Universitatea Transilvania din Brașov Școala Doctorală Interdisciplinară Departament: Autovehicule și Transporturi Ing. Laszlo KOPACZ Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor Constructive solutions optimization of mechanical dampers for automotive systems Conducător ştiinţific Prof.dr.ing. Anghel CHIRU BRASOV, 2014
77
Embed
Universitatea Transilvania din Brașov - old.unitbv.roold.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de doctorat/Rezumate2014/Kopacz.pdf · 6.2.1 Analiza izolatorilor din cablu de tip KR 3 mm
This document is posted to help you gain knowledge. Please leave a comment to let me know what you think about it! Share it to your friends and learn new things together.
Transcript
Universitatea Transilvania din Brașov
Școala Doctorală Interdisciplinară
Departament: Autovehicule și Transporturi
Ing. Laszlo KOPACZ
Optimizarea soluţiilor constructive de
amortizoare mecanice pentru sistemele
autovehiculelor
Constructive solutions optimization of
mechanical dampers for automotive systems
Conducător ştiinţific
Prof.dr.ing. Anghel CHIRU
BRASOV, 2014
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
MINISTERUL EDUCAŢIEI NAŢIONALE
UNIVERSITATEA “TRANSILVANIA” DIN BRAŞOV
BRAŞOV, B-DUL EROILOR NR. 29, 500036, TEL. 0040-268-413000, FAX 0040-268-410525
Oscilațiile automobilului au efecte nocive asupra ocupanților acestuia, conducând la apariţia
oboselii și a senzaţiei de disconfort [82].
Gradul de confort al unui automobil este dat și de nivelul vibrațiilor ce se transmit
pasagerilor, conducând astfel la necesitatea studierii vibrațiilor, pentru a putea determina criteriile de
optimizare ale confortului.
1.3 Surse de vibrații. Elemente ale lanțului de transmitere a vibrațiilor Componentele lanțului de transmitere a vibrațiilor sunt [4], [43], [51], [62], [79]:
Sursa –generatorul de vibrații perturbatoare;
Calea de transmitere – structura sau modul prin care vibrațiile sunt transmise
către receptor;
Receptor – elementul asupra căruia se răsfrâng vibrațiile sau zgomotele.
Fig. 1.6 Lanțul de transmitere al vibrațiilor
1.3.1 Sursa Principalele surse de zgomote, vibrații și șocuri ale automobilului sunt date de:
grupul motor-propulsor și accesoriile acestuia - Una dintre sursele preponderente de zgomot
si vibrații este motorul. Cele mai importante forțe și momente generatoare de zgomot și
vibrații sunt: forțele și momentele generate de presiunea gazelor, forțele și momentele
inerțiale datorate neechilibrării maselor în mișcare, forțele de inerție și de elasticitate din
mecanismele de distribuție.
sistemul de admisie și evacuare a gazelor arse din motor
calea de rulare - generate de neregularitățile suprafeței drumului
curgerea aerului prin și în jurul caroseriei.
O metodă eficientă de reducere a nivelului vibrațiilor este controlul energiei vibraţiilor
produse de sursă.. Acest lucru se poate realiza prin montarea și amplasarea unor izolatori de vibrații
care ar reduce considerabil transmiterea energiei acestora.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
7
1.3.2 Calea de transmitere Calea de transmitere a vibrațiilor este structura comună sau legătura dintre sursa şi receptor.
Caroseria constituie calea de transmitere a zgomotelor și vibrațiilor între sursa si receptor. Caroseria
este un element care primește excitațiile și le transmite pe doua căi:
Transmitere pe cale solida
Transmitere pe cale aeriana
Pentru reducerea zgomotelor și vibrațiilor se folosesc o serie de materiale cu rolul de a controla
zgomotul aerian și zgomotul care se transmite pe cale structurala.
1.6 Zgomotul produs de motorul termic Automobilul constituie un sistem mecanic complex în care apar vibrații și zgomote ce se
transmit de la grupul motor-propulsor, sistemele mecanice, impactul cu aerul și calea de rulare în
structura și interiorul acestuia.
Dintre toate acestea, zgomotul produs de motor a fost intens studiat în ultimii 40 de ani.
Literatura de specialitate [39], [40], [45], [47] [81] [83] clasifica sursele de vibrații induse de motor
ca fiind:
Vibrații datorate forţelor de inerţie ale pieselor în mişcare de translație sau rotație.
Vibraţii datorate forţelor de combustie.
Vibrații datorate sistemelor de admisie și evacuare
Vibrații datorate sistemelor auxiliare ale motorului (mecanismul de distribuție,
sistemul de răcire, sistemul de alimentare, sistemul de condiționare al aerului, etc.)
Generarea mecanică a zgomotelor se datorează contactului pieselor în mișcare ale motorului.
Procesele de schimb de gaze – admisia fluidului proaspăt și evacuarea gazelor arse, datorită
vitezelor mari de curgere și a fenomenelor ondulatorii care au loc în tubulaturile de admisie și
evacuare, generează unde sonore cu spectru larg.
Arderea amestecului aer-combustibil în cilindrii motorului este însoțită de creșteri ale
presiunii fluidului cu viteze mari, care generează pulsații ce se propagă sub formă de vibrații la
nivelul structurii motorului și în unde sonore la exterior.
La analiza nivelului emisiilor sonore, trebuie să se țină seama în primul rând de tipul
motorului. Motorul cu aprindere prin comprimare, datorită particularităților constructive și
funcționale, are un nivel de emisii sonore mai ridicat decât motorul cu aprindere prin scânteie, iar
motorul cu aprindere prin comprimare cu cameră de aprindere unitară este mai zgomotos decât
motorul cu aprindere prin comprimare cu cameră divizată.
