, автобус	600..	. 6000	40... 400  VI0-90°	80..	.. 800	10 ..	. 100
Грузовой автомобиль	600 ..	. 2400	50 ... 200  VI2-90°	100 ..	..400	20 ..	. 80
Грузовой автомобиль  12	600 ..	. 2100	60... 210	120 ..	. 420	10,.	. 35
ля дороги, параметров подвески автомобиля и скорости движения. На рис. 3
приведены частотные спектры виброскорости правой передней опоры сило-
вого агрегата переднеприводного легкового автомобиля. В спектрах выде-
ляются низкочастотные составляющие случайного характера и дискретные
составляющие периодического характера с частотой и/60 и 2и/60 (в звуко-
вом диапазоне частот), вызываемые работой двигателя.

На вибрацию и шум в автомобиле могут влиять динамические силы, ко-
торые передаются через точки крепления выпускной системы двигателя. В
ряде случаев несмотря на .малую жесткость виброизоляторов [на легковых
автомобилях обычно 5 ... 15 кН/м], крепящих систему выпуска двигателя к
основанию несущего кузова, уровень внутреннего шума при отсоединении
выпускной системы от днища кузова снижается. Это относится к легковым
автомобилям, где жесткость кузова в местах крепления выпускной системы
двигателя недостаточна. Для выпускной системы двигателя характерны из-
гибные колеоания в широком диапазоне частот, начиная с 15 Гц. В систему
выпуска двигателя на некоторых автомобилях включают гофрированные
шланги (сильфоны), которые предотвращают поломки системы при боль-
ших относительных перемещениях силового агрегата и уменьшают вибрацию
выпускной системы. На легковом автомобиле наибольшая виброскорость
выпускной системы может достигать 27-10-2 м/с (п — 4900 мин"1 с сильфо-
ном) и 45-10"2 м/с (и — 4700 мин"1 без сильфона).

При определении мест крепления выпускной системы с целью уменьше-
ния вибрации и структурного шума автомобиля точки крепления следует
выбирать ближе к узлам изгибных колебаний, а места крепления на кузове
должны обладать возможно большей жесткостью. При расчетных исследова-
ниях вибрации, передаваемой на кузов автомобиля, выпускную систему дви-
гателя надо представлять как упругую систему с распределенной массой.

Рис. 3. Спектры вибрации элементов переднеприводного легкового автомобиля с про-
дольным расположением двигателя при движении на второй передаче (и - 4360 мин 4) :
1 — передняя опора двигателя; 2 — кузов под опорой двигателя
При классической компоновке автомобиля нагрузки, которые переда-
ются через заднюю подвеску силового агрегата, промежуточную опору кар-
данной передачи и заднюю подвеску автомобиля, приводят к образованию
вибрации и шума в автомобиле. Повышенные динамические нагрузки, пере-
даваемые на кузов автомобиля, возникают прежде всего при наличии изгиб-
ных колебаний силового агрегата. Возбуждаются изгибные колебания сило-
вого агрегата в результате вращения карданного вала или действия неуравно-
вешенных сил и моментов инерции двигателя первого и второго порядка.
Изгибные резонансные колебания возникают прежде всего в трансмиссии
при наличии одного карданного вала и удлинителя коробки передач в легко-
вых автомобилях, а в грузовых автомобилях — при наличии делителя [9,17].
Изгибные колебания силового агрегата и карданной передачи не только вы-
зывают резкое увеличение вибрации и внутреннего шума в автомобилях, но
и приводят к поломкам картерных деталей силового агрегата.

Увеличение вибрации и внутреннего шума автомобиля происходит в
результате как упомянутых изгибных резонансных колебаний, так и повы-
шенного дисбаланса карданной передачи, большого изгибающего момента в
шарнирном соединении карданной передачи. При создании опытных образ-
цов автомобилей сталкиваются с возникновением изгибных колебаний сило-
вого агрегата и отдельных элементов трансмиссии (карданных валов и полу-
осей) . Как правило, резонансные изгибные колебания наблюдаются при по-
вышенной частоте вращения коленчатого вала двигателя.

У переднеприводных автомобилей возможны резонансные колебания в
результате совпадения собственной частоты изгибных колебаний полуосей
ведущих колес с частотой вынужденных колебаний, вызываемых работой
двигателя При двухшарнирной карданной передаче и наличии одного кардан-
ного вала на легковом автомобиле могут возникать резонансные изгибные
колебания силового агрегата с удлинителем при частоте 98 Гц, а при двух
карданных валах — при частоте 157 Гц. В первом случае резонанс вызывается
вращающимся карданным валом, во втором — неуравновешенной силой
инерции четырехцилиндрового двигателя [10]. В силовом агрегате с удлини-
телем при наличии резиновой вставки не наблюдаются изгибные резонанс-
ные колебания силовой передачи, что предотвращает поломки картера сцеп-
ления и снижает шум и вибрацию автомобиля при движении со скоростью
более 100 км/ч. Однако при такой конструкции удлинителя коробки пере-
дач, как показали эксперименты, увеличивается шум в кузове автомобиля
при движении со скоростью около 80 км/ч, что обусловливается резонанс-
ными колебаниями самого карданного вала. Вероятность проявления резо-
нанса существенным образом зависит не только от значений дисбалансов вра-
щающихся масс двигателя, карданного вала, но и от фазового взаимоотно-
шения между ними. Применение трехшарнирной карданной передачи (по ти-
пу ВАЗ) позволяет уменьшить звуковое давление в автомобиле при п =
= 3900 ... 4200 мин"1 на 3 дБ Л и, что очень важно, исчезает резонанс при
va = 80 км/ч. При трехшарнирной передаче увеличение дисбаланса двигателя
и карданного вала не приводит к увеличению внутреннего шума в автомоби-
ле (подробнее об этом см. разд. 5).
14
Через промежуточную опору карданной передачи на кузов автомобиля
передаются усилия от изгибающего момента, действующего в плоскостях
вилок шарниров; центробежные силы от дисбаланса карданной передачи;
усилия, вызываемые изгибными колебаниями карданной передачи и силово-
го агрегата.

В шарнирном соединении в точках контакта крестовины возникают две
пары сил, одна из которых вызывает крутящий момент, а другая — изгибаю-
щий момент и поперечные силы на вилках шарнирного соединения. Изгибаю-
щий момент может вызвать резонанс промежуточной опоры в поперечной
плоскости, который не связан с резонансом крутильных колебаний транс-
миссии. Вибрация промежуточной опоры в горизонтальной плоскости попе-
речного направления проявляется в большей степени, чем в вертикальной
плоскости. Наибольшие вибрационные динамические нагрузки при движении
легкового автомобиля на первой и третьей передачах в поперечном направле-
нии могут достигать соответственно 2500 и 100 Н, а в вертикальной плоскос-
ти — 100 Н. Испытания грузового автомобиля показали, что резонансные
колебания промежуточной опоры проявляются как при повышенном дис-
балансе (при частоте вращения карданного вала пк = 1650 ... 2000 мин-1
на четвертой передаче), так и при действии изгибающего момента («к =
= 680 ... 840 мин'1). Дисбаланс карданного вала грузового автомобиля при-
водит к возникновению в зоне промежуточной опоры динамических сил, бо-
лее значимых, чем изгибающие моменты. При действии изгибающего момен-
та динамическая сила достигла 400 Н. При одновременном действии изги-
бающего момента и остаточного дисбаланса, равного 5 -103 г-мм, поперечная
динамическая сила на промежуточной опоре становилась равной 500 Н. При
увеличении дисбаланса до 40-103 г-мм эта сила возрастала до 2650 И. При
снижении жесткости промежуточной опоры карданной передачи в среднем
в 2,7 раза динамическая сила снижалась в вертикальном направлении с
1500 до 800 Н (при дисбалансе 40-103 г-мм).

Правильный выбор углов установки карданных валов на автомобиле
способствует снижению внутреннего шума. Так, на опытном легковом авто-
мобиле были отмечены повышенные поперечные вибрации карданной переда-
чи, передаваемые через промежуточную опору с частотой 2ик/60 при 12 и
20 км/ч. Уменьшению вибраций в 4 раза способствовало снижение значения
компоновочного вектора, характеризующего степень снижения углов уста-
новки карданных валов Трансмиссии.

Считалось, что поломки картерных деталей силового агрегата на грузо-
вом автомобиле вызываются большими осевыми силами, которые возника-
ют в карданной передаче (при наличии смазочного материала на шлицах
13 кН, без смазочного материала на шлицах 30 кН). В связи с этим была
изменена конструкция задних опор силового агрегата грузового автомоби-
ля. Стендовые испытания силового агрегата не подтвердили это предположе-
ние. Выяснилось, что поломки обусловлены возникновением резонансных
изгибных колебаний силового агрегата, которые вызываются остаточным
дисбалансом маховика и сцепления и возникают при п = 4400 мин-1 [30].
Причем значение остаточного дисбаланса маховика даже у новых двигателей
может достигать 16-103 г-мм [30].

При колебании момента затяжки резьбовых соединений картера сцепле-
ния к картеру маховика резонанс может наступать и при более низкой час-
тоте вращения коленчатого вала. При включении в работу ограничителей
частоты вращения коленчатого вала двигателя (итах — 3600 мин”1) на-
пряжения по сравнению с резонансным режимом (4400 мин-1) в картере
сцепления уменьшились в 3 раза. Экспериментальным путем установлена
связь между вибрациями силового агрегата и напряжениями в картере махо-
вика [9; 16; 30]. Существенное влияние на характер вибрации и напряжений
картерных деталей силового агрегата оказывает динамическая несбалансиро-
ванность карданной передачи. Повышенный динамический дисбаланс кардан-
ного вала может привести к поломкам картерных деталей силового агре-
гата [9].

К числу второстепенных источников вибрации периодического характера
можно отнести вспомогательные агрегаты, такие, как приводные двигатели
холодильной установки, электродвигатели, вентиляторы, компрессоры и
т.д. В ряде случаев на автомобиле возможны высокая вибрация, поломки де-
талей и повышенные уровни шума от работы этих агрегатов. Так, на авто-
рефрижераторах в качестве привода холодильной установки применяется
двухцилиндровый двигатель, коленчатый вал которого имеет одноколейную
форму для обеспечения равномерного чередования рабочих ходов, а неурав-
новешенными являются силы инерции первого и второго порядка, возникаю-
щие при возвратно-поступательном движении частей кривошипно-шатунного
механизма. К виброизоляционным характеристикам подвески такого двига-
теля предъявляются особые требования: собственные частоты двигателя
прежде всего не должны быть равны частоте неуравновешенной силы инер-
ции первого порядка. Жесткое крепление и повышенный дисбаланс крыль-
чатки вентилятора системы отопления и вентиляции автомобиля могут так-
же привести к увеличению вибрации и внутреннего шума автомобиля.

2.2.	ВИБРАЦИОННЫЕ СИСТЕМЫ

СО СЛУЧАЙНЫМ ХАРАКТЕРОМ ВОЗБУЖДЕНИЯ

Под вибрационными системами со случайным характером возбуждения
будем понимать отдельные агрегаты и узлы, вибрация которых предопреде-
ляется при движении кинематическим возбуждением автомобиля в резуль-
тате контакта колес с дорожным покрытием. Обычно принято считать, что
колебательный процесс, возбуждаемый микропрофилем дороги, в большин-
стве случаев представляет собой стационарный эргодический случайный про-
цесс с нормальным законом распределения [13]. При этом условии макси-
мальное значение ординаты микропрофиля в 3 раза больше среднего квадра-
тического значения. В области низкочастотной вибрации (до 20 Гц), где в
наибольшей степени проявляются случайные колебания, передающиеся со
16
„тороны дороги на автомо иль, вертикальная вибрация происходит главным
образом с частотой собственных колебаний подрессоренных (1 ... 3 Гц) и
неподрессоренных (6 ... 19 Гц) масс. Вибрация с этими частотами передает-
ся на основание кузова автомобиля и предопределяет высокий уровень
инфразвука внутри автомобиля. Жесткость шин и подвески, масса подрес-
соренной части и ее распределение, масса неподрессоренной части, трение в
подвеске, демпфирующие и упругие характеристики резиновых виброизо-
ляторов, соединяющих элементы подвески определяют интенсивность низко-
частотной вибрации и уровень инфразвука при одном и том же возмущении,
передаваемом от микропрофиля дороги.

Уровень низкочастотной вибрации уменьшается при снижении жесткости
упругого устройства подвески автомобиля. Жесткость подвески легковых
автомобилей в 2 ... 4 раза ниже жесткости подвески грузовых автомобилей
[26]. Однако чрезмерное понижение жесткости подвески вызывает опреде-
ленные сложности, связанные с ’’пробоями” в подвеске, уменьшением до-
рожного просвета, ухудшением управляемости, устойчивости и т.п.

Плавность хода автомобиля улучшается при снижении радиальной жест-
кости шин, что объясняется улучшением сглаживающей способности шин.
Применение широкопрофильных шин с меньшим диаметром обода и пони-
женным давлением в шине, улучшение конструкции шины способствуют
некоторому снижению жесткости шины в радиальном направлении. Такая
тенденция отмечается в развитии конструкций колес современных легковых
автомобилей. Уменьшение жесткости шин увеличивает вибрацию автомобиля
в области 1... 3 Гц и снижает вибрацию в области 6 ... 15 Гц. Переход от за-
висимой подвески к независимой уменьшает массу неподрессоренных частей
автомобиля для управляемых колес в 1,5 раза, для ведущих колес в 2 раза.
Из результатов исследования виброускорений кузова автомобиля следует,
что при уменьшении массы неподрессоренных частей снижается интенсив-
ность вибрации в области резонанса неподрессоренных масс, однако при этом
увеличиваются вибрации кузова на частотах, превышающих резонансные зна-
чения. Трение в подвеске происходит главным образом в таких элементах,
как амортизаторы, резиновые элементы, шарниры, рессоры. Трение без сма-
зочного материала в подвеске (главным образом в рессорах) увеличивает
вибрацию автомобиля. В ряде случаев в результате этого вида трения проис-
ходит частичная или полная блокировка упругих элементов подвески при
движении автомобиля по ровной дороге. При этом резко ухудшается плав-
ность хода и происходит неприятная вибрация автомобиля с частотой, близ-
кой к частотам собственных колебаний отдельных частей тела человека.
Обычно такие явления наблюдаются на грузовых негруженых автомоби-
лях при движении с малой скоростью по ровной дороге. Влияние трения в
подвеске автомобиля непостоянно: например, для негруженого автомобиля
трение без смазочного материала в 2 раза больше, чем для того же автомоби-
ля в груженом состоянии.

Основное затухание в подвеску вносят амортизаторы. Влияние увели-
чения коэффициента сопротивления амортизаторов на виброускорения ку-

17
зова такое же, как уменьшение массы неподрессоренных частей автомобиля.
При повышении коэффициента сопротивления увеличивается вибрация в
области частот, превышающих собственную частоту колебаний неподрессо-
ренных масс автомобиля.

В легковых автомобилях горизонтальные виброускорения при движении
по булыжному шоссе на частотах до 22,5 Гц составляют 60... 80% вертикаль-
ных. Горизонтальные виброускорения увеличиваются при движении автомо-
биля по плохой дороге. На грузовых автомобилях в диапазоне частот до
100 Гц основная часть энергии вибрации (60 ... 90%) излучается на частотах
до 15 Гц. При этом ускорения распределяются по нормальному закону. Ли-
нейной связи между дисперсией микропрофиля и дисперсией виброускоре-
ний автомобиля в области низких частот не обнаружено [16].

Виброускорения негруженого грузового автомобиля при движении по
булыжному ровному участку дороги в 2 ... 2,5 раза больше, чем у груженого
автомобиля. На булыжном шоссе виброускорения в диапазоне частот до 15 Гц
на 40 ... 80% больше, чем на дороге с асфальтовым покрытием; кроме того,
в этой области частот преобладают вибрации 1,5 ... 3,5 и 7 ... 10 Гц.

Сравнение результатов расчетного и экспериментальных исследований
показывает, что при моделировании низкочастотной вибрации автомобиля
надо учитывать сглаживающую способность шины. При точечном контакте
шины возрастают ординаты частотного спектра ускорений в области низких
частот. Основное влияние на плавность хода оказывают низкочастотная вер-
тикальная вибрация и вибрация вокруг поперечной оси инерции автомобиля.
На управляемость и устойчивость влияет главным образом вибрация вокруг
продольной оси инерции автомобиля.

При движении по ровной дороге (асфальтобетон) с увеличением ско-
рости повышается спектральная плотность виброускорений кузова автомо-
биля при частотах, близких частотам собственных колебаний кузова на под-
веске (1 ... 3 Гц), а на булыжном шоссе резко возрастают виброускорения
кузова, особенно в диапазоне частот собственных колебаний неподрессорен-
ных масс автомобиля (при 70 км/ч в 4 раза) [16].

Наибольшие значения средние квадратические виброускорения непод-
рессоренных масс легкового автомобиля имеют в вертикальном направле-
нии и достигают на булыжном шоссе 41,3 м/с2 (при v = 75 км/ч). При движе-
нии автомобилей по асфальтированной дороге рост виброускорений непод-
рессоренных масс с повышением скорости автомобиля с 50 до 90 км/ч рав-
номерный, а при движении по булыжному шоссе резко возрастает при увели-
чении скорости с 30 до 45 км/ч. Средние значения виброускорений переднего
и заднего мостов грузовых автомобилей составляют 6,9 ... 15,7 м/с2. Наи-
большие ускорения (18,2 м/с2) зарегистрированы на переднем и заднем
мостах грузового автомобиля при движении по разбитому булыжному шоссе
со скоростью 40 км/ч. Таким образом, средние квадратические значения виб-
роускорений неподрессоренных масс легковых и грузовых автомобилей при
движении по различным дорогам и при разной скорости автомобиля дости-
гают 18 ... 42 м/с2.
При исследовании низкочастотной вибрации автомобиля основное вни-
мание уделяется характеру возмущений, передаваемых со стороны дорож-
ных покрытий с неровностями длиной более 10 см [16]. Неровности меньшей
длины, оцениваемые как шероховатость, при исследовании низкочастотной
вибрации во внимание не принимают. Однако покрытие дорог с неровностя-
ми длиной менее 10 см является интенсивным источником виброакустичес-
кого возбуждения автомобиля в широком диапазоне инфразвуковых и зву-
ковых частот. Исследования виброизоляционных характеристик подвески
автомобиля в звуковом диапазоне частот начались сравнительно недавно.
В большинстве случаев рассматривают вибрационные характеристики отдель-
ных элементов подвески без учета виброакустических характеристик кузова
автомобиля. Отмечается, что в диапазоне 30 ... 100 Гц коэффициент сопро-
тивления гидравлического амортизатора при случайном возбуждении мень-
ше, чем при синусоидальном возбуждении, при котором определяются его
характеристики. При частоте 400 Гц в опытах, например, регистрируются
резонансные вибрации клапана амортизатора. Увеличение коэффициента
сопротивления амортизатора приводит к повышению уровня внутреннего
шума в автомобиле, а при частотах выше 60 Гц отсутствует перемещение
поршня в цилиндре гидравлического амортизатора легкового автомобиля
высшего класса и для этих частот амортизатор не является виброизоля-
тором.

Характеристики резиновых элементов, входящих в подвеску автомоби-
ля, зачастую подбирают без учета из виброизоляционных свойств в звуко-
вом диапазоне частот. Опыты показывают, что правильный выбор жесткост-
ных характеристик этих элементов снижает вибрацию и шум в автомобиле.
Применение упругих резиновых прокладок между рессорами и картером
заднего моста также способствует уменьшению вибрации и шума в авто-
мобилях.

Следует отметить сложный характер звуковой вибрации, вызванной
взаимодействием шины, элементов подвески и кузова при движении авто-
мобиля по дорогам с разными покрытиями. В связи с этим не во всех слу-
чаях даже при применении современных методов расчета удается установить
адекватность принятой динамической модели сложным вибрационным про-
цессам, протекающим в подвеске автомобиля в звуковом диапазоне частот.

2.3.	ВИБРАЦИЯ КОЛЕС

Колесо является первым упругим элементом в колебательной системе,
который воспринимает и передает динамические нагрузки от неровностей
дороги на элементы подвески и кузов автомобиля. Колесо представляет со-
бой элемент колебательной системы автомобиля, которому присущи одно-
временно вибрации случайного и периодического характера. Частота враще-
ния колеса, тип шин, дисбаланс и биение колеса, рисунок протектора шины
оказывают влияние на характер вибрации неподрессоренных масс, а также
на вибрацию кузова (кабины), рулевого колеса и шум автомобиля.
неподрессореиных масс может привести к увеличению вибрации, восприни-
маемой рулевым колесом или кузовом автомобиля. Это происходит при
движении автомобиля с высокими скоростями и, как показывает практика,
в ряде случаев вызывает неприятные ощущения, вызываемые повышенной
низкочастотной вибрацией кабины (например, такое явление наблюдалось на
опытных образцах длиннобазного грузового автомобиля) и кузова автомо-
биля и приводит к увеличению уровня шума в автомобиле в области инфра-
звуковых частот. Центробежные силы, обусловленные дисбалансом, и допол-
нительные нагрузки, возникающие в результате биения колес, в наибольшей
степени проявляются также при высокой скорости движения автомобиля.
Возникающие при вращении колес динамические силы вызывают появление
знакопеременных моментов, действующих в вертикальной и горизонтальной
плоскостях. За счет действия упомянутых нагрузок и неравномерной по
окружности шины жесткости происходит изменение динамического радиуса
качения и сил, действующих на колесо.

Особое внимание исследованиям вибрационных характеристик шин ста-
ли уделять, когда на легковых автомобилях начали применять радиальные
шины. При исследовании контура шины было отмечено, что вибрация су-
щественным образом зависит от конструкции шины. Из частотного анализа
спектра вибрации ступицы колеса следует, что наибольшая вибрация при при-
менении на легковом автомобиле радиальной шины соответствует ее собст-
венным частотам 80 ... 100 Гц. При применении диагональных шин наблю-
дается небольшое увеличение вибрации ступицы колеса при частоте около
200 Гц.

На рис. 4 приведены частотные спектры входной и переходной подвиж-
ги шин двух типов. Максимальное значение переходной подвижности ра-
тьной шины превышает при частотах 80 ... 100 Гц соответствующее значе-
диагонапьной шины при 150 ... 200 Гц примерно в 1,6 раза. Повышенная

передача вибрации радиальными шинами на
частотах 80 ... 90 Гц объясняется тем, что
динамическая масса их беговой дорожки
больше, чем у диагональных шин. Диаго-
нальная шина имеет при частоте 167 Гц два
узла колебаний, расположенные вблизи
точки контакта шины с поверхностью
дороги; узлы колебаний радиальной шины
при частоте 95 Гц находятся на горизон-
тальной оси, а пучность — в месте контакта

Рис. 4. Вибрационные характеристики шин легко-
вого автомобиля:

1 - модуль входной подвижности; 2 - модуль
переходной подвижности; сплошные кривые —
радиальной, штриховые кривые — диагональной

и тины с поверхностью дороги. Можно считать, что такая форь
способствует тому, что радиальная шина имеет большую склон
даче вибраций по сравнению с диагональной шиной. Вибрацш
шин при периодических возбуждениях в наибольшей степени п
продольном направлении при частоте 90 Гц. В случае переез/
неровности вибрация радиальной шины при частотах 60 ... 700 Г
вибрацию диагональной шины почти в 3 раза в вертикальном и
направлениях.

Вибрация, создаваемая радиальными шинами при частотах
может усиливать шум в пассажирском помещении в результг
объема кузова легкового автомобиля (первая форма стоячих
ме кузова равна обычно 70 ... 90 Гц). При неподвижной и вран
диальной шине модули и фазовые характеристики вибрацион
ности незначительно различаются [37]. Увеличение модуля подви
отмечено при частотах 15 Гц (частота ’’отскока”) и при час
100 Гц. Дорожные испытания шин различных типов показали,
в уровнях виброускорений и в уровнях шума автомобиля Hei
В связи с этим основное внимание следует уделять лаборатории
ниям по оценке вибрационных характеристик автомобиля с
ных типов. Важно, чтобы частота возбуждения кузова не совпа,
венной частотой, присущей шине той или иной конструкции, 1
случае наступает очень сильная вибрация основания кузова автоь

В момент, когда частоты вращения колес совпадают с ч
ственных вертикальных колебаний неподрессореиных масс (
обычно соответствует движению легкового автомобиля со скор
120 км/ч), увеличение вибрации автомобиля существенным обр;
от дисбаланса колес. Сами же колеса в области резонанса при i
дисбалансе колеблются с амплитудой в 3 раза большей, чем npi
остаточного дисбаланса. Увеличение вибрации легкового автомо
вышенном дисбалансе колес начинает проявляться при скорост
более 80 км/ч.

Степень изменения спектров виброускорений при переда»
от неподрессореиных масс к лонжерону и кузову при разных
шин можно оценить по спектрам, приведенным на рис. 5. При
дисбаланса шин особенно существенно повышается вибрация :
пола кузова автомобиля. При дисбалансе 35-103 г-мм частота ви
кузова мало отличается от частоты вибрации неподрессореиных ь
биля. Как показали опыты, при изменении дисбаланса шин о-
35-10° г-мм уровень звукового давления в автомобиле при скор
ния 100 км/ч повышается на 4 дБА.

Уровень шума у автомобилей с вездеходным рисунком прот
значителен, причем в спектре внутреннего шума выделяются сос
кратные числу шипов грунтозацепов. Замена шин с вездеходньп
протектора шинами с дорожным рисунком поотектопя повдппя
Рис. 5. Спектры ускорений верти-
кальной вибрации ступицы перед-
него колеса легкового автомоби-
ля (четвертая передача, va =
= 100 км/ч) :

1 — дисбаланса нет; 2—4 — дисба-
ланс соответственно 12-103

22103 и 35-103 гмм

на 1... 5 дБА. Следует считать,
что шум шины с вездеходным
рисунком в основном пере-
дается в кузов по воздушной
среде, а не по конструкции
автомобиля.

На наружный шум, соз-
даваемый шиной, влияет
рисунок протектора. Про-
дольные канавки вызывают
примерно такой же шум,
что и гладкая шина. По-

перечные углубления резко увеличивают шум, шум большого уровня на
ровной дороге создают также шины с рисунком протектора типа ’’елка” и
рисунком, элементы которого расположены на одинаковом расстоянии по
длине дорожки. Шины с более высоким внутренним трением уменьшают
уровень шума (при 600...5000 Гц на 4 ... 5 дБ). Увеличение нагрузки на мост
усиливает уровень шума так же как и неровная мокрая дорога, а снег

понижает .

2.4.	ВИБРАЦИЯ КУЗОВА И КАБИНЫ

Кузов и кабина являются пассивными вибрационными системами, кото-
рые воспринимают различную по своему характеру вибрацию от разных
агрегатов автомобиля.

Вибрация кабины и кузова при неподвижном автомобиле зависит от ха-
рактера возмущающих факторов, вызываемых работающим двигателем,
и от виброизоляционных свойств подвески силового агрегата и кабины.
Характер частотных спектров вибрации кузова и кабины при этом не отли-
чается от характера вибрации опор силового агрегата. При холостом ходе
двигателя, когда недостаточно стабильно работает система питания, в спектре
вибрации кузова появляются гармоники опрокидывающего момента двига-
теля низкой частоты 0,5и/60 и и/60. Избежать резонанса вследствие наличия
гармоник такой частоты практически невозможно. Низкочастотная вибрация
ощущается на полу кабины и кузова и воспринимается пассажиром и води-
22
телем как неприятная, что отмечается субъективно в неподвижном автомо-
биле при работе двигателя с малой частотой вращения коленчатого вала [14].

Первые формы и частоты изгибных и крутильных колебаний кузова
автомобилей массового производства располагаются в пределах 18 ... 30 Гц.
Первые формы изгибных колебаний отдельных основных панелей кузова ле-
жат в пределах 60 ... 90 Гц и они могут совпадать, например, с вибрацией,
создаваемой структурой радиальной шины. Частоты изгибных и крутильных
колебаний ’’черного” кузова несколько отличаются от частот полностью обо-
рудованного кузова. В диапазоне 30 ... 40 Гц в автомобиле возможно появ-
ление неприятного гула при малой частоте вращения коленчатого вала (п &
& 1000 мин-1, va = 40 км/ч) вследствие совпадения частоты изгибных коле-
баний кузова и основной гармоники опрокидывающего момента четырехци-
линдрового двигателя. При движении легкового автомобиля по специальным
дорогам автополигона (’’короткие волны”, ’’шумозадающая” дорога, бу-
лыжное шоссе с ровным профилем) характер вибрации панелей кузова до-
вольно сложен. Наибольшие виброускорения панелей кузова достига-
ют 8 м/с2.

С целью улучшения вибро акустических качеств легкового автомобиля
вибрирующие узлы и агрегаты необходимо крепить к тем элементам основа-
ния несущего кузова, которые имеют наибольший механический импеданс,
что соответствует наименьшей подвижности.

Наименьшую подвижность (наибольшее механическое сопротивление)
имеет кузов при продольном возбуждении лонжеронов. Принято считать,
что объем кузова возбуждается меньше при тангенциальном приложении
динамической силы. Не рекомендуется прикладывать динамическую силу к
кронштейну, если при этом возникают скручивающие усилия в продольных
лонжеронах кузова [40]. Кронштейны опор двигателя и силовые детали кузо-
ва (поперечины и т.п.) имеют в ряде случаев первые формы изгибных коле-
баний в диапазоне частот до 400 Гц, что нежелательно. Считается, что кронш-
тейны опор двигателя должны иметь первые формы изгибных колебаний при
частотах свыше 500 Гц, а силовые детали кузова — свыше 200 Гц (при при-
менении неуравновешенных четырехцилиндровых двигателей). Для легко-
вых автомобилей с четырехцилиндровыми двигателями наиболее неблаго-
приятен диапазон частот, включающий интенсивные составляющие вибрации
и внутреннего шума с частотой 80 ... 200 Гц. Изменение уровня внутреннего
шума у одних и тех же автомобилей существенно зависит от изменений тол-
щины листа, из которого изготовлен кузов, и от качества точечной сварки
его элементов. Различия этих параметров проявляются обычно в диапазоне
частот 100 ... 200 Гц. В диапазоне частот 70 ... 200 Гц возможно возникнове-
ние изгибных колебаний силового агрегата, карданного вала, системы выпус-
ка и резонансных явлений в системах впуска и выпуска двигателя. Вибрация
панелей в этом диапазоне часто наибольшая, а резонанс объема кузова прак-
тически нельзя устранить.

В спектрах виброскорости пола кабины грузового автомобиля преобла-
дают интенсивные низкочастотные составляющие вибрации в октавных поло-
сах с частотами 4; 8; 16 и 31,5 Гц. При увеличении частоты (после октавь.
31,5 Гц) интенсивность составляющих спектра виброскорости пола резко
уменьшается. Интенсивность вибрации пола кабины автомобиля с дизелем
V6-90° в звуковом диапазоне частот выше, чем кабины автомобиля с дизе-
лем V8-90°.

Основную часть колебательной энергии в области низких частот (60 ...
70%) на полу грузового автомобиля при движении по булыжному шоссе
составляют колебания с частотой до 15 Гц. Преобладающей являются вибра-
ция пола с частотой до 5 Гц. Средние квадратические амплитуды виброуско-
рений пола грузовых автомобилей в диапазоне частот до 5 Гц при движении
по асфальту (va = 80 км/ч), булыжному ровному шоссе (va = 60 км/ч) и
разбитому участку булыжного шоссе (va = 30 км/ч) составляют 2,0 ...
3,4 м/с2. Виброускорения на полу грузовых автомобилей в диапазоне частот
до 15 Гц на разбитом участке булыжного шоссе достигают 4,4 м/с2, а вибро-
ускорения на сиденье в отдельных случаях могут превышать ускорения на
полу и достигать 6.4 м/с2.

Вибрация пола кабины (кузова), вызываемая опрокидывающим момен-
том двигателя, в наибольшей степени проявляется при движении автомобиля
на высших передачах на подъеме с малой скоростью. При этом совершается
вибрация, наиболее близкая к резонансу силового агрегата на подвеске (ма-
лая частота вращения коленчатого вала). .Вибрация пола, вызываемая не-
уравновешенными силами и моментами сил инерции двигателя, в наиболь-
шей степени проявляется при движении автомобиля с малой скоростью при
повышенной частоте вращения коленчатого вала двигателя на низших пере-
дачах. Опыты показывают, что уровень виброускорений пола кабины грузо-
вого автомобиля в звуковом диапазоне частот в основном зависит от часто-
ты вращения коленчатого вала двигателя.

У большинства легковых автомобилей кузов является несущим. Агрега-
ты, крепящиеся к основанию кузова через виброизоляторы, представляют
собой различные вибрационные системы, в которых число мест крепления
может быть более 25. Характер вибрации пола легковых автомобилей массо-
вого производства с четырехцилиндровым двигателем отличается от вибра-
ции, определенной на полу грузовых автомобилей. В спектрах вибрации пола
кузова легкового автомобиля имеются интенсивные составляющие в диапа-
зоне звуковых частот до 250 ... 500 Гц (рис. 6). Анализ графиков распреде-
ления амплитуд вибрации и графиков спектральной плотности показывает,
что изменение характера дорожного покрытия влияет на их значения не толь-
ко в области низких инфразвуковых, но и в области звуковых частот
(рис. 7). В спектрах виброускорений пола кабины и кузова автомобилей по
сравнению со спектрами виброскорости звуковые вибрации проявляются
в более широком диапазоне частот (см. рис. 6, 7). По мере увеличения час-
тоты спектральная плотность виброускорений и виброскорости уменьшается
в гораздо большей степени, чем амплитудные значения вибрации пола каби-
ны и кузова автомобиля. Особенно значительно снижается по мере увеличе-
ния частоты спектральная плотность виброскорости пола кабины грузовых
24
автомобилей. В области звуковых частот несущий кузов более вибронагру-
жен, чем кабина грузового автомобиля. Наибольшая энергия колебаний на
полу легкового автомобиля сосредоточена в октаве 16 Гц соответствующей
собственным колебаниям неподрессоренных масс. При движении по неров-
ной дороге вибрация кузова и кабины автомобиля значительно повышается
по сравнению с движением по ровной дороге. В звуковом диапазоне частот
более интенсивная вибрация зарегистрирована на полу несущего кузова
легкового автомобиля.

Характер вибрации прла кузова автобуса близок к характеру вибрации
пола кузова легкового автомобиля. В частотных спектрах вибрации кузова
автобуса значительную интенсивность имеют составляющие в звуковом диа-
пазоне частот. Одним из основных возбудителей вибрации пола кузова авто-
буса является вращающийся карданный вал. Вибрация передается обычно
через промежуточные опоры карданной передачи при повышенной частоте
вращения карданного вала. На рис. 8 приведены октавные спектры вибро-
скорости пола кузова опытного образца автобуса. Наибольшая вибрация по-
ла соответствует п = 3000 мин-1 (va = 80 км/ч) и 3500 мин-1 (у = 93 км/ч)

Рис. 6. Спектры вибрации авто-
мобиля :

1	— пол кабины грузового ав-
томобиля (четвертая передача,
va = 55 км/ч, п = 2100 мин-1);

2	— поп кузова легкового ав-
томобиля (четвертая передача,
va= 100 км/ч, п = 3900 мин-1)

Рис. 7. Спектры вибрации пола
кузова легкового автомобиля
при движении va = 60 км/ч:

I - асфальтовое шоссе; 2 —
булыжное шоссе с ровным
Рис. 8. Спектры виброскорости пола кузова автобуса при движении на четвертой пе-
редаче:

। 7 — п = 1500 мин-1; 2 — п = 2000 мин-1; 3 - п = 2500 мин_1; 4 _ п — 2750 мин-1;

5 — п = 3000 мин“1  б - п = 3500 мин-1



карданного вала. При таких частотах вращения основная составляющая
спектра виброскорости расположена в октаве 63 Гц, она обусловлена оста-
точным дисбалансом карданного вала. На автобусах увеличение вибрации
пола кузова может происходить не только при повышении дисбаланса кар-
данной передачи, но также в результате повышенной жесткости промежуточ-
ной опоры и недостаточной жесткости пола кузова. Эта вибрация, увеличи-

2. Экспериментальные данные по уровням вибрации автомобилей

Источники вибрации	Частота вибра- ции, Гц	Передняя часть пола		Задняя часть пола	
		Виброус- корение	Виброскорость	Виброус- корение	Вибро- скорость
Силовой агрегат Двигатель	160  125	4 22,5  17	МО"2 2,5-10~2  0,05	-	-
	250	45  17	2,8-Ю-2 0,016	—	—
Карданная передача	58	—	—	4,7	5-Ю-2
Радиальные двухслой- ные шины	80	0,56	—	9,0  2,37	—

Примечание. В числителе даны амплитудные значения параметров вибрации
(м/с2, м/с); в знаменателе — спектральная плотность параметров вибрации Гц-м2/с4;
Гцм2/с2.
вая внутренний шум, вызывает также неприятные ощущения у пассажиров
автобуса. В табл. 2, 3 приведены экспериментальные данные уровней вибра-
ции автомобилей и автобусов. Вибрация пола достигает наибольших значе-
ний при движении автомобилей и автобусов по булыжному шоссе.

В большинстве случаев наибольший уровень шума внутри автомобиля
предопределяется интенсивностью составляющих спектра, расположенных в
инфразвуковом диапазоне частот. Анализ характера инфразвуковой вибра-
ции легкового автомобиля высшего класса показал, например, что частота
первой формы изгибных колебаний рамы (12 Гц) близка к частоте неподрес-
соренных масс (при va = 120 км/ч с такой частотой вращаются колеса) авто-
мобиля [22]. При этом крыша автомобиля, имея недостаточную жесткость,
начинает вибрировать, что вызывает повышенный шум. При более жесткой
крыше автомобиля уровни звукового давления в диапазоне частот 11 ...
22 Гц уменьшаются на 4 ... 8 дБ.

3.	Вибрация автомобилей и автобусов
при движении по дорогам с разным покрытием

Скорость движения, км/ч	Октавная полоса частот, Гц	Вибрация пола кузова (кабины) при движении			
		по булыжному шоссе		по асфальтовому или цементо- бетонному шоссе	
		Вибро- ускорение	Вибро- скорость	Вибро- ускорение	Вибро- скорость

Грузовых автомобилей

55	8	6,2	12-Ю-2  60	2,2  3,2	2,94-Ю-2  6, 25
60	31,5	22,4	1,12-Ю-2	4,46	0,45-10~2
		•			—	
		60	0,127	2,7	0,011
		Легковых автомобилей			
60	63	11,2	2,5-10-2	1,26	0,445-Ю-2
				» -	
		1;58	0,5	0,11	0,014-Ю-2
			Автобусов		
60	125	56	1.0-10-2	7,95	0,1-10-2
		3,16	0,032	2,0	0,0004

Примечание. В числителе даны амплитудные значения параметров вибрации
(м/с2, м/с); в знаменателе — спектральная плотность параметров вибрации Гц-м2/с4;
Гц-м2/с2.
Рис. 9. Спектры звукового давления в
кабине грузового автомобиля при дви-
жении с максимальной скоростью по спе-
циальной шумозадающей дороге:

1	— с дизелем V6-90° (Г/, = 11,0 см3) ;

2	— с дизелем V8-90° (И/, = 14,86 см3);

3	— с дизелем V8-90° (Г/, = 10,85 см3)

По разнице уровня шума (в дБ L и дБ А) можно судить, в какой степе-
ни инфразвук присутствует в общем спектре шума. Если эта разница менее
20 дБ, то в спектре шума инфразвук не выражен, если больше 20 дБ, то
спектр внутреннего шума имеет выраженный инфразвуковой характер. Как
показали результаты экспериментов, при большинстве режимов движения
шум внутри автомобиля имеет выраженный инфразвуковой характер.
Спектр шума в кабине автомобиля, так же как и спектр вибрации, сущест-
венным образом зависит от характера дорожного покрытия: при движении
по динамометрической дороге автополигона в спектрах шума выделяются
дискретные составляющие, а при движении по шумозадающей дороге спектр
шума в низкочастотной области имеет характер, близкий к "белому” шуму
(рис. 9).