Zgomotul și vibrațiile sunt influențate de materialul și rigiditatea blocului motor și chiulasei,
materialele diferitelor capace și caracteristicile constructive ale instalațiilor auxiliare [23].
Vibrația suprafeței exterioare a motorului este provocată de creșterile rapide de presiune în
timpul arderii și de șocurile produse pe reazemele interioare de organele aflate în mișcare, care se
propagă prin structura motorului. Șocurile dintre piston și cilindru, fusurile arborelui și lagăre, bolț
și reazeme, capul bielei și fusul maneton sunt datorate acțiunii forțelor variabile și jocurilor
funcționale.
Zgomotul generat de sistemul de distribuție depinde de: numărul, poziționarea și tipul de
antrenare al arborelui cu came (roți dințate, lanț, curea dințată), numărul de supape pe cilindru și de
jocul termic al supapelor [23].
O pondere importantă în emisia sonoră a motorului o are instalația de răcire, cauzată în
special de vibrația paletelor ventilatorului. La motoarele răcite cu lichid, cămășile de răcire se
comportă ca un atenuator fonic.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
8
1.6.2 Zgomot mecanic indus Zgomotul mecanic produs de mecanismul motor își are originea în existența jocurilor
funcționale și în acțiunea forțelor variabile pe parcursul ciclului motor [23].
O atenție deosebită se acordă ansamblului piston-cămașa cilindrului; la cele mai multe
motoare aceste piese sunt confecționate din materiale diferite și coeficienți de dilatare diferiți. În
plus, temperatura în lungul pistonului este variabilă, fiind mare la capul pistonului și mai mică spre
marginea inferioară a mantalei acestuia. Pentru a evita gripajul pistonului, acestuia i se prevăd jocuri
funcționale diferite pentru capul pistonului și manta, acesta căpătând o formă de butoi sau
tronconică.
Datorita jocurilor dintre componente apar șocuri și impacte în lagărele principale ale
mecanismului și în special intre pistoane și pereții cilindrilor. Fiind de natura impuls, majoritatea
excitațiilor mecanice au un caracter spectral mult mai plat decât cel indus de combustie, cu o
pondere mare a frecvențelor înalte.
În timpul deplasării pistonului forța normala a pistonului își schimba direcția de mai multe
ori în timpul ciclului de operare de 720 de grade (fig. 1.9), numărul și locul inversărilor fiind
dependente de viteza și sarcina [37].
Fig.1.10a
Fig. 1.10b
Fig. 1.10 a,b Comparația diagramelor forțelor normale ale pistonului pe axa cilindrului
pentru un motor cu aprindere prin scânteie (a) si un motor cu aprindere prin comprimare (b).
In cazul pistoanelor sunt specifice o serie de zgomote și vibraţii, datorate mișcării de
translaţie și a forţelor de combustie (fig. 1.11):
Zgomotul de cap de piston – rattling noise – Acest tip de zgomot este rezultatul contactului
dur al capului pistonului cu peretele cilindrului în momentul basculării acestuia. Ajustarea jocului de
cap poate evita, de obicei, apariţia unor astfel de şocuri. Funcţionarea motorului cu astfel de şocuri
poate duce la griparea și distrugerea motorului.
Zgomotul de fusta de piston – cold slap –Este rezultatul unei coliziuni între fusta pistonului
și peretele cilindrului în momentul basculării acestuia. Reglarea jocului dintre fusta pistonului și
cilindru se poate realiza prin crearea unui profil corespunzător al pistonului.
Zgomotul de bolț –Poate apărea la mersul în gol datorita unui joc necorespunzător dintre
piston – bolţ – biela.
Diminuarea zgomotului produs de ansamblu piston-cămașa cilindrului se poate realiza prin
[23]:
Poziționarea dezaxată a bolțului în piston
Reducerea jocului dintre piston și cămașă
Utilizarea unor construcții speciale de piston
Utilizarea unor acoperiri de suprafață la piston
Dezaxarea bolțului în piston are ca efect micșorarea nivelului forței care determină
bascularea pistonului. Aceasta se practică în sensul forței normale în cursa de destindere când
presiunea în cilindru este maximă.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
9
1.7 Răspunsul structural Deși răspunsul structural al motorului este complex, implicând moduri numeroase, o mare
parte din gama modala a ariei de frecvente de interes se încadrează în 2 categorii distincte:
frecvențe joase. La frecvente joase, blocul și capul cilindrului se comporta ca
o grinda având moduri fundamentale de încovoiere pe doua plane, precum și un mod
torsional.
frecvențe înalte. La frecvente înalte modurile individuale ale pereților
cilindrului, întâi a carterului și apoi a blocului cilindrilor, devin dominante.
Fig. 1.12 Reducerea cumulativă a zgomotului
Vibrațiile produse în interiorul motorului sunt transmise prin structura acestuia. Reducerea
zgomotului structurii motorului se obține prin rigidizarea pereților blocului motor. Studiile efectuate
au arătat că la creșterea rigidității blocului cresc și valorile frecvențelor de rezonanță. Creșterea
rigidității prin nervurare poate determina creșterea masei blocului motor dar se obține în schimb o
reducere a nivelului de zgomot cu 3,5 dB(A). Analiza blocului motor prin metoda elementelor finite
poate oferi informații precise asupra comportării acustice a blocului motor.
Capacele motorului (capacul distribuției, baia de ulei și capacul antrenării distribuției) au o
contribuție importantă în transmiterea zgomotelor structurii motorului. Reduceri importante cu pana
la 5 dB(A) ale zgomotului pot fi obținute prin utilizarea materialelor plastice sau materialelor
compozite [23].
1.9 Zgomotul de admisie La admisia gazelor, rezistențele gazodinamice trebuie să fie cât mai reduse pentru a nu se
afecta umplerea cilindrilor cu amestec proaspăt. Pentru a reduce zgomotul se utilizează atenuatoare
dispersive sau combinate.
Reducerea zgomotelor care apar în sistemele de admisie a aerului proaspăt și în cele de
evacuare a gazelor arse se poate realiza cu ajutorul amortizoarelor de zgomote. Acestea trebuie să
satisfacă următoarele condiții:
să opună rezistență cât mai mică la trecerea gazelor pentru a nu influența umplerea
cilindrilor
să fie eficient din punct de vedere al reducerii zgomotelor
să satisfacă cerințele acustice ale umplerii
Amortizoarele de rezonanță determină un proces continuu de reflectare a undelor acustice în
scopul diminuării energiei acestora. Aceste amortizoare funcționează ca filtre acustice realizate sub
forma: volum în serie, volum în derivație cu sau fără coloană, coloană în derivație.
Constructiv amortizoarele de rezonanță sunt realizate sub forma unor combinații în paralel
sau în serie.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
10
Amortizoarele de absorbție realizează disiparea energiei oscilațiilor presiunii prin frecarea de
pereții conductelor. Pentru mărirea eficienței, curentul de gaze este trecut printr-un număr mai mare
de țevi de mică secțiune sau o parte a gazelor este trecută printr-un manșon de material poros
absorbant cum ar fi vata de sticlă, vata de aluminiu, azbestul.
Amortizoarele de rezistență. Curentul de gaz este deviat printr-o serie de orificii prevăzute în
pereții despărțitori din interiorul unei carcase cilindrice. Amortizorul este eficient din punct de
vedere al reducerii zgomotului, dar determină o însemnată reducere a puterii ceea ce limitează
răspândirea lor.
1.10 Zgomotul de evacuare La evacuare, nivelul de zgomot este mult mai ridicat și deci eficacitatea reducerii trebuie să
fie mai mare pentru aceasta utilizându-se o combinație de atenuatoare de zgomot. Unul permite
trecerea sunetelor de frecvență joasă și le atenuează pe cele de frecvență înaltă, iar altul atenuează
sunetele de frecvență joasă. O altă măsură care poate fi aplicată zgomotului produs la schimbul de
gaze este reglarea optimă a fazelor de distribuție în funcție de regimul de funcționare al motorului,
dimensionarea optimă a deschiderii supapelor, canalelor, colectoarelor și tubulaturii de admisie și
evacuare.
Sistemele de evacuare pot fi dezvoltate dintr-un amortizor cu doua sau trei volume separate.
în general, atenuarea produce o presiune inversa; iar pentru a minimaliza presiunea inversa volumul
sistemului trebuie mărit. Așadar succesul sau eșecul unui sistem de admisie sau evacuare al unui
autovehicul este deseori determinat încă din faza de concept , atunci când este calculat volumul
sistemului. Deși majoritatea conceptelor de atenuare exista de mulți ani , sunt câteva dezvoltări
recenta care au avut impact asupra designului sistemului. Convertizorul catalitic al evacuării apare
acum pe multe clase de vehicule, și este un element atenuator important, cu un debit de expansiune
și contracție. Turbocompresorul folosit din ce în ce mai des este de asemenea un element atenuant
folositor; totuși procesul fizic din spatele performantelor acustice nu este încă înțeles pe deplin.
O aplicare largă o au amortizoarele de rezonanță, deoarece sunt eficace, simplu de realizat,
nu necesită materiale izolante. Principiul de dezvoltare al atenuatoarelor de zgomot este acela de a
permite gazelor de eșapament să se destindă în camere cu secțiune transversala mare. Intensitatea
zgomotului este redusă prin utilizarea de tuburi perforate și zone închise care acționează ca un
rezonator de tip Helmholtz pentru atenuarea frecvențelor înalte (fig. 1.13) [38].
Fig. 1.13 Rezonator Helmholtz
Combinația dintre aria secțiunii transversale a atenuatorului și un volum adecvat este foarte
important deoarece frecvențele predominante sunt relativ mici dar ocupă o bandă foarte largă. Astfel
în timp ce amortizorul principal atenuează undele de șoc ale gazelor de evacuare, există anumite
vârfuri de frecvență pentru care atenuatorul de tip Helmholtz trebuie să fie acordat astfel încât să le
reducă.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
11
Obiectivele lucrării de doctorat
Studiile teoretice și experimentale întreprinse în domeniile oscilațiilor induse de motorul
policilindric în șasiu și sistemele de suspendare ale motorului și sistemului de evacuare, au permis
definirea și formularea obiectivelor lucrării de doctorat. Acestea se referă la:
Cercetarea influentelor proceselor de admisie a aerului proaspăt, combustie și evacuare a
gazelor arse din motorul termic, asupra zgomotelor și vibrațiilor produse de acestea;
Evaluarea contribuției dinamicii mecanismului motor și a sistemelor de echilibrare a lui
asupra oscilațiilor blocului motor după cele trei axe și în spațiu;
Conceperea, realizarea și evaluarea performantelor fizice ale unor soluții de sisteme elastice
destinate suspendării tubulaturii de evacuare a motoarelor termice de șasiul autovehiculului
Analizarea unui model matematic destinat cercetării caracteristicilor de amortizare ale
elementului elastic realizat, după un concept original
Cercetarea experimentala a comportamentului noilor sisteme de suspendare a tubulaturii de
evacuare
Formularea concluziilor și aprecierilor privind performanțele noilor sisteme de suspendare a
evacuării de șasiul autovehiculului.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
12
Cap.2. Evaluarea fortelor și oscilațiilor care solicită motorul cu 4 cilindrii în linie
Studiul dinamicii mecanismului motor are drept scop determinarea fortelor și momentelor ce
actioneaza asupra mecanismului motor și a structurii blocului acestuia [71]. Cunoașterea valorilor
acestor forțe și momente, precum și a modului în care ele variaza în timp, este necesară pentru
efectuarea calculelor de rezistenta, stabilirea soluțiilor de echilibrare și de fixare a acestuia pe șasiu,
precum și pentru calculul pulsațiilor momentului motor, dimensionarea volantului și anaaliza vibrațiilor
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
27
4.5 Analiza teoretica a modurilor proprii de vibrații și identificare
modala Măsurătorile pentru determinarea frecventelor proprii s-au realizat prin doua procedee: cu
excitatorul electrodinamic și cu ciocanul de impact.