Проведенная систематизация основных источников вибрации автомоби-
ля и исследование влияния вибрации на образование шума позволяют придти
к определенному заключению. В неподвижном состоянии автомобиля интен-
сивность вибрации и структурного шума определяются возмущающими фак-
торами, вызываемыми работающим двигателем, при этом на шасси автомо-
биля передается интенсивная вибрация дискретного характера в диапазоне
частот как правило 15 ... 500 Гц. При малой частоте вращения коленчатого
вала (п = 600 ... 900 мин-1) наибольшую вибрацию автомобиля вызывают
двигатели, имеющие низкую частоту и более высокую амплитуду основной
гармоники опрокидывающего момента (конструктивные схемы Р-2, Р-3,
Р-4, Р-5, V4-90 , V6-900). При движении автомобиля по ровной дороге одним
из основных источников звуковой вибрации и структурного шума является
двигатель. В наибольшей степени влияние двигателя на уровень шума и виб-
рацию сказывается при движении автомобиля с невысокой скоростью и по-
вышенной частотой вращения коленчатого вала. Значительное увеличение
вибрации и шума автомобиля наблюдается при изгибных резонансных коле-
баниях силового агрегата, возбуждаемых карданным валом или неуравнове-
шенными силами инерции двигателя первого и второго порядка обычно в
диапазоне частот 100 ... 200 Гц.

Увеличение дисбаланса колес приводит к повышению шума в легковом
автомобиле при скорости движения более 80 км/ч. Наиболее предрасположе-
ны к образованию структурного шума в инфразвуковом и звуковом диапа-
28
зоне частот кузов легкового автомобиля и кузов автобуса. Кабина грузово-
го автомобиля более расположена к образованию структурного шума в об-
ласти инфразвуковых частот.

При исследовании внутреннего шума автомобиля следует учитывать
сложный характер вибрации кузова и принимать во внимание:

вибрацию в инфразвуковом диапазоне частот, передаваемую со стороны
неподрессоренных масс автомобиля (6 ... 18 Гц) ;

первые формы изгибных и крутильных колебаний кузова в диапазоне
20... 40 Гц;

колебания панелей кузова, особенно в диапазоне 80 ... 200 Гц;

изгибные колебания силового агрегата и карданной передачи (80 ...
200 Гц);

акустический резонанс объема кузова (обычно 70 ... 90 и 150 Гц) ;

вибрацию, создаваемую конструкцией самой шины (радиальная шина
70 ... 90 Гц, диагональная шина 160 ... 200 Гц);

вибрацию, вызываемую неуравновешенностью четырехцилиндрового
двигателя (30 ... 400 Гц) и вращением карданного вала (до 100 Гц).

3.	РАСЧЕТ ШУМА И ВИБРАЦИИ

Исследуя автомобиль, важно выбрать такую его расчетную модель, ко-
торая при определенных допущениях отражала бы возможно более точно
сложные вибрационные процессы. Результаты экспериментов показывают,
что при вибрационных исследованиях представление отдельных агрегатов
автомобиля в виде твердых тел правомочно только для определенного диа-
пазона инфразвуковых и низких звуковых частот, выше которого следует
учитывать конечную жесткость агрегатов. Требуется отчетливое представле-
ние о тех допущениях, которые принимаются при замене объекта упрощен-
ной моделью [14].

В практике автомобилестроения широкое распространение получили не-
сущие кузова легковых автомобилей, к основанию которых через виброизо-
ляторы непосредственно крепят агрегаты, а также рамные конструкции гру-
зовых автомобилей, где в; раме на подвеске крепится кабина. Отмеченные
конструктивные особенности отражаются на вибрационных характеристиках
автомобилей. Частоты первых форм изгибающих (крутильных) колебаний
отдельных агрегатов автомобиля приведены в табл. 4. Диапазон частот, в
котором расчетная модель автомобиля может быть представлена абсолютно
твердыми телами, ограничен. Каждая конкретная модель автомобиля имеет
свой диапазон. Он обычно располагается в области частот менее 50 Гц.
4.	Частоты собственных изгибных (крутильных) колебаний
отдельных агрегатов автомобиля

Агрегат	Тил автомобиля	Диапазон частот, в кото- ром располагаются пер- вые формы изгибных (крутильных) колеба- ний агрегата, Гц

Рама

Кузов

Картер заднего
моста, карданный
вал, полуоси и т.д.
Силовой агрегат

Дпиннобазные автомобили

Легковые автомобили массового
производства

То же

Легковые и грузовые автомобили
с одним карданным валом и наличием
удлинителя (делителя)

6... 12 (20... 50)*

25 ... 35

70... 130

90... 120

* Для короткобазного автомобиля.

3.1. РАСЧЕТ ВИБРАЦИИ СИЛОВОГО АГРЕГАТА,
ВЫЗЫВАЕМОЙ РАБОТОЙ ДВИГАТЕЛЯ

Выявление общих закономерностей в характере вибрации силового агре-
гата возможно в полной мере только при расчетных исследованиях. Большая
трудоемкость экспериментальных исследований обусловливает необходи-
мость ограничиться рассмотрением вибрации автомобиля в одном—двух на-
правлениях. При определении спектра частот собственных колебаний сило-
вого агрегата как твердого тела достаточно рассмотреть колебательную сис-
тему с восемью степенями свободы (шесть степеней — пространственная виб-
рация силового агрегата и две степени — вертикальная вибрация передних
или задних подрессоренных и неподрессоренных масс автомобиля). При ис-
следовании вибрации, обусловленной работой двигателя, можно представить
силовой агрегат как тело с шестью степенями свободы [15]. При кинемати-
ческом возбуждении силового агрегата от возмущений, вызываемых движе-
нием автомобиля, следует исследовать расчетную модель с восемью или де-
сятью степенями свободы (дополнительно учитываются вертикальные пере-
мещения центра инерции подрессоренной массы и угловые перемещения ав-
томобиля вокруг поперечной оси инерции).

Расчет вибрации силового агрегата автомобиля представляет собой дос-
таточно сложную задачу, связанную с большим объемом вычислений. Для
ориентировочной оценки, а также для приблизительного выбора параметров
подвески целесообразно использовать более простые расчетные формулы
[14]. Если рассматривать силовой агрегат автомобиля как твердое тело, спо-
собное смещаться в любом направлении, то для определения его положения
30
Рис. 10. Система координат динамической модели силового
агрегата (штриховыми линиями показаны оси координат
х, у, z, соответствующие положению статистического равно-
весия силового агрегата)

в пространстве нужно задать шесть обобщенных
координат: обычно принимают три декартовых
координаты центра инерции силового агрегата и три
угла, задающие повороты осей координат, жестко
связанных с силовым агрегатом, относительно неподвижных (связанных с
рамой или кузовом автомобиля) осей координат. В качестве осей подвижной
системы координат принимают главные центральные оси инерции силового
агрегата [14]. Оси неподвижной и подвижной систем координат удобнее
совместить в положении статического равновесия силового агрегата. Поло-
жение некоторой точки А в подвижной системе может быть задано вектором
гА или координатами хА, уА, zA. Смещение центра инерции ЦИ (начала
подвижной системы координат) относительно положения статического
равновесия определяется вектором S, его проекциями на подвижные оси
координат (рис. 10) . Поворот подвижной системы координат относительно
неподвижной можно задавать малым углом 6, имеющим проекции <р, ф и у
(повороты осей х, у и z) .

Инерционные свойства силового агрегата определяются его массой т
и тремя главными центральными моментами инерции Jx, Jy и Jz. Для удоб-
ства расчета каждый из N виброизоляторов подвески заменяется тремя прос-
тыми упругими опорами—пружинами, расходящимися из точки крепления
виброизолятора по направлению его главных осей упругости. Таким обра-
зом, в расчет войдет ЗА' простых опор силового агрегата. Положение опоры
в пространстве задается тремя координатами Ху, jy, Zy и тремя направляющи-
ми косинусами оу, /Зу, уу (или радиус-вектором / точки опоры Гу и единичным
вектором, направленным вдоль оси j простой опоры /у, проекции которого
равны направляющим косинусам).

Свободные колебания силового агрегата можно описать однородной сис-
темой линейных дифференциальных уравнений второго порядка с постоян-
ными коэффициентами [1'4]:

тХ + аг1Х + д12 У + al3Z + й14^ + ai5 ф + л16х = 0;

тУ + а21Х + а22У + a23Z + а2^ + а2^ + л26х = 0;

mZ + д31А'+ c32Z + й34<^ + ц35ф + а36х = 0;

Jxyp +	+ й42 У + c43Z +	+ д45ф + ацЬу — 0;

Jy$ + й51^’+ й52У+ cS3'Z+ ^5495 +	,+ л56х=0;

JZX + a6iX+ а62У + a63Z + aMip + а65ф + д66Х = 0.

(8)
Уравнение собственных колебаний силового агрегата в векторной записи

Mq + Aq = 0.	(9)

Решением уравнения (9) служат векторные гармонические функции

q(t) = <7°sin(cjc/+ е),	(10)

где q° — вектор амплитуд, задающих форму свободных колебаний q° =
= (А0, У0, Z0, <р°, х°); gjc — круговая частота собственных колебаний;
е — начальная фаза колебаний.

Матрица А в уравнении (9) представляется произведением трех матриц

А = СКС',	(И)

где С' — матрица транспонированная к С (строки матрицы С сделаны столб-
цами матрицы С').

Элементами матриц С и К служат исходные данные N опор подвески си-
лового агрегата. Матрица С имеет шесть строк и 3N столбцов (по числу
простых опор силового агрегата). Элементы каждого столбца — направляю-
щие косинусы простых опоры и проекции Rx., Ry., Rz. векторного произ-
ведения [ту, lj], т.е. проекции на подвижные оси координат момента единич-
ного вектора /у, направленного вдоль оси опоры относительно центра инер-
ции силового агрегата:

/	... “зЛ' \

01	... \

71	... 7зУу

С= „	О ;	(12)

'Ч,	... ЗА/

Ry j ..... Ry, 3N

\	... Rz, 3N I

где RXj =	- zfr Ryj = ZyQy - xy7/; Rz. = xft - y^.

Матрица К — диагональная, имеет 3N строк и столбцов.

К = diag(^, К2

Матрица М инерционных коэффициентов силового агрегата

М= diag(mim1m1JA., J Jz).

При подстановке решения (10) в уравнение свободных колебаний полу-
чится система линейных алгебраических уравнений, векторная запись ко-
горой

(А - a£M)q° = 0.	(13)

Решение уравнения (13) позволяет определить значения частот и фор-
мы свободных колебаний силового агрегата.
Подвеска силового агрегата автомобиля обладает слабым демпфирова-
нием. Расчет свободных колебаний намного проще расчета собственных коле-
баний, поэтому для получения спектра собственных частот колебании сило-
вого агрегата ограничиваются решением уравнений свободных его коле-
баний.

Анализ связности свободных колебаний силового агрегата. Известно,
что в общем случае сложение поступательного и вращательного движений
приводит к винтовому движению. Свободные колебания силового агрегата
автомобиля представляют собой суперпозицию шести винтовых движений с
неподвижными осями винтов [14]. Силовой агрегат автомобиля в общем слу-
чае совершает шестисвязанные колебания. Чем выше связность колебаний,
тем шире спектр собственных частот, а расширение спектра усложняет зада-
чу виброизоляции силового агрегата.

Выявленные возможности уменьшения связности свободных колебаний
силового агрегата автомобиля могут быть реализованы при создании конст-
рукции его подвески. Из системы уравнений (8) понятен физический смысл
коэффициентов ait. Это коэффициенты жесткости рассматриваемой динами-
ческой модели, т.е. множители пропорциональности между смещением по
обобщенной координате I и вызванной им силой упругости (или моментом),
действующей в направлении обобщенной координаты i. Коэффициенты ajIt у
которых i < 3 и I < 3 (например, си, с2з. «зз) называют линейными жест-
костями подвески. Их размерность — сила, отнесенная к линейному переме-
щению. Если i < 3,1 > 3 или i > 3, КЗ, коэффициенты ац называют линейно-
поворотными жесткостями подвески, имеющими размерность силы (можно
считать, что она отнесена к угловому перемещению, выраженному в радиа-
нах) или, что то же самое, размерность момента, отнесенного к линейному
перемещению. Наконец, коэффициенты ац, у которых i > 3 и I > 3, если z = I
(«44, ass, сбб) называют крутильными жесткостями подвески, а если i =#= I
(«45, «56, «46) — гироскопическими жесткостями подвески двигателя [14].
Эти коэффициенты имеют размерность момента.

Коэффициенты жесткости «п ... а66 не только определяют значения сил
упругого сопротивления вибрации силового агрегата, но и дают количествен-
ную характеристику связей между его вибрациями в различных направле-
ниях. Полное разделение свободных колебаний («;/ = 0 при z Ф Г) осущест-
вить практически невозможно, поэтому приходится ограничиваться только
частичным разделением колебаний. Силовые агрегаты автомобиля, симмет-
ричные продольной плоскости, при расположении виброизоляторов на оди-
наковом расстоянии от нее совершают трехсвязные колебания. Все сущест-
вующие способы разделения колебаний основаны на таком выборе схемы
подвески, при котором возможно большее число внедиагональных элемен-
тов матрицы Л оказывается равным нулю [14].

Умеыпение связности колебаний приводит к снижению вибрации сило-
вого агрегата и автомобиля. На первых опытных образцах грузовых автомо-
билей с двигателем с конструктивной схемой V6-90° наблюдалась повышен-
ная вибрация, обусловленная неверным выбором схемы подвески силового

/ ^1еничграп	_ I

I <!Э	1;Г1 ' I
агрегата. Новая схема подвески силового агрегата была выбрана таким об-
разом, чтобы колебания силового агрегата в направлении действия опроки-
дывающего момента были по возможности несвязанными, что привело к
снижению вибрации автомобиля [14].

Возмущающие воздействия, вызываемые работой двигателя. Вибрации
силового агрегата автомобиля обусловлены непостоянством крутящего
момента двигателя и сил (моментами сил) инерции движущихся масс криво-
шипно-шатунного механизма. При исследовании вибрации силового агрега-
та существенны суммарные силовые воздействия этих возмущающих факто-
ров [14]. Неизбежные отклонения размеров деталей двигателя, неидентич-
ность протекания рабочего процесса в различных цилиндрах, дисбалансы но-
минально полностью уравновешенных вращающихся деталей двигателя, не-
постоянство момента сил сопротивления, нагружающего силовой агрегат, —
все это приводит к искажению теоретического спектра возмущений, вызван-
ных работой двигателя. В результате спектр, помимо главных гармоник,
может включать в себя и гармоники низких порядков. Например, у много-
цилиндровых типа (V8-90°) двигателей, обладающих хорошей уравновешен-
ностью, могут появиться в спектре возмущений низкочастотные гармоники,
начиная с гармоники порядка 1/2. Резонанс гармоники порядка 1/2 всегда
входит в рабочий диапазон частот вращения коленчатого вала двигателя. Раз-
личия в размерах и массах одноименных деталей кривошипно-шатунного ме-
ханизма двигателя вызывают изменения в спектре инерционных нагрузок.
Источником возбуждения вибрации является также остаточный дисбаланс
силового агрегата в сборе, что может быть связано с неточностью установки
сцепления.

Интенсивную вибрацию силового агрегата автомобиля может вызвать
динамический дисбаланс карданной передачи [8] [9]. Система уравнений,
описывающих вибрацию силового агрегата, имеет следующее векторное
представление

Mq + Bq + Aq = Q(f),	(14)

где матрицы М и А и вектор обобщенных координат q имеют тот же смысл,
что и в уравнении (9) свободных колебаний; В — матрица коэффициентов
демпфирования; Q(t) — вектор возмущающих воздействий, вызывающих
вибрацию силового агрегата.

Матрица В квадратичной формы вычисляется аналогично матрице А,
только вместо матрицы К жесткостей должна быть взята матрица D коэффи-
циентов трения простых опор:

В = CDC';

(15)

B=diag(J1,^ , .J3Af),

где dj — условный коэффициент вязкого трения /-й простой опоры (заменяет
действительное неупругое сопротивление опоры).

Уравнение колебаний силового агрегата при наличии больших деформа-
ций виброизоляторов, когда необходимо учитывать нелинейность их харак-
34	1
теристик упругости (например, при трогании автомобиля с места) может
быть записано в векторной форме [14]:

Mq + Bq + F(q) = Q(t),

где F(q) — вектор обобщенных сил упругости опор (соответствующих об-
общенных координат q). Остальные слагаемые имеют тот же смысл, что и
в уравнении (14).

Для определения F(q) служит равенство

F(q) = Cf(U),

где С — матрица, заданная выражением (12)j U —ЗЛДмерный вектор дефор-
маций простых опор силового агрегата; f(U) — ЗЛДмерный вектор, компо-
нентами которого являются силы fj реакции z-й простой опоры при ее дефор-
мации Uj.	_

Вектор деформаций U связан с вектором обобщенных координат матри-
цей С*:

U=C'q.	(16)

Реигить уравнение (16) можно различными методами. Выбор метода за-
висит от конкретных особенностей исследуемого силового агрегата и от воз-
можностей используемой для расчета вычислительной машины [14].

Вибрация опор силового агрегата при действии опрокидывающего мо-
мента двигателя и наличии неуравновешенности вращающихся масс в общем
случае при шестисвязных колебаниях определится по формулам

Х^Х+ 4>Zj-xYj.

Yj^Y+xXj+^j- ,

Zj = Z^ q)Yj + ^Xj,

где Xj, Yj, Zj — виброперемёщения опор
соответственно в продольном, поперечном и
вертикальном направлениях.

Проанализируем уравнение (17) примени-
тельно к схеме подвески силового агрегата,
приведенной на рис. 11. Передняя и задняя
опоры (точки 1 и 4) расположены в плоскости
симметрии силового агрегата, а боковые опо-
ры (точки 2 и 5) на одинаковом расстоянии
от плоскости симметрии. При этом силовой
агрегат совершает трехсвязные колебания, т.е.
связаны колебания вдоль осей z, х и вокруг
оси у (I, рис. И), а также вокруг осей z, х и

Рис. 11. Схема действия возмущений, возникающих
при работе дизеля V6-900

(17)
вдоль оси у (II, рис. 11). Под действием опрокидывающего момента Мо
центр инерции силового агрегата совершает вибрацию вокруг осей х, z и
вдоль оси у. При этом амплитуды виброперемещений опор силового агрегата

X, = - yYj- Yf = Y+ XXj - 4>Zf, Zf = <pYf.

Для опор 1 и 4 при условии отсутствия остаточного дисбаланса вибрация си-
лового агрегата происходит только в поперечном направлении, а для опор 2
и 3 — в трех направлениях: X, = Х2 — Х3; Уу = У2 = У3; Zy = Z2 = Z3. Для
опор 1 и 4 поперечные вибрации не равны по амплитуде и фазе. Для опор 2
и 3 вертикальные и продольные колебания равны по амплитуде и происходят
в противофазе, поперечные колебания совпадают по амплитуде и фазе. Из
анализа результатов расчета связных колебаний, вызванных дисбалансом,
следует, что вибрации опор 1 и 4 в этом случае не равны по амплитуде и фазе,
вертикальная и продольная вибрации опор 2 и 3 не равны по амплитуде и
фазе, а поперечные колебания — равны и совпадают по фазе [14]. Схема на-
гружения силового агрегата грузового автомобиля центробежными силами
от дисбалансов двигателя и карданной передачи показана на рис. 12, а на
рис. 13 приведена форма колебаний опор силового агрегата, определенная
расчетным путем.

Таким образом, расчетное исследование позволяет выявить взаимосвязь
между возмущающими факторами, вызываемыми опрокидывающим момен-
том, неуравновешенностью вращающихся и возвратно-поступательных масс
двигателя и вибрацией опор силового агрегата автомобиля.

Виброизоляция силового агрегата при работающем двигателе. Переда-
ваемая на раму или кузов автомобиля сила зависит от жесткости виброизо-
ляторов и частоты собственных колебаний силового агрегата [14]. Для хо-
рошей виброизоляции отношение частот шв/щ>с > 2 (шв — частота вынуж-

Рис. 12. Схема нагружения силового
агрегата центробежными силами от дис-
балансов

Рис. 13. Форма колебаний опор силового агрегата, вызванных дисбалансами:
о-в поперечном направлении; б - в вертикальном направлении; 1 - 5 - номера опор
,,	на рис. 12
денных колебаний, сес — частота собственных колебаний). При <юв/шс = 2
передаваемая сила составляет 33%, а при шв/ссс = 3 — 12,5% возбуждающей.
Когда отношение частот wB/wc > затухание незначительно увеличивает
передаваемые силы. Возбуждение силового агрегата, вызванное неуравнове-
шенными силами и моментами сил инерции, прямо пропорционально квадра-
ту частоты вращения коленчатого вала двигателя. Такой тип возбуждения
механизмов называют инерционным. При инерционном возбуждении пара-
метры, характеризующие вибрацию силового агрегата автомобиля, имеют
свои особенности [14]. Расчеты показывают, что не всегда удается, чтобы в
одном или двух направлениях при п < 1000 мин4 шв/шс > 2. В этих случаях
необходимо стремиться к тому, чтобы резонанс не возникал в тех направле-
ниях, в которых действуют основные возмущающие факторы двигателя.

Расчетное определение динамических сил, передаваемых через опорные
связи, позволяет, с одной стороны, оценить вибронагруженность автомобиля,
вызываемую работающим двигателем, с другой определить действительный
уровень шума с учетом тех возбуждений, которые передаются через подвес-
ку силового агрегата. Вектор сил упругости Fy, возникающих в опорных
связях при работе силового агрегата, может быть найден из выражения

Fy = KU= KC'q,

где К — диагональная матрица жесткости простых опор подвески силового
агрегата; U — вектор деформации опор силового агрегата; С — матрица,
транспонированная к матрице С, рассчитанной по формуле (12).

Вектор сил демпфирования виброизоляторов

FR =DU = DC'T,

где D — матрица коэффициентов трения простых опор силового агрегата-;
q — вектор обобщенных виброскоростей силового агрегата.

Практический интерес представляет рассмотрение сил, передаваемых в
различных направлениях через каждую /-ю опору подвески силового агрега-
та. В этом случае

Fni = Fricoscot + F„,sinwr,

[	11/	С/	о/

Где

Матрица направляющих косинусов осей упругости виброизоляторов
Cs, которая определяется по формуле^ аналогичной (11), позволяет устано-
вить взаимосвязь между косинусной Fc/- и синусной Fs)- составляющими век-
тора Fn]- в исходной и рассматриваемой системой координат:
Определим вибрационную мощность, излучаемую в опоры силового агре-
гата автомобиля, которая представляет собой скалярное произведение век-
тора динамической силы и вектора виброскорости, рассчитанное по фор-
муле (7).

Общий вектор передаваемых сил Fn с учетом упругих и диссипативных
характеристик виброизоляторов подвески силового агрегата

Fn= Fy + FR = KC'q + DC'^ .	(18)

Вектор обобщенных перемещений силового агрегата может быть запи-
сан в виде

q = gccosco? + «7ssinwf,	(19)

где qc и qs — соответственно косинусная и синусная составляющие век-
тора q.

При этом вектор обобщенных виброскоростей силового агрегата

q = - G>qc since? + a>qscoswt.	(20)

Подставив значения q и q из формул (19), (20) в формулу (18) и сде-
лав некоторые преобразования, получим

Fn = (KC'qc + DC'qs)coscot + (KC'qs - DC'q^sinwt.	(21)

Вибрационную энергию, генерируемую силовым агрегатом, можно най-
ти по формуле

Эг = fq(Bq + Aq)dt = fFqdt,
о	о

где Л и В — матрицы, определяемые по формулам (11), (15).

С учетом формул (20), (21) вибрационная мощность, излучаемая в на-
правлении i-й обобщенной координаты

^иг- = 0,5ш2[зС1.(£<7е)г.+ q^Bq^],	.	(22)

где qci(Bqc)i, q^Bq^ — косинусные и синусные компоненты соответственно
векторов qc, Bqc, qs и Bqs.

В диапазоне частот Асо = сок — cjj вибрационная мощность, излучаемая
через подвеску силового агрегата, определится по формуле

ик 6

^„(△щ)= S 2^и/(Асо).	(23)

<х>1 I

Вибрационная мощность, излучаемая в опоры силового агрегата
Л' з

^„(△ш) = 0,5 Z X X co(/cMtu qcNiu - fsNiuj^sNiw) =	(24)

и ( т = 1 1 = 1

где N — число опор силового агрегата; i = 1, 2, 3 — направление действия
вибрации; величины в скобках — косинусоидальные и синусоидальные ком-
поненты, учитывающиеNи со.
По формулам (23) — (24) можно оценить общую виброактивность того
или иного силового агрегата при применении двигателей, имеющих различ-
ную конструктивную схему, и влияние вибрации, передаваемой через отдель-
ные опоры силового агрегата на общую вибрационную мощность. Вибрацион-
ная мощность приближенно может быть подсчитана по результатам опытов.
Вибрационная мощность, излучаемая в опоры, рекомендована РД 3J .001.008—
83 в качестве показателя, характеризующего вибрационное состояние сило-
вого агрегата автомобиля (см. разд. 4.1) .

Результаты расчета вибраций силового агрегата автомобиля. На грузовых
автомобилях применяют дизели V6-90°, имеющие как равномерное (дизель
ЯМЗ-642), так и неравномерное (дизель ЯМЗ-236) чередование рабочих хо-
дов по углу поворота коленчатого вала. Неуравновешенный момент сил
инерции второго порядка дизеля ЯМЗ-642 в отличие от момента дизеля
ЯМЗ-236 действует в поперечной плоскости. Проекции вектора этого момен-
та на вертикальную и горизонтальную оси координат могут быть рассчитаны
[14]. Сравнение виброактивности этих дизелей представляет несомненный
интерес. У дизеля ЯМЗ-642 наибольшие амплитудные значения имеют гармо-
ники опрокидывающего момента, имеющие частоту Зп/60 и 6и/60, а у дизеля
ЯМЗ-236 — гармоники, имеющие частоту 1,5и/60; Зп/60; 4,5и/60. Ниже
приведены амплитудные значения гармоник опрокидывающего момента этих
дизелей при п = 2000 мин'1 (полная нагрузка).

Модель двигателя............

№ гармоники ................

Амплитудное значение гармо-
ник момента, Н-м............

ЯМЗ-642
3	6

8,3	2,74

ЯМЗ-236

1,5	3	4,5

6,4	3	5 64

На рис. 14 приведены амплитуды виброперемещений и сил, передавае-
мых через подвески дизелей ЯМЗ-642 и ЯМЗ-236 при полной нагрузке. Не-
смотря на то, что масса силового агрегата с дизелем ЯМЗ-236 примерно в
1,6 раза больше массы силового агрегата с дизелем ЯМЗ-642, устанавливае-
мого на автомобиль отдельно от коробки передач, виброперемещения и ди-
намические силы, передаваемые через подвеску дизеля ЯМЗ-236, значитель-
но выше, чем дизеля ЯМЗ-642.

На легковых, грузовых небольшой грузоподъемности автомобилях, а
также на автобусах малой вместимости широко применяют неуравновешен-
ные четырехцилиндровые рядные двигатели (Р-4). На рис. 15 представлены
характеристики вертикальной вибрации силового агрегата с четырехцилинд-
ровым двигателем легкового автомобиля. Расчет был выполнен при учете
суммарного действия возмущающих факторов, а также при действии только
неуравновешенной силы. Наибольшие виброперемещения передних опор при
п С 2000 мин'1 определяются неравномерностью суммарного опрокидываю-
щего момента двигателя, а при п 2500 мин'1 — действием неуравновешен-
ной силы. Амплитуды виброперемещений задней опоры гораздо ниже, чем
передних опор, и полностью определяются действием неуравновешенной си-
лы инерции второго порядка. Максимальные значения амплитуд виброско-
рости рассматриваемого силового агрегата соответствуют частоте вращения
Рис. 14. Вибродииамические характеристи-
ки силового агрегата автомобиля с дизелем
V6-900:

сплошные кривые — амплитуды вибропере-
мещений; штриховые кривые - силы, пе-
редаваемые через боковые опоры дизеля;

1 - ЯМЗ-642; 2 - ЯМЗ-236

коленчатого вала 6000 об/мин. Нерав-
номерность суммарного опрокиды-
вающего момента двигателя сказы-
вается на значениях виброскорости
передних опор при п < 2000 мин-1.

На рис. 16 приведены значения
динамических сил, которые передают-
ся через заднюю опору силового
агрегата при различной конструктив-
ной схеме двигателя, работающего с
полной нагрузкой. Наибольшие дина-
мические силы передаются через под-
веску при п < 1000 мин-1, близкой к
резонансу. Большие значения динами-
ческих сил соответствуют силовому

агрегату с дизелем V8-90° (при наличии дисбаланса) и силовому агрегату с
дизелем V6-90 , который имеет неравномерное чередование рабочих ходов

по углу поворота коленчатого вала.

При наличии подвески с удовлетворительными виброизоляционными
свойствами силы, передаваемые через подвеску силового агрегата легкового
автомобиля с двигателем Р-4, не превышают 10 Н (кривая 2). Когда вибро-
изоляционные свойства подвески силового агрегата с двигателем Р-4 явля-
ются неудовлетворительными (кривая 5), силы, передаваемые через под-
веску, значительно возрастают (резонанс возникает при п ~ 500 мин-1).
Динамические силы, передаваемые через опоры силового агрегата с двигате-
лем Р-4, имеют наибольшие значения до п < 2000 мин-1 и определяются не-

равномерностью суммарного опрокидывающего момента двигателя: при
п > 2000 мин-1 их значения остаются постоянными. Через заднюю опору дви-
гателя Р-4 при трехопорной подвеске передается динамическая сила гораздо
меньшая, чем через передние опоры.

Рассмотрим результаты расчета суммарной вибрационной мощности,
излучаемой через опоры автомобильных силовых агрегатов (рис. 17). Боль-
шие значения излучаемой вибрационной мощности соответствуют силовым
агрегатам с дизелями V6-90° с неравномерным чередованием рабочих ходов
и Р-5. У дизеля V6-90 с равномерным чередованием рабочих ходов вибра-
ционная мощность, излучаемая в опоры, значительно ниже, чем у дизеля с
неравномерным чередованием. У обоих дизелей при малой частоте вращения
40
коленчатого вала преобладает излучение мощности от вибрации силового
агрегата вокруг продольной оси инерции. Может оказаться, что вибрацион-
ная мощность, излучаемая в разных направлениях, частично уравновешива-
ется. Так, у дизеля V6-90° с равномерным чередованием рабочих ходов под
действием неуравновешенного момента второго порядка суммарная мощ-
ность, излучаемая через передние опоры, оказалась ниже, чем мощность,
излучаемая через каждую отдельную опору. На рис. 18 показано, в какой сте-
пени различные возмущающие факторы влияют на характер вибрационной
мощности, излучаемой через опоры подвески силового агрегата с двигате-
лем Р-4. При п > 2000 мин-1 резко возрастает излучаемая вибрационная
мощность, вызываемая неуравновешенной силой инерции второго поряд-
ка Р/ц.

На вибронагруженность грузовых автомобилей с двигателями V8-90°
существенное влияние оказывает остаточная динамическая неуравновешен-
ность силового агрегата и карданного вала. Причем на вибродинамическую
нагруженность влияют не только значения остаточных дисбалансов, располо-
женных в плоскости шкива коленчатого вала (вектор Дг, рис. 12), в плос-
кости маховика (вектор Д2) и переднего конца карданного вала (вектор

Рис. 15. Вибрационные характеристики силового агрегата с двигателем Р-4:

1 — передняя левая опора; 2 — передняя правая опора; '3 — задняя опора силового агре-
гата; сплошные кривые — суммарное действие газовых сил и сил инерции второго по-
рядка; штриховые кривые — действие только неуравновешенных сил инерции
Д3), что очевидно, но и фазовые углы между ними [21]. Теоретически в урав-
новешенных двигателях V8-90° не должны возникать возбуждающие сило-
вые факторы с частотой меньшей 4л/60, однако, в действительности в резуль-
тате остаточной неуравновешенности вращающихся деталей всегда имеется
довольно интенсивная составляющая спектра вибрации с частотой и/60. Дис-
баланс Д3 в плоскости карданного шарнира может превышать суммарное
значение дисбалансов двигателя Д1 иД2 [8]. Рассмотрим_влияние на вибра-
цию взаимного пространственного положения векторов Дг, Д2 и Д3 дисба-
лансов, которые характеризуются углами и а2. Относительная ориентация
векторов дисбалансов в плоскости шкива и маховика может быть определе-
на для конкретного двигателя после его сборки; в процессе сборки этот па-

Рис. 16. Изменение расчетных значений динамических снл, передаваемых через заднюю
опору подвески силового агрегата с двигателями различной конструктивной схемы:

1 — Р-2; 2 — Р-4 (трехопорная подвеска); 3 - Р-4 (четырехопорная подвеска с неудов-
летворительными виброизоляционными свойствами); 4 - Р-5; 5 - V6-900 с неравно-
мерным чередованием рабочих ходов; б - V6-90" с равномерным чередованием рабо-
чих ходов; 7 - V8-900 при наличии дисбаланса в плоскости шкива 0,006 кг-м; в плос-

кости маховика 0,01 кг-м

Рис. 17. Изменение суммарной вибрационной мощности, излучаемой в опоры силового
агрегата с двигателями, имеющими различную конструктивную схему:

.1 — Р-4; 2 — р-5; 3 - V6-900 (с неравномерным чередованием рабочих ходов); 4 —
V6-900 (с равномерным чередованием рабочих ходов) ; 5 — V8-900 (Дшгу 2 = 0) ; б —
V8-90° (Awrj = 0,006 кг-м; Дкт2 — 0,01 кг-м)
Рис. 18. Изменение вибрационной мощ-
ности, излучаемой через опоры подвески
силового агрегата с двигателем Р-4:

1 — через переднюю опору под действием
опрокидывающего момента Мо н силы
ТуЛ; 2 - то же, что 1, только под дейст-
вием /уц; 3 — через заднюю опору под
действием Мо и Луц; 4 — то же, что 3,
только под действием Рщ

раметр не контролируется и, следо-
вательно, произволен. Для конкрет-
ного типа двигателя может быть
найдено такое взаимное положение
векторов дисбалансов, при котором
вибрации минимальны независимо от
значений _дисбалансов. Положение
вектора Д3 в плоскости карданного
шарнира относительно векторов Дх и

Д2 меняется при каждом включении сцепления и можно лишь говорить об
изменение величины вибрации при различных его положениях. К силовому
агрегату приложены постоянные по величине силы инерции, порожденные
вращающимися массами двигателя и трансмиссии = ДХД2\ Р2 = Д2<-Д;
Р3 = Д3со2. Влияние дисбалансов на силы, передаваемые через подвеску,
можно рассмотреть на примере наиболее распространенных силовых агрега-
тов с автомобильными двигателями V8-90 , краткие технические характе-
ристики которых приведены ниже.

Двигатель		ЗИЛ-130	3M3-53	ЗИЛ-645	ЯМЗ-238
Рабочий объем, л . . .	6,0	4,25	8,74	14,86
Максимальная мощ- ность, кВт		110	85	136	177
Масса силового агре- гата, кг		733	322	925	1377
.Дисбаланс, кг-м: Д1		0,003	0,0026	0,003	0,006
д2		0,008	0,0045	0,008	0,01
Дз		—	—	—	0,01

При расчете передаваемых сил угол между векторами сил/3! иР2 из-
менялся от 0° до 360° с шагом 30°. Для каждого значения могут быть
определены амплитуды динамических сил, передаваемых через опоры на ра-
му автомобиля.

Результаты расчетного исследования позволяют судить о благоприятных
и неблагоприятных с точки зрения снижения передаваемых динамических
сил значениях угла . Для силовых агрегатов с двигателями ЗИЛ-130,
3M3-53 и ЗИЛ-645 характер изменения сил, передаваемых через опоры под-
вески, является аналогичным, предпочтительно расположение векторов дис-
43
балансов в противофазе. Это обстоятельство иллюстрируется примером, при-
веденным на рис. 19,а.

Для силового агрегата с двигателем ЯМЗ-238 прио^ = 180° сила на под-
держивающей опоре максимальна, и в этом случае по результатам расчета
нельзя определить оптимального значения угла.

При поиске оптимальных значений сил, передаваемых через различные
опоры силового агрегата на раму автомобиля, должны быть учтены вибра-
ционные характеристики рамы и виброакустические свойства кабины авто-
мобиля. Па рис. 19,6 приведены результаты расчета динамической силы, пере-
даваемой через заднюю опору силового агрегата ЯМЗ-238 при действии трех
дисбалансов Дх, Д2, Дз в зависимости от изменения угла а2 (кривая 4) при
«1 = 60°, при котором наблюдался максимум силы от первых двух дисба-
лансов. Значение амплитуды силы на задней опоре меняется в 4,4 раза в за-
висимости от направления вектора дисбаланса Д3 относительно векторов
Д1 иД2.

Таким образом, при балансировке двигателя в сборе следует ограничи-
вать не только значения дисбалансов Дх и Д2, действующих в плоскости
шкива вентилятора и в плоскости маховика, но и добиваться, чтобы значе-
ние угла между их векторами обеспечивало минимальные значения сил, пе-
редаваемых через подвеску силового агрегата на раму автомобиля. Для сило-
вых агрегатов с двигателями ЗИЛ-130, 3M3-53 и ЗИЛ-645 таким значением
является а} = 180°, когда векторы Дг пД2 имеют противоположное направ-
ление. При неодинаковом характере зависимости сил на различных опорах
от угла од оптимальное значение угла од может быть установлено только с
учетом вибрационной характеристики шасси автомобиля.

19. Изменение динамических сил, передаваемых через опоры силового агрегата
под действием дисбалансов Д i, Дз, Дз, при разных значениях углов сц и а2:

а — ЗИЛ-645; б — ЯМЗ-238, задняя опора

Для примера расчета п<
и вибрацию автомобиля, pt
установлен дизель Р-4. Диз
расположенных в двух по
трех вариантов подвески дг

Подвеска.............

Суммарная жесткость, к!
вертикальная.........

поперечная ......

продольная .......

В автомобиле при пода
риментально был зарегистр
лись случаи поломки отдел!

Результаты расчета собс
муле (9), приведены ниже
опытным путем.

Подвеска..............

Частота собственных коле-
баний дизеля, Гц:

в вертикальном направ-
лении.............

вокруг продольной оси
инерции (УПр).....