Lanțul de măsura (fig.4.15) , în cazul măsurătorilor cu excitatorului electrodinamic, a fost
format dintr-un excitator electrodinamic cuplat cu elementul elastic prin intermediul unui traductor
de forță. Pentru a se pune în evidenta mult mai bine modurile proprii de vibrații ale elementului
elastic din cabluri, a fost atașată o masă adițională. Identificarea frecvențelor proprii ale elementului
elastic s-a realizează cu ajutorul unui accelerometru triaxial montat pe elementul elastic. Excitatorul
electrodinamic a indus un semnal aleator cu o frecvență de 5 Hz.
Fig. 4.15 Schema de montaj a excitatorului electrodinamic
Măsurătorile s-au realizat pe toate elementelor elastice de tip KR. Răspunsurile elementelor
elastice la semnalul introdus de excitatorul electrodinamic sunt prezentate sub forma de grafice ale
funcției de răspuns în frecvență (fig. 4.16). În acestea sunt evidențiate pulsațiile proprii dominante
corespunzătoare fiecărui element elastic. Sinteza valorilor pulsațiilor proprii și a coeficientului de
amortizare este prezentata în tabelul 4.4.
Tabelul 4.4 Pulsațiile proprii ale izolatorilor din cablu determinați cu excitatorul electrodinamic
Tipul elementului
elastic
Prima pulsație proprie A doua pulsație proprie
Pulsația
[Hz]
Coef.
Amortizare [%]
Pulsația
[Hz]
Coef.
Amortizare [%]
KR 3,5 5-02 24 22.9 318 1.3
KR 3,5 6-02 25 11.5 267 5.7
KR 3,5 7-02 25 10.4 170 3.0
KR 3,5 8-02 24 13.7 147 4.9
KR 3,5 9-02 23 8.5 120 1.5
Cauciuc 23 8.0 190 2.4
Din analiza tabelului 4.4 se observa faptul ca toți izolatorii din cablu de oțel prezintă o
pulsație dominantă la 25 Hz. Pe lângă această frecvență mai apare încă o pulsație dominantă proprie
fiecărui element elastic. Această frecvență diferă in funcție de tipul de amortizor și construcția
acestuia. Izolatorii de tip KR 3,5 5-02 fiind cu rigiditatea cea mai mare datorită lungimii scurte a
cablului prezintă modul propriu la frecvență mai mare decât celelalte. Pe măsură ce rigiditatea
acestora scade se observa o scăderea a frecvențelor proprii.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
28
4.6 Simularea comportamentului dinamic al elementelor elastice Utilizând considerațiile teoretice ale sistemelor dinamice dezvoltate în subcapitolul 4.2 și
determinările experimentale prezentate în subcapitolele 4.4 și 4.5 sunt prezentate câteva simulări ale
răspunsului forțat și transmisibilității unui sistem dinamic de tip Kelvin-Voigt care prezintă
caracteristicile specifice elementelor elastice analizate în această lucrare.
În tabelul 4.5 sunt extrase din tabelul 4.3 și tabelul 4.4 ,prezentate anterior în această lucrare,
valorile parametrilor utilizați în simulările pentru răspunsul forțat și estimarea gradului de
transmisibilitate corespunzător fiecărui element elastic.
Tabelul 4.5 Sinteza parametrilor utilizați în simulările gradului de transmisibilitate și amplitudinea
răspunsului forțat
Tip izolator
Rigiditatea
elementului
elastic
Coeficientul
mediu de
amortizare pe
tot ciclu de
funcționare
Prima pulsație proprie A doua pulsație proprie
Pulsația
proprie
ωn1
Amortizarea
ξ
Pulsația
proprie
ωn2
Amortizarea
ξ
KR 3,5 5-02 12.980 0.058 24 0.229 318 0.013
KR 3,5 6-02 6.990 0.053 25 0.115 267 0.057
KR 3,5 7-02 4.640 0.055 25 0.104 170 0.030
KR 3,5 8-02 3.070 0.087 24 0.137 147 0.049
KR 3,5 9-02 2.600 0.100 23 0.085 120 1.5
Cauciuc 13.63 0.08 23 0.153 190 0.024
Răspunsul forțat
Utilizând relația de definiție a amplitudinii răspunsului forțat al unui sistem dinamic cu un
grad de libertate descrisă de relația (4.9), în softul Mathcad s-a realizat o analiză asupra
comportamentului fiecărui element elastic.
Elementele caracteristice acestei analize sunt definite de pulsația ω a forței perturbatoare,
coeficientul mediu de amortizare ξ pe ciclu de funcționare determinat din curba de histerezis și
rigiditatea k corespunzătoare fiecărui element elastic analizat. În anexa 10 sunt prezentați toți
5.1 Bancul destinat testării Încercările experimentale s-au desfășurat în laboratorul de cercetare a motoarelor cu ardere
internă al Centrului de Cercetare Produse High Tech pentru autovehicule al ICDT pe un motor
diesel din gama Renault K9K 732 (fig.5.1). Caracteristicile motorului încercat sunt prezentate în
tabelul 5.1.
Traseul liniei de eșapament, care echipează acest motor, a fost modificata astfel încât să
poată fi instalată în bancul de teste fără însă a modifica punctele de sprijin și evoluția undelor de
presiune a gazelor de evacuare.