Из анализа получении
ния дцзеля по формуле п
2 и 3 соответственно 267
минимально устойчивой ча
ходе дизеля (и = 600 мин
формулам (14) и (17).Пр
торов были приняты оснс
зеля, определенные по рез'
сила инерции второго пор
кальном направлении. При
ры, вызываемые рабочим
ваются на его вибрации в ,
2300 мин-1 амплитуды вг
вии газовых сил и неурав
такие же, как и при действ
го порядка. Изменение г
двигателя только при малс

Прй подвеске 1 вибра
нию с подвесками 2 и 3.
= 700 мин-1 дизеля при п
2 0,2 ... 0,3 мм.

Эксперименты подтве
подвеске 2 существенно, особенно при п < 1000 мин-1, уменьшилась вибра-
ция двигателя, рамы, рулевого колеса и других узлов и агрегатов автомоби-
ля, а уровень звукового давления в кабине по сравнению с подвеской 1
снизился на 4 ... 5 дБ А. Казалось бы, что следует отдать предпочтение под-
веске 2 дизеля. Однако при расчетном исследовании вибрации, вызываемой
дорожными неровностями, выяснилось, что при использовании подвески 2
на автомобиле близко располагались вертикальные частоты собственных
колебаний двигателя на подвеске (8,2 Гц) и передних неподрессореиных
масс (9,3 Гц). Опыты подтвердили, что при подвеске 2 резко увеличиваются
относительные перемещения силового агрегата при движении автомобиля по
дорогам с неровным покрытием.

При использовании подвески 3, когда частота собственных вертикаль-
ных колебаний была равна 10 Гц, относительные перемещения двигателя на
автомобиле снизились по сравнению с подвеской 2 в 1,5 ... 2 раза. Этот ва-
риант подвески двигателя оказался для исследуемого автомобиля более
подходящим и он был принят для серийного производства.

На ряде автомобилей вибрация в звуковом диапазоне частот оказывает
определяющее влияние на формирование звукового поля в кузове автомо-
биля. На рис. 20 приведены результаты испытаний, которые свидетельствуют
о высоких уровнях звуковой вибрации и внутреннего шума автомобиля с
карбюраторным двигателем Р-4. В спектре внутреннего шума автомобиля
(рис. 20,я) наибольшее звуковое давление соответствует октаве 125 Гц.
Именно с такой частотой происходит вибрация двигателя при частоте враще-
ния коленчатого вала 1900 ... 3800 мин-1, а при 3100 ... 3300 мин-1 вибра-

Рис. 20. Виброакустические характеристики грузопассажирского автомобиля с двига-
телем Р-4:

а — спектры шума внутри автомобиля; б — виброскорость с частотой 2и/60 при режиме
холостого хода двигателя; 1 — серийная подвеска силового агрегата; 2 — то же, что 1-,
-скорректировано по шкале А шумомера; 3 — опытная подвеска силового агрегата; 4 —
то же, что 3, скорректировано по шкале А шумомера; 5 — левая опора; 6 — рама под
опорой; 7 — пол пассажирского помещения
ция пола кузова в пассажирском помещении превышает вибрацию рамы
автомобиля (рис. 20,6). С целью изыскания путей снижения вибрации иссле-
довались два варианта четырехопорной подвески силового агрегата с этим
двигателем. При подвеске 1 резонанс наступал при п = 527 мин-1, т.е. при
малой частоте вращения коленчатого вала, когда двигатель работает на хо-
лостом ходу. При подвеске 2, когда вертикальная жесткость подвески
уменьшилась в 1,6 раза, основной резонанс соответствовал п = 470 мин-1.
Расчеты показали, что дальнейшее снижение резонансной частоты вращения
коленчатого вала двигателя достигается только при трехопорных вариантах
подвески. Наибольшая разница в значениях вибрации, передаваемых силах
и излучаемой вибрационной мощности между трех- и четырехопорными ва-
риантами подвески была отмечена в диапазоне п = 1000 -2000 мин"1.

Ранее отмечалось, что дизели с конструктивной схемой V6-900 и нерав-
номерным чередованием рабочих ходов склонны к повышенной вибрации
При неверно выбранной подвеске силового агрегата с дизелем такого типа на
шасси грузового автомобиля отмечается повышенная вибрация, приводящая
к поломкам отдельных деталей автомобиля, тогда следует принимать спе-
циальные меры по уменьшению вибрации дизеля и грузового автомобиля
[14]. Из результатов расчетов и экспериментов следует, что при малой и
средней частоте вращения коленчатого вала дизеля V6-90° вибрация опор
силового агрегата происходит с частотой основной гармоники опрокидываю-
щего момента 1,5и/бО; принтах = 2100 мин ’ поперечные колебания перед-
ней и задней опор происходят с частотой неуравновешенного момента
2п/б0. В спектрах вибрации силового агрегата, полученных на автомобиле,
кроме гармоник, которые принимаются во внимание при расчете (1,5и/60;
2и/60; Зп/60; 4,5л/б0), присутствуют гармоники с частотой 0,5и/60 и и/60,
обусловленные; первая — неодинаковым протеканием рабочего процесса по
цилиндрам и вторая — дисбалансом деталей, вращающихся со скоростью ко-
ленчатого вала. На легковых автомобилях ограниченное применение получи-
ли одно- и двухсекционные роторно-поршневые двигатели (РИД). Выбор
параметров подвески для односекционного РИД весьма актуален в связи с
тем, что в отличие от двухсекционного РПД в этом двигателе низка частота
изменения опрокидывающего момента, она равна частоте вращения эксцент-
рикового вала. В ряде случаев при применении на одних и тех же автомоби-
лях двигателей Р-4 и односекционных РПД удается использовать одни и те же
виброизоляторы силового агрегата, изменив лишь схему их расположения.

При окончательном выборе подвески силового агрегата автомобиля це-
лесообразно пользоваться методом многокритериальной оптимизации [29].
Задача является многокритериальной вследствие сложности характера на-
гружения опор силового агрегата автомобиля. При выборе оптимального ва-
рианта подвески силового агрегата автомобиль может быть представлен ди-
намической моделью с восемью степенями свободы, силовой агрегат имеет
шесть степеней свободы,- передняя часть подрессоренной и неподрессореиной
масс автомобиля перемещается в вертикальном направлении. Оптимальный
вариант подвески силового агрегата автомобиля можно выбирать по 18 кри
г р ям: си ктр частит собственных колебании силового агрегата (крите-
рий Ф! — Ф6); виброперемещениям силового агрегата в вертикальном на-
правлении в точках крепления передней и правой задней опор при малой час-
тоте вращения (600 мин-1) коленчатого вала дизеля (критерии Ф7, Ф8);
виброскоростям силового агрегата в тех же точках при полной нагрузке ди-
зеля и п = 2000 мин-1 (критерии Ф9, Ф10); динамическим силам, передавае-
мым через переднюю и заднюю опоры силового агрегата при малой частоте
вращения коленчатого вала (критерии Фп, Ф12); относительным перемеще-
ниям передней и задней опор силового агрегата в вертикальном направлении

	Ф1	Ф2	фз	ф4	ф5	фб	ф7	ф8	Ф9
ф1	1,0	-0,05	-0,17	0,03	-0,19	0,38	-0,29	-0,07	-0,33
ф2	-0,05	1,0	0,04	0,14	0	0,35	0,04	-0,03	0,01
ф3	-0,17	0,04	1,0	0,69	-0,42	-0,04	-0,22	-0,57	0,09
ф4	0,03	0,14	0,69	1,0	0,06	0,22	-0,32	-0,82	0,12
ф5	-0,19	0	-0,42	0,06	1,0	0,33	0,20	-0,08	0,34
ф6	0,38	0,35	-0,04	0,22	0,33	1,0	-0,35	-0,23	-0,29
Ф7	-0,29	0,04	-0,22	-0,32	0,2	-0,35	1,0	0,47	0,6
ФВ	-0,07	-0,03	-0,57	-0,82	-0,08	-0,23	0,47	1,0	-0,01
фф	-0,33	0,01	0,09	0,12	0,34	-0,29	0,6	-0,01	1,0
ф10	-0,15	0,19	0,59	0,72	-0,22	-0,29	0,11	-0,5	0,44
Ф11	-0,37	0,02	-0,09	-0,16	0,41	-0,28	0,87	0,32	0,77
ф12	-0,1	0,12	0,55	0,77	0,01	0	0,02	-0,33	0,26
ф13	0,3	-0,05	-0,26	-0,32	-0,17	0,36	-0,47	0,06	-0,74
ф14	-0,01	-0,08	-0,61	-0,91	-0,24	-0,3	0,18	0,67	-0,14
ф15	-0,14	0,03	0,18	0,34	0,3	-0,19	0,15	-0,44	0,59
ф16	-0,09	0,17	0,66	0,93	0,08	0,09	-0,09	-0,6	0,31
ф17	-0,26	0,19	-0,28	-0,34	0,26	-0,09	0,65	0,5	0,45
ф18	-0,1	0,11	0,61	0,83	0,06	0,03	-0,03	-0,43	0,3
	ф10	ф11	ф12	ф13	ф14	ф15	ф1б	ф17	ф18
Ф1	-0,15	-0,37	-0,10	0,30	-0,01	-0,14	-0,09	-0,26	-0,1
ф2	0,19	0,02	0,12	-0,05	-0,08	0,03	0,17	0,19	0,11
Фд	0,59	-0,09	0,55	-0,26	-0,61	0,18	0,66	-0,28	0,61
ф4	0,72	-0,16	0,77	-0,32	-0,91	0,34	0,93	-0,34	0,83
ф5	-0,22	0,41	0,01	-0,17	-0,24	0,3	0,08	0,26	0,06
ф6	-0,29	-0,28	0	0,36	-0,3	-0,19	0,09	-0,09	0,03
ф7	0,11	0,87	0,02	-0,47	0,18	0,15	-0,09	0,65	-0,03
ф8	-0,5	0,32	-0,33	0,06	0,67	-0,44	-0,6	0,5	-0,43
	0,44	0,77	0,26	-0,74	-0,14	0,59	0,31	0,45	0,3
ф10	1,0	0,14	0,69	-0,63	0,52	0,48	0,8	-0,08	0,72
ф11	0,14	1,0	0,15	-0,63	-0,01	0,32	0,1	0,69	0,16
ф12	0,69	0,15	1,0	-0,59	-0,79	0,18	0,89	-0,16	0,97
ф13	-0,63	-0,63	-0,59	1,0	0,28	-0,59	-0,54	-0,24	-0,57
ф14	-0,52	-0,01	-0,79	0,28	1,0	-0,18	-0,87	0,27	-0,85
ф15	0,48	0,32	0,18	-0,59	-0,18	1,0	0,35	0,04	0,25
ф16	0,8	0,1	0,89	-0,54	-0,87	0,35	1,0	-0,12	0,95
ф17	-0,08	0,69	-0,16	-0,24	0,27	0,04	-0,12	1,0	-0,17
Ф18	0,72	0,16	0,97	-0,57	-0,85	0,25	0,95	-0,17	1,0
при движении автомобиля по булыжной дороге (критерии Ф13, Ф)4); зна
чению виброскорости рамы при этом режиме движения автомобиля (крите
рий Ф15); суммарной вибрационной мощности, излучаемой двигателем в
опоры при малой частоте вращения коленчатого вала, и, наконец, мощности
излучаемой в переднюю и задние опоры (критерии Ф16 - Ф18).

При выборе варианта подвески силового агрегата с дизелем V8-90'
рассмотрим схему оптимизации, когда менялись жесткости виброизоляторог
силового агрегата, а также координаты опор подвески в трех направлениях
Расположение опор изменяют с учетом возможности компоновки силовогс
агрегата на автомобиле. Всего было просчитано 768 вариантов. Подвеска си
левого агрегата автомобиля должна удовлетворять двум взаимоисключаю
щим требованиям. Лучшая виброизоляция силового агрегата от возмуще
ний, вызываемых работой двигателя, достигается, если подвеска имеет мень
шую вертикальную жесткость, а для уменьшения относительных перемеще
ний силового агрегата, вызываемых движением автомобиля, подвеска долж
на иметь повышенную жесткость. Эти противоречивые требования страже
ны в приведенной ниже матрице корреляции, описывающей связь между
критериями.

Например, как видно из матрицы парных коэффициентов корреляции
описывающей связь между критериями при вариантах расчета 1—256, нельзя
одновременно добиться уменьшения частоты собственных колебаний сило
вого агрегата вокруг продольной оси (критерий Ф4) и относительных пере
мещений силового агрегата в вертикальном направлении (критерий Ф13)
На критерии были наложены следующие ограничения: Ф4 < 17 Гц — частот!

Вариан- ты под- вески	ф1, Гц	ф2> Гц	Ф3 » Гц	ф4, Гц	ф5, Гц	ф6, Гц	Ф7, мм	ф8» ММ	Ф9, мм/с
1*	5,45	4,25	7,7	12,2	10,9	6.3	0,021	0,052	2,8
2*	5,9	5,65	13,4	16	8,2	6,7	0,024	0,047	2,8
507	6,9	5,25	14,0	16,6	8,8	6,9	0,015	0,041	2,9
514	6,3	4,2	13,8	16,5	9	6,9	0,017	0,042	2,87
97	6,4	5,25	14	16,6	8,55	6,6	0,016	0,040	2,9
165	6,6	5,25	14,4	17	8,8	6,6	0,013	0,039	2,91
199	6,6	4,2	14,4	17	8,8	6,6	0,013	0,039	2,87
Вариан-	ф10, мм/с	фи,	ф12,	ф13 >	ф14,	ф15  мм/с	ф1б.	ф17,	ф18>
ты под- вески		Н	н	ММ	ММ		Вт	Вт	Вт
1*	4,0	23,8	44,1	1,08	0,81	100	0,19	0,04	0,09
2*	4,1	32,4	90,6	0,48	0,43	102	0,32	0,04	0,18
507	4,09	21,5	88,0	0,39	0,38	102	0,32	0,03	0,17
514	4,11	21,6	91,4	0,40	0,40	102	0,32	0,025	0,18
97	4,11	24,6	87,5	0,38	0,37	- 102	0,32	0,098	0,18
165	4,11	21,0	86,0	0,35	0,35	102	0,32	0,02	0,17
199	4,02	19,9	87,0	0,35	0,36	102	0,32	0,02	0,18
колебания силового агрегата вокруг продольной оси; Ф13, Ф14 < 0,4 мм —
амплитуды относительных перемещений силового агрегата при движении
автомобиля в точках крепления соответственно передних и задней опор,
после чего осталось пять приведенных ниже расчетных вариантов подвески и
даны результаты расчета колебаний силового агрегата при вариантах под-
вески (обозначены 1* и 2*, которые были проверены экспериментальным
путем на автомобиле. Все пять расчетных вариантов подвески характеризу-
ются близкими по большинству критериев значениями. Лучшим был признан
вариант 97, у которого Ф4 = 16,6 Гц, а частота Ф5 = 8,55 Гц отстроена от
частоты неподрессоренных масс автомобиля (8,9 Гц). Этот вариант подвески
обеспечивает уменьшение относительных перемещений силового агрегата в
2,2 ... 2,8 раза по сравнению с вариантом 1* и на 15 ... 20% по сравнению с
вариантом 2*.

3.2. МОДЕЛИРОВАНИЕ ПУТЕЙ ПЕРЕДАЧИ ВИБРАЦИИ В АВТОМОБИЛЕ.
МЕХАНИЧЕСКИЕ ЦЕПИ, АКТИВНЫЕ
И ПАССИВНЫЕ ЧЕТЫРЕХПОЛЮСНИКИ

При исследованиях автомобиля важно знать характер распространения
вибрации по отдельным агрегатам. Для этого может быть использована мо-
дель автомобиля, включающая в себя ряд механических цепей, через кото-
рые передается вибрация. При рассмотрении элементарного механического
двухполюсника зависимость между спектрами силовой переменной F(jcS) и
обобщенной кинематической переменной k(jcS) может быть представлена в
виде

F(jgj) = Д(]ы)к(]ы); k(jcF) = Д~1 (jcj)F(ju),

гдеД(/со) и Д-1(/со) — соответственно прямая и обратная динамическая ха-
рактеристика двухполюсника.

При исследовании вибрации задача сводится прежде всего к анализу ме-
ханической цепи, для чего необходимо определить реакцию системы на ее
возбуждение, т.е. передаточные функции. Если же на требуемую реакцию
системы наложить условия, то при заданном воздействии следует проводить
синтез механической цепи, т.е. находить ее параметры.

Исследуем вибрацию на примере легкового автомобиля с приводом на
задние колеса. Примем, что возбуждение автомобиля вызывается неуравно-
вешенной силой инерции второго порядка двигателя Р-4 и остаточным дисба-
лансом, приложенным к переднему и заднему торцу карданного вала (сило-
вое возбуждение автомобиля), а также происходит вибрация за счет контак-
та колес с дорогой (кинематическое возбуждение автомобиля). Задача сво-
дится к нахождению передаточных функций следующих вибрационных сис-
тем, представленных в виде механических цепей: колесо; передняя и задняя
подвески; задний мост; карданный вал; силовой агрегат. Перечисленные
вибрационные системы можно представить в виде пассивных и активных
механических четырехполюсников (ЧП).
Примем, что возбуждение автомобили в месте контакта колес с дорогой
происходит с амплитудой, при которой сохраняется линейный характер
упругой силы, возникающей в элементах подвески автомобиля; силы трения

в подвеске во внимание не принимаются. Агрегаты автомобиля являются
абсолютно жесткими телами, а резиновые виброизоляторы — безынерцион-
ными элементами, их передаточная функция вычисляется по правилу парал-
лельного соединения двух передаточных функций — упругого и диссипатив-
ного элементов. Механические ЧП могут быть описаны передаточными мат-
рицами (Г(-.), устанавливающими связь между силами и виброскоростями
на входе (Ft, vj и выходе (F2, v2) ЧП:



= т

v2

(25)

где



ГП ^12

*21	*22

Элементы передаточной матрицы Т (fu, ..., г22) имеют смысл передаточ-
ных функций: ru = (^i/^2)v=o> r2i = (Vi/^2)v2=o ~ соответственно сило-
вое передаточное отношение и переходная подвижность при условии, что на
выходе ЧП Мн -> °° (импеданс нагрузки неограничен); 112 = (F1lv2)pi=0
и t22 = (vi 1у2)р —о — соответственно переходный импеданс и кинематичес-
кое передаточное отношение при условии, что на выходе ЧП Мк = 0 (нагруз-
ка отсутствует).

Рассмотрим динамические модели агрегатов, через которые передается
вибрация на кузов автомобиля.

Колесо автомобиля. Эквивалентная схема колеса учитывает его массу
тк, вертикальную жесткость шины кш, внутреннее демпфирование сш, а
также некоторую приведенную сосредоточенную массу т2, определяющую
в совокупности с жесткостью кш экспериментально наблюдаемое вибра-
ционное поведение шины в области частот 80 ... 250 Гц (рис. 21,а). Совокуп-

Рис. 21. Вибрационные характеристики колеса автомобиля:,
а — эквивалентная схема; б — модуль входной подвижности, 1 и 2 — соответственно
расчетная и экспериментальная кривые
иость этих параметров определяет единственный частотнозависимый эле-
мент — механический импеданс Мик последовательно включенных одноэле-
ментных Т- и П-образных механических ЧП с матрицами передачи соответ-
ственно вида

Явное выражение для результирующей матрицы передачи колеса Т£(/ш)
нетрудно получить, перемножив приведенные матрицы. На рис. 21 ,б изобра-
жена полученная расчетным путем частотная зависимость модуля входной
подвижности колеса в режиме холостого хода по выходу

Шмк (Ml = |Г£220М/7’£12(7М1 = lvj/Л If2=0.

Ее сравнение с экспериментальной кривой |ПМк(/ш)| позволяет установить
их удовлетворительное соответствие, что свидетельствует о приемлемости
принятой эквивалентной схемы. Численные значения масс mi определяют
различия в поведении диагональных и радиальных шин в указанной выше
области частот.

Передняя подвеска автомобиля. Конструктивная схема подвески предс-
тавлена на рис. 22. Составляя эквивалентную схему (рис. 23), верхние и ниж-
ние рычаги принимают жесткими телами, а массу пальцев и корпусов шаро-
вых шарниров относят соответственно к массе стойки и рычагов. Учитывают
также вертикальную жесткость шарниров, однако потерями на трение мож-
но пренебречь ввиду наличия смазки. Центр инерции жесткого верхнего ры-
чага подвески расположен на оси ОО', которая делит длину рычага в опреде-
ленном отношении Рассматривают вертикальные перемещения центра
инерции Мо и малые угловые колебания рычага относительно продольной
оси автомобиля.

Уравнения движения рычага как жесткого стержня [39] имеют вид (для
малых углов поворота 0, когда sin0 ~ 0):

d	d

т1в ~vib ~ттв .
dt	dt

d

ттв ~(-vib) + ,г12в
dt

Здесь введены обозначения:	= mB/l2 (Zfj + Лоо>) — масса верхнего рыча-

га, приведенная к одному концу I при условии закрепления другого конца
//; т2В = mB/l2 (lj +	- масса верхнего рычага, приведенная к концу//

при условии закрепления конца/; hoo, — радиус инерции верхнего рычага
вокруг оси ОО', гптв — mB/l2 (Ifa — hoo') ~ так называемая ’’взаимная”
масса, учитывающая связь вибрации масс т1в и т2в.

Рассмотренная механическая модель рычага аналогична электрической
модели трансформатора. Уравнение движения рычага

v — F

V2B 1 IB’

d

— у — F

. V2B * 2B*

dt
Рис. 22. Конструктивная схема левой пе-
редней подвески легкового автомобиля:
а — общий вид; б - верхний рычаг; 1 -
шаровой шарнир; 2 — верхний рычаг;
3 — резиновые элементы; 4 — пружина;

5 — амортизатор

Рис. 23 Эквивалентная схема левой пе-
редней подвески легкового автомобиля:
индексы при обозначениях характеризу-

ют элементы подвески

В краткой форме «гиврУв = FB, где тив р — матрица импедансов верхнего
рычага; vBnFB — векторы соответственно скоростей и сил.

Воспользовавшись формулой перехода от Мк представления механичес-
ких цепей к Т-представлению, получим

Т= 1 /Чш -1"и|\

^И21 \ 1	— ^И22 /

где |МИ|= йеШи.
В этом случае матрица передачи верхнего рычага подвески

у, т1^ттв	1^1ттъ ~ 1ът2-е^1ттъ\

вр \l/0‘wmmB)	j	<27)

Пружина подвески имеет массу, соизмеримую с массой рычагов. В дина-
мической модели, претендующей на адекватное описание ее свойств, в том
числе и в диапазоне низких звуковых частот, пружину представляют упругим
элементом (рис. 23), в конце которого в месте приложения возбуждающей
силы сосредоточена треть ее массы.

Амортизатор подвески в расчетной модели считают инерционным эле-
ментом, учитывая как демпфирующие характеристики самого амортизатора
(массу верхней и нижней части рассматривают отдельно), так и упругодемп-
фирующие характеристики резиновых виброизоляторов, соединяющих"амор-
тизатор с кузовом и нижним рычагом подвески автомобиля. По результатам
исследований можно заключить, что при частотах более 60 Гц и малых ампли-
тудах возбуждения амортизатор ’’запирается”, в этом случае его можно мо-
делировать в виде стержня, имеющего определенную массу (рис. 23).

Нижний рычаг подвески принимают имеющим центр О (рис. 23) инер-
ции, совпадающий с той точкой рычага, на которую опирается пружина и
амортизатор. В расчетной модели подвески учитывают вибрационную мощ-
ность, которая передается на кузов через элементы подвески, в связи с чем
следует учитывать конечные значения входных механических сопротивлений
i точек соединения элементов подвески и кузова (Л/В2) -

Задняя подвеска легкового автомобиля. Схематическое изображение
подвески приведено на рис. 24. При составлении эквивалентной схемы зад-
ней подвески дополнительно к тем факторам, которые были рассмотрены
ранее, учитывают вертикальную и угловую вибрации реактивных продоль-
ных и поперечных тяг (рис. 24 поперечная тяга не показана). В эквивалент-
ной схеме реактивные тяги представлены в виде жестких тел.

Задний мост автомобиля. В динамической схеме задний мост рассматри-
вают в виде стержня; учитывают также массу тормозных барабанов, массу
кожуха картера, полуосей и самого редуктора.

Теперь рассмотрим силовое возбуждение автомобиля, когда карданный
вал и силовой агрегат представлены в виде активных механических ЧП.

Карданный вал автомобиля. В динамической схеме карданный вал мож-
но заменить стержнем. Принимают, что стержень совершает вибрацию в вер-
тикальном направлении и вокруг поперечной оси инерции. Радиус инерции
относительно центра вращения, проходящего через центр инерции вала, счи-
тают известным. Динамическую активность вала задают двумя неуравнове-
шенными силами инерции F^wl и F ^wl, которые приложены соответствен-
но к его переднему и заднему концам (рис. 25).

Силовой агрегат автомобиля. В динамической схеме силовой агрегат
представляют жестким телом, установленным на резиновых виброизолято-
рах. При повышенной частоте вращения коленчатого вала виброактивность
двигателя определяется неуравновешенными силами и моментами сил пер-
54
Рис. 24. Конструктивная схема задней
подвески легкового автомобиля:

1 — пружина; 2 — амортизатор; 3 — рези-
новые элементы; 4 — продольные тяги

Рис. 25. Схематизация автомобиля отдель-
ными механическими цепями:

1 - двигатель; 2 — карданный вал; 3 —
задний мост; 4 — кузов; индексы при
обозначениях характеризуют агрегаты ав-

4	томобиля

вого и второго порядка, при этом в расчете учитывается конечный импеданс
кузова в точках установки силового агрегата. Эквивалентная схема автомо-
биля в виде механического ЧП приведена на рис. 25. Возбуждение автомо-
биля происходит от воздействия как колес, так и силового агрегата и кар-
данного вала автомобиля. На рис. 25 Фш-(уш) — функции преобразования,
значения которых определяют экспериментально. Если известны значения
Tni(jcS) и Фп1(/о>), то можно определить уровень структурного шума, кото-
рый возникает в пассажирском помещении автомобиля.

Запись передаточных матриц в явном виде для эквивалентных схем от-
дельных агрегатов автомобиля, рассмотренных выше, представляет собой
весьма трудоемкую задачу. В связи с этим ранее были рассмотрены только
два примера определения передаточной матрицы [формулы (26) — (27) ]. Для
решения поставленной задачи следует определять на ЭВМ передаточные мат-
рицы в зависимости от выбранной эквивалентной структуры динамической

схемы того или иного агрегата, проводить операции с отдельными передаточ-
ными матрицами и в конечном счете определять результирующие передаточ-
ные функции. Для автоматизации вычисления передаточных функций надо
располагать совокупностью подпрограмм (модулей), включающей наиболее
часто встречающиеся комбинации механических элементов и в первую оче-
редь типовые модули для последовательного и параллельного включения ме-
ханических ЧП.
3.3.	РАСЧЕТ ВНУТРЕННЕГО ШУМА

При определенных допущениях представляется возможным рассчитать
внутренний шум движущегося автомобиля. Уровень звукового давления
рвн в автомобиле определяется шумом, вызываемым вибрацией рстр и шу-
мом, проникающим в кузов автомобиля воздушным путем рв

Рвн — Гетр Рв-

Вибрация, вызывающая шум, передается на кузов от работающих агрега-
тов (силовое возбуждение) и в результате контакта колес с дорогой при дви-
жении автомобиля (кинематическое возбуждение).

Будем считать, что структурный шум складывается из шума, вызывае-
мого источниками вибрации периодического характера рп и шума рсл, вы-
зываемого кинематическим (случайным) возбуждением автомобиля. Общие

допущения, принятые при расчете внутреннего шума, следующие: рассматри-
вается линейная модель автомобиля; спектры мощности кинематического и
силового возбуждения располагаются в разных диапазонах частот (Г2, и
на рис. 26), когерентными являются источники вибрации, имеющие пе-
риодический характер возбуждения (П2); не учитываются шум воздуха,
обтекающего автомобиль, и шум шин, проникающий в кузов по воздуху.
При расчетном определении шума в автомобиле требуется рассмотреть до-
полнительные допущения, учитывающие акустические характеристики зву-
кового поля кузова объемом Гк [11]. Метод расчета внутреннего шума в
кабинах путевых машин основан на статистической теории акустики, кото-
рая справедлива для звукового поля, имеющего однородный характер [11].
Элементы кузова, через которые передается шум, рассматривают как вто-
ричные элементарные излучатели звука. Первичные и вторичные источники
звука являются полностью некогерентными излучателями звука. Если ниж-
нюю границу однородного поля определять из условия /одн > .500/
то подсчитанные частоты для кабины грузового и кузова легкового автомо-
билей /одн = 330 ... 370 Гц, а для автобуса городского типа/одн = 130 ГЦ
[11]. Однако эксперименты не подтверждают наличия однородного звуково-

го поля в автомобиле при
упомянутых выше частотах. В
табл. 5 приведены данные,
характеризующие звуковое
поле внутри автобуса. Звуко-

Рис. 26. Характерные зоны частот
для расчетного определения спект-
ра звукового давления в автомо-
биле, вызываемого вибрацией слу-
чайного (ГГЦ и периодического
(Я2) характера, а также шумом,
проникающим в кузов воздуш-
ным путем (Я3)

Примечание. Точки измерения равномерно расположены внутри пассажирского помещения: точка 1 - в передней части по-
мещения на уровне головы сидящего пассажира; точка 8 - над задним мостом, точка 11 - над задним сиденьем; л, с, пр - соот-
ветственно левая сторона, середина и правая сторона пассажирского помещения
(шум вызывается кинематическим возбуждением автобуса) и I Гц. В
октавах с частотой 63 ... 500 Гц звуковое давление распределяется внутри
автобуса неравномерно. В октаве с частотой 125 Гц выделяется шум двига-
теля с частотой 4п/60 (точка 11), в октаве 500 Гц — шум от соударения
шестерен ведущего моста автобуса (точка 8).

В связи со сложным характером звукового поля в автомобиле степень
неравномерности звукового давления следует определять эксперименталь-
ным путем прежде всего для точек, расположенных на уровне головы чело-
века.

В общем случае можно принять, что звуковое поле в автомобиле являет-
ся близким к однородному в области низких частот примерно до 60 Гц
(рис. 26, rZj), а также в области звуковых частот выше 500 Гц (рис. 26, Г23).
Исходя из изложенного, энергетическое суммирование отдельных компо-
нентов шума можно применить в зонах частот и П3. При принятых допу-
щениях уровень звукового давления в z-й точке кузова автомобиля

Рвн{~Рсп Рп *” Рв-

Эксперименты показывают, что внутренний шум, вызываемый вибра-
цией, зависит от фазовых взаимоотношений между периодическими силами,
возбуждающими кузов автомобиля. Фазовые взаимоотношения между сила-
ми, которые передаются через опоры силового агрегата, зависят прежде всего
от частоты вращения коленчатого вала двигателя. При малой частоте враще-
ния коленчатого вала боковые опоры двигателя совершают вибрацию в про-
тивофазе. По мере увеличения частоты вращения коленчатого вала значение
упомянутого фазового угла меняется по-разному в зависимости от направле-
ния действия неуравновешенных сил и моментов, присущих конструктивной
схеме того или иного двигателя [14].

Последовательность определения шума, вызываемого периодическими
источниками вибрации, на примере силового агрегата следующая.

1.	Расчетным или экспериментальным путем находят комплексные
амплитудные значения динамических сил, передаваемых через подвеску си-
лового агрегата.

2.	Определяют опытным путем функции преобразования в точке кузова
при приложении единичных динамических сил в местах крепления силового
агрегата.

3.	Экспериментально находят фазовые углы между единичными силами,
приложенными к кузову в точках крепления силового агрегата, и значения-
ми звукового давления в определенной точке кузова автомобиля.

4.	Определяют амплитудные значения звукового давления в z-й точке
кузова с учетом действующих значений динамических сил в местах крепле-
ния силового агрегата.

5.	Находят результирующую звукового давления в i-й точке кузова
автомобиля.

Примем, что к кузову в к-й точке крепления силового агрегата приложе-
ковым давлением в t-и точке кузова определится по фо муле
^ехрО^)ФААрг(/щ) = pAzexp(/\pp) = pazQw) ,

где Fk — динамическая сила с постоянной амплитудой; — начальная ф
силы; </>р — фазовый угол между динамической силой и вектором звуков'
давления; Ф/гА.р1-(/со) — комплексная функция преобразования; pki — амп
туда звукового давления в i-й точке кузова.

При динамических силах, приложенных к и опорам силового агрег
в z-й точке кузова,

Р,(МС а = , 1 Р/0'“) -

к = 1

Результирующая амплитуда звукового давления

п

Р/(^)= IP/OMIc.a



2 +

+

2

(где Фу7р(/(х>) — результирующая Фр; ipF — фазовый угол силы F) .

При рассмотрении /V источников вибрации, которые воздействуют
кузов и имеют периодический характер возбуждения, результирующая ко
лексная амплитуда звукового давления в z-й точке кузова

Pn(J^)=Pc + iPS’

rpfipc,ps — соответственно синфазная и квадратурная компоненты:

N

рс =picoscti = plcosa1 + p2cosa2 + ... + рд/cosa,, = S |pz|cosa,.,;
z = i

N

ps = ipjS'maj = ipt sinay + zp2sina2 + ...+ ipNsinan = S |pz|sina„.
z = i

В окончательном виде результирующая амплитуда звукового давле

определится по формуле

г---—	А ————

Рдфсс) = x/Рс + Ps = v ^Р(Рксо8(а, -ак),
i к

где а,- — ак — угол между векторами звукового давления, вызываеь
источниками вибрации z и к периодического характера. Фазовый угол
можно определить из соотношения

N	N

tgttpr = S p(sinaz/ Z pzcosaz-.	.	I

i—i	i=i

Рассмотрим принципиальную модель образования шума, возбуждаеь
дорожными неровностями, при допущении вертикальной вибрации авт<
считают, что шум проникает в кузов несколькими основными путями.
Для схемы, приведенной на рис. 27,а, шум двигателя проходит наружу через
переднюю и боковые стенки мотоотсека и проникает через поверхности ог-
раждения в кузов. Кроме того, шум двигателя проходит через перегородку
мотоотсека и его нижний открытый проем. Шум выпускной системы двига-
теля проникает в кузов через ограждения кабины и пол, шум трансмиссии —
через пол.

Для схемы, приведенной на рис. 27 Д шум двигателя проникает в кузов
непосредственно через ограждения капота (мотоотсека). Шум выпускной
системы двигателя проникает в кузов через все ее ограждения, кроме пола;
шум трансмиссии — через пол.

Для приведенной на рис. 27,в схемы шум двигателя проникает в кабину
через пол и прочие ее ограждения. Шум выпуска двигателя и шум трансмис-
сии проникает в кабину через ее ограждения.

Общее звуковое давление (в дБ) в расчетной точке (РТ) пассажирского
помещения кузова [11]:

0,1Рв,,п ОДрО-м 0,1р Пп-™
рр т = 101g(10	+ 10 д с + 10 двс +

0,1рвР 0,1ркп ОДРкапп п 0,1р м

+ 10 д +10	+10 кард-п + 10

(34)

где рвып — доля звукового давления системы выпуска двигателя, проникаю-
щего в РТ кузова.

^вып

Рвып ~ Рвып.ДВС —
гв

И  £ SKi i — i  - 101g	  п	-0,1 (ЗИ - + fKf)  s [SK/1O	KI KI ]  1 = 1	$к.общ „  + 101g	 + ПН - |3ВЬШ - X + 6,  лк

где рвыг|.двс — спектр шума выпуска, замеренный у среза выпускной трубы,
дБ; Рвып — расстояние от среза выпускной трубы до РТ в кузове автомоби-
ля, м; гв — расстояние, на котором измеряется спектр шума выпуска (г =
п	°

= 0,25 м); S SKi — общая площадь панелей ограждения кузова, пропус-
1 = 1

кающих шум, м2; ЗИК1- — звукоизолирующая способность (звукоизоля-
ция) г-го элемента панели кузова, дБ; tKi — изменение звукоизоляции
панелей кузова в зависимости от их расположения по отношению к излу-
чающей шум панели (?к1- = 0 — при отсутствии перегородки; 1К1- = 9 — при
одной перегородке; 1К1- = 1$ — ПРИ Двух перегородках), дБ; SK общ —.
суммарная площадь панелей кузова, м2; Ак — звукопоглощение кузова,

п

Ак = Е “к ~ коэффициент звукопоглощения кузова; ПН — пока-
62	1 = 1
затель направленности (при направлении тру ы системы выпуска на 1’1 1ИТ="
= +4 дБ; при направлении в противоположную сторону ПН = —4 дБ; при
направлении вверх или вбок ПН = 0 дБ); /Звып — коэффициент, учитываю-
щий расположение выпускной трубы (при выводе выпуска: наверх Рвып =
= 0; в сторону (Звып = 5 дБ; назад /Звып = 8 дБ); X - числовой коэффи-
циент (при излучении шума: в открытое пространство X = 11 дБ; в полу-
пространство X = 8 дБ; в двухгранном угле X = 5 дБ).

Шум двигателя, определяемый звуковым давлением, проникающим в
расчетную точку через ограждения моторного отсека (кроме перегородки
моторного отсека и проема)

к	4ф

„о.м = „* + 101е(---------- + ---) -

£двс ^ДВС	22	п >

гдвс “м

п	п

«Mi	.£ ‘Smi

1=1	1=1

- 101g -------------------------- + 101g--------- -

”	— О’* (ЗИм/ + ?м1)	$м.общ

. 1

1 = 1

-101g

п -0,1 (ЗИК,
S [5К110

SSKI-
+ 101g—~ +6,
А к

где р*вс — спектр звукового давления двигателя; к — коэффициент, учиты-
вающий влияние ближнего звукового поля и принимаемый в зависимости от
отношения расстояния г между геометрическим центром двигателя и ближай-
шим к нему ограждением к максимальному габаритному размеру (опреде-
ляется графическим путем [11]); гдвс — расстояние от картера двигателя до
ближайшего ограждения; — коэффициент, учитывающий нарушение диф-
фузности звукового поля в моторном отсеке и зависящий от отношения
ВМ/5М общ (определяется графическим путем [И]); Вм — постоянная мо-
। А м

торного отсека; Вм = ------ (Ам — звукопоглощение моторного отсека;

1 — “м

Ам = ам^м общ; % — коэффициент звукопоглощения моторного отсека);
п

X 5 , — площадь панелей ограждения моторного отсека; об1Ц — общая
i = i

площадь ограждений моторного отсека; ЗИМ1- — звукоизоляция г-го элемен-
та панели ограждения моторного отсека; tMi — изменение звукоизоляции
панелей моторного отсека.

Звуковое давление от шума двигателя, проникающего в расчетную точку
через перегородку моторного отсека,
Рдв™ =Рдве + 101g(

$п. м	1	лп.м

- ЗИП м + 101g--------— + 101g[ - + — ] +6,

$м общ	4

где ЗИП м — звукоизоляция перегородки моторного отсека.

Звуковое давление от шума двигателя, проникающего в расчетную точку
через проем моторного отсека,

к	4\[/	$по

+	+ -зи».к + 1*—+

4тгГдвс	“м	‘-’м.общ

1 5ПК	„	Г1

+ 101g[ — + -----]+ 101g(l — <х3) — 201g-- -8,

4 Лм	го

где ЗИП к — звукоизоляция пола кабины; r0 = 1 м, rt = y/h2 + (гдвс/2)2,
h — расстояние от нижней части двигателя до дороги; Sn к — площадь пола
кабины; а3 — коэффициент звукопоглощения отражающей поверхности, по
которой движется автомобиль.

Звуковое давление в расчетной точке кузова, вызываемое работой ко-
робки передач,

Ркп — Ркп ~ ЗИПК + 101g(l/4 + SnK/AK) +

+ 101g(l - «з) - 201g(rKn/ro) - X + 6,

где р*п — спектр звукового давления, обусловленный работой коробки пе-
редач, дБ; гкп — расстояние от коробки передач до РТ, м.

Ниже приведены значения коэффициента звукопоглощения на асфальте
и бетоне.

Октавные полосы

Частот, Гц............ 63	125	250	500	1000	2000	4000 8000

а3..........'....... 0,02	0,02 0,03	0,03	0,04	0,05	0,06	0,07

Уровень шума в расчетной точке кузова, вызываемого работой кардан-
ной передачи и заднего моста,определяется по аналогичным формулам.

Для схемы, приведенной на рис. 27,6, общий шум в любой расчетной точ-
ке пассажирского помещения кузова

Рр т = 101g(10°’1P®bin + ю°,1Рдвс + ю°’1₽кп + ю°’1РкаРД-п + юРз м).

Звуковое давление от шума двигателя, проникающего в РТ непосред-
ственно через ограждения моторного отсека,

Рдвс =Рдвс + 101g[K/(47rr2BC) + 4ФЛВМ] -

- ЗИм; + 101g(SM//SM.o6ui) + 101g(l/4 + SM/MK) + 6.
Для схемы рис. 27 ,е общее звуковое давление в расчетной точке кабины
водителя
0,1р„„п	0,1р"°д

ppT = 101g(10 ь +10 д +
ОДРпвс ^'^капдп 0,1ркп

+ 10 д + 10 ка₽дп +10	+10	),

где
> /?

ВЫП

РъЫП ~ РвЫП.две — —01g	—

г0
п
,2 $к(	5

1=1	‘’к.общ

-101g------------------------- + 101g---------+

и -0,1(ЗИк/ + /к/)	71 к

£ [5к,10	]

i=l

+ ПН-/Звып-Х + 6.

Звуковое давление от шума двигателя, проникающего в РТ через пол,
*	К	4ф

Рдвс = Рдвс + 1C)lg( —“7“ + —- ) -
^^двс вм

$П.К	, . 1 $п.к

- ЗИП к + 10------+ 101g( — + -------) + 6.

Ям.обш	4 Ак

Таким образом, общее звуковое давление в ьй точке кузова автомоби-
ля, вызываемое структурным и воздушным шумом, определяют с учетом
формул (29), (33) —(34) следующим образом:

' 2Olg[p^,-(Aw)/po]AejG^i;

Aw) = а 2°ig[PnC^Ipog ^2;

(35)

, Zpj(<o, Д<о)<о, Део €

гдер0 — пороговое значение звукового давления (р0 = 2-10~5 Па) .

Расчет внутреннего шума автомобиля по формуле (35) — трудоемкая
задача, которая может быть выполнена только с применением ЭВМ. Расчет-
ное исследование внутреннего шума позволяет определить на стадии проек-
тирования и создания первых опытных образцов автомобиля, какой источ-
ник шума предопределяет общий уровень внутреннего шума, выяснить пре-
обладание воздушного или структурного шума, наметить конкретные пути
снижения шума и вибрации.

В качестве примера на рис. 28 приведены результаты расчета внутренне-
го шума, передающегося в кузов по воздушной среде [см. формулу (34)]

3-32

65
при режиме движения легкового автомобиля, соответствующего началу раз-
гона по методике ГОСТ 19358 85, в соответствии с которым нормируется
внутренний шум. В диапазоне частот 1 ... 8 кГц получено хорошее совпаде-
ние расчетных и опытных данных (кривые 1 и 2), большая разница получена
в области низких и средних звуковых частот, когда не сохраняется диффуз-
ность звукового поля в кузове. Следует отметить, что в октаве 125 Гц,
где получена наибольшая разница между опытными и расчетными данными,
преобладает, как показали опыты, структурный шум, вызываемый вибра-
цией. Из рис. 28 видно, что в общем шуме внутри автомобиля преобладает
шум работающего двигателя, передаваемый в кузов по воздуху через пере-
городку мотоотсека, а также шум, проникающий через нижнюю открытую
часть мотоотсека (кривые 7 и 8). Наименьшее звуковое давление в кузове
вызывает шум выпускной системы и шум самого двигателя, передающийся
через капот (кривые 4 и 6).

Анализ результатов расчета воздушного шума в кузове и кабине автомо-
биля показывает, что существенное значение в снижении уровня шума имеет
звукоизоляция отдельных элементов кузова, значение которой определяет-
ся опытным путем и вводится в качестве исходных данных при расчете шу-

Рис. 28. Спектры звукового давления в кузове легкового автомобиля малого класса с
приводом иа задние колеса (вторая передача; va = 50 км/ч; п = 3800 мин-1; точка 7) :
1 и 2 - общий, определенный соответственно опытным путем и расчетом; 3 — расчет-
ный системы выпуска; 4 — расчетный заднего моста; 5 - расчетный коробки передач;
6-8 — расчетные через капот, перегородку моторного отсека, нижнюю открытую часть
моторного отсека
ма. Ниже приведены опытные данные звукоизоляции кузова, принятые для
расчета шума, результаты которого приведены на рис. 28.

Частота, Гц	  Звукоизоляция, дБ:	63	125	250	500	1000	2000	4000	8000
пола . . . ,  		15	25	25	30	35	40	44	45
боковых панелей и задней части кузова		. 14	15	14	26	32	36	44	45
перегородки мо- торного отсека. . ..	. 13	25	25	30	38	40	42	48

Ниже сравниваются экспериментальные данные, когда звукоизоляция
пола кабины зарубежного образца грузового автомобиля с расположением
кабины над двигателем оценивалась с помощью громкоговорителя и при ра-
боте дизеля на холостом ходу

Октавные полосы

частот, Гц	  Определение звуко- изоляции, дБ:	125	250	500	1000	2000	4000	8000
при применении громкоговорителя, расположенного в моторном отсеке . . . при работе дизеля	34	35	45	45	50	56	60
в режиме холостого хода		22	24	37	45	53	58	63

В диапазоне частот 1000 Гц и выше получено хорошее совпадение экспе-
риментальных данных при двух методах определения звукоизоляции, при
частотах менее 1000 Гц — разница существенна. Это обстоятельство косвен-
ным путем свидетельствует о том, что общий шум в кабине при частотах
1000 Гц и более определяется воздушным шумом, а менее 1000 Гц - виб-
рацией.

4.	ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ
ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ ПРОЦЕССОВ,
ПРОИСХОДЯЩИХ В АВТОМОБИЛЕ

Основная задача экспериментальных виброакустических исследований
автомобиля заключается в определении источников шума и вибраций и пу'
тей их распространения. Акустические испытания можно подразделить нг
три категории [7]: оценочные, диагностические и специальные. В первом слу
чае выявляют общие акустические характеристики автомобиля. Задача диаг
ностических испытаний — нахождение основных источников шума и вибра
ции автомобиля. Диагностические испытания являются многоплановыми т
и комплексными. По результатам диагностических испытаний выявляют
необходимость проведения специальных виброакустических испытаний ав-
томобиля. К специальным испытаниям относятся экспериментальные рабо-
ты, направленные на решение какой-либо конкретной задачи, например, по-
вышение виброизоляционных свойств подвески силового агрегата; получе-
ние исходных экспериментальных данных, необходимых для проведения
расчетных исследований шума и вибрации автомобиля.

4.1.	МЕТОДЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО
ИССЛЕДОВАНИЯ ШУМА И ВИБРАЦИИ

В лабораторных условиях на специальных установках определяют вибра-
фонные динамические характеристики силового агрегата (двигателя), транс-
миссии, ведущего моста, рамы; акустические характеристики материалов,
применяемых в кузове и кабине автомобиля, динамические характеристики
резиновых виброизоляторов и шин, виброакустические характеристики
кузова.

Основные акустические испытания автомобиля проводят в безэховой ка-
мере на стенде с малошумными беговыми барабанами. При доводке авто-
мобиля работы по снижению внутреннего шума включают оценку интенсив-
ности акустического излучения панелей ’’черного” кузова; модельный
анализ кузова автомобиля [41—43]; выбор оптимальной шумоизоляции;
исследование путей передачи вибрации; оценку виброизоляции и окончатель-
ный выбор параметров силового агрегата; исследование вибрации трансмис-
сии. В этот же период проводят работы по выбору акустических характерис-
тик глушителей впускной и выпускной систем двигателя. Схема системы для
измерения акустической интенсивности приведена на рис. 29.

При виброакустических исследованиях автомооиля на беговых бараба-
нах регистрируют общий уровень шума в дБ Л (для легкового автомобиля
обычно при и = 2000 ... 6000 мин-1); проводят порядковый анализ (для
автомобиля с двигателем Р-4 следующих гармоник: 2и/60;Зи/60 ... 8и/бО);

Рис. 29. Аппаратура для акустических испытаний легкового автомобиля:

1 — акустические антены; 2 — блок управления; 3 — интенсиметр; 4 — интерфейс;
'	5 — миниЭВМ
определяют третьоктавные спектры шума и индекс артикуляции [19]. При
выборе оптимальной шумоизоляции определяют время реверберации в кузо-
ве или кабине автомобиля.

В кузове легкового автомобиля проводят тщательный анализ излуче-
ния панелей с помощью интенсиметров (не менее чем в 150—200 точках)
обычно в диапазоне частот до 1000 Гц, при этом определяют зоны наиболь-
шего излучения (’’истоки”) и зоны, где излучение отсутствует (’’стоки”).
В зоны ’’истоков” накладываются на панели вибродемпфирующие материа-
лы большой плотности (до 15 кг/м2) и исследуют, как при этом изменяется
звуковое поле в кузове автомобиля. Обычно при испытаниях легкового ав-
томобиля в начале эксперимента закладывают максимально возможное
количество вибро- и звукоизоляционных и звукопоглощающих материалов
(до 50 ... 60 кг) без учета их возможного практического применения, а затем
с мест панелей кузова, где отсутствует излучение, удаляют материал и подби-
рают оптимальный вариант шумоизоляции кузова. Обычно масса шумоизо-
ляции кузова легкового автомобиля малого класса составляет 20 ... 30 кг.

На неподвижном автомобиле определяют частоты собственных колеба-
ний отдельных агрегатов, оценивают эффективность подвески силового
агрегата при работающем двигателе. При движении автомобиля окончатель-
но оценивают эффективность мероприятий по уменьшению шума и вибрации,
регистрируют шум в соответствии с методиками, приведенными в норматив-
ных документах.

При исследовании шума и вибрации машин используют разнообразную
измерительную аппаратуру [24]. Кратко рассмотрим измерительную аппара-
туру, которую наиболее широко применяют при виброакустических исследо-
ваниях автомобилей. В зависимости от поставленных задач исследования
комплекты измерительной аппаратуры различны. При исследованиях внут-
реннего шума применяются приборы, которые измеряют общий уровень
звукового давления в автомобиле в соответствии с кривыми коррекции А,
В, С либо по линейной частотной характеристике L и частотные спектры зву-
кового давления. Для вибродинамических исследований автомобилей, кото-
рые проводят в лабораторных условиях, используют датчики динамических
сил, фазометры, импедансные головки и вибровозбудители. Для измерений,
проводимых на неподвижном автомобиле, можно применять стационарную
аппаратуру, которая в основном предназначена для регистрации процессов,
имеющих периодический характер. Шум и вибрации во время движения авто-
мобиля регистрируют с помощью магнитографа с частотной модуляцией, а
анализ полученных данных выполняют в лабораторных условиях с помощью
стационарной аппаратуры. Большинство параметров шума и вибрации при
движении автомобиля имеет случайный характерги для получения достовер-
ных данных об их значениях необходимо учитывать эту особенность. При
движении автомобиля в звуковом диапазоне частот стрелочным прибором
можно измерить только уровень внутреннего шума в дБ А и уровень вибро-
ускорений силового агрегата автомобиля.

Для измерений звуковой вибрации наибольшее распространение получи-
ли пьезоэлектрические вибродатчики (акселерометры). Наибольшая погреш-
ность при измерении виброускорений возникает при установке акселеромет-
ра на двигателе с помощью промежуточного кронштейна. Для увеличения
точности измерения виброускорений целесообразно: выбирать отношение
массы датчика к диаметру контактной поверхности по возможности мини-
мальным; к акселерометрической аппаратуре добавлять фильтры, ограничи-
вающие сверху диапазон измеряемых частот. На верхний предел частотного
диапазона акселерометра существенное влияние оказывает способ крепле-
ния вибродатчика. При анализе периодических сигналов есть необходимость
в ряде случаев регистрировать уровень отдельных составляющих спектра
шума и вибрации, имеющих высокий уровень и кратных частоте вращения
коленчатого вала двигателя, т.е. проводить так называемый синхронный ана-
лиз с помощью следящих фильтров. Такие фильтры полезно применять для
анализа вибрации, передаваемой на кузов от работающего двигателя. Для
частотного анализа шума и вибрации применяют анализаторы с постоянной
относительной или абсолютной полосой пропускания. Недостатком анализа-
торов последовательного типа является значительное время анализа и невоз-
можность анализа быстропротекающих процессов. Этот недостаток устраня-
ется при использовании метода параллельного анализа, когда спектр колеба-
ний может быть представлен практически мгновенно (доли секунды).

При анализе вибрации автомобиля, имеющей случайный характер, су-
щественным является правильный выбор длительности записи регистрируе-
мого процесса. Статистическая погрешность, связанная с конечным временем
анализа, представляет собой основную погрешность в оценке характеристик
случайного процесса. Для получения достоверных данных длительность за-
писи случайного процесса должна быть достаточной. При чрезмерной дли-
тельности повышается объем обрабатываемого материала и, что более важно,
появляется вероятность того, что за счет увеличения длины мерного участка
дорога не будет иметь постоянных по длине статистических характеристик,
т.е. потеряет стационарный характер. Нормированное среднее значение квад-
рата ошибки при оценке спектральной плотности мощности определяется
для ’’белого шума” с ограниченной полосой частот из соотношения е2 =
= 0,5Л/Т, где — эффективная ширина полосы; Т — длительность записи
исследуемого процесса [13].

Уменьшение ширины полосы анализа должно быть скомпенсировано
увеличением времени. Статистические погрешности, относящиеся к выбору
минимально необходимой длительности записи случайных процессов, под-
робно рассмотрены при анализе колебаний автомобиля [13]. Выяснено, что
с достаточной для практики точностью минимальное время анализа инфра-
звуковой вибрации, например при движении автомобиля по дороге с ровным
булыжным покрытием со скоростью 60 км/ч, равно 60 с, а при движении
по асфальтобетонной дороге со скоростью 80 км/ч — 90 с. При анализе,
например, относительных перемещений силового агрегата автомобиля дли-
тельность анализа может быть меньшей (30 ... 45 с), поскольку вибрации си-
лового агрегата происходят с более высокой частотой (основная частота
70
6. Длительность реализаций, необходимая для проведения
частотного анализа шума и вибрации

Центральная частота, Гц	Время анализа в третьоктаве, с			Время анализа в октаве, с		
	а < 0,5 дБ	а < 1 дБ	а < 2 дБ	а < 0,5 дБ	о < 1 дБ	о < 2 дБ
2	512	128	32	128	32	8
4	256	64	16	64	16	4
8	128	32	8	32	8	2
16	64	’ 16	4	16	4	1
31,5	32	8	2	8	2	0.5
63	16	4	1	4	1	0,25
125	8	2	0,5	2	0,5	0,125
250	4	1	0,25	1	0,25	0,063
500	2	0,5	0,125	0,5	0,125	0,032
1000	1	0,25	0,063	0,25	0,063	0,016
2000	0,5	0,125	0,032	0,125	0,032	0,008
4000	0,25	0,063	0,016	0,063	0,016	0,004
8000	0,125	0,032	0,008	0,032	0,008	0,002
16 000	0,063	0,016	0,004	0,016	0,004	0,001

обычно 8 ... 15 Гц). В табл. 6 даны рекомендации о выборе той или иной дли.
тельности анализа средних квадратических значений о.

В последние годы появились принципиально новые акустические прибо
ры, позволяющие измерять векторную величину — интенсивность звука. Все
существующие до этого приборы регистрировали скалярную величину -
звуковое давление. Вектор интенсивности звука Jr (в Вт/м1 2 * * * * 7) или вектор по
тока акустической энергии равен усредненному по времени и отнесенному к
конкретной точке звукового поля произведению мгновенных значений зву
кового давления p(t) и колебательной скорости частиц воздуха vr(f):

1 +772

Jr = lim —	/

т - T/2

p(t)v(t}dt.

(36)

Колебательная скорость частиц воздуха приближенно может быть опре
делена путем интегрирования по времени разностей звукового давления е
двух точках (рв, рд), расположенных на расстоянии Дг (метод конечны?
разностей):

1 Рв Ра 7

vr= — f-----------dt,

00 в.г

где Ро — плотность среды (воздуха) .

Для определения колебательной скорости частиц среды достаточно имет>
два микрофона (акустический зонд), размещенных в направлении распрост

ранения фронта звуковой волны и разнесенных между собой на расстояние
соизмеримое с длиной волны наивысшего по частоте измеряемого колеба
ния. В отдельных полосах частот происходит определение суммы и разноси

7
звуковых давлений. Значения рА + рв, соответствующие общему звуково-
му давлению, умножают на найденные значения vr и в результате получают
отнесенные к определенным полосам частот значения вектора интенсивности
звука. В зависимости от размеров микрофонов и расстояния между ними
определяется диапазон звуковых частот, в котором можно проводить ре-
гистрации интенсивности звука. Например, при применении микрофонов с
диаметром 6,35 мм при Аг = 12 мм диапазон частот, при котором регистри-
руется интенсивность звука, равен 125 ... 5 кГц, а при Аг = 50 мм31,5'10-3 ...
1,25 кГц.

Если число микрофонов (акустических антенн) достигает сотни, то с
помощью ЭВМ можно проводить мгновенную регистрацию интенсивности
звука в ближнем поле. Преимущество таких приборов заключается в том,
что они позволяют находить и опознавать при конкретной частоте колебаний
основные источники шума даже при наличии высокого уровня шумового
фона. Это очень важное преимущество такой аппаратуры по сравнению с
другими акустическими приборами, при их применении не требуется спе-
циальных дорогостоящих заглушенных помещений для исследования авто-
мобилей.

Система дополнительно включает узкополосный анализатор с абсолют-
ной полосой пропускания 2; 5 и 10 Гц. Звуковые сигналы с акустических
антенн 1 передаются на блок сбора и обработки сигналов, куда входят бло-
ки первой 2 и второй 3 ступени обработки. Блок 4 осуществляет адресное
управление в ручном или автоматическом режиме при помощи миниЭВМ
НР-85 5. Результаты исследования (звуковое давление, скорость частиц сре-
ды, акустическая интенсивность) выводятся на дисплей и на графопострои-
тель с ЦПУ микроЭВМ. В этой системе анализ осуществляется в октавных
полосах частот.

Для сложных конструкций, какими являются агрегаты автомобиля,
целесообразно определять динамические вибрационные характеристики
экспериментальным путем. На рис. 30 приведена схема измерительной
установки, которая позволяет определять прямые и обратные динамические
вибрационные характеристики конструкций. Впервые подобная установка
для исследования автомобиля была применена при определении механичес-
ких импедансов кузова в местах крепления силового агрегата [14]. При опре-
делении динамических характеристик усилие (вибрация), создаваемая
электродинамическим возбудителем 1, передается через датчик силы 2 на
объект (в данном случае кузов), вибрация которого воспринимается аксе-
лерометром 3. Вместо датчиков 2 и 3 можно использовать импедансную
головку.

После усиления и интегрирования (при необходимости) сигнал с усили-
теля 4 через анализатор 5 подается на самописец 9. Сигнал с датчика силы
2 (акселерометра 3) используется в системе обратной связи для поддержа-
ния постоянного значения силы (вибрации). Чаще всего измерение происхо-
дит при постоянном значении силы; фазовый угол между опорным сигналом
72
Рис. 30. Схема установки для измерения
импедансных и внброакустических харак-
теристик отдельных агрегатов автомобиля:
1 - электродинамический возбудитель виб-
рации; 2 — датчик силы; 3 — акселерометр;
4 — измерительный усилитель; 5 — 1/3-ок-
тавный анализатор; 6 — микрофон; 7 —
усилитель мощности; 8 - звуковой генера-
тор; 9 — логарифмический самописец;

10 — фазометр; 11 - самописец

(силой) и виброскоростью измеряется с помощью фазометра 10 и записы-
вается самописцем 11. Если в системе обратной связи поддерживать постоян-
ным значение не динамической силы, а виброскорости, то сигнал датчика си-
лы будет пропорциональным модулю механического импеданса. Описанная
измерительная установка находит применение для исследования вибрацион-
ных характеристик силового агрегата, карданной передачи, рамы, элементов
подвески, шин и т.д. Акустические характеристики кузова (кабины) опре-
деляют, используя микрофон 6 и анализатор 5.

Характер изменения модуля механического импеданса (подвижность)
и фазового угла характеризует вибрационное состояние механизма. Увели-
чение импеданса по мере повышения частоты возбуждения с интенсивностью
6 дБ на октаву свидетельствует о том, что конструкция ведет себя как
инерционная масса. Уменьшение импеданса с той же интенсивностью харак-
теризует конструкцию как упругость, что позволяет определить ее динами-
ческую жесткость. Если импеданс постоянен при изменении частоты, то он
характеризует диссипативную характеристику исследуемой конструкции.
Желательно, чтобы в эоне действия частот основных возмущающих факто-
ров, возбуждающих кузов, входной импеданс кузова менялся аналогично
изменению импеданса массы [14].

При вибродинамических исследованиях с целью определения характера
распространения периодической вибрации следует определять модуль вход-
ной. и переходной подвижности и фазовый угол между ними. По значениям
отношения подвижностей и фазового угла находят передаточную функцию.
При определении динамических характеристик агрегатов и узлов, через ко-
торые передается вибрация периодического характера от когерентных источ-
ников вибраиди (силовой агрегат, трансмиссия), необходимо при измерении
фазового угла принимать за опорный сигнал динамическую силу, возбуждаю-
щую конструкцию. При исследовании вибрации случайного характера пере-
даточные функции определяются по отношению модулей переходной и вход-
ной подвижности без учета фазового угла между ними.

Зная частоты и форму изгибных колебаний, а также частоты основных
возмущающих факторов, молено определить вероятность возникновения
Рис. 31. Вибрационные испытания силового
агрегата легкового автомобиля:
а — формы колебаний; б — схема возбуж-
дения картера;, I — частота 142 Гц; II —
162 Гц; III- 172 Гц

резонансных изгибных колебаний си-
лового агрегата, рамы, панелей кузова
и т.п. Методику экспериментального
определения формы и частот изгиб-
ных колебаний можно рассмотреть на
примере исследования силового агре-
гата автомобиля с четырехцилиндро-
вым двигателем. Работу можно прово-
дить непосредственно на автомобиле, с
двигателя которого демонтирован мас-

ляный поддон. Динамическая сила постоянной амплитуды F — 100 Н прикла-
дывается к двигателю в плоскости действия неуравновешенной силы инер-
ции второго порядка (посередине двигателя). Вибрацию регистрируют по
длине силового агрегата в 12 точках (рис. 31), при этом определяется фазо-
вый угол 0 между приложенной динамической силой (опорный сигнал) и
вибрацией в различных точках силового агрегата. Как следует из рис. 31,
силовой агрегат при частоте 142 Гц не совершает егце изгибных колебаний.
Первые формы двухузловых колебаний силового агрегата были зарегистри-
рованы при частотах 162 и 172 Гц. По методике, изложенной выше, можно
определять изгибные колебания других агрегатов автомобиля.

Для расчета спектра частот собственных колебаний и вибраций силового
агрегата необходимы сведения о центре инерции и моментах инерции. На ста-
дии проектирования силового агрегата автомобиля центр инерции и моменты
инерции определяют расчетом, а при создании опытных образцов силового
агрегата — экспериментальным путем [14]. Экспериментальное определение

моментов инерции и центра силового агрегата автомобиля — трудоемкая за-
дача. При расчетном определении упомянутых параметров силовой агрегат
с некоторой погрешностью можно разделить на ряд простых фигур, прибли-
женно принимаемых однородными (круговой конус, прямоугольный парал-
лелепипед и т.д), моменты инерции которых легко вычислить. При расчете
вибрации силового агрегата за оси координат принимают главные централь-
ные оси инерции.

Из экспериментальных данных следует, что ось наименьшего и наиболь-
шего моментов инерции большинства силовых агрегатов автомобиля распо-
лагаются обычно в плоскости симметрии под некоторым углом к вертикаль-
ной и горизонтальной осям. Этот угол чаще всего составляет 10 ... 20°. Раз-
работана методика определения главных центральных моментов инерции
автомобильных силовых агрегатов расчетным и экспериментальным путем.
Там же приводятся значения моментов инерции силовых агрегатов различ-
ных автомобилей и показан эллипсоид инерции силового агрегата легкового
автомобиля, определенный опытным путем [14]. Для расчета вибрации дви-
гателя, кроме массы, расположения центра инерции, значений и расположе-
ния главных центральных моментов инерции силового агрегата, необходимо
знать жесткостные и диссипативные характеристики резинометаллических
виброизоляторов в направлении главных осей упругости и расположение
опор подвески относительно центра инерции силового агрегата (схема под-
вески) .

Характеристики жесткости резиновых виброизоляторов определяют при
статических и динамических нагрузках. Следует стремиться к тому, чтобы
условия нагружения виброизоляторов при лабораторных испытаниях были
по возможности приближены к условиям нагружения на автомобиле. Жест-
кость одного ненаклонного виброизолятора подвески силового агрегата
можно определять в вертикальном направлении, а в двух других направле-
ниях нагрузка должна прикладываться посредине между двумя вибро изоля-
торами. Если в лабораторных условиях определена жесткость резинометал-
лического виброизолятора на сжатие и сдвиг, а он устанавливается на авто-
мобиле наклонно, то жесткость в вертикальном, продольном и поперечном
направлениях можно определить по формулам [14].

Обычно под действием массы силового агрегата резиновые элементы
подвески деформируются не более чем на 20%, что соответствует жесткости,
определяемой на линейном участке характеристики упругости. Существует
методика определения и систематизированные данные по квазистатической
жесткости резиновых виброизоляторов подвески силовых агрегатов оте-
чественных автомобилей [14]. При исследовании систем виброизоляции авто-
мобиля необходимо иметь сведения о комплексной (динамической) жест-
кости, коэффициенте демпфирования и входном механическом импедансе
резиновых виброизоляторов. Рассмотрим два способа определения динами-
ческих характеристик резиновых виброизоляторов.

Способ определения характеристик виброизолятора по методу построе-
ния резонансной кривой требует применения вибровозбудителя, позволяю-
щего нагружать виброизолятор статической нагрузкой. Для измерения виб-
рации на входе виброизолятора и на закрепленной массе используют два
акселерометра. На входе виброизолятора поддерживают постоянное значе-
ние вибрации, при этом при разной частоте возбуждения регистрируется
вибрация закрепленной на виброизоляторе массы. Динамическая (комплекс-
ная) жесткость и коэффициент демпфирования гц являются основными па-
раметрами виброизолятора. Комплексная жесткость z-го виброизолятора
kj = (2тг/р)2тг (7р — резонансная частота, определенная опытным путем;
тт - масса груза на виброизоляторе). Коэффициент демпфирования вибро-
изолятора вычисляют по ширине резонансной кривой, определенной опыт-
ным путем (рис. 32), тц = (△/p//p)(fc/x/T^~P), (Д/р — ширина резонансной
кривой, Гц; /р — резонансная частота, Гц; к — отношение текущего значения
уровня вибрации к уровню вибрации при/р в точке измерения Д/р).

При к = 0,707 отношение fc/\/l — к1 = 1. Располагая сведениями о зна-

75
чениях /с, и т?г- при определенной частоте возбуждения /, можно найти действи-
тельную часть механического импеданса виброизолятора

ki

Ri = Ч 	(37)

Полученные данные являются исходными для определения вибрацион-
ной мощности, которая излучается через исследуемый виброизолятор.

Способ определения входного импеданса виброизолятора позволяет
находить динамические характеристики виброизоляторов в широком диапа-
зоне частот вынужденных колебаний. Для этого применяют специальную
измерительную установку (рис. 33), где нижняя часть виброизолятора кре-
пится к массивному фундаменту. Для измерений может быть использована
импедансная головка или датчик силы и акселерометр. Датчик силы прижи-
мается к верхней пластине виброизолятора и жестко соединяется с вибрато-
ром. Вибрацию верхней пластины виброизолятора регистрируют акселеро-
метром. В установке применяются два измерительных тракта, регистрирую-
щие значения динамической силы и вибрации. Для регистрации угла а сдвига
фаз между сигналами, которые поступают из трактов, измеряющих динами-
ческую силу и вибрацию, в схеме применен фазометр. Если а = 90°, то пол-
ный механический импеданс равен действительной части, т.е. Мк = R.

При а > 90° R = F/vcos(a — 90°) = 7WHcos(a — 90°).	(38)

При а < 90° R — F/vcos(90° — а) = МИ cos(90° — а).	(39)

Опыты показывают, что значение R может быть надежно определено по
формулам (38), (39) до частоты 400 ... 500 Гц. Перед началом исследования
необходимо определять фазочастотную характеристику измерительного
тракта отдельно для каналов измерения вибрации и силы и внести соответ-

Рис. 33. Схема измерительной установки для определения входного импеданса резино-
вого виброизопятора:

1 — генератор синусоидальных сигналов; 2 — усилитель мощности; 3 - вибратор; 4 —
импедансная головка; 5 - интегратор; 6, 7 - усилитель напряжения; 8 — фазометр;

9 — самописец; 10 - исследуемый виброизолятор
ствующие поправки в показания фазометра. В противном случае можно по-
лучить искаженные данные об истинных значениях действительной части
импеданса виброизолятора. Динамическая жесткость виброизолятора при
данном методе определяется по линиям равной жесткости как величина,
обратная динамической подвижности.

Второй экспериментальный способ определения динамических характе-
ристик виброизоляторов предпочтительнее первого, хотя и требует примене-
ния более сложной аппаратуры.

Определение характеристик вибропоглощающих покрытий проводят
двумя методами: резонансным и реверберационным. В первом случае опре-
деляют коэффициент потерь в стальной пластине размером 200X12X1 мм с
нанесенным на нее покрытием, во втором — скорость затухания вибрации
пластин размером 500X500X6 мм с покрытием при возбуждении ее на час-
тоте собственных колебаний (155 ... 165 Гц).

Для оценки звукоизолирующих свойств кузовных материалов приме-
няют установку, с помощью которой измеряют дополнительную звукоизо-
ляцию стальной панели толщиной 0,8 мм вместе с испытываемым материа-
лом. Звукоизоляция определяется по разнести, значений звуковых давлений,
регистрируемых при установке только стальной пластины, а затем — пласти-
ны с испытываемым материалом. Коэффициент звукопоглощения, характе-
ризующий акустические качества кузовных материалов, определяют на ин-
терферометре.

Испытания кузова включают в себя определение значений входной и
переходной подвижности (импедансов), функций преобразования, при этом
исследуют вклад вибрации отдельных элементов кузова в образование струк-
турного шума, оценивают эффективность материалов, применяемых для
уменьшения вибрации и снижения внутреннего шума. Измерительная уста-
новка с одним вибровозбудителем, схема которой показана на рис. 30,
предназначена для виброакустических исследований кузова автомобиля. Для
вибрационных исследований автомобиля целесообразно применять измери-
тельную вибродинамическую установку с несколькими возбудителями. При
акустических испытаниях кузов следует загерметизировать. Как следует из
рис. 30, в зависимости от положения тумблеров I и II регистрируется либо
вибрация кузова, либо звуковое давление, при этом на вибровозбудителе
поддерживается постоянное значение динамической силы или вибрации. Пе-
реходную подвижность обычно регистрируют на передней и задней частях
пола кузова.

Сведения о фазовом угле между динамической силой и звуковым давле-
нием в кузове важны, поскольку позволяют рассчитать вклад когерентных
источников в формирование звукового поля в кузове автомобиля. При ки-
нематическом возбуждении колес автомобиля на входе поддерживается
постоянное значение вибрации (обычно виброскорости) и определяется зна-
чение модуля переходной подвижности различных элементов подвески авто-
мобиля и пола кузова, что позволяет определить передаточные функции при
распространении вибрации от колес до кузова по различным элементам под-
77
вески автомобиля. На ’’черном” кузове оценивают вибрацию отдельных не-
облицованных панелей кузова и ее влияние на образование шума, при необ-
ходимости изменяют жесткость панелей. На полностью оборудованном ку-
зове проверяют эффективность мероприятий, проведенных ранее с целью
снижения вибрации и структурного шума, окончательно оценивают значения
передаточных функций, определяют вклад вибраций панелей, облицованных
материалами, в образование внутреннего шума автомобиля.

Виброакустические исследования несущего кузова легкового автомоби-
ля с четырехцилиндровым двигателем обычно проводят в диапазоне частот
10 ... 500 Гц. При отсутствии интенсиметра вклад вибрации панелей основа-
ния кузова в характер звукового поля можно определить по изменению
звукового давления вблизи панелей при расположении грузов в различных
местах основания кузова (передняя, задняя части пола пассажирского поме-
щения, пол багажника и т.п.). Эффективность вибропоглощающих материа-
лов определяют по уменьшению акустической возбудимости, когда звуко-
вое давление с помощью микрофонов регистрируется в непосредственной
близости от панели, на которую наклеивают кузовной материал, и в точках
1 и 2 (см. рис. 27) на уровне уха водителя и пассажиров в соответствии с
ГОСТ 19358-85.

Исследование собственных колебаний агрегатов, закрепленных на раме
или кузове, проводят на автомобиле, установленном на домкраты, чтобы
более четко отделить измеряемые колебания от колебаний всего автомобиля
на подвеске. Для записи собственных колебаний в вертикальном направле-
нии, например силового агрегата автомобиля, его вывешивают на тросе, точ-
ка крепления которого должна лежать на одной вертикали с центром инер-
ции, после этого трос обрывают. Для записи собственных угловых колебаний
агрегат выводят из состояния покоя резким толчком с помощью рычага
[14]. Очень важно, чтобы частоты вертикальных колебаний силового агрега-
та и передних неподрессоренных масс автомобиля были различны, так как
при их совпадении увеличиваются относительные перемещения и нагружен-
ность виброизоляторов подвески силового агрегата и, кроме того, в области
инфразвуковых частот возможно повышение структурного шума в автомо-
биле. Частоты колебаний силового агрегата и переднего моста могут быть
определены, например, при сбрасывании автомобиля с брусков и при букси-
ровании автомобиля по булыжному шоссе, а также другими методами [13].

Существенное значение для уменьшения резонансньгх колебаний имеет
демпфирование. Различные параметры, характеризующие затухание колеба-
ний механических систем, результаты обработки осциллограмм, по которым
можно судить о частотах собственных колебаний, демпфирующие свойства
виброизоляторов подвески силовых агрегатов, применяемых на автомоби-
лях, систематизированы [14].

Общая количественная оценка вибрации автомобиля периодического ха-
рактера проводится для определения эффективных значений вибропереме-
щений, виброскорости и виброускорений. При выборе того или иного пара-
метра вибрации следует учитывать, что виброперемещение в большей степе-
ни отражает низкочастотные составляющие спектра вибрации. Особенно это
78
заметно при исследовании вибрации автомобильного двигателя [14]. Вибро-
ускорения в большей степени характеризуют высокочастотные составляющие
спектра. При применении аппаратуры, работающей в широком диапазоне час-
тот, наибольшая погрешность при измерении возникает при определении
уровней виброускорения силового агрегата. Это связано с резонансными
явлениями, происходящими в высокочастотной области. Динамический диа-
пазон изменения составляющих спектра виброскорости меньше, чем двух
других параметров вибрации. Кроме того, виброскорость пропорциональна
модулю подвижности; при колебаниях панелей, имеющих большие поверх-
ности, пропорциональна звуковому давлению; характеризует вибрационную
мощность, излучаемую вибрирующими агрегатами. Все это позволяет счи-
тать, что виброскорость в большой степени характеризует те виброакусти-
ческие процессы, которые происходят в автомобиле, измерить этот параметр
в звуковом диапазоне частот можно с большей точностью, чем два других
параметра вибрации.

При подборе жесткости виброизоляторов необходимо определять пере-
мещения агрегатов относительно рамы автомобиля. По величинам деформа-
ции резиновых виброизоляторов можно определить действительные нагруз-
ки, воспринимаемые виброизоляторами, если известна их характеристика
упругости [14].

Существенное влияние на вибрацию и шум оказывают низкочастотные
возмущения, вызываемые движением автомобиля. Если внутренний шум
автомобиля измеряют по оценочному параметру звукового давления в дБ Л,
то возмущение мало влияет на этот показатель шума в результате того, что
низкочастотная зона спектра значительно занижается коррекцией этой харак-
теристики шума при частотах менее 1000 Гц. Виброускорения двигателя
автомобиля также мало зависят от низкочастотных возмущений, вызывае-
мых дорожными неровностями. Таким образом, на точности измерения
двух параметров, характеризующих шум и вибрацию, движение, автомобиля
по ровной дороге практически не сказывается. Другие показатели шума и
вибрации, а именно уровни звукового давления в автомобиле, измеренные в
дБ L и дБ С, уровни виброперемещений и виброскорости автомобиля су-
щественным образом зависят от низкочастотных возмущений, передаваемых
от неровностей дороги. Упомянутые параметры шума и вибрации следует
рассматривать как случайные величины, носящие вероятностный, нерегуляр-
ный характер [13]. Частотная характеристика А шумомера не учитывает
изменения низкочастотного шума, характерного для автомобиля. В связи с
этим при исследовании внутреннего шума следует проводить измерения,
используя линейную характеристику шумомера со шкалой L или С, в против-
ном случае нельзя правильно оценить внутренний шум в автомобиле, интен-
сивные составляющие которого располагаются в диапазоне частот ниже
200 Гц. На автомобилях с четырехцилиндровыми двигателями следует вы-
делять внутренний шум с частотой 2п/60 и интенсивность этой составляющей
сравнивать с рекомендуемыми допускаемыми уровнями [19].

Лабораторные испытания автомобиля включают исследования при хо-
79
постом ходе двигателя и на беговых барабанах. При холостом ходе двигателя
определяется эффективность подвески силового агрегата. При малой частоте
вращения коленчатого вала, близкой к резонансной частоте, за основной па-
раметр вибрации следует принимать виброперемещения, имеющие при этом
режиме работы двигателя наибольшее значение [14]. Испытания на беговых
барабанах являются важной частью виброакустических исследований авто-
мобиля. Например, исследование внутреннего шума легкового автомобиля
среднего класса при скорости около 60 км/ч на беговых барабанах позволи-
ло установить, что основными источниками образования инфразвука являют-
ся колебания неподрессоренных масс; шум в третьоктаве 31,5 Гц предопре-
деляет вибрация карданного вала; шум в диапазоне 50 ... 100 Гц и выше вы-
зывается вибрацией двигателя; при 250 ... 400 Гц существенная доля звуко-
вой энергии передается через карданный вал и задний мост автомобиля;
карданный вал передает на кузов вибрацию равной интенсивности через зад-
нюю опору силового агрегата и задний мост; в заднюю часть кузова переда-
ется интенсивная вибрация от двигателя через трансмиссию автомобиля; пе-
редача акустической энергии в кузов от работающего двигателя и заднего
моста при частотах свыше 160 Гц происходит воздушным путем. Анализ
полученных материалов позволил сделать вывод, что основная доля струк-
турного шума в кузове создается при частотах до 160 Гц, существенная виб-
рация передается на кузов через заднюю подвеску автомобиля.