Tabelul. 5.1 Caracteristicile tehnice ale motorului testat Caracteristica
Tip motor K9K P 732
Capacitate cilindrica [cc] 1461
Alezaj x cursă [mm/mm] 76 x 80,
Număr de cilindrii 4 în linie
Ordinea injecției 1-3-4-2
Tipul injecției Directă cu rampă comună
Raport de comprimare [] 16:1
Norma Europeana de poluare Euro4
Putere maximă,
[kW (CP)]
78 (105)
Turatia puterii maxime, [rpm] 4000
Cuplu maxim, Nm 240
Turatia momentului maxim [rpm] 2000
Fig. 5.1 Standul de încercări motoare
Frâna are rolul de a evalua cuplul dezvoltat de motor la diverse turații ale acestuia. În cazul
frânei electrice, arborele cotit al motorului cu ardere internă antrenează un generator electric (Frâna
Dynas3 LI250) (fig.5.2). În combinație cu convertorul de frecvență, acest echipament poate acționa
atât ca frână, cât și ca generator. Unitatea poate fi operată pe două direcții de rotație și este
controlată cu ajutorul computerului.
Standul de încercare a motoarelor este comandat și operat de un PC prin intermediul
sistemului automat de control STARS . Un test poate fi planificat și pregătit independent de standul
de încercări. Controlerul de stand permite operarea standului fie prin intermediul PC-ului fie direct
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
32
de la panoul de comandă. Modulele de condiționare servesc la ajustarea temperaturilor lichidului de
răcire și uleiului din sistemul de ungere.
5.2 Echipamentele de măsurat vibrații Schema lanțului de măsură utilizat în evaluarea comportamentului vibratoriu ale elementelor
elastice este prezentată în fig. 5.3. Din componența lanțului de măsură face parte placa de achiziții,
accelerometrele triaxiale ți unitatea PC
Fig. 5.3 Schema sistemului de achiziție
5.2.1 Placa de achiziții Măsurătorile vibratorii s-au realizat cu ajutorul unui sistem complet de achiziție și prelucrare
LMS-Testlab. Placa de achiziție de tip SCADAS Mobil permite achiziția simultană pe 32 canale la
care se poate adăuga achiziția semnalului de la tahometru. Toate modulele de intrare SCADAS
mobile sunt concepute pentru a îndeplini următoarele funcții:
Utilizarea în configurații master-slave pentru creșterea numărului de canale de
achiziții;
Condiționarea semnalului de la traductor sau senzor;
Optimizarea semnalului prin amplificare sau atenuarea în raport cu
coeficientul de zgomot al achiziției;
Conversia analog-digital de precizie pe 24 biți;
Frecvența de achiziție pana la 204,8 kHz pe fiecare canal;
Filtrarea digitală și reducerea ratei de probe;
Procesarea digitala a semnalului cum ar fi filtrarea 1/3 octavă și extragerea în
timp real al armonicelor .
5.2.2 Senzorii Senzorii utilizați în evaluarea semnalului vibrator din punctele de măsură sunt accelerometre
triaxiale de tip PCB Piezotronics 399A31 cu următoarele caracteristici:
Sensibilitate: 10 mV/g;
Masa: 10 grame
Domeniu de măsurare: 10 kHz;
Domeniu operațional de temperatura: -73°C: +163°C;
Construcție capsulata din titan;
Montare prin lipire sau montaj filetat.
5.2.3 Ciocanul de impact Ciocanul de impact utilizat în determinarea modurilor proprii de vibrații ale elementelor
elastice este de tipul PCB Piezotronics 086C03 (fig. 5.6) cu următoarele caracteristici:
Sensibilitate: 2.25 mV/N
Domeniu de măsurare: ±2224 N
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
33
Frecvența de rezonanța: ≥22kHz
Neliniaritatea: ≤ 1%
5.3 Procedura de achiziție
5.3.1 Punctele de măsura Linia de eșapament a fost montata pe suporții elastici în doua puncte de fixare. Punctele de
susținere corespund punctelor originale de montare a liniei pe vehicul, iar adaptarea traseului pentru
a fi instalată în bancul de teste nu a modificat nodurile undelor de presiune ale gazelor de eșapament.
Aceste puncte de fixare au devenit și punctele de măsură în care s-au notat cu ECH:01 și ECH:02
punctele în care semnalul vibrator intră în suporții elastici și cu RH:01 și RH:02 punctele în care s-
au măsurat semnalul filtrat de către suporții elastici (fig.5.7 și fig.5.8).
Fig. 5.7 Linia de eșapament montata pe
suporți elastici din cauciuc
Fig. 5.8 Linia de eșapament montata pe suporți
elastici din cablu de oțel
Cele două puncte de fixare ale liniei de eșapament preiau în mod diferit greutatea acesteia. În
consecința elementele elastice vor avea un comportament vibratoriu diferit în cele doua puncte de
sprijin.
Senzorii triaxiali au fost montați în punctele de măsura și au avut rolul de a evalua vibrațiile
care se transmit prin izolatori către suporții de fixare. Direcțiile de măsura s-au considerat astfel:
X – transversal pe linia de eșapament (transversal pe axa arborele cotit)
Y – longitudinal pe linia de eșapament (longitudinal pe axa arborele cotit)
Z – vertical
Fig. 5.9 Direcțiile de măsura Fig. 5.10 Accelerometru montat pe chiulasa
In vederea verificării modului de funcționare al motorului pe parcursul tuturor testelor
efectuate s-a montat un accelerometru pe chiulasa motorului în punctul denumit CU:REF. (fig.5.10).