Дорожные испытания позволяют окончательно оценить шум и вибрацию
автомобиля. На дорогах с бетонным и асфальтовым покрытием исследуют
шум и вибрацию, возбуждаемые двигателем, трансмиссией, колесами. Шум
шин лучше проявляется на дороге с гравийно-битумным или ровным брусча-
тым покрытием при движении автомобиля накатом с выключенным двига-
телем. Вибрация, передаваемая через подвеску автомобиля, хорошо прояв-
ляется при движении по шоссе с ровным булыжным покрытием.

Методика виброакустических исследований при дорожных испытаниях
автомобиля зависит от конкретных задач, которые требуется решить при
проведении работы. Если ставится задача определить виброизоляционные
свойства подвески силового агрегата в зоне резонанса, вызываемого дейст-
вием опрокидывающего момента, то испытания следует проводить при мед-
ленном разгоне автомобиля на подъем (обычно 4 ... 8%) и при малой и сред-
ней частоте вращения коленчатого вала двигателя. При высокой частоте вра-
щения коленчатого вала и малой скорости движения автомобиля целью
испытаний является оценка виброизоляционных свойств подвески силового
агрегата в зависимости от действия неуравновешенных сил и моментов дви-
гателя.

Дорожные виброакустические испытания автомобиля имеют ряд сущест-
венных недостатков. Не всегда достигается необходимая точность и повто-
ряемость результатов, сложно использовать многоканальные измерительные
системы, исследование нельзя проводить в неблагоприятных метеорологи-
ческих условиях. В связи с этим основное внимание при исследовании шума
и вибрации следует уделять испытаниям автомобиля в лабораторных усло-
виях.
Определение динамических сил, передаваемых на кузов (раму) автомо-
биля, проводят непосредственным или косвенным путем. Динамические си-
лы, передаваемые через подвеску силового агрегата на раму грузового авто-
мобиля, можно находить при тензометрировании, когда на упругую пластину
напаиваются тензодатчики. С помощью тензодатчиков находят также динами-
ческие силы, передаваемые через подвеску автомобиля, а силы, воздействую-
щие на кузов, определяют расчетно-экспериментальным путем [5]. Непосред-
ственное измерение динамических сил, передаваемых через опоры двигателя,
стало возможным только в последние годы с появлением датчиков силы и
импедансных головок. Применение этих датчиков возможно только при ла-
бораторных испытаниях автомобиля.

При движении автомобиля силы, передающиеся от работающего двигате-
ля, можно определить косвенным путем. Для этого надо располагать сведе-
ниями о подвижности кузова или рамы в местах крепления силового агрега-
та при единичной динамической силе и сведениями о действительном значе-
нии виброскорости кузова при том или ином режиме движения автомобиля.
Косвенным путем можно также определить силы, которые передаются при
кинематическом возбуждении силового агрегата со стороны шасси автомо-
биля. В последнем случае следует экспериментальным путем определить от-
носительные перемещения силового агрегата при различных режимах движе-
ния автомобиля и знать динамическую жесткость виброизоляторов [14].

Динамические силы, воздействующие на кузов, можно определять в три
этапа [5]. Сначала в стендовых условиях определяют вибрационную подвиж-
ность отдельных узлов подвески, затем при движении автомобиля опреде-
ляют действительные значения динамических сил, воздействующих на под-
веску автомобиля. На третьем этапе вычисляют динамические силы, воздей-
ствующие на кузов.

Исследования ’’дорожного” шума, имеющего случайный характер, сле-
дует проводить, применяя методы математического планирования экспери-
мента [6]. При исследовании шума, возбуждаемого дорожными неровностя-
ми, можно учитывать как факторы, определяемые движением автомобиля
(скорость автомобиля, тип дороги), так и факторы, относящиеся непосред-
ственно к конструкции автомобиля, которые влияют на интенсивность ’’до-
рожного” шума. По экспериментальным данным рассчитывают математичес-
кие линейные зависимости ЬА (в дБ Л) и звуковое давление L (ш) и значе-
ния виброскорости v в виде полинома

Li = b0 + biX1 + b2X2 + b3X3+... +ЬпХп.	(40)

(bj — коэффициенты регрессии, характеризующие влияние соответствующе-
го фактора на уровни шума и вибрации).

Значимость коэффициентов регрессии оценивают по t критерию Стьюден-
та. Ниже в качестве примера приведена матрица планирования эксперимента
при исследовании шума автомобиля, который возбуждается дорожными не-
ровностями. Испытания проводятся с использованием полуреплики от пол-
ного факторного эксперимента для трех независимых переменных, изменяю-
щихся на двух уровнях.	81

4 — 32
При исследовании легкового автомобиля в качестве варьируемых пере-
менных могут быть приняты следующие факторы: Xt — частота вращения
коленчатого вала двигателя п, мин-1; Х2 — скорость движения автомобиля
va; км/ч; АЛ3 — среднее квадратическое значение высоты микронеровностей
покрытия дороги.

За верхний уровень фактора А\ принимают частоту вращения коленча-
того вала двигателя, соответствующую движению автомобиля на высшей
передаче со скоростью 90 км/ч. За нижний уровень фактора Xt принимают
частоту вращения коленчатого вала двигателя, соответствующую низшей
скорости движения автомобиля на высшей передаче. Скорость движения
автомобиля v <, соответствующая верхнему уровню фактораХ2 г принимает-
ся равной 90 км/ч. Скорость движения, соответствующая нижнему уровню
фактора АЛ2, определяется из выражения	\/B/uH, где ив, ин — пере-

даточное число соответственно высшей и выбранной пониженной передач.
При исследовании ’’дорожного” шума автомобиль буксируют с выключен-
ной коробкой передач.

Порядок заездов определяется матрицей плана эксперимента, представ-
ленной ниже. С целью получения статистических характеристик результатов
испытаний измерения по каждой строке матрицы проводят трижды.

Порядок заезда................... 3	4	2	1

Передача......................... Н	П	Н	В

Фактор:

X,............................ -	+	-	+

....................	+	-	-	+

Аз............................ -	-	+	+

Примечание. В, Н, П — соответственно высшая, нейтральная и пони-
женная передачи.

При измерениях уровня звука Ьд в дБА микрофон устанавливали в точках
1 и 2 в соответствии с ГОСТ 19358- 85. Весовое влияние факторов Х^, Х2, Аз
на уровни шума и вибрации автомобиля определяют по величине модуля от-
ношения значения коэффициента регрессии к доверительному интервалу
(Z>z/AZ>y). Таким образом, оценивают значимость шума и вибрации, возбуждае-
мых дорожными неровностями.

Последовательность определения действительного спектра структурного
шума в автомобиле можно проследить на примере исследований кузова,
вызываемых вибрацией силового агрегата. На первом этапе исследования в
лабораторных условиях нужно найти функцию преобразования
устанавливающую связь между силой, приложенной к z-й точке кузова, и
спектром звукового давления в кузове по методике, изложенной выше.

На первом этапе исследования функция преобразования кузова (каби-
ны) должна быть определена после проведения работ по подбору звукоизо-
лирующих и вибро- и звукопоглощающих материалов. На рис. 34/2 приведе-
ны функции преобразования, полученные при приложении постоянной ди-
намической силы в трех точках кузова в диапазоне частот 30 ... 500 Гц. В
наибольшей степени кузов реагирует на силу, приложенную в точке крепле-
ния задней опоры силового агрегата.
Рис. 34. Виброакустические ха-
рактеристики опор силового
агрегата опытного образца лег-
кового автомобиля:

а — функция преобразования
при F = 5 Н; б — спектр вибро-
скорости; в — спектр действи-
тельных значений динамичес-
ких сил; г — спектр структур-
ного шума в кузове, вызывае-
мый динамическими силами;
1—3 - соответственно правой,
левой и задней опор

На втором этапе иссле-
дования при дорожных
испытаниях автомобиля
или при испытаниях на
беговых барабанах следует
определить действительные
значения вибрации в местах
соединения кузова с источ-
никами вибраций.

Методику дорожных
испытаний надо построить
так, чтобы выявить макси-
мальные уровни виброско-

рости в местах соединения	so 100 200 f,ru,	so tnof/u.

кузова с основными источ-	в)	г)

никами вибраций автомобиля. На рис. 34,6 приведены результаты дорожных

испытаний, когда определились составляющие спектра виброскорости кузо-
ва с частотой 2и/60 в местах крепления силового агрегата. Из рис. 34,6
следует, что наибольшие вибрации кузова, вызываемые работой двигателя,
соответствуют диапазону частот 100 ... 180 Гц (п = 3000 ... 5400 мин-1),
причем до частоты 100 Гц большие вибрации кузова зарегистрированы у
места крепления правой опоры силового агрегата.

Зная динамические силы, воспринимаемые кузовом, можно определить
не только действительные значения виброакустической возбудимости кузо-
ва, но и более глубоко исследовать вибродинамические характеристики не-
сущих систем автомобиля. Существующие измерительные комплексы позво-
ляют более надежно оценивать динамические силы, действующие на кузов,
в лабораторных условиях. В связи с этим третий этап исследования следует
проводить в лаборатории, используя тот же измерительный комплекс, что и
на первом этапе. По значениям скорости вибраций кузова, полученным опыт-
ным путем (рис. 34,6), находят соответствующие им действительные значе-
ния динамических сил (рис. 34,в). Для этого с помощью вибратора воспроиз-
водят полученное в дорожных- условиях амплитудное значение виброскорос-
ти при той или иной частоте колебаний и измеряют в этой же точке кузова с
помощью датчика силы соответствующие значения динамической силы.

Следующий этап исследования предусматривает определение действи-
тельных спектров звукового давления от сил, приложенных в той или иной
точке кузова. Для этого спектры звукового давления, полученные при пос-
тоянном значении динамической силы (рис. 34,а), корректируют с учетом
действительных значений динамических сил (рис. 34,в). В результате полу-
чают спектры шума, показанные на рис. 34,г. Анализ графиков, приведенных
на рис. 34, представляет значительный интерес — он позволяет оценить, пра-
вильно' ли выбраны виброизоляционные характеристики упругих элементов
того или иного агрегата или узла автомобиля, а также жесткость кузова в
местах их крепления. Однако этот анализ еще не отвечает на вопрос, превы-
шают ли полученные спектры допустимый спектр структурного шума. Для
получения ответа нужно просуммировать с учетом фазовых отношений все
значения функций преобразования с учетом когерентных источников шума,
а затем получить суммарный спектр структурного шума в автомобиле.

Определение шума, проникающего в кузов по воздушной среде, необхо-
димо проводить с учетом исходных данных, полученных по следующей мето-
дике. Испытания легкового автомобиля проводят на стенде с беговыми ба-
рабанами. Снаружи автомобиля при определенном режиме движения опре-
деляют спектры звукового давления вблизи двигателя, коробки передач,
карданного вала и у среза выпускной трубы двигателя (вне помещения).
Аналогичные акустические характеристики определяют в соответствии с
ГОСТ 19358—85 вблизи основания и перегородки моторного отсека, а также
в точках 1 и 2 (см. рис. 27) внутри автомобиля. Кроме спектров звукового
давления находят размеры отдельных элементов кузова и другие данные,
входящие в формулу (34) и относящиеся к компоновке и размерам авто-
мобиля. Остальные коэффициенты, входящие в эти формулы, находят гра-
фическим путем [11]. В дорожных условиях при тех же режимах движения
автомобиля, что и на беговых барабанах, определяют уровни и спектры зву-
кового давления в точках У и 2 (см. рис. 27). Эти экспериментальные данные
необходимы для сравнения с результатами расчетного определения внутрен-
него шума автомобиля по формуле (35).

Рассмотренные выше метода экспериментального исследования предус-
матривают нахождение основных параметров, характеризующих виброакус-
тические качества автомобиля. К ним относятся: значения частот собствен-
ных колебаний и моментов инерции силового агрегата автомобиля, а также
динамических сил, воздействующих на кузов автомобиля; общие уровни,
амплитудно- и фазочастотные спектры шума и вибрации; характеристики
вибрационных динамических свойств отдельных деталей и агрегатов авто-
мобиля; вибрационные характеристики отдельных колебательных систем
автомобиля; динамические характеристики резиновых виброизоляторов;
звукоизоляционные, вибро- и звукопоглощающие характеристики кузов-
ных материалов; виброакустические характеристики кузова и кабины ав-
томобиля; параметры, необходимые для расчета внутреннего шума авто-
мобиля.

4.2.	РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ
ИССЛЕДОВАНИЙ ШУМА И ВИБРАЦИИ

Экспериментальные исследования являются основной частью работ,
проводимых в области снижения шума и вибрации автомобиля и его агрега-
тов. Это объясняется прежде всего сложностью виброакустических процес-
сов, происходящих в автомобиле. Опытным путем с применением преци-
зионной современной измерительной аппаратуры можно получить обширные
экспериментальные материалы, анализ которых позволяет, с одной стороны,
глубже понять характер виброакустических процессов и с другой — оконча-
тельно оценить эффективность мероприятий, направленных на снижение шу-
ма и вибрации автомобиля.

Вибрация автомобиля оказывает существенное влияние на виброакусти-
ческие процессы автомобиля в звуковом диапазоне частот. Наибольшие
виброперемещения силового агрегата автомобиля соответствуют минималь-
но устойчивой частоте вращения коленчатого вала двигателя, наиболее близ-
кой к резонансу (п = 300 ... 400 мин 1).

Меньшую вибрацию имеют двигатели с большой массой с шестью или
восемью цилиндрами, для них характерна высокая частота изменения основ-
ной гармоники опрокидывающего момента двигателя — Зп/60 (для двига-
теля Р-6) и 4п/60 (для двигателя V8-90°) . Большую вибрацию имеют двига-
тели с меньшей массой, у которых частота основной гармоники опрокиды-
вающего момента более низкая: п/60 (Р-2), 2n/60 (Р-4) и l,5n/60 (V6-90°).
Наибольшие виброперемещения совершает силовой агрегат с двигателем Р-2,
так как собственная масса его мала, а основная частота возбуждения опро-
кидывающего момента низка (гармоника п/60). При увеличении частоты
вращения коленчатого вала, как правило, значения виброперемещений сило-
вого агрегата значительно уменьшаются, а основная виброскорости и вибро-
ускорений силового агрегата повышаются. Виброперемещения двигателя при
полной нагрузке по сравнению с холостым ходом становятся выше обычно
только в области низких частот вращения коленчатого вала.

Сравнивая частотные спектры вибрации, можно определить, за счет ка-
ких возмущающих факторов происходит увеличение вибрации силового
агрегата с повышением нагрузки двигателя. Например, при полной нагрузке
по сравнению с холостым ходом двигателя вибро перемещения силового
агрегата с дизелем V6-90° возрастают при и = 800 мин“] в 2 раза за счет уве-
личения прежде йсего уровня основных гармонических составляющих опро-
кидывающего момента двигателя с частотами 1,5п/60 и Зп/60 [14]. Измене-
ние характера протекания рабочего процесса может быть вызвано пропуска-
ми вспышек в одном или нескольких цилиндрах, неравномерной подачей
топлива или воздуха, различием в углах опережения впрыскивания, момен-
85
та зажигания, различием в установке моментов открытия и закрытия клапа-
нов и т.п. Многофакторность, присущая неидентичности рабочего процесса
двигателя, и невозможность оценить влияние того или иного фактора в от-
дельности дают основание считать данное возмущение случайным.

Под действием указанных возмущений силовой агрегат совершает виб-
рацию, носящую случайный характер. Отмечено, что на уровень низкочастот-
ных вибраций силового агрегата бензинового двигателя при п < 1000 мин-1
существенную роль оказывает работа карбюратора. Именно плохой работой
карбюратора можно объяснить то обстоятельство, что максимальные ампли-
туды виброперемещений опор силового агрегата с двигателем Р-4 на неко-
торых автомобилях при минимально устойчивой частоте вращения холос-
того хода достигают иногда значений 0,2 ... 0,4 мм. По уровню низкочастот-
ных составляющих спектра виброперемещений силового агрегата с частотой
0,5и/60; п/60 косвенным путем судят о равномерности протекания рабо-
чего процесса в цилиндрах двигателя.

Опыты показывают, что на режиме холостого хода при отключении ци-
линдра общий уровень вибрации возрастает за счет увеличения уровня сос-
тавляющей спектра вибросмещений с частотой 0,5и/60 меньше, чем при
нагрузке двигателя [14]. Установлено, что в спектрах вибрации силовых
агрегатов с теоретически полностью уравновешенными двигателями (Р-6,
V8-90°) в ряде случаев появляются составляющие с частотами 0,5и/60;
0,75и/60; 1,5и/60; 2п/60; 2,5и/60. Составляющие с такими частотами в
спектре возбуждения являются крайне нежелательными, поскольку их час-
тоты могут совпадать с частотами собственных колебаний силового агрегата,
при этом увеличиваются вибрация и внутренний шум в автомобиле.

Состав спектра виброускорений силового агрегата более сложен, чем
спектра амплитуд виброперемещений и виброскорости силового агрегата. В
спектре виброускорений высокочастотные составляющие имеют обычно наи-
больший уровень. Дискретная часть спектра определяет вибрацию силового
агрегата как твердого тела на упругой подвеске. С изменением частоты вра-
щения коленчатого вала двигателя зта часть спектра виброускорений сдвига-
ется по частоте в ту или иную сторону. Высокочастотная часть спектра имеет
сплошной характер. Эта часть спектра виброускорений определяется в ос-
новном упругими колебаниями отдельных деталей двигателя с собственной
частотой; с изменением частоты вращения коленчатого вала двигателя ме-
няется только интенсивность спектра. Высокочастотную часть спектра целе-
сообразно оценивать спектральной плотностью вибрации, т.е. вибрацией,
приходящейся на полосу 1 Гц. При анализе спектров виброускорений целе-
сообразно отдельно рассматривать дискретную и сплошную части спектра.
Сплошная часть спектра виброускорений имеет значительную интенсивность
на картерных деталях, расположенных вблизи цилиндров двигателя [14]. Та-
ким образом, если при малой частоте вращения коленчатого вала вибрацион-
ное состояние двигателя (силового агрегата) на автомобиле характеризуется
значениями виброперемещений, при максимальной частоте вращения и номи-
нальной мощности двигателя — значениями виброскорости. В последнем
случае максимальные значения виброскорости опор силовых агрегатов в
86
вертикальном направлении соответствуют автомобильным двигателям
V4-90° и Р-4 (6-1 СТ2 ... 9-Ю’2 м/с), V6-90° (ЗЮ"2 м/с), V8-90° [(2,5 ...
4) НГ2 м/с]; V12-75°(6-10“2 м/с).

Суммарная вибрационная мощность, излучаемая в опоры, зависит от зна-
чений вертикальной виброскорости vBI- опор и действительной части механи-
ческого импеданса RBi виброизоляторов подвески силового агрегата

= Л •	(41)

I = i

где 7?в  — определяется по формуле (37) на основании экспериментальных
исходных данных; N — число опор силового агрегата.

Определенная по формуле (41) при п = 6000 мин-1 и полной нагрузке
карбюраторного двигателя Р-4 суммарная вибрационная мощность, излучае-
мая в опоры силового агрегата, составила 0,13 Вт.

Характер виброперемещений силового агрегата при движении автомоби-
ля существенным образом зависит от возбуждений, передаваемых от неров-
ностей дорожного полотна, а виброускорения изменяются мало и только в
области низких частот. Уменьшение вертикальной жесткости резиновых виб-
роизоляторов подвески силового агрегата позволяет уменьшить вибрацию
и шум автомобиля, однако при движении автомобиля относительные пере-
мещения силового агрегата могут увеличиться, что снижает долговечность
резиновых виброизоляторов. В связи с этим при экспериментальных иссле-
дованиях по выбору подвески уделяют большое внимание измерению отно-
сительных перемещений силового агрегата при различных режимах работы
автомобиля и движении автомобиля по дорогам с различным покрытием
[14].

Анализ частотных спектров и корреляционных функций показывает,
что силовой агрегат автомобиля под действием дорожных неровностей со-
вершает относительные виброперемещения, которые следует рассматривать
как узкополосный случайный процесс с частотами, близкими к частотам
собственных колебаний силового агрегата и неподрессоренных масс авто-
мобиля. Исследование кривых распределения плотности вероятности колеба-
ний силового агрегата показало, что характер их близок к нормальному за-
кону [14].

На виброизоляторы подвески силового агрегата автомобиля действуют
силы различного характера. Подвеска воспринимает воздействие массы сило-
вого агрегата, нагрузки от реактивного момента и неуравновешенных сил и
моментов двигателя, а также продольных инерционных сил, возникающих
при трогании и торможении автомобиля и т.п. Подвеска силового агрегата
воспринимает нагрузки, которые передаются от трансмиссии и от неровнос-
тей дорожного полотна через подвеску и шасси автомобиля. Некоторые из
этих сил можно рассчитать [14]. При неустановившихся режимах движения
автомобиля силовой агрегат совершает максимальные перемещения. Экспе-
риментально такие перемещения исследуют при резком трогании автомоби-
ля, интенсивном разгоне, резком повороте, торможении и т.д. Как правило,
87
наибольшие перемещения силового агрегата (до 8 ... 10 мм) возникают при
резком трогании автомобиля с места, осуществляемом при быстром отпус-
кании педали сцепления; частота вращения коленчатого вала при этом соот-
ветствует максимальному моменту двигателя [14]. По результатам режимо-
метрирования подвески силового агрегата при испытании автомобиля на спе-
циальных дорогах автополигона НАМИ может быть оценена долговечность
упругих элементов.

Источником интенсивной вибрации силового агрегата и автомобиля мо-
гут быть неуравновешенные силы, возникающие в результате вращения кар-
данного вала.

При движении на повышающей передаче автомобиля с двигателем V6-90°
со скоростью 40 км/ч в спектре вибрации силового агрегата наибольшую
интенсивность имеет составляющая, частота которой совпадает с частотой
основной гармоники опрокидывающего момента двигателя 1,5и/60. С увели-
чением скорости движения автомобиля повышается и становится преобла-
дающим уровень составляющей спектра вибрации с частотой ик/60 [14].

На легковых автомобилях особо малого класса применяются высоко-
оборотные двигатели Р-2, имеющие номинальную мощность 18 ... 22 кВт при
п — 4600 ... 6000 мин-1. Автомобили с двигателями Р-2 в ряде случаев имеют
повышенные уровни шума, которые определяются вибрацией двигателя с
неуравновешенными силами инерции возвратно-поступательно движущихся
частей кривошипно-шатунного механизма. Амплитудное значение неуравно-
вешенной силы инерции первого порядка выше, чем второго порядка на ве-
личину 1 /Л = 1/г (г, I — соответственно радиус и длина шатуна), обычно 1/Л =
= 3,3. Улучшить виброизоляционные свойства подвески силовых агрегатов с
двигателями Р-2 за счет уменьшения жесткости виброизоляторов часто не
представляется возможным, так как при этом резко увеличиваются относи-
тельные перемещения силового агрегата и снижается прочность резиновых
виброизоляторов. Для снижения вибрации и шума в автомобиле в двигате-
лях Р-2 применяют механизмы, уравновешивающие силы инерции первого
порядка.

Наиболее широкое применение на автомобилях имеют четырехцилиндро-
вые двигатели. В спектре вибрации опор силового агрегата с таким двигате-
лем составляющая 2п/60, вызванная опрокидывающим моментом, имеет
наибольший уровень при малой и средней частотах вращения коленчатого ва-
ла двигателя, а при более высокой частоте (п > 2500 мин-1) наибольший
уровень имеет составляющая с такой же частотой, вызванная неуравновешен-
ной силой инерции второго порядка. При движении автомобиля в спектре
виброскорости опор силового агрегата значительны низкочастотные состав-
ляющие, близкие к частоте собственных вертикальных колебаний силового
агрегата, а также составляющие с частотой и/60 и 2и/60, вызванные работой
двигателя. В спектре виброскерости основания кузова автомобилей с четы-
рехцилиндровыми двигателями в области звуковых частот наибольший уро-
вень имеет составляющая с частотой 2и/60, причем на панели основания ку-
зова ее уровень выше, чем на лонжероне подрамника. При движении по ров-
88
7.	Наибольшие значения составляющих спектра вибрации
с частотой 2п/60 передней части пола кузова автомобилей
с четырехцилиндровыми двигателями

Характеристики автомобиля и двигателя	Режим движения автомобиля	Наибольший уровень составляющей с частотой 2п/60		п, мин-1
		V, м/с	Aj , м/с2	
Малого класса:  Vft = 1200 см3	Третья передача, рав- номерное движение	0,5	3,14	3000
Vfr = 1480 см3	Третья передача, мед- ленный разгон с 40 до 120 км/ч	1	10	1600 ... 4800
с задним расположе- нием двигателя, = = 1197 см3	Четвертая передача, равномерное движе- ние	0,6	3,7	3000
переднеприводны й, Г/, = 1100 см3	Третья передача, рав- номерное движение	0,14	0,88	3000
То же, V/j - 1480 см3	Вторая передача, мед- ленный разгон с 20 до 70 км/ч	0,5	4,6	1250 ...4400
Среднего класса, = = 2440 см3	Четвертая передача, равномерное дви-	0,13	1.1	4000

жение

ной дороге наибольший уровень вибрации кузова легкового автомобиля с
частотой 2и/60, вызываемый работой четырехцилиндрового двигателя, изме-
няется в пределах, которые приведены в табл. 7. Большие уровни вибрации
кузова соответствуют режиму, при котором возникают изгибные колебания
силового агрегата или рамы автомобиля.

Ё последнее время нашли применение пятицилиндровые рядные поршне-
вые двигатели. Ранее считалось, что двигатели такого типа не следует приме-
нять на автомобилях, так как им присуща повышенная неуравновешенность.
Действительно, в отличие от других двигателей, которые широко применя-
ются на автомобилях, в пятицилиндровых рядных двигателях неуравнове-
шен момент сил инерции первого порядка с частотой п/60 и момент сил инер-
ции второго порядка с частотой 2и/60. Оба неуравновешенные моменты дви-
гателя действуют вокруг поперечной оси инерции силового агрегата, вызы-
вая его ’’галопирование”.

Шатунные шейки коленчатого вала двигателя Р-5 располагают по окруж-
ности под одинаковым углом 144° для получения равномерного чередования
рабочих ходов. Значение каждого из неуравновешенных моментов сил инер-
ции зависит от относительного расположения по окружности шатунных
шеек. Изменяя расположение шатунных шеек, можно добиться, чтобы век-
тор одного из неуравновешенных моментов был минимален, однако при
этом значение другого момента будет максимально. Обычно схему располо-
жения шатунных шеек пятицилиндровых рядных двигателей выбирают та-
89
ким образом, чтобы величина суммарного вектора момента с частотой п/60
была минимальна. В этом случае величина суммарного вектора момента с
частотой 2н/60 является максимальной. При расположении шатунных шеек
коленчатого вала по схеме 1—4—3—2—5 относительная амплитуда вектора
момента сил инерции первого порядка пятипилиндрового рядного двигате-
ля равна 0,440/, а второго порядка — 4,98Х/.

На рис. 35 представлены спектры виброскорости легкового автомобиля
с дизелем Р-5, полученные при частоте вращения коленчатого вала и =
= 750 мин'4 , когда вибрация силового агрегата наибольшая. По мере увели-
чения частоты вращения коленчатого вала вибрация заднего торца коробки
передач начинает повышаться, а вибрация передней опоры дизеля резко
уменьшается. На передней боковой опоре двигателя преобладает вибрация
с частотой 2,5и/60 основной гармоники опрокидывающего момента, а на зад-
нем торце коробки передач с частотой 2и/60. Под действием момента сил
инерции первого порядка вибрация силового агрегата с дизелем Р-5 менее
интенсивна, чем под действием момента сил инерции второго порядка.

Исследования вибрации головок цилиндров дизеля показали, что наи-
больший уровень имеет составляющая спектра виброскорости с частотой
0,5и/60. Ранее отмечалось, что на ряде четырехтактных двигателей составля-
ющая спектра с частотой 0,5н/60 появляется в результате неодинакового
протекания рабочего процесса по цилиндрам. Природа появления составляю-
щей с частотой 0,5и/60 для данного двигателя иная. Частота 0,5 «/60 соответ-
ствует частоте рабочего процесса в одном цилиндре четырехтактного двигате-
ля, проявляется эта частота в спектре вибрации потому, что цилиндры иссле-
дуемого дизеля имеют индивидуальные головки. В этом случае становится
ясным увеличение уровня этой составляющей на режиме полной нагрузки
по сравнению с режимом холостого хода дизеля. Наличие интенсивных сос-
тавляющих в спектре вибрации с частотой 0,5«/60 крайне нежелательно
ввиду резонансных явлений. Резонанс был обнаружен при исследовании виб-
рации дизеля, однако он вызвал меньшую вибрацию, чем резонанс, возни-/
кающий от действия основной гармоники
опрокидывающего момента дизеля с частотой
2,5и/60.

Сравнение вибрации двух двигателей с
разными способами смесеобразования показа-
ло, что вибрация дизеля с непосредственным
впрыскиванием оказалась больше, чем вибра-
ция вихрекамерного дизеля (например, при
полной нагрузке и п = 2800 мин-1 в 1,75 раза).
Это отразилось и на уровнях шума испытанных

Рис- 35. Спектры виброскорости, полученные при
испытании легкового автомобиля с дизелем Р-5 на
стенде с беговыми барабанами, без нагрузки, на чет-
вертой передаче, п = 750 мин1
1 — двигателя; 2 - кузова
двигателей. При испытаниях в номинальном режиме на моторном стенде
уровни звукового давления на расстоянии 0,25 м составили для одного дизе-
ля с непосредственным впрыскиванием 115 дБА, для другого — ИОдБА.
Таким образом, из результатов экспериментальных исследований вибрации
пятицилиндровых дизелей следует, что основным возмущающим фактором
при малой и средней частоте вращения коленчатого вала является опрокиды-
вающий момент, а при высокой частоте — неуравновешенный момент сил
инерции второго порядка. Неуравновешенный момент сил инерции первого
порядка кривошипно-шатунного механизма при исследованной схеме распо-
ложения шатунных шеек коленчатого вала 1—4— 3—2—5 проявляется в
спектре вибрации опор силового агрегата в гораздо меньшей степени, чем
момент сил инерции второго порядка.

На отечественных и зарубежных грузовых автомобилях получили рас-
пространение дизели V6-90 . Дизели V6- 90 имеют неравномерное чередова-
ние вспышек в цилиндрах, что вызывает повышенную неравномерность кру-
тящего момента, которая особенно проявляется при малой частоте вращения
коленчатого вала и на режиме холостого хода двигателя. На первых опытных
образцах это приводило к повышенной вибрации автомобиля. Для определе-
ния путей снижения вибраций исследовались возмущающие факторы, дейст-
вующие в двигателе ЯМЗ-236, которые применяются на автомобилях семей-
ства МАЗ. Двигатель имеет неравномерное чередование вспышек по углу
поворота коленчатого вала: 90—150—90—150—90—150°. Период изменения
кривой суммарного крутящего момента 240°. Анализ кривой суммарного
крутящего момента при малой частоте вращения коленчатого вала показал,
что главными гармоническими составляющими являются гармоники с часто-
той 1,5л/60; 3,0/7/60: 4,5и/60. Амплитудные значения этих гармоник 400 ...
655 Н-м. Частота колебаний неуравновешенного момента дизеля V6-90°,
действующего в горизонтальной плоскости, равна удвоенной частоте враще-
ния коленчатого вала. Амплитудное значение момента сил инерции второго
порядка при малой частоте вращения коленчатого вала 1440 Н-м.

Двигатели V8-90° теоретически являются полностью уравновешенными.
Их широко используют на грузовых автомобилях и автобусах. При малой
частоте вращения коленчатого вала на режиме холостого хода и вибрациях
двигателя и автомобиля преобладает частота 4и/60 основной гармоники оп-
рокидывающего момента двигателя. По мере увеличения частоты вращения
коленчатого вала на общий уровень вибрации дизеля V8-90° оказывает су-
щественное влияние частота и/60 основной гармоники, вызываемой остаточ-
ным дисбалансом силового агрегата в сборе. При движении грузового авто-
мобиля на раме и в кабине преобладает низкочастотная вибрация В спектрах
вибрации кабины присутствует составляющая с частотой 4н/60, однако ее
значение гораздо ниже, чем низкочастотных составляющих спектра вибро-
скорости, вызываемых кинематическим возбуждением автомобиля

На грузовых автомобилях находят применение дизели VI0-90°. Дия
дизелей V10-90° характерно неравномерное чередование рабочих ходов по
углу поворота с частотой 2,5и/60. У этого дизеля неуравновешен момент сил
91
Рис. 36. Спектры виброскорости лег-
кового автомобиля классической
компоновки (испытания на стенде
с беговыми барабанами; четвертая
передача; va = 120 км/ч; п =
= 4300 мня-1) :

J - коробка передач; 2 — поперечи-
на кузова

инерции второго порядка, дейст-
вующий в горизонтальной плос-
кости. При проектировании авто-
мобиля с дизелем V8-90° или
VI0-90° необходимо решить воп-
рос о возможной унификации
подвески силового агрегата. Экс-

перименты показали, что спектры виброскорости кабин при движении авто-
мобилей с дизелями V10-90° имеют низкочастотный характер, преобладает
вибрация с частотой до 25 Гц. Было определено,что подвеска, унифицирован-
ная с подвеской дизеля V8-90°, может быть применена на дизеле VI0-90°,
однако минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала должна
быть повышена до п = 650 мин-1.

Виброакустические исследования автомобиля имеют определяющий ха-
рактер. Рассмотрим результаты исследования вибрации и внутреннего шума
на стенде с беговыми барабанами на примере легкового автомобиля с приво-
дом на задние колеса. На автомобиле определялись пути распространения
вибрации. При исследованиях была отмечена высокая вибрация поперечины
задней опоры силового агрегата и задней части пола кузова (рис. 36). При
скорости автомобиля более 100 км/ч на коробке передач, поперечине и на
передней части пола кузова преобладала вибрация с частотой 2и/60, вызывае-
мая работающим двигателем. Вибрации заднего моста и задней части пола
кузова незначительно различались, что свидетельствовало о незначительной
виброизоляционной характеристике задней подвески исследуемого автомо-
биля в области звуковых частот. При скорости движения более 100 км/ч
в спектре вибрации заднего моста и кронштейна рессоры преобладающей бы-
ла частота ик/60. В спектре виброскорости задней части пола кузова в зави-
симости от скорости движения автомобиля преобладала вибрация с частотой
2и/60 или с частотой ик/60. В табл. 8 приведены вибрационные характе-
ристики различных панелей кузова испытанного легкового автомобиля, их
частоты собственных изгибных колебаний располагаются в диапазоне 70 ...
360 Гц. Экспериментально установлено, что панели кузова резонируют обыч-
но в диапазоне частот 70 ... 150 Гц при совпадении с вынужденной частотой
2н/60иик/60.

Зная действительное значение динамических сил и модуль входной под-
вижности, можно судить о вибронагруженности кузова (рамы) автомобиля.
В зоне действия основных возмущающих факторов двигателя (Р-4 имеет
92
8.	Частоты собственных колебаний и коэффициент
затухания колебаний панелей пола кузова
легкового автомобиля

Части пола	Частоты собст- венных колеба- ний fc, Гц	Скорость спа- дания уровня колебаний D, дБ/с	Коэффициент затухания 7= 1,8340-2£>//с
Передняя:			
левая	150	160	0,02
правая Задняя:	120	150	0,023
левая	85	115	0,025
правая  Под задним сидением:	70	120	0,031
левая	85	135	0,029
правая Наклонная:	100	130	0,024
левая	165	90	0,01
правая	190	95	0,0092
Туннель в задней	360	90	0,0046

части кузова

диапазон 100 ... 200 Гц) модуль входной подвижности кузова не должен
увеличиваться и желательно, чтобы он изменялся в соответствии с измене-
нием подвижности массы. Если кузов легкового автомобиля обладает в
местах крепления силового агрегата достаточной жесткостью, то при динами-
ческой силе 10 Н в диапазоне 100 ... 200 Гц обычно Пвх (0,25 ... 0,3) 10-2м/с.
Однако, как показала практика, есть кузова, где Пвх = (3 ... 5) 10-2 м/с.
Это относится к автомобилям, где поперечины кузова, на которые опирает-
ся двигатель, имеют недостаточную жесткость или опора двигателя соеди-
няется с лонжероном консольно, что вызывает закручивание лонжеронов
кузова. Экспериментально определенные значения Пвх в точках крепления
силового агрегата на ряде автомобилей приведены в табл. 9. В ряде случаев
подвижность кузова автобуса в местах крепления промежуточной опоры
карданной передачи повышается, что приводит к увеличению вибрации осно-
вания автобуса (см. разд. 5.1).

В табл. 10 приведены наибольшие значения /7ВХ кузова или рамы в мес-
тах крепления элементов подвески автомобиля.

В точках крепления подвески легкового автомобиля подвижность кузо-
ва не должна повышаться на частотах, близких к тем, при которых вибра-
ционная подвижность шин наибольшая (для радиальных шин 80 ... 100 Гц,
для диагональных шин 150 ... 200 Гц). С этой частотой не должны возбуж-
даться элементы подвески автомобиля.

Зная переходную подвижность, можно определить передаточную функ-
цию кузова. При возбуждении кузова в местах крепления передней подвес-
ки автомобиля передаточная функция изменяется в пределах 0,14 ... 0,42.
Большие значения соответствуют диапазону частот 80 ... 200 Гц, когда проис-
ходили изгибные колебания панелей кузова. Для определения передаточной
93
9.	Наибольшие значения модуля входной подвижности [в м/с (Гц) ] кузова
или рамы в точках крепления силового агрегата

(диапазон частот 100 ... 200 Гц, возбуждающая сила ЮН)

Испытанный образец автомобиля	Передние опоры		Задняя опора
	левая	правая	
Легкового малого класса:  Г/г = 1100 см3	-	-	1,0-Ю-2 (130)  Г/г = 1480 см3	-	-	5,410-2(180)  Г/г = 1200 см3	0,28-10-2 (200)	0,12-10-2 (200)	1,0-10-2 (160)  Легкового среднего класса, 0,24-10-2 (100)	0,24-10-2 (100)	3,15-10-2 (100)  Vh = 2440 см3  Грузопассажирского,	4,0-10~2 (130)*	3,92-10~2 (100)*	0,62-10“2 (200)  17, = 2470 см3			

Рама автомобиля имеет повышенную вибрационную возбудимость.

10.	Наибольшие значения модуля входной подвижности [в м/с (Гц) ]
кузова или рамы автомобилей в точках крепления
элементов подвески (диапазон частот

20 ... 200 Гц, сила 10 Н)

Автомобиль	Точки крепления амортизаторов подвески		Точки крепления рессор	
	передней	задней	передняя	задняя

Легковой:

малого класса, - = 1480 см3	—	0,14 (200)	—	0,14 (60)
среднего класса,	—	0,5 (200);	0,2 (200);	0,28 (160);
Г/г = 2440 см3		0,3 (38)	0,085 (25)	0,12 (80)
Г ру зопассажирский,	2,0 (115)	0,63 (200);	0,16 (53, 90)	0,315 (ПО)
Г/г = 2440 см3		0,45 (50)		

функции при рассмотрении вибрационных процессов, имеющих когерент-
ный характер, надо располагать не только значениями входной и переход-
ной подвижности, но и фазового угла между ними.

Вибрационная подвижность кузова в местах крепления силового агре-
гата может быть различной, что можно рассмотреть на примере двух автомо-
билей. Механический импеданс кузова автомобиля № 1 в зоне крепления
задней опоры силового агрегата гораздо ниже, чем в зоне крепления перед-
них опор (рис. 37,а). Механическому импедансу кузова в точках крепления
передних опор двигателя в диапазоне 40 ... 500 Гц соответствует динамичес-
кая жесткость кузова 9000 кН/м, а в точке крепления задней опоры гораздо
94
Рис. 37. Спектр модуля механического импеданса кузова легкового автомобиля в мес-
тах креплении силового агрегата:

а — автомобиль № 1; б - автомобиль № 2; 1 - задняя опора; 2 — передняя опора

ниже — 1800 кН/м. Частоты, при которых звуковое давление имеет макси-
мумы в кузове автомобиля № 1, соответствуют 70, 130 и 280 Гц. Первые две
частоты возбуждаются при движении автомобиля со скоростью 120 км/ч ра-
ботающим двигателем и вращающимся карданным валом. Значение звуко-
вого давления при возбуждении кузова автомобиля № 1 в точке крепления
задней опоры достигает 93 дБ при 130 Гц, а в точке крепления передних
опор — 73 дБ при 130 Гц (рис. 38,а).

Как и у автомобиля № 1 импеданс кузова автомобиля № 2 ниже в мес-
те крепления задней опоры силового агрегата (рис. 37,6). Это приводит к
увеличению виброакустической возбудимости кузова и повышению внутрен-
него шума при движении автомобиля, когда п ~ 2500 мин-1 (85 Гц).

В табл. 11,12 приведены данные об акустической возбудимости кузовов
автомобилей с четырехпилиндровыми двигателями. Из таблиц видно, в кг(-
кой степени уменьшается возбудимость при наличии шумоизоляционных
материалов по сравнению с ’’черным” кузовом автомобиля.

Рассмотрим результаты исследования грузопассажирского автомобиля
рамной конструкции. Виброакустическая возбудимость кузова зависит от
характера вибрации рамы автомобиля. Из рис. 39 следует, что входная под-
вижность рамы в зоне задних опор силового агрегата значительно превышает
подвижность рамы в зоне передних опор при частотах более 100 Гц, что обус-
ловливает высокие значения звукового давления в кузове этого автомобиля.
По значению модулей входной и переходной подвижности могут быть опре-
делены передаточные функции при возбуждении рамы в местах крепления
рессор и амортизаторов. В диапазоне частот до 100 Гц передаточная функция
95
1,0Б

1

п

F=10H

г I F=10H

100

F=10H

90

80

10

60

Рис. 38. Спектры звукового давления в легковом
автомобиле при возбуждении кузова постоянной
единичной динамической силой в местах крепле-
ния силового агрегата:

а — автомобиль № 1; б — автомобиль № 2; 1 - зад-
няя опора; 2 — передняя опора

500 1000 f , Гц 20

200 500 f,Гц

6)

Рис. 39. Спектр модуля входной подвижности
рамы грузопассажирского автомобиля в местах
крепления силового агрегата:

1 — передняя опора; 2 — задняя опора

11. Наибольшие значения акустической возбудимости автомобилей
при возбуждении кузова в местах крепления
силового агрегата (диапазон частот 40 ... 200 Гц,
возбуждающая сила F = 10 И)

Автомобиль	Точка измерения (по ГОСТ 19358-85)	L, дБ		
		Правая пе- редняя опора	Левая пе- редняя опора	Задняя опора

Легковой:	1	—	—	90
с задним расположением				90
двигателя, Vft = 1197 см3	2	94	—	
		170		
классической компо-	1	74	(89)	94 (97)
новки, К/, = 2440 см3		140	(150)	130 (55)
Автомобиль	Точка измерения (по ГОСТ 19358—85)	L, дБ		
		Правая пе- редняя опора	Левая пе- редняя опора	Задняя опора
	2	(84)	—	90 (100)
		(162)		90 (162)
классической компо-	1	80	80	86
новки, Vf, — 1480 см3		160	160	170
	2	—	—	84
				170
Грузопассажирский,	1 (место водителя)	91	—	87
Г/г — 2440 см3		120		120
	2 (пассажирское	84	—	85
	помещение)	150		150

Примечание. В знаменателе приведена частота в Гц; в скобках — данные по
’’черному” кузову.

12. Наибольшие значения акустической возбудимости автомобилей
при возбуждении кузова в местах крепления элементов подвески
(диапазон частот 10 ... 200 Гц, возбуждающая сила 10 Н)

Автомобиль	Точка измерения (по ГОСТ 19358-85)	Т.ДБ			
		Крепление амортизаторов		Крепление рессор	
		переднего	заднего	переднее	заднее
Легковой:  Vft — 1480 см3	1	-	-	79  160	-
	2	-	79  100	-	—
Vh = 2440 см3	1	—	(92)  (150)	-	(91)*  (150) *
	2	"• -	(93)  (150)	—	(96)*  (150)
Автомобиль	Точка.измерения (по ГОСТ 19358-85)	Г, дБ			
		Крепление амортизаторов		Крепление рессор	
		переднего	заднего	переднее	заднее

Г рузопассажирский,	1	86	92	92	91*
17/ = 2440 см3		55	33	63	53
	2	86	90	88	92
		15	15; 40	63	15

* Значения, полученные при возбуждении кузова в месте крепления переднего кон-
ца рессоры.

Примечание. В знаменателе — частота в Гц; в скобках - данные по ”черному”
кузову.

имеет значение больше единицы, поэтому вибрация лонжеронов была иссле-
дована более подробно в 17 точках, при этом регистрировалась амплитуда
виброскорости и фаза колебаний. При возбуждении рамы динамической си-
лой 10 Н одноузловые колебания рамы наступали при 55 Гц, а при 130 и
315 Гц рама совершала трех- и четырехузловые изгибные колебания. Боль-
шая вибрация рамы в зоне задних опор силового агрегата зарегистрирована
при частоте 130 Гц (рис. 40). Силовой агрегат на автомобиле прикреплен к
продольным лонжеронам рамы через промежуточные кронштейны.

Опыты показали, что вибрация рамы уменьшается при ее возбуждении
непосредственно за лонжероны. При переносе точки возбуждения рамы из
пучности в узел исключаются изгибные колебания при частоте 55 Гц и значи-
тельно снижаются вибрации рамы при других частотах возбуждения. Испы-
тания опытных вариантов подвески силового агрегата меньшей жесткости,
имеющих несущественные конструктивные отличия от серийного варианта,
показали, что при использовании лучшего из вариантов подвески силового
агрегата акустическая возбудимость кузова понизилась в 4 раза при частоте

Среднегеометрически частота в третьоктаве, Гц	  Частота вращения коленчатого вала, мин~1	-	. 			40  2400	50  3000	63  3770	80  4800
Сила, передаваемая через под-				
веску, И		9	8	8	14
Импеданс кузова в месте крепления задней опоры силового агрегата Ми, Н-с/м	  Виброскорость vlO4, м/с:	9	7	5,1	3,5
эксперимент		15	16	20	45
расчет 		10	11	16	40
Рис. 40. Амплитудно-фазовые характеристики рамы грузопассажирского автомобиля
при частоте 130 Гц в местах крепления силового агрегата:

1 — возбуждение рамы у передних опор; 2 — возбуждение рамы у задних опор
сплошные кривые — фазовые характеристики; штриховые кривые — амплитудные
характеристики

130 Гц. Таким образом было выяснено, что высокая виброакустическая воз-
будимость автомобиля обусловлена резонансом, вызванным совпадением
частоты основной гармоники двигателя с частотой собственных изгибных
колебаний рамы, равной 130 Гц. При этом основная доля вибрационной
энергии передается на раму через задние опоры силового агрегата.

Динамические силы, передаваемые через подвеску силового агрегата
автомобиля, определяют прямым и косвенным путем. Измерения динами-
ческих сил на грузовом автомобиле с дизелем V6-90 при резонансных ко-
лебаниях на режиме холостого хода автомобиля показали, что при п — 500 ...
1800 мин-1 осциллограммы вибросмещений и передаваемых сил схожи. В
обоих случаях вибрация происходит с основной частотой опрокидывающего
момента двигателя 1,5и/60. При резонансе среднее значение амплитуды
передаваемой силы составила 650 ... 850 Н значения амплитуды передавае-
мой силы при п = 600 ... 1000 мин-1 двигателя невелики 50 ... 200 Н. Жест-
кое крепление боковых опор приводит к резкому возрастанию динамичес-
ких сил, передаваемых на раму автомобиля, и повышению уровня шума
в кабине автомобиля: по шкале С на 6 дБ, по шкалам В и А — на 3 дБ.
Общий уровень шума в кабине определяется интенсивностью тех ясе состав-
ляющих, которые вызывают вибрацию автомобиля.	о

Результаты исследования легкового автомобиля с двигателем V4-90
приведены ниже.

100	125	160	200	250	315	400	500
ЗОбО	3750	4800	4000	5000	4800	4600	4200
20	14	25	6	9	6	1.8	1,5
3,5	3,6	3,3	3,0	2,0	0,65	0,32	0,6
65	35	76	22	46	90	50	20
57	30	76	20	45	92	56	25
__	_____________j—_j,	—ivpvj ии/дттпли WXItrpy UHJ1CTBV1 U Hi p IHTii, НС
превышают 25 H. При изгибных колебаниях силового агрегата сила равна
20 Н (и = 3000 мин-1). При частоте 315 Гц происходит снижение механичес-
кого импеданса поперечины задней опоры силового агрегата, поэтому не-
смотря на небольшое значение передаваемой силы, вибрация поперечины
имеет наибольшее значение.

Характер изменения сил, передаваемых через подвеску силового агре-
гата легкового автомобиля, показан на рис. 34,в. Наибольшие значения сил
соответствовали п — 4000 ... 5800 мин-1 коленчатого вала, когда амплитуда
неуравновешенной силы инерции второго порядка двигателя достигала мак-
симума и возникали изгибные колебания силового агрегата автомобиля
(п = 4800 мин-1).

По результатам измерений вибрации и подвижности кузовов двух авто-
бусов установлено, что через промежуточную опору карданной передачи пе-
редаются силы, равные 20 ... 125 Н. Наибольшие значения сил соответствуют
частотам ик/60 и 2ик/60 (ик - частота вращения карданного вала).

При кинематическом низкочастотном возбуждении силового агрегата

силы, передаваемые от шасси на опоры двигателя, определяют косвенным
путем. При движении автомобиля по неровной дороге значения сил, переда-
ваемых от рамы, возрастают в 5 раз по сравнению с движением автомобиля
по ровной дороге. При относительно жесткой подвеске силового агрегата
на грузовом автомобиле силы, передаваемые со стороны рамы на опоры ди-
зеля, достигают 1000 ... 2700 Н. При движении автомобиля по специальным
дорогам полигона наибольшие значения этих сил могут достигать 4250 Н. На

легковом автомобиле при движении по дороге с неровным покрытием зна-
чения динамических сил, передаваемых через переднюю опору силового агре-
гата, составляют 65 ... 90 Н, а при неустановившихся режимах движения авто-
мобиля могут достигать также 1150 ... 4400 Н.

Динамические характеристики виброизоляторов определяют виброизоля-
ционные качества различных колебательных систем автомобиля. Из результа-
|Тов испытаний следует,что входная подвижность резинового виброизолятора
в определенном диапазоне частот меняется по закону, близкому к подвижнос-

ти идеального упругого элемента, т.е. повышает-
ся с увеличением частоты с интенсивностью 6 дБ
на октаву (рис. 41) . Используя эту зависимость,
можно определить динамическую (комплекс-
ную) жесткость резинового виброизолятора.
Особенно важно знать сравнительные динамичес-
кие характеристики резиновых внброизоляторов

Рис. 41. Спектры модуля входной подвижности резино-
вых виброизоляторов подвески силового агрегата лег-
кового автомобиля при сжатии:

1 — трапецеидальной формы; 2 — прямоугольной
формы
автомо иля, изготовленных наоснове натурального (НК) и синтетического
(СК) каучуков. В настоящее время сведения об их сравнительных динами-
ческих характеристиках недостаточны, поэтому замена виброизоляторов на
основе НК виброизоляторами на основе СК может привести к негативным
результатам, ухудшающим виброизоляцию автомобиля. При исследовании
сборного виброизолятора серийной опоры силового агрегата автомобиля,
состоящего из верхнего и нижнего резиновых элементов, стянутых распор-
ной втулкой, изготовленных на основе НК и СК, получены следующие

данные:			
Основа резины		. . . .	НК	НК	СК
Твердость по ТИР 		  Жесткость, кН/м:	. . . .	60	40	45
статическая.			. . . .	660	460	640
динамическая		, , . .	1460	670	1350

Из приведенных данных видно, что несмотря на почти одинаковую твер-
дость виброизоляторов из резин на основе НК и СКИ, динамические харак-
теристики их существенно различаются.

Динамическая жесткость виброизолятора на основе СК выше, чем на
основе НК почти в 2 раза при примерно одинаковой твердости. Испытания на
автомобиле показали, что при использовании в подвеске силового агрегата
виброизоляторов на основе СК вместо виброизоляторов на основе НК внут-
ренний шум в автомобиле возрастает. При разгоне автомобиля на второй
передаче (методика оценки шума по ГОСТ 19358—85) звуковое давление
в октаве 125 Гц повышается на 6 дБ, т.е. в 2 раза. Звуковое давление в окта-,
ве 125 Гц примерно одинаковы как при применении в подвеске силового
агрегата виброизоляторов из резины на основе НК твердостью 60 единиц,
так и при использовании виброизоляторов из резины на основе СК с мень-
шей твердостью (45 единиц).

В табл. 13 приведены и систематизированы результаты испытаний рези-
новых виброизоляторов подвески силовых агрегатов ряда автомобилей дву-
мя методами исследования динамических характеристик резиновых вибро-
изоляторов, упомянутых ранее. Для виброизоляторов легковых автомоби-
лей, изготовленных на основе НК, динамическая жесткость превышает ста-
тическую в 1,1 ... 1,3 раза. Разница между динамической и статической жест-
костью у сборных опор силового агрегата, состоящих из верхнего и нижнего
резиновых элементов, соединенных распорной втулкой, гораздо выше, чем
у армированных виброизоляторов. Динамическая жесткость опор силового
агрегата такой конструкции выше статической в 1,9 ... 2,2 раза. Коэффи-
циент демпфирования резиновых виброизоляторов подвески силового агре-
гата изменяется в пределах 0,075 ... 0,115.

’’Дорожный’’ шум, вызываемый динамической вибрационной системой
’’дорога — шина — подвеска — кузов автомобиля”, относится к системам с
’’плохой” структурой [6]. Описание связей такой системы можно проводить
с помощью методов математического планирования эксперимента, используя
полином и-го порядка [формула (40) ] и матрицу независимых переменных.
13. Параметры подвесок силовых агрегатов автомобилей

Виброизоля- торы	Вид нагруже- ния резино- вых элементов	Основа, марка резинового элемента	Твер- дость по ТИР	Жестко  стати- ческая	сть, кН/м  динами- ческая (комп- лексная)	Коэффи- циент демпфи- рования (резо- нансный метод)

ГАЗ-3102, ГАЗ-24, "Москвич-2138", ЗАЗ-968М

Передние ле-	Сжатие	НК, 1847	45	350	435	(395)	0,1
вый и правый	Сдвиг	"Москвич-2140		60	70	—	0,095
Передний ле-	Сжатие	НК, 1847	48	230	290	(220)	0,086
вый	Сдвиг			65	80	—	0,1
Передний	Сжатие	НК, 1847	50	250	330	(315)	0,098
правый	Сдвиг	У А 3-452		70	90	—	0,075
							
Передний (в	Сжатие	Верхний эле-	64	480	—	(900)	—
сборе)		мент НК, 2959; нижний эле- мент НК 1847	50				
Задний (в		Верхний эле-	64	560	—	(1210)	—
сборе)		мент СКИ, 6620; нижний эле- мент СКИ, 1847	58				
		ВАЗ-2101					
Задний	Вертикаль-	НК, 1847	40	80	—		0,115

ный сдвиг

Примечание. Данные без скобок получены по методу построения резонансной
кривой, данные в скобках — по методу входного импеданса.

При исследовании методами математического планирования экспери-
мента шума, передаваемого через заднюю подвеску легкового автомобиля
классической компоновки, в качестве функций отклика были приняты виб-
роускорения неподрессоренных масс и кузова: динамические силы, воздей-
ствующие на подвеску со стороны неподрессоренных масс, и звуковое дав-
ление в автомобиле. Значимость факторов можно оценить по критерию Стью-
дента. Анализ значений коэффициентов регрессии, характеризующих влия-
ние исследуемых факторов на уровень шума в автомобиле, показал следую-
щее расположение количественных и качественных факторов в порядке их
убывания: D - va - Ш - ка - рш - кр, где D — тип покрытия дороги; Ш —
модель шины; vc — скорость автомобиля; ка, кр — жесткость резиновых эле-
ментов крепления соответственно амортизаторов и рессор к кузову; рш —
давление в шинах.

Из полученных результатов исследования следует, что на шум, вызывае-
мый дорожными неровностями, прежде всего оказывают влияние зксплуа-
102
Рис. 42. Спектры звуково-
го давления в легковом
автомобиле при динами-
ческой силе возбуждения
кузова ЮН:

1 и 2 — в местах крепле-
ния рессоры; 3 — в месте
крепления амортизатора

Рис. 43. Спектры динами-
ческих сил в кузове лег-
кового автомобиля (чет-
вертая передача, va =
= 100 км/ч):

1 и 2 — в местах крепле-
ния рессоры; 3 — в месте
крепления заднего аморти-
затора

Рис. 44. Спектр звукового
давления в кузове легко-
вого автомобиля:

I—3 — возбуждаемый виб-
рацией, передаваемой соот-
ветственно через переднюю
точку крепления рессоры,
через заднюю точку креп-
ления рессоры, через амор-
тизатор; 4 — измеренный
опытным путем (четвертая
передача, va = 100 км/ч)

тационные факторы. На рис. 42 ... 44 представлены результаты исследований
легкового автомобиля среднего класса. С учетом экспериментального опре-
деления динамических сил, передаваемых через заднюю подвеску автомоби-
ля (рис. 43), были построены спектры звукового давления для случая дви-
жения автомобиля со скоростью va = 100 км/ч (рис. 44). Определяющее
влияние на характер образования структурного шума в автомобиле оказы-
вает вибрация, передаваемая через задний амортизатор автомобиля (рис. 44).
При другом исследовании шума легкового автомобиля в качестве незави-
симых факторов принимались частота вращения коленчатого вала двигателя
*ь скорость движения автомобиля Х2 и средняя квадратическая величина
микронеровностей дорожного полотна Х3. В качестве функций отклика при-
нимались: общий уровень звука, общий уровень звукового давления, октав-
ный спектр звукового давления в диапазоне 8 ... 2000 Гц. Данные кодирова-
ния переменных, матрица полного факторного эксперимента и характерис-
тики математических моделей приведены в табл. 14 ... 16.

По экспериментальным данным рассчитывались аналитические зависи
мости функций отклика/., от оцениваемых-факторов в виде полинома:

La = 78,9 + 1,4*! + 1,7*2 + 3,9*з + 1, l*i *з — 0,8*2*3 + 0,7*!*2*3;

103
Lc = 104,1 + 0,9X2 + 4,2Хз - 0,7XiX2X3 = 112,0 + 4X3;

L6 = 108,2+ 1,7X2 + 3,3X3; £]6 = 110,8+ 1,8X2 + 4,1X3;

£31,5 =101,9+ 3,9X3;

£63 = 95,6 + l,2Xa + 4,6X3 - 1,ЗХ1Х2 - 1,IX2X3 + l,2XiX2X3;

£125 = 90,8 + 3,2Xi + IJX2 + 6,8X3 -2,8XjX3 + 1,1XiX2X3;

£250 = 79,6 + 2,7Xi + 2,7X2 + 4,9X3 — l,6XiX3;

£soo =76,2+ 1,7X2 + 2,1X2 + 3,1X3 - 1,4XiX3;

14. Данные кодирования переменных

Фактор	Кодиро- ванное значение	Уровни варьирования			Интервал варьирования
		верхний +1	нулевой 0	нижний —1	
п, МИН"1	Х1	3480	1740	0	1740
va, км/ч	х2	90	75	60	15
м	Х3	0,013	0,0087	0,0045	0,042

15. Матрица планирования

№ строки	Кодированные значения		
	Xi	Х2	Х3
1	3480	90 	0,0045
2	0	90	0,0045
3	3480	60	0,0045
4	0	60 •	0,0045
5	3480	90	0,013
6	0	90	0,013
7	3480	60	0,013
8	0	60	0,013

16. Статистические характеристики

Статистические характеристики	Математические модели			
	lA	Т'с		£в
Среднее квадратическое отклонение о	0,383	0,41	0,52	0,63
Доверительный интер- вал	0,387	0,87	1,1	1,25
Дисперсия адекватности стад	0,45	0,81	0,92	1,2
Расчетное значение критерия Фншера Fp 104	3,4	4,75	3,4	3,05
iiooo = 71,2+ 3,1X2 + 2,2A3;

£2Ooo = 64,0 + 2,1X2 + 2,3X3 - 1,6X1^ - 1,6A2263.

Проверка no F-критерию Фишера (FTa6n = 5,32) с вероятностью 95% пока-
зала, что полученные уравнения адекватно описывают исследуемый акусти-
ческий процесс.

Наибольшее влияние на общий уровень шума в исследуемом автомобиле
оказывает величина q микронеровностей дорожного полотна; следующим
по значимости фактором является скорость движения автомобиля; наимень-
шую значимость из исследуемых факторов имеет частота вращения колен-
чатого вала. Из анализа спектров звукового давления (рис. 45) можно сде-
лать следующие выводы: в октавных полосах частот 31,5 и 63 Гц шум пред-
определяется вибрацией, передаваемой через подвеску автомобиля, и зави-
сит от скорости движения автомобиля; на шум в октавных полосах более
высокой частоты оказывает влияние вибрация, передаваемая от двигателя и
трансмиссии; на весь диапазон звуковых частот оказывает влияние характер
микропрофиля дорожного полотна.

Метод планирования эксперимента позволяет исследовать внутренний
шум в легковых автомобилях с шинами радиальной и диагональной конст-
рукции [4]. При определении влияния на шум в автомобиле скорости движе-
ния, ровности дорожного покрытия, внутреннего давления в шинах, стати-
ческого дисбаланса колес и нагрузки на колесо выяснено, что до скорости
60 ... 70 км/ч конструкция шин при движении автомобиля по ровной дороге
не влияет на уровень шума в автомобиле. На дороге с брусчатым покрытием
при замене диагональных шин радиальными шум повышается в среднем на
1 дБА. При скорости автомобиля более 60 км/ч существенное влияние на
шум оказывает дисбаланс колес, поэтому целесообразно, чтобы дисбаланс
колес не превышал 0,11 кг-м. На дорогах с ровным покрытием с увеличе-
нием скорости уровень шума возрастает в большей степени, чем на дорогах,
имеющих большую высоту микронеровностей.

Особенности вибрационных характеристик переднеприводных легковых
автомобилей обусловлены тем, что основные агрегаты расположены в непо-
средственной близости один от другого, вследствие этого необходимо, что-

математнческих моделей

Lie	1-31,5	1-63	1-125	1250	1-500	1-1000	1-2000
. 0,8	0,71	0,63	0,52	0,77	0,39	0,822	0,52
1,72	1,51	1,15	0,68	1,65	0,83	1,79	1,1
2,0	1,25	1,05	0,75	0,85	0,25	2,05	1.2
3,1	2,5	3,8	2,8	1,42	1,7	3,05	4,45
Рис. 45. Расчетные спектры звукового дав-
ления в кузове легкового автомобиля ма-
лого класса с приводом на задние колеса:

1 — п — 1740 мин-1; va = 75 км/ч; q =
— 0,0087 м; 2 — п = 3870 мин~1; va =
= 75 км/ч; q = 0,0087 м; 3 — п —
= 3870 мин-1; va = 100 км/ч; q =
- 0,0087 м; 4 - п = 3870 мшт4 ; va =
= 100 км/ч; q = 0,013 м

бы спектры частот собственных коле-
баний этих агрегатов располагались
в определенном интервале. В против-
ном случае возможно возникновение
резонансных колебаний автомобиля,
когда двигатель работает с минимально

устойчивой частотой вращения коленчатого вала на режиме холостого хода
(для четырехцилиндрового двигателя при п = 700 ... 800 мин-1 частота воз-
буждения составляет 23 ... 27 Гц). Резонанс вызывает неприятные ощущения
у водителя и пассажиров. Необходимо прежде всего определить значения
собственных частот и формы колебаний: кузова, силового агрегата, транс-
миссии, системы выпуска двигателя и рулевого колеса [14]. Подвеска сило-
вого агрегата переднеприводного автомобиля воспринимает значительные
нагрузки при действии реактивного момента [14]. Например, при попереч-

ном расположении двигателя мгновенная нагрузка на опору силового агрега-
та при трогайии автомобиля достигает 2 кН. Для предотвращения значитель-
ных относительных перемещений силового агрегата характеристика жесткос-
ти его подвески должна иметь прогрессивный нелинейный характер, однако
при такой характеристике подвески верхний диапазон спектра собственных
частот колебаний силового агрегата может превышать 20 Гц, приближаясь
к частотам вынужденных колебаний двигателя на режиме холостого хода
(23... 27.Гц).

Можно считать, что максимальные угловые перемещения расположенно-
го поперечно силового агрегата в направлении действия реактивного момен-
та не должны быть больше 7°, а частота собственных колебаний агрегата в
этом направлении не менее 10 и не более 19 Гц. Нижнее значение частоты
(10 Гц) установлено из условия отсутствия совпадения частот собственных
колебаний силового агрегата и полуосей трансмиссии. Частоты собственных
угловых колебаний полуосей трансмиссии обычно располагаются в диапазо-
не 3 ... 9 Гц. Кроме того, необходимо, чтобы частота собственных вертикаль-
ных колебаний силового агрегата не совпадала с собственной частотой перед-
них неподрессореиных масс автомобиля (17 ... 18 Гц). На характер крутиль-
ных колебаний трансмиссии переднеприводного автомобиля оказывают су-
щественное влияние форма и частоты собственных колебаний силового агре-
гата. Неравномерность крутящего момента на полуосях возрастает в 3 раза
при п = 4500 ... 6000 мин-1 и замене резинового виброизолятора подвески
силового аг-регата жесткой опорой. В осциллограммах крутильных колеба-
ний полуосей проявляется основная частота (2/?/60) вынужденных колеба-
ний четырехцилиндрового двигателя. Крутильные колебания с частотой
собственных колебаний трансмиссии проявляются при резком изменении
нагрузки на трансмиссию, переезде неровностей и т.п. При совпадении частот
и форм собственных колебаний силового агрегата и полуосей увеличиваются
относительные перемещения силового агрегата при его движении по неров-
ной дороге, происходит -самопроизвольное выключение рычага коробки
передач и т.п.

Как показали эксперименты, на характер колебаний силового агрегата
переднеприводного автомобиля оказывают влияние колебания системы вы-
пуска двигателя. Частоты, соответствующие первым формам изгибных коле-
баний системы выпуска, не должны располагаться в диапазоне 23 ... 27 Гц.
Во избежание резонансных колебаний низкая форма изгибных колебаний
передней части кузова и собственная частота колебаний рулевого колеса не
должна быть ниже 30 Гц. При упомянутых частотах возможен кратковре-
менный резонанс, так для рулевого колеса, в диапазоне п = 900 ... 1080 мин-1,
однако он соответствует частотам вращения коленчатого вала, на которых
двигатель работает кратковременно. Опыты показали, что при малой частоте
вращения коленчатого вала на режиме холостого хода характер работы гене-
ратора, зависящий от степени разряженности аккумулятора, может повлиять
на уровень вибрации силового агрегата. Если генератор осуществляет заряд-
ку аккумулятора при п = 600 ... 800 мин-1, то вибрация силового агрегата
может повыситься в 1,3 ... 1,5 раза.

Исходя из изложенного, можно считать, что спектр собственных частот
отдельных агрегатов переднеприводного автомобиля с поперечным располо-
жением двигателя должен быть следующим: трансмиссия 3 ... 9 Гц; силовой
агрегат 10 ... 19 Гц; неподрессоренные массы 17 ... 18 Гц; первые формы
изгибных колебаний кузова 33 ... 36 Гц; рулевое колесо 33 ... 36 Гц; первые
формы изгибных колебаний системы выпуска двигателя 12 ... 19 Гц.

При проектировании отдельных агрегатов передцеприводного автомоби-
ля с заданными частотными характеристиками необходимо отстраивать их
от частот вынужденных колебаний силового агрегата так, чтобы резонансные
частоты располагались в диапазоне п = 900 ... 1100 мин-1. Кроме того, нуж-
но, чтобы формы колебаний силового агрегата, кузова, трансмиссии и дру-
гих агрегатов не совпадали между собой.

Результаты исследования характера звукового поля в автомобиле пред-
ставляют значительный интерес, могут быть получены методом акустичес-
кой интенсиметрии. Зная поток акустической энергии, проходящий через
определенную панель, и ее размеры, можно найти звуковую мощность,
излучаемую панелью кузова.

В отличие от звукового давления, являющегося скалярной величиной,
интенсивность звука — величина векторная [см. формулу (36)]. Исследуя
характер звукового поля с помощью интенсиметра, можно определить зо-
ны вблизи панелей кузова, где звуковая мощность положительна и отрица-
107
тельна, т.е. обнаружить места, где образуются ’’истоки” и ’’стоки”. Анали-
зируя зоны, где положительная звуковая энергия максимальна, можно оп-
ределить основное направление звуковых потоков в пассажирском поме-
щении, выявить ’’истоки” с наибольшей интенсивностью и наметить по ре-
зультатам анализа конкретные пути уменьшения внутреннего шума в том
или ином автомобиле. Выявление ’’стоков” в кузове также чрезвычайно
важно. Если при различных режимах работы автомобиля отдельные участки
панелей кузова являются ’’стоками”, то нет необходимости покрывать их
акустическими материалами.

Ввиду сложного характера излучения звука в автомобиле требуется
тщательное и подробное исследование ’’истоков” и ’’стоков” вблизи панелей
кузова. В ряде случаев при определенных режимах работы автомобиля неко-
торые ’’стоки” становятся ’’истоками” и наоборот.

Исследование распределения звуковых потоков в кабине грузового ав-
томобиля с расположением кабины над двигателем показало, что при неко-
торых режимах движения и включенной системе отопления наибольшее
акустическое излучение исходит от передней панели кабины в зоне правого
дефлектора системы отопления. Аналогичное исследование кузова легко-
вого переднеприводного автомобиля с продольным расположением двига-
теля показало, что основной поток акустической энергии исходит от нижней
левой стороны перегородки мотоотсека двигателя. В области более низких
звуковых частот основной поток звуковой энергии в кузове упомянутого
легкового автомобиля замыкается в передней части кузова, а в области бо-
лее высоких звуковых частот основной поток звуковой энергии распростра-
няется в заднюю часть кузова и разветвляется на два потока. При движении
этого автомобиля на второй передаче со скоростью 60 км/ч максимальная
звуковая мощность, излучаемая перегородкой мотоотсека, составила
5,46-Ю-5 Вт, ’’истоками” также являлись лобовое стекло (1,97’Ю-5 Вт),
передняя часть пола (1,68-10-5 Вт), панель приборов (l,5310-s Вт), задний
пол (1,17-10~6 Вт). В то же время некоторые поверхности кузова автомоби-
ля не излучали звук, т.е. были ’’стоками” (крыша, панели дверей, панель
перед задним стеклом). Отсюда очевидно, что с целью снижения внутреннего
шума необходимо в первую очередь улучшить акустические характеристики
перегородки мотоотсека исследуемого автомобиля.

Исследование с целью выявления рационального применения акустичес-
ких материалов на крыше этого автомобиля, проведенное на основе анализа
карт интенсивностей звука вблизи крыши при различных режимах движения
автомобиля, показало, что большинство участков крыши являются устойчи-
выми ’’стоками”, отдельные участки крыши являлись ’’истоками” (рис. 46).
Следовательно, поролон, звукопоглощающие характеристики которого про-
являются в области высоких звуковых частот, в этом случае становится
практически ненужным, что подтвердили последующие эксперименты. Кро-
ме того, в зоны ’’истоков” низкочастотного звука крыши были наклеены
два листа битуминизированного картона, что снизило внутренний шум в
автомобиле до 3 дБА. Следует отметить, что проведенные исследования на
Рис. 46. Карта акустической интенсивности крыши лег-
кового автомобиля малого класса, полученная прн ис-
пытании на стенде с беговыми барабанами:
незаштрихованные зоны - ’’стоки”; заштрихованные
зоны — ’’истоки”

стенде с беговыми барабанами в безэховой каме-
ре не учитывали аэродинамический шум, возни-
кающий при движении" автомобиля по дороге с
повышенными скоростями (80 ... 150 км/ч). Это
необходимо учитывать, принимая окончательное
решение о рациональном расположении акусти-
ческих материалов в кузове или кабине авто-
мобиля.

Анализ звуковых полей в автобусе и легко-
вом автомобиле с дизелем показал следующие
результаты. Наибольшая интенсивность звука в
кузове автобуса была зарегистрирована у места
забора воздуха в двигатель (1,1-10-4 Вт/м2); у

люков пола, для доступа к двигателю и гидромеханической коробке передач
(3,12-Ю-3 Вт/м2); у панелей моторного отсека (3,0-Ю-4 Вт/м2); над
колесными шинами (9,0-Ю-4 Вт/м2); у мест крепления амортизаторов
задней подвески автобуса (9,6-10^ Вт/м2). Эти данные свидетельствуют
прежде всего о недостаточной акустической эффективности системы впуска
двигателя, недостаточной герметичности крышек люков мотоотсека и пане-
лей пола над ведущим мостом.

Для определения области излучения звука может быть использован
интенсиметр, который устанавливают в кузове легкового автомобиля в про-
дольной плоскости под разными углами около уха водителя (режим: начало
разгона по ГОСТ 19358-85, п — 3750 мин-1, вторая передача). Основное
излучение звука происходит от перегородки мотоотсека, расположенной ни-
же щитка приборов автомобиля (1,0'10-3 Вт/м2 в диапазоне частот 88 ...
700 Гц), при этом основной вектор интенсивности звука располагается в
четвертой четверти ниже горизонтальной оси под углом 17°.

5.	СРЕДСТВА УЛУЧШЕНИЯ
ВИБРОАКУСТИЧЕСКИХ КАЧЕСТВ АВТОМОБИЛЕЙ

Вибрация и структурный шум в автомобиле могут быть уменьшены i
источнике возникновения за счет снижения динамических нагрузок, возни
кающих при работе двигателя и трансмиссии, на путях распространена
вибрации, например, при улучшении подвески силового агрегата и вибра
10!
ционных характеристик кузова. Воздушный шум в автомобиле уменьшается
при снижении акустического излучения картерных деталей двигателя, короб-
ки передач, заднего моста, при улучшении акустических характеристик мото-
отсека и кузовных материалов, применяемых на автомобиле, при снижении
шума вентилятора системы охлаждения и шума систем впуска и выпуска
двигателя.

5.1.	СНИЖЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК,
ВОЗНИКАЮЩИХ ПРИ РАБОТЕ ДВИГАТЕЛЯ
И КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Динамические нагрузки уменьшаются при применении уравновешиваю-
щих механизмов в поршневых двигателях, а также при достижении более
равномерного протекания рабочего процесса по цилиндрам; снижении дисба-
лансов двигателя в сборе со сцеплением и карданной передачи; отсутствии
резонансов, вызываемых изгибными колебаниями силового агрегата и кар-
данных валов.

Испытания двух двигателей (серийного и специальной сборки) на легко-
вом автомобиле среднего класса показали, что первый двигатель имел дис-
баланс в плоскости шкива коленчатого вала 0,00167 кг-м и в плоскости ма-
ховика 0,0026 кг-м, второй — соответственно 0,00035 и 0,0009 кг-м. При сни-
жении дисбаланса уменьшился шум при движении автомобиля на четвертой
передаче при резонансе изгибных колебаний трансмиссии (va =125 км/ч,
п = 4200 мин-1) на 2 ... 4 дБА. При применении серийного неуравновешенно-
го четырехцилиндрового двигателя и опытного теоретически полностью урав-
новешенного шестицилиндрового рядного двигателя шум в кузове при дви-
жении на четвертой передаче с шестицилиндровым двигателем снизился в
среднем на 3 ... 5 дБА. Исследования показали, что при va = 100 км/ч уро-
вень звукового давления легковых автомобилей с шестицилиндровы'ми
двигателями равен 67 ... 71 дБА, а с четырехцилиндровыми 70 ... 73 дБА;
при va = 140 км/ч — соответственно 71 ... 78 и 77 ... 81 дБА.

В большинстве случаев четырехцилиндровые автомобильные двигатели
не имеют механизмов уравновешивания сил инерции второго порядка. В
двухцилиндровых рядных двигателях, применяемых на легковых автомоби-
лях особо малого класса выпуска последних лет, в большинстве случаев
устанавливают механизмы, уравновешивающие силы инерции первого поряд-
ка. Результаты исследования автомобилей с двухцилиндровыми двигателями
подтвердили, что при применении уравновешивающего механизма значитель-
но снижается уровень шума.

В двигателе, установленном на автомобиле № 1, не был применен урав-
новешивающий механизм, в двигателе автомобиля № 2 такой механизм был
применен. При движении на четвертой передаче наибольшая разница в уров-
нях звука у испытуемых автомобилей зарегистрирована в задней части пас-
сажирского помещения [31]. У автомобиля № 2 уровни звукового давления
110
на 5 ... 10 дБ А ниже, чем у автомобиля № 1, имеющего заднее расположение
силового агрегата. При va = 80 км/ч уровень звукового давления в октавной
полосе с частотой 63 Гц в передней части пассажирского помещения автомо-
биля № 2 на 9 дБ меньше, чем у автомобиля № 1. Эта разница в шуме вызва-
на главным образом наличием уравновешивающего механизма в двигателе
автомобиля № 2. Частота неуравновешенной силы инерции первого порядка
при va = 80 км/ч для автомобиля № 1 равна 57 Гц.