Cu ajutorul acestui punct s-a argumentat faptul ca motorul a indus același nivel de vibrații în linia de
eșapament pe parcursul tuturor testelor, aspect care a permis o comparare corespunzătoare între
toate tipurile de elemente elastice testate. Pe de alta parte cu ajutorul acestui senzor s-a extras și
semnalul de turație utilizat în analiza nivelului maxim al vibrațiilor în raport cu turația.
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
34
5.3.2 Condiții de testare Măsurătorile s-au efectuat în condiții dinamice și în condiții statice. Măsurătorile în condiții
dinamice au urmărit evidențierea comportamentului vibratoriu al elementelor elastice pe toata plaja
de turație a motorului. Astfel cu ajutorul frânei electrodinamice s-a majorat turația motorului de la
950 rot./min. la 4500 rot./min. în condiții de sarcina totala. Timpul de accelerare a fost de 180
secunde, timp suficient ca motorul sa parcurgă lent toate regimurile tranzitorii, regimuri care ar
putea evidenția comportamentul vibratoriu al tuturor elementelor elastice evaluate.
Măsurătorile cu ciocanul de impact s-au realizat pe elementele elastice aflate sub încarnarea
greutății liniei de eșapament. Pe acestea s-a evaluat răspunsul elementului elastic, în punctul RH, la
excitația introdusa în punctul ECH.
Măsurătorile efectuate au avut ca scop evaluarea comportamentului vibrator al elementelor
elastice din sarma în doua situații:
Solicitate la compresiune, sub greutatea liniei de eșapament. Linia de eșapament a
fost montata pe suporții elastici.
Solicitate la tracțiune, de greutatea liniei de eșapament. Linia de eșapament a fost
suspendata de elementele elastice.
Fig. 5.11 Linia de eșapament montata pe
elementele elastice
Fig. 5.12 Linia de eșapament suspendata de
elementele elastice
5.3.3 Parametrii de achiziție și postprocesare Achizițiile semnalelor s-au efectuat cu ajutorul softului TestLab, la o lățimea de banda a
semnalului achiziționat de 2560 Hz și o rezoluție de 5 Hz.
In urma achiziționării semnalului s-au efectuat verificări în vederea obținerii unui semnal
corect și corespunzător modului de funcționare al motorului.
Asupra semnalului achiziționat în condiții dinamice s-a efectuat o analiza în frecvența, în
domeniul frecvențelor mici și medii până la 1000 Hz. În cadrul analizei s-au urmărit extragerea
curbelor de energie maxima a accelerației în raport cu frecvența, energiei maxime a accelerației în
raport cu turația, a armonicelor de ordin 2 (order 2).
Deoarece nu a fost utilizat un tahometru pentru înregistrarea turației, s-a utilizat din soft-ul
TestLab modulul de Offline RPM Extraction care, din spectrul energetic măsurat de senzorul montat
pe chiulasa, a extras regimul de turație la care a funcționat motorul în timpul achiziției.
Introducerea semnalului de tahometru a făcut posibila evaluarea comportamentului dinamic
al liniei de eșapament sub acțiunea excitațiilor date de funcționarea motorului la diferite regimuri de
turație. Astfel în post-procesarea semnalelor achiziționate se pot genera diagrame Campbell,
extragerea ordinelor corespunzătoare motoarelor termice, evidențierea nivelului global al vibrațiilor,
etc.
În măsurătorile cu ciocanul de impact și cu excitatorul electrodinamic s-au urmărit
identificarea modurilor proprii prin extragerea răspunsului în frecvența al elementelor elastice ca
raport dintre mărimea de intrare (ciocan, excitator) și mărimea de ieșire evaluata de senzor
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
35
5.4 Elementele elastice testate In cadrul acestui proiect s-au testat o gama foarte larga de elemente elastice din sarma în
comparație cu un singur element elastic din cauciuc.
5.4.1 Elemente elastice din cauciuc Datele tehnice și geometrice ale izolatorului din cauciuc analizat sunt prezentate în fig. 5.18
Fig. 5.18 Izolatorul din cauciuc
5.4.2 Elemente elastice de tip J Descrierea datelor tehnice ale izolatorilor de tip J utilizați în atenuarea liniei de eșapament
este redată în tabelul 5.2
Tabelul 5.2 Definiția tehnică a izolatorilor de tip J
Diametrul
cablului de 3,5
mm
Cu 3 înfășurări pe o parte
Cu 4 înfășurări pe o parte
Cu 5 înfășurări pe o parte
Fig. 5.19 Izolator de tip J cu 3
înfășurări
Fig. 5.20 Izolator de tip J
cu 4 înfășurări
Fig. 5.21 Izolator de tip J cu 5
înfășurări
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
36
5.4.3 Elemente elastice de tip KR Sinteza definițiilor tehnice ale izolatorilor de tip KR utilizați în atenuarea vibrațiilor liniei de
eșapament este prezentată sub formă de tabel
Elemente elastice cu grosimea cablului de oțel de 3 mm
KR 3 5-02 G2
KR 3 6-02 G2
KR 3 7-02
Fig. 5.22 Elementele elastice de tip KR 3
Elemente elastice cu grosimea cablului de oțel de 3,5 mm
KR 3,5 6-02 L67
KR 3,5 7-02 L78
KR 3,5 8-02 L83
KR 3,5 9-02 L88
Fig. 5.23 Elementele elastice de tip KR 3,5
5.4.4 Elemente elastice hibride Elementele elastice hibride sunt elemente elastice ca o combinație intre elementele elastice
din sarma de oțel și elementele elastice din cauciuc. Obiectivul realizării acestor tipuri de elemente
este de a utiliza avantajele elementelor elastice din sarma și proprietățile elementelor din cauciuc în
atenuarea vibrațiilor. Izolatorul hibrid din cablu de oțel este format din patru cabluri de oțel
multifilare torodate fixate la partea superioară și inferioară prin doua plăci de aluminiu. Capetele
acestor cabluri sunt acoperite cu un strat de cauciuc în scopul atenuării vibrațiilor care se transmit pe
cale solida prin firele cablului și corpul metalic. Armaturile din aluminiu sunt fixate între ele printr-
un bolț filetat care mai are și rolul de a facilita montarea izolatorilor în diferite aplicații.