Силовые агрегаты автомобилей № 1 и № 2 грузоподъемностью 75 т с ди-
зелями V6-90° [28], характеристики которых приведены ниже, имеют повы-
шенную неравномерность опрокидывающего момента с частотой основной
гармоники полуторного порядка. В горизонтальной плоскости двигателей
действует момент сил инерции второго порядка. В двигателе автомобиля
№ 2 этот момент частично преобразуется уравновешивающим механизмом в
вертикальную силу второго порядка. Силовые установки обладают остаточ-
ной неуравновешенностью, которая проявляется с частотой первого поряд-
ка. В эксплуатационном диапазоне частот вращения (и = 700 ... 1500 мин-1)
частоты указанных возмущающих силовых факторов составляет 11,6 ...
50 Гц. Эти особенности силовых установок с двигателями V6-90° обуславли-
вают наряду с неровностями дороги низкочастотную вибрацию автомобиля,
передаваемую на рабочее место водителя. На упомянутых автомобилях была
реализована подвеска силовой установки с четырьмя цилиндрическими рези-
новыми виброизоляторами, установленными наклонно в два ряда, обладаю-
щая высокими виброизоляционными свойствами

Опытным путем было определено, что наибольший уровень имеют попе-
речная вибрация, вызываемая моментом сил инерции второго порядка и
опрокидывающим моментом. Поэтому для обеспечения наилучшей вибро-
изоляции жесткость подвески в направлении действия этих силовых факто-
ров была выбрана минимально возможной с учетом общих требований к
подвескам силовых агрегатов автомобилей. Уровень поперечной вибрации
при п > 1100 мин-1 силовой установки автомобиля № 1 в 1,5 раза выше, чем
автомобиля № 2.

Возмущающие факторы, возникающие при работе дизелей автомобилей
№ 1 и № 2, приведены ниже.

Частота вращения коленчатого					
вала дизеля, мин 4		700	900	1100	1300	1500
Амплитуды гармоник опроки- дывающего момента (кН-м) при работе дизеля на максималь- ной мощности с частотой:  1,5п		1,35	4,3	5,05	5,35	5,8
3,0и		0,75	2,9	2,6	1,95	1,25
4,5и		1,3	2,45	3,75	4,0	4,2
Момент сил инерции (кН-м) дизеля автомобиля:  № 1		2,87	- 4,75	7,09	9,91	13,3
№ 2		1,27	2,11	3,15	4,4	5,85
Сила инерции (кН) дизеля автомобиля:  №2		2,71	4,5	6,7	9,35	12,4 in
Анализ поперечной вибрации позволил отметить, что наиболее интенсив-
ные резонансные колебания силовой установки (0,25 мм при п — 1150 мин-1
с двигателем № 1) возникали от неуравновешенного момента сил инерции
второго порядка. Резонансные колебания установки с двигателем № 2 от воз-
мущений второго порядка возникали при п = 1050 мин-1, их амплитуда
составляла 0,08 мм.

Рассмотренные резонансные колебания происходят на частотах, соответ-
ствующих низшей форме изгибно-крутильных колебаний силовых агрегатов,
обусловленных конечной жесткостью подмоторной рамы, на которой закреп-
лены двигатель и генератор. При этом возникают резонансные колебания от
составляющей опрокидывающего момента полуторного порядка. На уровень
низкочастотной вибрации гармоники с частотой Зи и 4,5и оказывают незначи-
тельное влияние во всем диапазоне частот вращения коленчатого вала, за
исключением и = 1150 мин-1 для двигателя № 1 и и = 1050 мин-1 для двига-
теля № 2, где составляющая поперечной вибрации Зи/60 сопоставима с сос-
тавляющей 0,5и/60. В спектре продольной вибрации установки с двигателем
№ 1 преобладала составляющая и/60, а с двигателем № 2 — 2и/60, что объяс-
няется влиянием уравновешивающего механизма.

Как показали опыты, в автомобиле с двигателем № 1 возникает слабый
резонанс с частотой 2и/60 от составляющей опрокидывающего момента
0,5и. В автомобиле с двигателем № 2 этого явления не наблюдается. В спект-
рах вертикальных вибраций преобладают составляющие первого порядка
и/60. Наличие уравновешивающего механизма в двигателе № 2 приводит к
некоторому увеличению вертикальной вибрации во всем диапазоне эксплуа-
тационных частот вращения коленчатого вала установки, однако вибрация в
этом направлении имеет наименьший уровень. Это объясняется сравнительно
малой интенсивностью силовых факторов, непосредственно вызывающих
вертикальные деформации опор, и тем, что в вертикальном направлении опо-
ры имеют наибольшую жесткость.

Анализ наибольших значений коэффициента передачи усилий, вызывае-
мых неуравновешенным моментом сил инерции второго порядка, показал,
что для двигателя № 2 он равен 0,38 (п = 1050 мин-1), а для № 1 — 0,65
(п = 1150 мин-1).

В обоих исследованных силовых агрегатах жесткость связи корпуса ге-
нератора с корпусом дизеля недостаточна, что приводит к возникновению
изгибно-крутильных резонансных колебаний от возмущений 1,5и и 2и поряд-
ков, вызывающих значительное повышение уровня поперечных деформаций
опор. Наибольшая поперечная вибрация опор наблюдалась в автомобиле с
двигателем № 1. Таким образом, при наличии нежесткой связи дизеля с гене-
ратором применение уравновешивающего механизма, частично преобразую-
щего горизонтальный момент сил инерции второго порядка в вертикальную
силу, позволило значительно снизить уровень поперечной вибрации силового
агрегата с двигателем № 2 при некотором повышении уровней продольной и
вертикальной вибрации этой установки.

Значительные динамические нагрузки вызывает совместная вибрация
(раму) автомобиля передаются через элементы подвески силового агрегата,
через промежуточную опору карданной передачи и при классической компо-
новке автомобиля — через задний ведущий мост. Особенно значительны эти
нагрузки при резонансах, вызываемых изгибными колебаниями силового
агрегата и карданной передачи. В легковом автомобиле классической компо-
новки силовой агрегат и карданная передача являются основными источника-
ми структурного шума в кузове, так как панели кузова возбуждаются с
частотой, близкой к частоте их собственных колебаний.

Увеличение частоты вращения коленчатого вала двигателя и карданного
вала современных легковых автомобилей привело к тому, что частоты соб-
ственных изгибных колебаний силового агрегата и карданного вала соответ-
ствуют, как правило, рабочему диапазону скоростей движения автомобиля.
В автомобилях при наличии одного карданного вала возможны его изгибные
резонансные колебания в диапазоне 100 ... 150 Гц под действием неуравнове-
шенной силы инерции второго порядка четырехцилиндрового двигателя. При
совпадении частот собственных изгибных колебаний силового агрегата и кар-
данного вала с частотой вынужденных колебаний от сил инерции, вызывае-
мых работой четырехцилиндрового двигателя и вращением карданной пере-
дачи, возникают резонансные явления, обусловливающие повышение уровня
шума в кузове автомобиля, а иногда и поломки картерных деталей.

При конструировании автомобиля следует стремиться к выведению час-
тот собственных изгибных колебаний силового агрегата из зоны воздействия
этих возмущающих факторов, расположенной преимущественно в частотном
диапазоне 80 ... 200 Гц. Рассмотрим, как меняются вибрации и внутренний
шум при разных конструкциях трансмиссии на примере легкового автомо-
биля [17], трансмиссия которого состоит из коробки передач с удлинителем
и одновальной карданной передачи с двумя шарнирами (рис. 47,/). Исследо-
вания показали, что первостепенное влияние на изгибные колебания кардан-
ной передачи такой конструкции оказывают ее вибрационные динамические
характеристики. Характеристики вибрационной подвижности силового агре-
гата в сборе с карданной передачей, полученные при приложении постоянной
динамической силы (от электродинамического возбудителя колебаний) к
концу удлинителя коробки передач, приведены на рис. 48. Вибрационная
характеристика трансмиссии, выполненной по схеме 7, имеет резкое повыше-
ние входной подвижности на частотах порядка 100 и 200 Гц (рис. 48,а). Пер-
вый пик обусловлен воздействием силового агрегата с удлинителем коробки
передач, второй — карданного вала. Как показали проведенные опыты, ос-
новная доля вибрационной энергии на исследуемом автомобиле передается
на кузов через карданный вал, задний мост и элементы задней подвески авто-
мобиля. При отсоединении заднего фланца карданного вала уровни звуково-
го давления в кузове в частотном диапазоне 100 ... 200 Гц понизились на
10 ... 15 дБ (рис. 49,а, кривая 2).

В трансмиссии, выполненной по схеме II (рис. 47), карданная передача
состоит из двух валов. С целью изоляции передаваемой вибрации в схеме III
113

5-32
задний конец карданного вала был снабжен упругим резиновым элементом.
В схеме IV в отличие от схем I-Ш отсутствует удлинитель коробки передач,
коробка передач имеет меньшую длину, а карданная передача состоит из
двух валов с промежуточной опорой и упругой муфтой. Испытания опытных
вариантов трансмиссии, выполненной по схеме I, с увеличенной жесткостью
картера коробки передач (вариант V) и с введением между картером короб-
ки передач и ее удлинителем резиновой прокладки толщиной 2 мм (вариант
VI) показали, что при применении двухвальной карданной передачи, а также
карданного вала с упругим элементом уменьшается модуль вибрационной
Подвижности при частоте 200 Гц (рис. 48,6, кривые 3 и 4}, однако по сравне-

Рис. 47. Схемы трансмис-
сий легкового автомо-
биля:

1 — коробка передач;
2 — карданный вал; 3 -
удлинитель; 4 — проме-
жуточная опора; 5 —
упругий элемент; 6 —
упругая муфта

Рис. 48. Спектры модуля
входной подвижности
трансмиссии легкового
автомобиля

20	50 100 200 /,Гц20 50 100 200 /,Гц 20 50 100 200 f/ц
Рис. 49. Спектры звукового давления в кузове легкового автомобиля (F = const)

нию с вариантом I на 6 ... 8 дБ повышается вибрационная подвижность на
частотах порядка 100 Гц, что обусловлено изгибными колебаниями силового
агрегата. При этом уровни шума в кузове автомобиля при частотах 100 и
200 Гц уменьшаются, а в диапазоне частот 130 ... 150 Гц немного возрастают
(рис. 49,6 и в). При введении упругой прокладки между удлинителем и кар-
тером коробки передач увеличение подвижности, обусловленное изгибными
колебаниями силового агрегата, устраняется (рис. 48,в, кривая 6). Однако
резко возрастает модуль вибрационной подвижности в частотном диапазоне
выше 150 Гц, что приводит к росту уровней шума (рис. 49,в, кривая 5).
При увеличении жесткости удлинителя коробки передач повышается частота
собственных колебаний силового агрегата со 100 до 120 Гц (рис. 48,в, кри-
вая 5); модуль подвижности при этом по сравнению с трансмиссией, выпол-
ненной по схеме 1 (рис. 47), при частоте 200 Гц снижается на 6 дБ, т.е. в
2 раза.

В случае устранения удлинителя коробки передач, т.е. при уменьшении
длины силового агрегата, и введения двухвальной карданной передачи с
промежуточной опорой (схема /ГЭ наблюдается увеличение модуля входной
подвижности при частотах 30 и 200 Гц (рис. 48,6, кривая 4). Первый пик
связан с колебаниями карданных валов на промежуточной опоре, второй —
с изгибными колебаниями силового агрегата. Модуль входной подвижности
колебательной системы, представленной на схеме IV, в частотном диапазоне
100 ... 150 Гц оказался на 15 ... 18 дБ (в 5,6 ... 8 раз) ниже, чем для схемы I
(рис. 48,6). При испытании на стенде с беговыми барабанами могут быть
измерены уровни внутреннего шума автомобиля и вибрация коробки пере-
дач при плавном увеличении на четвертой передаче частоты вращения колен-
чатого вала двигателя с 2000 до 5500 мин-1. Испытания показали, что в транс-
115
ju раз}, сравнение акустических характеристик, измеренных в задней части
кузова автомобиля, показало, что для схемы IV уровни шума в автомобиле
оказались на 5 ... 7 дБА ниже, чем для других вариантов трансмиссии легко-
вого автомобиля [10].

Расчет изгибных колебаний проведен для трансмиссий с приводом на
задние колеса с одним (схема Г) и двумя карданными валами (схема II), а
также для автомобиля с приводом на передние колеса с продольным распо-
ложением двигателя (схема ПГ). Силовой агрегат, карданные валы, задний
мост могут быть представлены как дискретные балочные модели с сосредо-
точенными массами, которые соединялись упругими безынерционными
участками. Для схемы I первая форма изгибных колебаний силового агрега-
та соответствует частоте 98 Гц; для схемы II — 157 Гц; для схемы III —
134 Гц. Первая форма изгибных колебаний карданного вала (схема/) соот-
ветствует частоте 203 Гц; промежуточного карданного вала (схема II)
210 Гц; полуоси (схема ПГ) 220 Гц; заднего моста (схемы II и III) 43 ...
44 Гц [10].

При применени двигателя Р-4 нежелательно, чтобы частоты собственных
изгибных колебаний были менее 200 Гц, так как эти частоты возбуждаются
работающим двигателем, вращающийся карданный вал возбуждает вибрацию
до 100 Гц. При схеме II частота собственных колебаний карданных валов на
промежуточной опоре составляет 19 Гц (и = 1150 мин-1). В этом случае
уменьшение вибрации автомобиля, вызываемой изгибными колебаниями си-
лового агрегата, достигается расположением промежуточной опоры в узле
изгибных колебаний. Частоты изгибных колебаний силового агрегата в зна-
чительной мере зависят от его длины и жесткости стыков картерных дета-
лей. При отсутствии стыков картеров главной передачи и сцепления для схе-
мы III несколько повышается частота первой формы изгибных колебаний
(со 134 до 168 Гц).

Больший эффект может быть достигнут при изменении длины силового
агрегата. В связи с этим применение на легковом переднеприводном автомо-
биле более короткого поперечно расположенного силового агрегата явля-
ется предпочтительным, такой же эффект даст применение на грузовом авто-
мобиле силового агрегата без делителя. Резонансные колебания в трансмис-
сии легкового автомобиля с одним карданным валом зависят также от зна-
чений дисбаланса маховика в сборе со сцеплением. Эксперименты показали,
что изменение дисбаланса от 0 до 0,0025 кг-м (при неподвижном карданном
вале) привело к увеличению изгибающего момента на картере удлинителя
коробки передач в 7 раз. Совместное воздействие дисбалансов маховика,
сцепления и карданного вала увеличивает динамическую нагруженность
трансмиссии. Она определяется не только самими значениями дисбаланса, но
и фазовыми углами между ними [21]. При взаимном расположении векторов
дисбалансов маховика со сцеплением и карданного вала легкового автомо-
биля в противофазе (0 = 180°) значение изгибающего момента максималь-
на 178 ... 1072 Н-м, а при О = 180 на 398 ... 1723 Н-м. Отсюда следует, чт
при назначении допустимых значений остаточных дисбалансов карданног
вала, маховика и сцепления следует исходить из условий наименее благе
приятной фазы дисбалансов (в = 180°).

Эксперименты показали, что при движении и в неподвижном состояни
напряжения в картере- маховика грузового автомобиля с вынутыми полу
осями практически одинаковы. Установка же карданного вала приводит ]
существенному увеличению напряжений в картере маховика в том случае
если частота изгибных колебаний силового агрегата грузового автомобил:
близка к максимальной частоте вращения карданного пала [8, 9]. Напряже
ния в картере маховика, вызываемые неуравновешенным моментом си
инерции второго порядка дизеля V6-90°, составляют 40% напряжений, вызы
ваемых вращением ведомого вала коробки передач. Происходящие в процес
се эксплуатации ослабления соединений картерных деталей приводит к уве
личению их вибронагруженности. Для грузового автомобиля наиболыпе
увеличение напряжений в картере маховика зарегистрировано при ослабле
нии крепления верхней крышки коробки передач [8]. Даже при отсутствш
делителя возможно возникновение изгибных резонансных колебаний сило
вого агрегата грузового автомобиля, вызываемых дисбалансом вращающих
ся масс и приводящих к поломкам картерных деталей [30].

Карданная передача автобуса оказывает существенное влияние на вибра
цию пола кузова. Особенно значительны вибрации пола кузова при наличю
в трансмиссии автобуса нескольких карданных валов. Например, на автобу
се, где были применены в трансмиссии четыре карданных вала, вибрация по
ла происходит с частотой нк/60. В спектре вибрации пола в области второ!
промежуточной опоры присутствует еще составляющая с высоким уровнеь
в третьоктаве с частотой 500 Гц, которая вызвана вибрацией из-за соударе
ния зубчатых колес главной передачи заднего моста. Понижение жесткост)
промежуточной опоры такой карданной передачи (в вертикальном направле
нии с 550 до 250 кН/м) привело к уменьшению вибрации пола кузова автс
буса при частоте nK/60 на 3 ... 7 дБ и снижению резонансных режимов дВиже
ния автобуса с 25 ... 40 до 18 ... 26 км/ч.

На другом автобусе при пк = 3000 мин-1 (50 Гц) повышенная вибраци:
пола кузова в месте крепления промежуточной опоры карданной передач!
обусловлена совпадением частоты вынужденных колебаний с одной из час
тот собственных колебаний панелей пола кузова и частотой собственны,
колебаний карданных валов в промежуточной опоре. При движении автобу
са (и = 3000 мин"1, четвертая передача) по сравнению с режимом холостоп
хода вибрация пола в октавной полосе частот 63 Гц увеличивалась почти :
10 раз и достигала 1,1 -10-2 м/с. Как показали исследования, вибрация пол
значительно уменьшается (в 3 раза) при изменении способа крепления попе
речины промежуточной опоры к кузову автобуса.

Резонансные изгибные колебания трансмиссии могут быть причиной пс
вишенной вибрации и напряжений, приводящих к поломкам картерных де-
талей силового агрегата [9]. Поломки картерных деталей возможны на сило-
вом агрегате с делителем в зоне соединения картера сцепления с махови-
ком при движении грузового автомобиля по ровной дороге с повышенной
частотой вращения карданного вала, а также при креплении картера сцепле-
ния к картеру маховика, изготовленного из алюминиевого сплава. Экспери-
менты на моторном стенде и автомобиле позволили выявить причину этих
поломок. При исследованиях измеряли вибрацию и напряжения в картерных
деталях — выяснилось, что значения амплитуд изгибающего момента и виб-
роускорений картерных деталей силового агрегата при движении автомобиля
по ровной дороге и на неподвижном автомобиле при работающем двигателе с
вращающимся карданным валом и отсоединенными полуосями незначитель-
но различались между собой. Отсюда был сделан вывод, что источником по-
вышенной вибрации и напряжений в картерных деталях силового агрегата
являлась карданная передача. Установлено, что первая форма изгибных коле-
баний силовых агрегатов с делителем возбуждалась вращающимся кардан-
ным валом.

На моторном стенде при работе двигателя в режиме холостого хода ими-
тировали те значения амплитуд изгибающего момента, которые были полу-
чены при тензометрировании картерных деталей на неподвижном автомоби-
ле с вращающимся карданным валом. С этой целью к фланцу ведомого вала
коробки передач крепили эквивалентную массу, обладающую различными
дисбалансами. Выяснилось, что значения амплитуд изгибающего момента,
полученные при испытаниях автомобиля на дороге и на неподвижном авто-
мобиле, моделируются на стенде при дисбалансах, равных 0,02 ... 0,03 кг-м.
В спектрах виброускорений преобладала вибрация с частотой п/60 и 2и/60м
(и = 0,81 — передаточное число повышающей передачи коробки передач).

Составляющая спектра ускорений с частотой п/бОи достигала наиболь-
ших значений (25 ... 28 м/с2) при п — 2800 ... 3000 мин-1, а составляющая с
частотой 2л/60п имела наибольшее значение (13 м/с2 как при п = 2800 ...
3000 мин-1, так и при п = 2300 ... 2500 мин-1, когда происходило совпаде-
ние составляющей спектра виброускорений с частотой 2и/б0и с одной из пер-
вых форм изгибных колебаний силового агрегата (около 100 Гц). В спект-
рах виброскорости силового агрегата наибольший уровень в звуковом диа-
пазоне частот также имеют составляющие с частотой и/бОп; и 2и/60п.
Уменьшение вибрации и напряжений в картерных деталях силового агрегата
и устранение поломок картера сцепления может быть достигнуто конструк-
тивными мероприятиями: изменением способа крепления картера сцепления
(верхняя часть картера сцепления крепится не к картеру маховика, а с по-
мощью сквозных шпилек непосредственно к картеру двигателя); увеличе-
нием жесткости картера сцепления и введением дополнительной точки креп-
ления картера сцепления к картеру маховика в том месте, где наблюдалось
появление трещин на картере.
5.2.	ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ВИБРОИЗОЛЯЦИИ ДВИГАТЕЛЯ
И ДРУГИХ АГРЕГАТОВ АВТОМОБИЛЯ

Широкое использование двигателей (силовых агрегатов) различной мас-
сы, конструктивных схем и разное расположение их на автомобиле обуслов-
ливает применение самых разных схем подвески силового агрегата и рези-
новых виброиэоляторов различных конструкций [14]. Число виброизолято-
ров силового агрегата автомобиля обычно равно 3 ... 5. Не всегда виброизо-
ляционные свойства подвески силового агрегата бывают выбраны правильно,
и это приводит к увеличению вибрации и внутреннего шума автомобиля. В
большей степени неудовлетворительные виброизоляционные характеристики
подвески силового агрегата сказываются на вибрациях и шуме автомобилей
с поршневыми двигателями Р-2, Р-3, Р-4, Р-5, V6-90°. Уменьшение жесткости
виброизоляторов и изменение схемы подвески силового агрегата автомоби-
ля — одно из эффективных средств снижения вибрации и внутреннего шума
в автомобиле, не требующее существенного изменения конструкции.

Широкое применение на легковых автомобилях массового производ-
ства, небольших автобусах и грузовых автомобилях малой грузоподъем-
ности неуравновешенных четырехцилиндровых рядных двигателей требует
особого внимания при выборе подвески силового агрегата. Па отечественных
легковых автомобилях с приводом на задние колеса (ВАЗ-2101, ’’Моск-
вич-2140”, ГАЗ-3102) применяют трехопорную подвеску силового агрегата
[14]. Эффект снижения внутреннего шума этих автомобилей получен в ре-
зультате уменьшения вертикальной жесткости задней опоры силового агрега-
та в 3 ... 5 раз. Как показали опыты, общий уровень звука при снижении
жесткости задней опоры уменьшается на 1 ... 5 дБ, а звуковое давление в
октаве 125 Гц — на 4 ... 6 дБ.

При применении дизеля РА возмущающие газовые силы имеют большие
значения, чем при применении карбюраторного двигателя, и это сказывается
на вибрации автомобиля при малой и средней частоте вращения коленчатого
вала. Экспериментально было выявлено, что рационально выбранная схема и
жесткость подвески дизеля Р-4 грузового автомобиля позволяют уменьшить
вибрацию рамы в 3 .. 4 раза и снизить шум в кабине в 2 раза на режиме хо-
лостого хода дизеля и в 1,5 раза при движении автомобиля.

На автомобиле с дизелем Р-4 были испытаны два варианта подвески дви-
гателя с меньшей (вариант 1) и большей (вариант 2) жесткостью.

При варианте 1 подвески дизеля, при котором было зарегистрировано
наибольшее снижение внутреннего шума и вибрации при движении автомо-
биля по брусчатой дороге, совершались повышенные перемещения двигателя
относительно рамы, обусловленные тем, что частоты собственных вертикаль-
ных колебаний дизеля и собственных колебаний неподрессоренных масс
автомобиля близки. Частоты собственных вертикальных колебаний двига-
теля и неподрессоренных масс, полученные опытным путем одновременно
при сбрасывании автомобиля с брусков высотой 20 см, приведены ниже.
Вариант подвески двигателя.......................... 1	2

Частота собственных вертикальных коле-
баний двигателя, Гц.............................. 9,3/9,67	11,9

Частота собственных колебаний передних
неподрессореиных масс автомобиля, Гц............. 10/10,1	9,9

Примечание. В числителе приведены расчетные данные, в знамена-
теле — опытные.

Разность между частотами собственных колебаний двигателя и передних
неподрессореиных масс автомобиля составляет для подвески варианта 1
0,7 Гц, для варианта 2 2,0 Гц, т.е. в этом случае вариант 2 является более
предпочтительным.

Вибрация автомобиля может быть повышенной в том случае, если одна
из форм изгибных колебаний рамы совпадает с частотой 2п/60 вынужденных
колебаний двигателя Р-4. Вибрация кузова, установленного на раме, в этом
случае еще больше усиливается, если опоры силового агрегата располагают-
ся в точках, соответствующих пучности колебаний рамы автомобиля.

Как показали результаты экспериментальных работ, применение подвес-
ки с уменьшенной в 1,5 раза динамической жесткостью способствует как
снижению вибрации рамы с частотами п/60 и 2и/60, так и уменьшению внут-
реннего шума. В режиме резонанса (п = 3300 мин-1 на режиме холостого
хода двигателя) вибрация рамы с частотой п/60 и 2и/60 может быть снижена
соответственно в 5 и 2,24 раза, а шум — на 16 и 17 дБ. При движении автомо-
биля на второй передаче уровень вибрации рамы с частотами и/60 и 2п/60
уменьшился в 1,8 и 2,5 раза, а уровень шума — на 14 и 13 дБ.

Двигатели Р-5 имеют неуравновешенные моменты сил инерции первого
и второго порядков [14]. Как показала практика, выбор схемы подвески
силового агрегата существенно сказывается на повышении вибрации и уве-
личении внутреннего шума в автомобиле.

Ниже приведены частоты (в Гц) собственных колебаний силового агрега-
та с дизелем Р-5 для двух вариантов подвески. Эти два варианта подвески

силового агрегата были испытаны сначала на моторном стенде,	а затем на
грузовом автомобиле.  Частота	 fa	fa	j3	fa •	fa	Ze
Вариант подвески:  . -	29.2	15,5  1	 8,2	8,3	13,7	——	——	14,5
30	17,5  12 1 2 	 4,8	8,1	8,05	——	7,5	7,4
12,8	

Примечания: 1. Д, f2, /з,/4./s./б — частоты собственных колеба-
ний соответственно вдоль продольной, поперечной, вертикальной осей инерции
силового агрегата и вокруг этих осей инерции.

2. В знаменателе приведены значения частот, определенные опытным пу-
тем на автомобиле.

В направлении действия опрокидывающего момента дизеля частота соб-
ственных колебаний силового агрегата при использовании подвески вариан-
та 1 была равной 30 Гц. При этом наибольшая вибрация силового агрегата
120
была зарегистрирована на стенде при п > 800 мин- (при полной нагрузке
v = 40-10-2 м/с; при режиме холостого хода v = 25 10-2 м/с). При примене-
нии подвески по варианту 2 углы наклона передних опор были подобраны та-
ким образом, чтобы силовой агрегат совершал менее связные колебания.
Уменьшение жесткости подвески и углов наклона опор привело к снижению
частот собственных колебаний силового агрегата и резонансной частоты вра-
щения коленчатого вала дизеля с 720 до 306 мин-1.

В дипазоне частот.п = 700 ... 1500 мин-1 вибраидя рамы, вызванная
основной гармоникой 2,5и/60 опрокидывающего момента дизеля при под-
веске варианта 2, уменьшилась по сравнению с вибрацией двигателя в 2,8 ...
10 раз.

При оценке шума в кабине грузового автомобиля с дизелем, имеющим
непосредственное впрыскивание и предкамеру, силовой агрегат с дизелем 2
был установлен на подвеске варианта 1, а с дизелем 1 на подвеске варианта 2.
Уровень внутреннего шума с дизелем 1 оказался ниже, чем с дизелем 2, хотя
вибрация и шум дизеля 2 на моторном стенде были ниже, чем дизеля 1 (уро
вень шума снизился с 87 до 82 дБ А). Таким образом, параметры подвески
силового агрегата с пятицилиндровым двигателем следует выбирать таким
образом, чтобы иметь прежде всего невысокую частоту собственных коле
баний в направлении действия опрокидывающего момента (не выше 12 ..
14 Гц). В этом случае обеспечиваются хорошая виброизоляция силовогс
агрегата и невысокие уровни внутреннего шума автомобиля.

Как упоминалось ранее, автомобильные двигатели V6-90° являются наи
более виброактивными. В связи с этим при постановке на производстве
грузовых автомобилей семейства МАЗ-500 была проведена большая экспе
риментальная работа по выбору рациональной схемы и жесткости подвескг
силового агрегата с дизелем ЯМЗ-236. Работы велись с нескольких направ-
лениях: изменялась жесткость, размещение и конструкция резино-металли
ческих виброизоляторов подвески с целью разработать такую подвеску для
силового агрегата, которая обеспечит уровень вибрации шасси автомобиля
приближающийся к уровню вибрации шасси автомобиля с рядными двига
телями, имеющими равномерное чередование вспышек в цилиндрах.

При расчете подвески силового агрегата ЯМЗ-236 за основную гармони
ку в спектре возмущений принималась гармоника опрокидывающего момы
та с частотой 1,5л/60. То, что в частотном спектре амплитуд виброперем<
щений автомобиля при режиме холостого хода двигателя гармоника с чаете
той 1,5и/60 имеет наибольший уровень, подтверждают результаты многой»
ленных экспериментов [14].

Наибольший уровень вибрации силового агрегата ЯМЗ-236 при п
= 600 мин-1 на режиме холостого хода двигателя наблюдался в вертикал
ной плоскости. В горизонтальной плоскости в спектре виброперемещеш-
силового агрегата ЯМЗ-236 присутствует составляющая, вызванная дейс
вием неуравновешенного момента от сил инерции второго порядка с част
той 20 Гц. Однако уровень этой составляющей ниже, чем уровень составля]
щей, вызванной гармоникой крутящего момента полуторного порядка
частотой 1,5 Гц. Если принять, что при п = 600 мин-1 fBlfc > 1, то частота
собственных колебаний силового агрегата ЯМЗ-236 в направлении действия
опрокидывающего момента должна быть равна или меньше 7,5 Гц. Наиболь-
шее амплитудное значение неуравновешенного момента от сил инерции вто-
рого порядка соответствует максимальной частоте, вращения коленчатого
вала (и = 2100 мин-1), при которых частота неуравновешенного момента
равна 70 Гц.

Частота собственных колебаний силового агрегата ЯМЗ-236 в направле-
нии действия неуравновешенного момента должна быть меньше вынужден-
ной частоты момента в 3 ... 4 раза. В исходном варианте опоры подвески бы-
ли размещены по аналогии со схемой подвески силовых агрегатов с рядны-
ми уравновешенными двигателя без учета специфических требований, предъ-
являемых к подвеске силового агрегата ЯМЗ-236 (рис. 50д,7). Частота соб-
ственных угловых колебаний в направлении действия опрокидывающего мо-
мента двигателя была равна 11 Гц и резонанс наступал при п = 450 мин-1,
что вызывало значительные вибрации силового агрегата, рамы, кабины, руле-
вого колеса и оперения автомобиля [14]. Амплитуда виброперемещений си-
лового агрегата в варианте I подвески была особенно значительной в диапа-
зоне п — 400 ... 500 мин-1, а амплитуда виброперемещений рамы автомобиля
при этом составляла 0,2 ... 0,3 мм (рис. 50,6). Субъективно колебания с
такой амплитудой в кабине автомобиля воспринимались как неприятные.
Четыре виброизолятора подвески были установлены на лонжеронах рамы
автомобиля несимметрично относительно центра инерции силового агрегата;

Рис. 50. Вибрационные характеристики си-
лового агрегата с дизелем ЯМЗ-236 при
разных схемах подвески:

а — варианты подвески; б — изменение
амплитуды внброперемещений; 1 — двига-
теля; 2 -рамы;-------вариант!; Х-Х-Х —

вариант!!; —о—о—о — вариант III
колебания силового агрегата являлись трехсвязными, т.е. колебания под дей-
ствием опрокидывающего момента (вокруг оси х) вызывали колебания
вокруг вертикальной осиа и вдоль поперечной оси у.

При расположении тех же самых виброизоляторов в плоскости оси наи-
меньшего момента инерции агрегата на одинаковом расстоянии от его центра
инерции вариант II подвески (рис. 50,а) центр инерции и центр жесткости
совпадали и вибрация силового агрегата являлась в этом случае несвязанной.
При этом по сравнению с вариантом I вибрация понизилась за счет уменьше-
ния связности во всем ‘диапазоне измеряемых частот вращения коленчатого
вала (рис. 50,6). В меньшей степени понизилась вибрация, передаваемая на
шасси автомобиля. Это понижение вибрации возможно только при уменьше-
нии частоты собственных колебаний силового агрегата в направлении дейст-
вия опрокидывающего момента двигателя.

Снижение частот колебаний силового агрегата было достигнуто за счет
расположения опор подвески у главной оси инерции силового агрегата. Опо-
ры подвески согласно этому варианту располагали симметрично относитель-
но двух плоскостей xoz и хоу. В этом случае можно не принимать во внима-
ние угол наклона между осями х, z и осями упругости виброизоляторов;
тогда силовой агрегат ЯМЗ-236 совершает двухсвязные колебания [14].
Центр жесткости подвески располагается на одной главной оси х с центром
инерции. При этом несвязными являются собственные колебания силового
агрегата ЯМЗ-236 вокруг и вдоль оси х. Попарно связаны колебания вдоль
оси у и вокруг оси z, а также вокруг оси у и вдоль оси z. При такой схеме
подвески частота собственных колебаний вокруг главной оси инерции сило-
вого агрегата равна 7,5 ... 8 Гц и резонанс соответствует п = 314 мин-1.

При применении подвески варианта III особенно значительно понизились
амплитуды виброперемещений рамы автомобиля и при п = 500 ... 550 мин-1
их уровень составил 0,05 ... 0,07 мм (рис. 50,6). Уровни виброперемещений
силового агрегата (п = 600 мин-1) составил 0,25 мм, при этом амплитуда
вибрации рулевого колеса была равна 0,1 мм, а кабины 0,15 мм. Частота
собственных колебаний силового агрегата вокруг оси инерции х была сниже-
на с 11 до 7,5 Гц. Особенно значительно понизилась вибрация рамы автомо-
биля при минимально устойчивой частоте вращения коленчатого вала. Вибра-
ция рамы, рулевого колеса и кабины была близка к вибрации аналогичных
элементов грузовых автомобилей с двигателями, имеющими равномерное
чередование вспышек.

Возможны случаи повышенной вибрации вспомогательных механизмов
автомобиля, что приводит к поломкам деталей и к увеличению внутреннего
шума. Например, на авторефрижераторах в качестве приводного для холо-
дильной установки используют двигатель. Неправильно выбранная подвеска
такого двигателя может быть причиной поломок деталей холодильной уста-
новки и высокого уровня шума в кабине водителя. Когда спектр собствен-
ных частот приводного двигателя располагается в диапазоне 6 ... 23 Гц, виб-
рация холодильной установки снижается в 10 раз, а шум в каоине водителя
(вместе с улучшением звукоизоляции кабины) на 10 дБА. Применение но-
123
На автомобилях повышенные уровни шума могут вызываться работой
кондиционеров, что обусловлено вибрацией поршневых компрессоров. В
спектре вибраций одно- и двухцилиндровых компрессоров имеются состав-
ляющие с частотой н/60 и 2п/60, которые при неудачно выбранной подвеске
компрессора вызывают повьппенные вибрации кондиционера и опорной
рамы. Так например, на автобусе с передвижной телевизионной станцией
шум в кабине звукорежиссера был обусловлен вибрациями двух кондицио-
неров, расположенных под кабиной водителя. Улучшение виброизоляцион-
ных свойств подвески кондиционеров и звукоизоляции кабины позволило
снизить уровень звукового давления в кабине звукорежиссера с 65 до
61 дБА, а в кабине видеорежиссера с 63 до 55 дБА.

Как показывает практика, па уровень внутреннего шума легкового ав-
томобиля в ряде случаев оказывает влияние вибрация системы выпуска дви-
гателя, точки крепления которой располагаются непосредственно на основа-
нии несущего кузова. Например, отсоединение точек крепления системы вы-
пуска двигателя от основания кузова в районе задней части пола легкового
автомобиля привело к снижению внутреннего шума на 1 ... 2 дБ в широком
диапазоне частот 63 ... 2000 Гц, при этом общий уровень звукового давления
в кузове уменьшается с 105 до 101 дБ L, а уровень звука с 77 до 76 дБ А.
Расположение опор системы выпуска двигателя в узлах изгибных колебаний,
применение соединительных элементов подвески малой жесткости, крепле-
ние элементов подвески выпускной системы в точках основания кузова с
достаточным механическим импедансом позволяют уменьшить динамические
нагрузки и вибрацию кузова в местах соединения с выпускной системой
двигателя. По значению виброакустической возбудимости кузова можно
судить, правильно ли выбраны точки на кузове, к которым крепится вы-
пускная система двигателя. Если эти точки выбраны неверно и крепление
системы выпуска двигателя осуществляется непосредственно к панели
основания несущего кузова, то, как показали измерения, наибольшие значе-
ния звукового давления в кузове при динамической силе 10 Н могут дости-
гать в точке 2 (см. рис. 27) 109 дБ при частоте 100 Гц. Перенос указанной
точки на поперечину у заднего сидения позволил уменьшить наибольшее
значение звукового давления до 92 дБ. Дополнительное снижение жесткости
виброизолятора системы выпуска двигателя позволило уменьшить вибро-
акустическую возбудимость кузова в диапазонах частот 70 ... 90 и 100 ...
140 Гц до 5 ... 8 дБ.

Как упоминалось ранее, в легковых автомобилях с задними ведущими
колесами структурный шум, возбуждаемый дорожными неровностями, пере-
дается в широком диапазоне частот в основном через заднюю подвеску. В
связи с этим представляет практический интерес исследовать возможности
изменения параметров задней подвески с целью снижения шума и вибрации
автомобиля. При исследовании динамической системы дорога — шина — зад-
124
верхних элементов крепления амортизаторов к кузову позволяет снизи
звуковое давление в автомобиле на 2 ... 4 дБ в диапазоне частот 100 ... 300
при неизменном звуковом давлении в кузове в области инфразвуковых ч;
тот. Последнее было достигнуто в результате подбора протекания крив
упругости верхнего резинового виброизолятора амортизатора, имеют
прогрессивный характер. Снижение жесткости резиновых виброизоляторс
входящих в подвеску, безусловно не должно ухудшать плавность хода i
томобиля и значительно увеличивать относительные перемещения неподр
соренных масс, что может привести к потере устойчивости автомобиля,
этом случае должны быть найдены компромиссные решения. Уровень шут
возбуждаемого дорожными неровностями, снижается при применении )
полнительных резиновых виброизоляторов в подвеске. Их устанавлива
обычно между балкой моста и рессорой или между кузовом и пружиня
подвеской автомобиля. Например, при применении резиновой прокладю
передней подвеске между кузовом и пружиной уменьшается значение пе
ходной подвижности подвески и понижается вибрация неподрессоренн
масс автомобиля.

В легковом автомобиле высокого класса при уменьшении в 2 раза п
долыюй жесткости передней торсионной подвески снизились вертикальн
и продольные виброускорения кузова на 30% (по усредненным данным
зультатов испытаний автомобиля на дорогах трех типов). Уменьшение в
рации способствовало снижению уровня внутреннего шума. При движе!
автомобиля со скоростью 100 км/ч на дороге с булыжным покрытием
щий уровень шума снизился на 3 дБ, а отдельные составляющие в спек
внутреннего шума — до 7 ... 9 дБ.

5.3.	УЛУЧШЕНИЕ ВИБРАЦИОННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК КУЗОВА

Изыскание путей снижения виброакустической возбудимости кузет
наиболее важный этап исследований при разработке новых опытных об]
цов автомобилей и автобусов.

Виброскорость несущего кузова при движении легкового автомоб
имеет в звуковом диапазоне частот более высокие значения, чем виброс
рость кабины грузового автомобиля. Это объясняется рядом причин. Пре
всего на легковых автомобилях с несущим кузовом широко применяй
неуравновешенные четырехцилиндровые двигатели с высокой частотой i
щения коленчатого вала; кроме того, механический импеданс несущего к
ва в местах крепления узлов и агрегатов легкового автомобиля гораздо
же, чем рамы грузового автомобиля. Несущий кузов через виброизолятс
демпферы и промежуточные металлические детали соединяют с узлаъ
агрегатами автомобиля, которые вызывают его вибрацию, число точек
рез, которые происходит возбуждение несущего кузова, достаточно велико.
Кабина грузового автомобиля в отличие от несущего кузова легкового авто-
мобиля не имеет непосредственных контактов с вибрирующими узлами и
агрегатами, кабина крепится через свою подвеску на довольно жесткой раме
автомобиля. На грузовых автомобилях в отличие от легковых чаще приме-
няют теоретически полностью уравновешенные двигатели с меньшим значе-
нием максимальной частоты вращения коленчатого вала и большей массой.

Уменьшение вибрации несущего кузова легкового автомобиля и струк-
турного шума может быть достигнуто в результате увеличения механичес-
кого импеданса кузова в местах соединения с двигателем и другими узлами
и агрегатами, повышения переходных импедансов кузова, снижения вибра-
ции отдельных элементов кузова, применения эффективных вибропогло-
щающих покрытий.

После того как способ определения входного импеданса начал находить
применение для экспериментального исследования виброакустических ха-
рактеристик автомобиля, появилась возможность опытным путем опреде-
лять механический импеданс (подвижность) кузова автомобиля в тех мес-
тах, где крепятся основные источники его вибрационного возбуждения. По
полученным экспериментальным путем значениям вибрационной подвиж-
ности в разных точках кузова (рамы) в диапазоне частот, где в наибольшей
степени проявляются вибрации тех или иных узлов и агрегатов автомобиля,
можно сравнивать и оценивать, правильно ли выбраны точки крепления этих
механизмов к кузову. С учетом компоновочных соображений появилась
возможность изыскивать места на кузове (раме) с более высокими значе-
ниями механического импеданса и крепить к ним прежде всего те агрегаты,
вибрация которых определяет общий уровень вибрации автомобиля. Необ-
ходимо, чтобы кузов или рама в определенном диапазоне частот имели по
возможности меньшее значение входной подвижности прежде всего в местах
крепления силового агрегата, промежуточной опоры карданного вала, под-
вески выпускной системы двигателя, в точках крепления элементов подвес-
ки автомобиля.

Рассмотрим, как решаются эти вопросы применительно к кузову авто-
буса. При создании автобуса с целью снижения его массы число поперечин
рамы было уменьшено с четырех до трех и одновременно облегчены попере-
чины по сравнению с серийным вариантом. Схема установки вибровозбуди-
теля при испытании поперечин разной конструкции показана на рис. 51, там

2

Рис. 51. Схема установки виб-
ровозбудителя и вибродатчи-
ков при исследовании вибра-
ционной подвижности автобуса:
а - серийного; б - опытного;

1 — вибровозбудителн; 2 —
вибродатчики

а)
Рис. 52. Вибрационные характеристи-
ки пола опытного образца автобуса:
а — входная подвижность; б — пере-
ходная подвижность; 1 — при жест-
ком креплении к кузову промежу-
точной опоры карданного вала; 2 —
при упругом креплении опоры

же показаны точки .приложе-
ния динамической силы к кузо-
ву. По результатам экспери-
ментов было выявлено, что зна-
чение модуля переходной под-
вижности пола кузова опытного
автобуса при частоте 50 Гц
(соответствует ик = 3000 мин-1)
оказалось в 5 раз выше, чем у

серийного автобуса. При применении дополнительного упругого крепления
поперечины промежуточной опоры карданного вала к кузову суммарная
жесткость виброизоляторов была понижена с 800 до 100 кН/м, а модуль
переходной подвижности пола кузова значительно уменьшился в зоне
40—80 Гц (рис. 52). При движении опытного автобуса со скоростью 80 км/ч
(ик = 3250 мин-1, f = 54 Гц) виброскорость пола при измененном способе
крепления карданного вала к кузову снизилась с 1,4-10-2 до 0,45-(О-2 м/с.

Вибрационные динамические характеристики поперечин, на которые опи-
рается силовой агрегат, существенным образом могут влиять на вибрацию
и внутренний шум автомобиля. В лабораторных условиях исследовались час-

тотные характеристики пяти вариантов опытных поперечин, изготовленных
из листов различной толщины, для переднеприводного автомобиля с про-
дольным расположением силового агрегата. Первая форма колебаний опыт-
ных поперечин соответствовала частотам 150 ... 180 Гц, что приводило к
возникновению резонансных колебаний поперечин при п = 4500... 4800 мин-1
и повышению вибрации кузова автомобиля. Опытным путем было опреде-
лено, что только изменение способа крепления поперечины к продольному
лонжерону кузова позволяет сместить резонанс в зону f= 200 Гц, чему соот-
ветствует п = 6000 мин-1. Такие же результаты были получены при увели-
чении момента сопротивления поперечины, однако при этом она имела боль-
шую массу. Дальнейшие испытания поперечин были проведены в дорожных
условиях при невысокой скорости движения автомобиля на второй и третьей
передачах, что позволяло надежно регистрировать вибрацию и шум в авто
мобиле при п > 3000 мин-1. Определялись вибрация и шум с частотой 2н/60
При введении третьей точки крепления к лонжерону в наибольшей степеш
уменьшалась вибрация поперечины у места крепления левой передней опорь
силового агрегата. Максимальное значение виброскорости понизилось <
0,8-10-2 до 0.5-10-2 м/с при п = 4800 ... 6000 мин-1. При трехточечном креп
лении поперечины уровень составляющей спектра звукового давления i
кузове с частотой 2л/60 понизился с 87 до 84 дБ [19]. При разгоне автомоби-
ля на второй передаче по ГОСТ 19358—85 уровень звукового давления в
кузове при измененном способе крепления поперечины понизился на 1 ...
1,5 дБ Л.

В ряде случаев неправильно выбранная жесткость кузова в месте креп-
ления силового агрегата приводит к появлению трещин. Такое явление наб-
людалось на переднеприводном легковом автомобиле с поперечным располо-
жением двигателя, где балка, к которой крепилась передняя опора силового
агрегата, имела при частоте 125 Гц минимальный механический импеданс
0,3-103 Н-с/м [25]. После увеличения высоты балки коробчатого сечения с
62 до 75 мм, когда импеданс повысился более чем в 3 раза, уровень вибра-
ции снизился при резонансе на 17 дБ, прекратилось образование трещин,
а виброакустическая возбудимость кузова уменьшилась на 10 дБ.

Для легкового автомобиля классической компоновки было выявлено,
что наибольшее значение входной подвижности поперечины задней опоры
силового агрегата соответствовало 170 Гц (резонанс при п = 5100 мин-1).
Эта поперечина крепилась к кузову через резиновые прокладки и кронш-
тейны. Прокладки увеличивали значение подвижности при частотах ПО и
150 Гц. При испытании поперечины с большим моментом сопротивления в
вертикальной плоскости и креплением непосредственно к кузову (без про-
межуточных кронштейнов) наибольшая виброскорость кузова была умень-
шена с 6-10-2 до 0,210-2 м/с, а наибольший уровень звука понизился с 88
(86) до 77,5 (80) дБ А при п = 4400 (5500) мин-1. Испытания на стенде
с беговыми барабанами (четвертая передача) показали, что уровни звуково-
го давления внутри автомобиля уменьшились при п = 4000 ... 5500 мин-1
на 3 дБА.

Увеличение механического импеданса поперечины задней опоры силово-
го агрегата автомобиля с задним расположением двигателя при частотах
100 и 160 Гц в 2 раза позволило снизить виброскорость поперечины с
0,3-10-2 до 0,2-10~2 м/с, в результате чего виброакустическая возбудимость
кузова автомобиля понизилась в диапазоне частот 70 ... 200 Гц в среднем на
2 дБ. Не установлена однозначная зависимость снижения вибрации и шума
автомобиля от жесткости панелей пола кузова. Не во всех случаях следует
повышать жесткость панелей. Например, как показали опыты, на легковом
автомобиле среднего класса более эффективно применять панели меньшей
толщины в сочетании с вибропоглощающими материалами. Характер вибра-
ции панелей пола кузова существенным образом зависит от его конструкции.
Например, при виброакустических испытаниях ’’черного” кузова переднепри-
водного автомобиля было отмечено, что на уровень звукового давления в
автомобиле при возбуждении кузова вибратором существенное значение ока-
зывает вибрация задней части пола. Это было связано с особенностью конст-
рукции пола кузова этого автомобиля. Задняя часть пола между передними
и задними сидениями не имела продольных лонжеронов, что вызывало ее
повышенную вибрацию. С целью снижения вибрации были изготовлены ребра
жесткости, которые крепились по линиям сетки лаза 200 и 400 мм вдоль
128
автомобиля. Результаты опытов сведены в табл. 17. В наибольшей степени
уменьшилось звуковое давление в задней части кузова (см. рис. 27, точка 2).
Наибольший эффект в снижении звукового давления был получен при одно-
временном применении поперечины и ребер на задней части пола кузова.
При этом шум в точке 2 над задним полом снизился с 103 до 88,5 дБ.

Характер звуковой вибрации панелей кузова и кабины автомобиля до-
вольно сложен. Например, при частоте 100 Гц на панели задней части пола ку-
зова автомобиля с задним расположением двигателя была отмечена одна
область повышенной вибрации, а при 150 Гц — три таких области. При более
высоких частотах характер воздействия вибрации еще более усложняется.
Интенсивность вибрации панелей в диапазоне 100 ... 300 Гц в пучностях на
10 ... 15 дБ выше, чем в узлах колебаний. Основные частоты изгибных коле-
баний панелей кузова легкового автомобиля (70 ... 190 Гц) располагаются
в зоне частот вынужденных колебаний четырехцилиндрового двигателя.
Коэффициент затухания для панелей ’’черного” кузова изменяется в преде-
лах 0,004 ... 0,031.

В какой мере изменяется уровень шума и вибрации основания кузова
легкового автомобиля при изменении шумоизоляционных материалов, по-

17.	Изменение звукового давления в кузове
опытного образца переднеприводного автомобиля
при установке ребер жесткости
на задней части пола (возбуждение кузова
за поперечину в точке крепления
левой опоры двигателя силой F = 5 Н)

Расположение ребер жесткости на задней части пола кузова	Звуковое давление (в дБ) в точках. (ГОСТ 19358-85)	
	1	2
Ребра отсутствуют	103	103
	96	96
Одно ребро справа по линии 400	103	88,5
То же по линии 200	102	93,5
		89,5
Два ребра справа по линиям 200 и 400	99,1	91
То же и одно ребро слева по линии 200	100	92
Четыре ребра справа по линиям 200, 400	Ю1	93
и два ребра слева по линиям 200 и 400	93	88,5
Одно ребро справа по линии 200 и одно	101	92
ребро слева по линии 200	92,5	89

Примечание. В числителе приведены данные для образца, имеющего попер»
чину передних опор двигателя, частота собственных колебаний которой 142 Гц; в зн<
Менатепе — 198 Гц.

12!
Рис. 53. Виброакустические характеристики легкового автомобиля (разгон на четвер-
той передаче, стенд с беговыми барабанами):

а — спектры виброскорости передней части пола; б — спектры звукового давления;
1 — серийная шумоизоляция кузова; 2 — опытная шумоизоляция

казано на рис. 53. Из результатов исследования следует, что по сравнению с
’’черным” кузовом оптимальная шумоизоляция позволяет уменьшить уро-
вень звукового давления в легковом автомобиле в точках 1 и 2 (см. рис. 27)
до 10 ... 12 дБ Л (испытания на стенде с беговыми барабанами при движении
на третьей передаче, п = 2000 ... 5500 мин-1), при этом индекс артикуляции
улучшается на 30% [19].

Целесообразно применять вибропоглощающие материалы на основе кар-
тона, которые имеют меньшую плотность; их устанавливают на панели кры-
ши, дверей, капотов, однако они плохо формуются на деталях сложной фор-
мы. Детали на основе ПВХ (табл. 18) и битума принимают при нагревании
форму панелей, на которые их устанавливают. Для повышения звукоизоля-
ции кузова применяют многослойные композиции. Например, при использо-
вании двухслойного листа (нетканый материал 14 мм, битумная мастика
0,8 мм) и резинового коврика толщиной 3 мм звукоизоляция составляет
8 ... 22 дБ при частоте 125 ... 4000 Гц.

При одной и той же толщине двухслойного материала его звукоизоля-
ция на низких и средних звуковых частотах определяется массой верхнего
слоя мастики, на которую наклеивается материал.

Применение интенсиметрии при анализе характера звукового поля в ав-
томобиле позволяет не только наметить конкретные пути снижения внутрен-
него шума, но и рационально распределить акустические материалы в кабине
или кузове автомобиля. Если в ближнем поле у панелей обнаруживаются
источники акустического излучения и они постоянно сохраняются при раз-
личных режимах работы автомобиля, в этих местах необходимо применять
эффективные акустические материалы. Если акустическое излучение проис-
ходит в диапазоне частот до 300 Гц, то следует применять двухслойные мате-
риалы, где первый слой листовой мастики имеет плотность не менее 8 ...
10 кг/м2. Если необходимо понизить шум в диапазоне частот свыше 300 Гц,
то целесообразно повысить звукоизоляцию материала. Звукоизоляция двух-
130
18.	Характеристики основных типов
вибропоглощающих жестких материалов,
применяемых в автомобилестроении [25]

Тип материала (страна- изготовитель)	Плот- ность, кг/м2	Толщина, мм	Коэффи- циент потерь	Основа
N-140 (СССР)	3,7	2	0,1	Битум
SP2022 "Терозон” (ФРГ) .	1,32	2,4	0,18	Картон
М 966 Файст (ФРГ)	5	3	ОДЗ	Битум
ВН 20 (Швеция)	4,4	2,6	0,18	То же
N-13, Антифон (Швеция)	1,8	1,8	0,17	Картон
LR0012 (Япония)	3,3	2	0,26	Поливинил-
				хлорид (ПВХ)

слойного материала проявляется только в том случае, если плотность листо-
вой мастики не менее 2 ... 3 кг/м2 (мастики на основе битума и ПВХ). Вой-
лок из синтетических волокон имеет большую плотность (табл. 19), однако
он более биостоек, чем войлок из натуральных волокон.

Увеличение толщины мягкого полиуретана незначительно улучшает зву-
коизоляцию. Полиуретан толщиной 10 мм со сквозными порами и перфори-
рованной пленкой имеет высокий коэффициент звукопоглощения (более
60%), однако только при частотах более 1300 Гц. Если в ближнем звуковом
поле у панелей обнаруживаются ’’стоки” и они устойчиво сохраняются при
всех режимах движения автомобиля, то следует решать вопрос о рациональ-
ном распределении акустических материалов в кузове или кабине автомоби-
ля. Например, при исследовании легкового переднеприводного автомобиля
было установлено, что большинство участков крыши являются устойчивыми
’’стоками”, а изучение отдельных участков, являющихся ’’истоками”, проис-

ходит в основном в области низких
звуковых частот. В исходном вариан-
те, кроме битумных прокладок, на
крыше был применен поролон, акус-
тические характеристики которого
проявляются на высоких звуковых
частотах. В этом случае на крыше
автомобиля он практически не
нужен.

Для снижения шума, вызывае-
мого двигателем, в мотоотсеке целе-
сообразно использовать звукопогло-
щающие материалы с перфорирован-
ной пленкой, предотвращающей по-
падание масла и топлива. Располо-
жение материала на некотором рас-
стоянии от жесткой стенки повышает

19. Характеристики мягких
звукоизолирующих материалов,
применяемых в автомобилях

Плотность,	Толщи-	Динамическая
кг/м2	на, мм	жесткость, Н/м3

Иглопробивной клееный войлок
из синтетических волокон
2,2	16	4,6-106

2,5	15	2,8-106

Клееный войлок из натуральных волокон
1	15	1-106

Пенопол иуретан- 75
0,76	20	4,6-106

' Мягкий пенополиуретан
0,6	20	~Ё7-1О6
коэффициент звукопоглощения кузовных материалов, сдвигая его наи оль-
шие значения в сторону меньптх частот.

Тщательная герметизация кузова позволяет уменьшить уровень внутрен-
него шума автомобили на 2 ... 3 дБ в широком диапазоне частот. В связи с
этим места прохода трубопроводов и различных тяг, особенно со стороны
мотоотсека, должны быть уплотнены с помощью резиновых прокладок и
герметика (например, типа 51 Г-7).

5.4	. СНИЖЕНИЕ ВНЕШНЕГО ШУМА

Ранее были рассмотрены пути снижения внутреннего шума автомоби-
лей. Однако улучшение виброакустических качеств — это только одна из за-
дач общей проблемы снижения шума автомобилей. Международными Прави-
лами Европейской экономической комиссии ООН ограничивается только
внешний шум различных типов автомобилей. Нормы на внешний шум авто-
мобилей в последние годы резко ужесточились. В соответствии с действую-
щими Правилами ЕЭК ООН № 51 уровень внешнего шума автомобилей дол-
жен быть снижен на 2 ... 7 дБ А.

В перспективе в 1990 г. предполагаются еще более жесткие нормы на
внешний шум автомобилей. Так, например, для большегрузных автомобилей
с двигателями мощностью более 162 кВт до 1982 г. предельный уровень
звукового давления внешнего шума составлял 91 дБ Л, с 1982 г.— 88 дБ Л,
а с 1990 г. планируется ввести предельный уровень звукового давления
84 дБ Л. Следует отметить, что если не принимать мер по снижению внешнего
шума, по мере роста автомобильного парка возрастает ущерб, вызываемый
акустическим загрязнением воздушного бассейна.

В связи с изложенным акустические показатели отечественных автомо-
билей все время совершенствуются. Рассмотрим кратко пути снижения
внешнего шума автомобилей. При измерении шума по методике ГОСТ
19358—85, которая соответствует международным стандартам, основным
источником внешнего шума автомобиля является двигатель. Например,
установлено, что средний статистический уровень звукового давления внеш-
него шума грузовых автомобилей с дизелями мощностью более 162 кВт в
настоящее время составляет 89 ... 90 дБ Л, легковых 77 дБ Л (при автома-
тической коробке передач) или 81 дБ Л (при механической коробке пере-
дач) . При этом наиболее значительную его часть составляет шум, излучаемый
поверхностями двигателя. Чтобы снизить шум, внедряют малошумные ра-
бочие процессы, снижают максимальную частоту вращения коленчатого вала,
применяют турбонаддув [32]. За счет снижения частоты вращения коленча-
того вала, применения турбонаддува и малошумного процесса Пишингера
максимальный уровень звукового давления дизеля удалось снизить с 103
до 99 дБ Л. Снижение частоты вращения коленчатого вала двигателя на
100 мин"1 уменьшает как правило звуковое давление дизеля и автомобиля
на 1 дБ Л.
Анализ конструкций двигателей с невысоким уровнем шума показы-
вает, что для снижения шума двигателей широко используются такие мето-
ды, как конструирование картерных деталей с заданными частотными харак-
теристиками, изготовление тонкостенных деталей (типа клапанных крышек)
и поддонов двигателя из металло-полимерных материалов (типа ’’Сэндвич”),
уменьшение зазоров между поршнем и цилиндром. Эти методы дают воз-
можность уменьшить звуковое давление двигателей на 2 ... 3 дБ А.

Особое внимание уделяется выбору акустических характеристик систем
выпуска автомобильных двигателей так, чтобы шум системы выпуска не
влиял на внешний шум автомобиля. Для этого нужно, чтобы уровень звуко-
вого давления системы выпуска был ниже уровня звукового давления шума,
излучаемого поверхностями двигателя, на 8 ... 10 дБ А. Это означает, что при
нынешних уровнях шума двигателей акустическая эффективность глуши-
телей должна быть не менее 30 дБ А. Таким требования удовлетворяют глу-
шители реактивного типа, активные глушители со звукопоглощающим ма-
териалом, а также реактивно-активные глушители. Однако при применении
активных глушителей в ряде случаев наблюдается выдувание звукопогло-
щающего материала. Шум системы впуска снижают при помощи воздухо-
очистителей большого объема (они играют роль камерных глушителей),
длину впускного патрубка которых подбирают с учетом снижения составля-
ющей спектра шума, которая имеет частоту основной гармоники опрокиды-
вающего момента двигателя.

Шум вентиляторов проявляется во внешнем шуме автомобиля обычно
в диапазоне частот 300 ... 600 Гц. Уменьшают его путем снижения частоты
вращения крыльчатки, а также применения более широких и длинных ее
лопастей и неравномерного их расположения по окружности. Примером мо-
жет служить автобус ПАЗ-3205, па двигателе которого установлен вентиля-
тор с неравномерным расположением лопастей крыльчатки, частота враще-
ния которой составляет 2000 мин-1 в отличие от 2650 мин-1 па предшест-
вующей модели автобуса. Потребляемая вентилятором мощность снижена в
1 $ раза, а уровень звукового давления, создаваемого вентилятором, — с 103
до 94 дБ А. В результате уровень внешнего шума автобуса ПАЗ-3205 снизил-
ся на 2 дБ А. На автомобилях семейства УАЗ применяют новый вентилятор
у которого уменьшены число лопастей, масса, потребляемая мощность и
уровень шума.

В соответствии р Правилами № 51 ЕЭК ООН особенно ужесточились тре-
бования на внешний шум автобусов, уровень звукового давления, у которых
должен быть уменьшен еще на 7 дБ Л. Как показывает опыт, снижение уров-
ня внешнего шума автобусов до 79 ... 82 дБ А может быть достигнуто как
уменьшением уровня шума самого двигателя, так и тщательной звукоизоля-
цией моторного отсека при помощи звукопоглощающих материалов толщи-
ной обычно не менее 30 мм. На автобусах, как и на грузовых автомобилях,
уменьшают максимальную частоту вращения коленчатого вала двигателя,
а также передаточные числа трансмиссии, при одновременном повышении
крутящего момента двигателя. Это позволяет при эксплуатационных режи-
мах движения работать на пониженных частотах вращения коленчатого вала.
Применим такой способ и для легковых автомобиле . Например, за счет сни-
жения передаточного числа главной передачи с 4,3 до 3,9 уровень внешнего
и внутреннего шума уменьшается соответственно на 4 и 2 дБ А.

Для удовлетворения перспективных жестких норм на уровень внешнего
шума следует использовать пассивные способы снижения шума автомобилей,
а это требует в ряде случаев существенного изменения конструкции автомо-
билей. Вероятно, на автомобилях 2000 года широкое распространение полу-
чат экраны и капсулы, снижающие шум силового агрегата автомобиля с
поршневым двигателем. Была проведена оценка возможности снижения
внешнего шума за счет использования экрана над развалом блока и боковых
шумоизолирующих экранов автомобильного дизеля мощностью 265 кВт,
п = 2200 мин-1. В развале был установлен экран (сталь толщиной 1 мм с
звукопоглощающим супертонким стекловолокном толщиной 10 мм). Боко-
вые экраны, вертикально закрепленные на днище откидываемой кабины,
перекрывали проемы между двигателем и нишами передних колес. Они бы-
ли изготовлены из стального листа толщиной 1 мм с наклеенной со стороны
двигателя звукоизоляцией толщиной 10 мм из нетканых синтетических во-
локон и' промежуточным слоем пенополиуретана, сдублированного полимер-
ной перфорированной пленкой. Уровни внешнего шума (дБ А), полученные
при испытании автомобиля в режиме разгона на пятой—девятой (5 ... 9) пере-
дачах, приведены ниже.

Передача		5	6	7	8	9
Звукоизоляция: серийная		88,5 (88)	88(88)	88(88,5)	87 (88)	87 (87)
экраны сбоку .	87 (86,5)	87,5 (87)	87,5 (87,5)	86,5 (87)	86,5 (87)
экраны на двигателе . . . .	87,5 (87,5)	87,5 (87,2)	87 (88)	87 (87)	85 (86)
экраны сбоку и на двигателе .	86 (85,5)	87 (86)	87(86,5)	87 (86)	85 (86)

Примечание. Данные без скобок соответствуют уровню шума с ле-
вой стороны автомобиля, в скобках — с правой стороны.

Боковые экраны обеспечивают снижение звукового давления внешнего
шума автомобиля на 0,5 ... 1 дБ Л, а экран над развалом блока дизеля — на
0,5 ... 2,5 дБ А в зависимости от передачи, включенной в коробке передач.
Одновременное применение боковых экранов и экранов над двигателем поз-
воляет уменьшить звуковое давление на 0,5 ... 2 дБ Л. Для достижения уров-
ня звукового давления внешнего шума автомобиля, равного 84 дБ Л, следу-
ет, как показали опыты, применять полное капсулирование силового агре-
гата или понижать при наличии экранов максимальную частоту вращения ко-
ленчатого вала дизеля с 2200 до 2000 мин-1. Применение пассивных спосо-
бов борьбы с шумом силового агрегата требует более подробного исследова-
ния характера звукового поля в мотоотсеке автомобиля.

На характер внешнего и внутреннего шума автомобиля оказывают влия-
ние акустические свойства моторного отсека, которые зависят от акустичес-
кого излучения поверхностей двигателя и его систем, от акустических харак-
134
теристик самого моторного отсека, а также от акустическом энергии взаимо
действия колес автомобиля с дорогой [20].

Воздушный объем в моторном отсеке возбуждается как самим работаю
щим двигателем и его системами, так и встречным потоком воздуха, возни
кающим при движении автомобиля. Акустическое излучение силового агре
гата в моторном отсеке автомобиля зависит от размеров источника звука
площади элементов мотоотсека (конструкционных элементов и проемов)
расстояния между ними и силовым агрегатом, характеристик отражения о:
поверхностей моторного отсека. Более низкие звуковые частоты характер
ны для звукового поля в мотоотсеке легкового автомобиля. Из результате!
расчетного исследования следует, что в области низких звуковых частот н<
звукопередачу в окружающую среду в моторном отсеке оказывает влия
ние взаимное расположение отражающих поверхностей, проемов, силовогс
агрегата, а в области средних звуковых частот — размеры и конструктивно!
оформление проемов моторного отсека.

Излучение в моторном отсеке автомобиля в области низких звуковы?
частот носит резонансный характер вследствие совпадения низших мод ко
лебаний объема с возбуждающими1 частотами (для двигателя Р-4 частоть
2и/60 и 4л/60). Уровни шума в мотоотсеке автомобиля с дизелем могут дос
тигать 110— 120 дБ А.

С целью улучшения акустических характеристик поверхности мотоотсе
ка облицовывают звукопоглощающим материалом, который покрываете!
перфорированной металлической защитной пленкой. Следует отметить, чтс
полное капсулирование силового агрегата уже начинает находить применение
на серийных автомобилях. Безусловно, что применение капсул увеличивав!
массу и стоимость автомобиля, повышает трудоемкость технического обслу
живания и в ряде случаев требует изменения конструкции системы охлажде
ния двигателя. Капсула должна обладать высокой акустической эффектив
ностью. Воздушный поток в моторном отсеке должен быть организован так
чтобы обеспечивался нормальный температурный режим работы двигателя
Акустическая эффективность капсул также может быть рассчитана с приме
нением статистической теории акустики: в области частот более 500 Гц [11]
как для расчета уровня воздушного шума в автомобиле; при более низки:
звуковых частотах — на основе волновой теории акустики.

Первые опытные .разработки капсул относятся к 70-м годам. По св от
особенностям капсулы для автомобилей можно разделить на следующи
группы: моторные, кузовные и комбинированные. При использовании каг
сул первого вида силовой агрегат помещают в специально сконструирован
ную для него звукоизолирующую оболочку. Для капсул второго вида харак
терно использование уже имеющихся поверхностей моторного отсека автс
мобиля. На автомобиле при полном капсулировании силового агрегат
уровень внешнего шума снизился на 5 дБ А.

На грузовых автомобилях легче осуществлять полное капсюлировани
силового агрегата с рядным расположением цилиндров двигателя. На грузе
вых автомобилях ”МАН-Фольсваген” (ФРГ) с двигателями Р-4 и Р-6 прим«
нено капсулирование силового агрегата. Звуковое давление внешнего шума
при этом снижается с 86 до 80 дБ А, а внутреннего — на 3 дБ А. Верхняя
часть капсулы выполнена заодно с откидываемой кабиной, что облегчает
доступ к двигателю при техническом обслуживании. Эта часть капсулы изго-
товлена из толстого слоя пенопласта с маслостойкой оболочкой. Нижняя
часть капсулы состоит из трех съемных оболочек с акустической обработкой,
которые крепятся к поперечинам рамы. Капсула охватывает радиатор и от-
крыта с торцов; воздух проникает в мотоотсек через отверстие под перед-
ним буфером и выходит через отверстие у заднего торца коробки передач.
Для автомобиля с дизелем Р-6 система охлаждения не изменилась, а при при-
менении дизеля Р-4 был установлен радиатор увеличенных размеров.

На упомянутых автомобилях наряду с капсулой применена система вы-
пуска двигателя с двойной внешней оболочкой. Масса автомобилей возрос-
ла на 30 ... 40 кг, стоимость — на 3%. С целью снижения массы автомобиля
капсулы изготовляют из пластика, имеющего высокий коэффициент звуко-
поглощения в диапазоне частот 0,5 ... 2,0 кГц, вибродемпфирование 6 дБ при
1000 Гц, малую плотность (1 м2 толщиной 5 мм — 350 г), он легко моется.
Применение эффективных капсул вместе с улучшенной системой выпуска
двигателя позволяет снизить уровень звукового давления внешнего шума
автомобилей в среднем на 6 ... 8 дБ А.
СПИСОК ЛИТЕРА ТУРЫ

1.	Бородицкин Л.С., Спиридонов В.М. Снижение структурного шума в судовых
помещениях. Л.: Судостроение, 1974. 220 с.

2.	Вентцель Е.С. Теория вероятностей. М.: Наука, 1969. 576 с.

3.	Вибрация в технике: Справочник. Т. 5. Измерения и испытания / Под ред.
М.Д Генкина. М.; Машиностроение, 1981. С. 41-82.

4.	Воронцов С.А., Гудилин А.Д. Шины и внутренний шум легкового автомобиля //
Автомобильная промышленность, 1982. № 11. С. 22—23.

5.	Воронцов С.А., Тольский В.Е. Исследование виброакустической характеристики
подвески легкового автомобиля // Конструкция автомобилей. М.: НИИНАвтопром.
1981. № 12. С. 17-22.

6.	Воронцов С.А., Тольский В.Е., Анкинович Г.Г. Исследование структурного шума
в легковом автомобиле, возбуждаемого дорожными неровностями // Изв. вузов. М.:
Машиностроение, 1981- № 12. С. 113-116.

7.	Воронцов С.А., Тольский В.Е. Современные методы и средства виброакустичес-
ких испытаний автомобилей. М.: НИИНАвтопром. 1978. 37 с.

8.	Высоцкий И.С., Выгонный А.Г., Меринков Г.В. Изгибные колебания и нагружен-
ность картерных деталей силового агрегата грузового автомобиля // Автомобильная
промышленность. 1981. № 9. С. 10—12.

9.	Динамические нагрузки в зоне соединения двигателя и коробки передач /
Г.Д Чернышев, Г.И, Семенов, Л.К. Чудаков, Е.П. Романов // Автомобильная промыш-
ленность. 1975. № 5. С. 9—11.

10-	Завьялов В.Б., Куликовский Г.К., Тютин В.А. Расчетное исследование изгиб-
ных колебаний трансмиссий легкового автомобиля // Автомобильная промышлен-
ность. 1979. № 8. С. 13-16.

11.	Иванов Н.И. Борьба с шумом и вибрациями на путевых и строительных маши-
нах. М.: Транспорт, 1979. 272 с.

12.	Клюкин И.И. Борьба с шумом и звуковыми вибрациями на судах. Л.: Судо-
строение, 1971. 416 с.

13.	Колебания автомобиля / Я.М. Певзнер, Г.Г. Гридасов, А.Д. Конев, А.Е. Плет-
нев. М.: Машиностроение, 1979. 208 с.

14.	Колебания силового агрегата автомобиля / В.Е. Тольский, Л.В. Корчемный,
Г.В. Латышев, Л.М. Минкин. М.: Машиностроение, 1976. 266 с.

15.	Корчемный Л.В., Минкин Л.М., Тольский В.Е. Математическое моделирование
колебаний силового агрегата автомобиля и оценка его виброизоляции // Автомобильная
промышленность. 1979. № 2. С. 20—23.

16.	Латышев Г.В. Исследование вибрационных напряжений в картерных деталях
силового агрегата автомобиля // Тр. НАМИ. 1970. № 123. С. 3—9.

17.	Латышев Г.В., Тольский В.Е. Изгибные колебания силовой передачи и шум
в кузове легкового автомобиля // Виброакустика автомобиля. Куйбышев: 1982.
С. 23-30.

18.	Луканин В.Н. Шум автотракторных деталей. М.: Машиностроение, 1971. 271 с.

19.	Луканин В.Н., Гудцов В.Н., Бочаров Н.Ф. Снижение шума автомобиля. М.:
Машиностроение, 1981. 158 с.
20.	Луканин В.Н., Кныш Г.А., Антонов С.В. Основные источники акустической
энергии в моторном отсеке автомобиля КамАЗ // Снижение шума ДВС. Тр. МАДИ.
М.: 1984. С. 14-24.

21.	Минкин Л.М., Тольский В.Е. Влияние фазового взаимоотношения между дис-
балансом двигателя на вибронагруженность грузового автомобиля // Двигателестрое-
ние. 1985. № 11. С. 9-11.

22.	Нюнин Б.Н., Бочаров Н.Ф. Основные источники инфразвука в легковом авто-
мобиле // Автомобильная промышленность. 1983- № 4. С. 21—23»

23.	Попков В.И. Виброакустическая диагностика и снижение виброактивности
судовых механизмов. Л.: Судостроение, 1974. 216 с.

24.	Приборы и системы для измерения вибрации, шума и удара: Справочник / Под
ред. В.В. Клюева. М.: Машиностроение, 1978. Т. 1. 332 с. Т. 2.

25.	Резвяков Е.М., Ильясевич И.А. Снижение уровней шума и вибрации отечествен-
ных автомобилей // Автомобильная промышленность. 1981. № 7. С. 14—17.

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

27.	Скучик Е. Простые и сложные колебательные системы: Пер. с англ. М.: Мир,
1971.557 с.

28.	Слоушер Е.И., Тольский В.Е., Габов Ю.А. Виброизоляция двигателей V6-90° на
автомобилях Белорусского автомобильного завода // Двигателестроение, 1982. № 11.
С. 60-62.

29.	Соболь М.М., Статников Р.Б. Выбор оптимальных параметров в задачах со мно-
гими критериями. М.: Наука, 1981. 107 с.

30.	Тарасов А.Я. Влияние резонансных изгибных колебаний силового агрегата на
поломки картерных деталей // Автомобильная промышленность, 1981. № 3. С. 12—15.

31.	Тольский В.Е., Портнов С.И., Минкин Л.М. Уменьшение вибрации двухцилинд-
ровых автомобильных двигателей при применении уравновешивающего механизма //
Двигателестроение, 1984. № 10. С. 39-41.

32.	Тольский В.Е., Егоренков Б.А. Тенденции работ по снижению шума автомо-
бильных двигателей // Снижение шума ДВС. Тр. МАДИ. М.: 1984. С. 108-117.

33.	Тольский В.Е. Ограничение структурного шума внутри автомобиля // Автомо-
бильная промышленность, 1980. № 12. С. 22—24.

34.	Тольский В.Е. Улучшение показателей, характеризующих виброакустические
качества автомобилей // Автомобильная промышленность, 1983. № 5. С. 20—21.

35.	Шейдеров Е.П. Волновые задачи гидроакустики. Л.: Судостроение, 1972.
С. 347.

36.	Яблонский В.В. Определение частотных характеристик и колебательной мощ-
ности механических систем // Вибрации в технике: Справочник. Т. 5. М.: Машинострое-
ние 1979. С. 41-82.

37.	Barson C.W., Dodd А.М. Vibration characteristics of tyres // Vibration and noise in
motor vehicles, London, 1972. P. 1-3.

38.	Engine Noise. Excitation, Vibration and Radiation. / Ed. by R. Hiding, M. Kamab //
Proc. Int. Symp., Warren Mich. 11 — 13 Oct. 1981, New York, London, Plenum Press, 1982.
X. P. 179-210.

39.	Gordner M.F., Bornes J.L. Transients in linear systems // Lumped constant systems,
N.Y. Wiley, L. Champon, 1972. P. 208.

40.	Gillard P. The body as transmission element between the sources and the passenger
compartment // Unikeller conference 5th Proceedings, Milano, 1974. P. 3/1-3/42.

41.	Giussoni G., Pecchioli P., Poncini G. Research of the dynamic behaviour of a sedan
car body to acoustic comfort // Int. Symp. Automob. Technol. and Autom. Milan, 1984.
Vol. 2.P. 121-145.

42	. Hemingway N.G. Immitance identification. An application to the dynamic model-
ling of vehicle components. Int. g. of vehicle design, 1985. VoL 6. No 1. P. 55-71.

43.	Void H., Russel R. Advanced Analysis Methods Improve Modal Test Results // Sound
and Vibration. Idesince Enterprice LTD. 1983. No 3. P. 36—40.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Введение ........................................................... 3

1.	Показатели, определяющие виброакустические качества..............4

1.1.	Связь между динамическими нагрузками, вибрацией и шумом в
кузове........................................... .............. 4

1.2.	Спектр допускаемого структурного шума в автомобиле......... 6

1.3.	Передаточная функция и излучаемая	вибрационная мощность.... 8

2.	Вибрация........................................ ........... 9

2.1.	Вибрационные системы с периодическим характером возбуждения . . 11

2.2.	Вибрационные системы со случайным характером возбуждения .... 16

2.3.	Вибрация колес...........................................  19

2.4.	Вибрация кузова и кабины...................................22

3.	Расчет шума и вибрации..........................................29

3.1.	Расчет вибрации силового агрегата, вызываемой работой двигателя . . 30

3.2.	Моделирование путей передачи вибрации в автомобиле. Механические
цепи, активные и пассивные четырехполюсники.....................50

3.3.	Расчет внутреннего шума....................................56

4.	Экспериментальное исследование виброакустических процессов, происхо-
дящих в автомобиле..................................................67

4.1.	Методы экспериментального исследования шума и вибрации ...... 68

4.2.	Результаты экспериментальных исследований шума и вибрации..86

5.	Средства улучшения виброакустических качеств автомобилей....  .	.109

5.1.	Снижение динамических нагрузок, возникающих при работе двигате-
ля и карданной передачи........................................110

5.2.	Повышение эффективности виброизоляции двигателя и других агре-
гатов автомобиля.............................................. 119

5.3.	Улучшение вибрационных характеристик кузова...............125

5,4.	Снижение внешнего шума....................................132

Список литературы .................................................137

>