Elementele elastice hibride sunt realizate în diferite combinații pornind de la elementul de
baza de tip KR 3,5 7-02
KR Hibrid placa cauciuc
KR hibrid armaturi placate
KR hibrid spire placate
KR hibrid tampon cauciuc
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
37
Fig. 5.24 KR 3,5 standard Fig. 5.25 KR hibrid cu armaturile placate cu
cauciuc
Fig. 5.26 KR hibrid cu spire placate cu cauciuc Fig. 5.27 KR hibrid cu tampon de cauciuc
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
38
Cap.6. Cercetarea experimentala a izolatorilor
Cercetările experimentale efectuate asupra elementelor elastice realizate într-o variantă
constructivă originală au presupus evaluarea parametrilor funcționali în comparație cu elementele
elastice din cauciuc. Astfel au fost supuse cercetării elementele elastice din sarma de tip J și de tip
KR descrise anterior în capitolul 5 al acestei lucrări.
Deoarece elementele elastice sunt corespunzătoare aplicației de atenuare a vibrațiilor pentru
linia de eșapament, au fost studiate mai multe tipuri constructive de izolatori din oțel cu diferite
diametre ale cablului din oțel și cu diferite posibilități de montaj. Deoarece comportamentul dinamic
al liniei de eșapament este deosebit de complex fiind excitată de o gama larga de forțe perturbatoare
la diferite frecvențe, s-a studiat și comportamentul amortizoarelor din cablu de oțel în situația
montajului acestora să lucreze în tracțiune și în compresiune. În urma evaluărilor au fost identificate
unele soluții de izolatori hibrizi care combină avantajele elementelor din cauciuc și avantajele
elementelor din cablu de oțel.
Din considerente de mărime a capitolului sunt prezentate doar rezultatele obținute asupra
elementelor elastice doar pe direcție verticală în cele doua puncte de măsură RH:01 și RH:02. Toate
celelalte rezultate ale cercetărilor experimentale care prezintă o descriere completa a
comportamentului vibratoriu al elementelor elastice sunt prezentate în anexele acestei lucrări
științifice.
6.1 Evaluarea parametrilor funcționali ai izolatorilor din cablu de tip J Elementele elastice din cablu de oțel de tip J au fost încercate în vederea determinării
comportamentului acestora la solicitări vibratorii caracteristice liniei de eșapament a
autovehiculelor. Izolatorii care s-au montat pe linia de eșapament, descriși în capitolul 5 al acestei
lucrări, sunt izolatori liniari cu o grosime a cablului de oțel de 3,5 mm. În scopul atenuării vibrațiilor
induse de motor în structura caroseriei au fost studiate trei tipuri de amortizoare:
3 înfășurări
4 înfășurări
5 înfășurări
În urma testelor au fost reținute date referitoare la nivelul maxim al amplitudinii accelerației
în raport cu frecvența, la amplitudinea maximă a accelerației în raport cu turația, modurile proprii de
vibrații în regim dinamic și în regim static
O sinteză a informațiilor obținute în urma prelucrării, sunt prezentate în acest subcapitol.
Rezultatele obținute în urma încercării elementelor elastice sunt prezentate în Anexa 02.
Elementele elastice montate pe linia de eșapament au fost solicitate în condiții dinamice.
Rezultatele obținute sunt prezentate sub forma de grafice în care:
Curba neagra – elementul de tip J cu 3 înfășurări pe o parte
Curba roșie – elementul de tip J cu 4 înfășurări pe o parte
Curba albastra – elementul de tip J cu 5 înfășurări o parte
Curba verde – elementul elastic din cauciuc
6.1.1 Evaluarea amplitudinii maxime a accelerației în raport cu accelerația pentru
izolatorii de tip J Analiza graficelor corespunzătoare nivelului maxim al accelerației în raport cu frecvența
pentru punctele de măsură RH:01 și RH:02 (descrise în capitolul 5 al acestei lucrări) arată că
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
39
elementele elastice din cauciuc asigură o atenuare mult mai buna a vibrațiilor în comparație cu cele
trei tipuri de elemente elastice din cablu măsurate.
În punctele de măsură RH:01 și RH.02 se identifică două intervale de frecvență care
influențează gradul de atenuare al izolatorilor. În intervalul 50-150 Hz toți izolatorii analizați
prezintă o creștere a nivelului amplitudinii accelerației. Cu toate acestea izolatorul din cauciuc are
cea mai mică amplitudine comparativ cu amortizoarele din cauciuc. În cel de-al doilea interval de
frecvență 150-350 Hz, doar izolatorii din cablu de oțel prezintă creșteri ale amplitudinii accelerației.
Se poate remarca faptul ca izolatorul din cauciuc, comparativ cu amortizoarele din cablu de oțel de
tip J testate în aceste puncte prezintă calități mai bune de atenuare a vibrațiilor induse în linia de
eșapament.
În vederea realizării unei evaluări cantitative a gradului de izolare al fiecărui tip de izolator s-
a calculat o valoare efectivă (RMS root mean square) a tuturor punctelor care definesc curba de
amplitudine maxima a accelerației. În urma prelucrării datelor experimentale sunt prezentate în
tabelul 6.1 valorile efective ale accelerației în m/s2
pentru fiecare tip de izolator corespunzătoare
punctului și direcțiilor de măsură.
Tabelul 6.1 Valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu frecvența pentru izolatorii de
tip J
Tip izolator
J
Valoarea efectivă a amplitudinii accelerației în raport cu frecvența
Peak Hold - m/s2
Punctul: RH:01 Punctul: RH:02
X Y Z X Y Z
3 înfășurări 0.25 0.51 2.02 1.13 0.43 2.19
4 înfășurări 0.24 0.45 1.79 1.0 0.40 2.06
5 înfășurări 0.50 0.81 3.72 1.32 0.56 2.72
Cauciuc 0.13 0.15 0.55 0.12 0.15 0.42
În urma analizei informațiilor din tabelul 6.1 rezultă că izolatorul elastic din cauciuc
satisface mai bine condițiile impuse de atenuare decât izolatorii analizați din cablu de oțel de tip J.
În punctul de măsură RH:01 pe direcție verticală, direcție în care accelerațiile au cele mai mari
amplitudini, izolatorul din cauciuc atenuează amplitudinea accelerației cu 0.5-3 m/s2 comparativ cu
izolatorii din cablu de oțel. În punctul RH:02, izolatorul din cauciuc, asigură o atenuare a
amplitudinii accelerației transmise prin izolator 1,5-2 m/s2 comparativ cu celelalte tipuri de
amortizoare analizate.
6.1.2 Evaluarea amplitudinii maxime a accelerației în raport cu turația pentru
izolatorii de tip J În urma evaluării nivelului maxim al amplitudinii accelerației în raport cu turația
corespunzătoare punctelor de măsura RH:01 și RH:02 rezultă că elementul elastic din cauciuc are
calități mult mai bune de atenuare a vibrațiilor față de celelalte elemente elastice testate. Cauciucul
prezintă o atenuare a amplitudinii accelerației,pe toata plaja de turație.
În punctul RH:01, amortizoarele din cablu de oțel prezintă patru intervale de turație critică în care
accelerația prezintă vârfuri de amplitudine. În punctul RH:02 se identifică un singur interval de
turație, 3000-4500 rot./min., cu impact major în gradul de atenuare al vibrațiilor corespunzător
izolatorilor din cablu. Aceste intervale de turație critică influențează în mod direct comportamentul
de atenuare al vibrațiilor corespunzător elementelor elastice.
Printr-o analiza globala privind comportamentul elementelor elastice testate în atenuarea
vibrațiilor liniei de eșapament se poate spune faptul ca elementele elastice din cauciuc au avut o
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
40
atenuare mai buna a vibrațiilor și corespund mult mai bine standardelor impuse de atenuare a
vibrațiilor. Cele trei tipuri de elemente elastice din cablu testate au avut o rigiditate mai mare decât
izolatorul din cauciuc, aspect care a condus la un comportament necorespunzător din punct de
vedere al atenuării vibrațiilor liniei de eșapament.
Tabelul 6.2 Valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu turația pentru izolatorii de tip
J
Tip izolator
J
Valoarea efectivă a amplitudinii accelerației în raport cu turația
Overall level - m/s2
Punctul: RH:01 Punctul: RH:02
X Y Z X Y Z
3 înfășurări 1.28 2.24 8.54 5.51 3.85 13.03
4 înfășurări 1.34 2.21 8.15 4.78 2.83 11.46
5 înfășurări 2.69 2.90 13.28 5.74 3.38 14.61
Cauciuc 0.82 0.87 3.7 0.80 0.81 2.41
Valorile efective calculate pe curbele amplitudinii accelerației în raport cu turația extrase în
tabelul 6.2 indica faptul ca elementele elastice izolatorii din cauciuc respectă mai bine normele
impuse de izolare a vibrațiilor liniei de eșapament. În punctul de măsură RH:01 izolatorul din
cauciuc asigură o atenuare cu 5-10 m/s2 a amplitudinii accelerației pe direcție verticală și cu 1-2
m/s2 pe direcțiile transversale și longitudinale pe arborele cotit. În punctul RH:02 izolatorul din
cauciuc prezintă o atenuare cu 9-13 m/s2 comparativ cu izolatorii din cablu pe direcție verticală și cu
2-5 m/s2
pe celelalte două direcții.
În urma analizelor realizate asupra tuturor rezultatelor măsurătorilor efectuate pe cele două
tipuri de izolatori se remarcă faptul că izolatorii din cauciuc respectă mult mai bine normele impuse
de atenuare a vibrațiilor comparativ cu izolatorii din cablu de oțel de tip J cu 3,4 și 5 înfășurări pe o
parte
6.2 Analiza izolatorilor de tip KR 3
Elementele elastice din cablu de oțel de tip KR reprezintă soluțiile cele mai potrivite pentru
atenuarea vibrațiilor liniei de eșapament. Fiind elemente elastice de forma circulara cu elasticitate
mare și capacitate mare de disipare a energiei, acestea s-au testat în diferite configurații astfel încât
să obținem cele mai complexe informații despre comportamentul la atenuarea vibrațiilor
Caracteristicile și informațiile tehnice cu privire la izolatorii de tip KR au fost prezentate în capitolul
5 al acestei lucrări.
Analiza efectuată asupra acestor tipuri de izolatori a urmărit compararea gradului de atenuare
a vibrațiilor în comparație cu izolatorul din cauciuc.
6.2.1 Analiza izolatorilor din cablu de tip KR 3 mm solicitați la tracțiune
Rezultatele obținute în urma testelor efectuate pe elementele elastice din cablu de oțel de tip
KR sunt redate în fig. 6.5 – fig. 6.8. Procedurile de testare, de amplasare a punctelor și direcțiilor de
măsură, de achiziție și prelucrare a semnalelor au fost prezentate în capitolul 5 al acestei lucrări.
Semnificația mărimilor evaluate sunt reprezentate astfel:
Curba roșie – elementul de tip KR 3 5-02
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
41
Curba albastra – elementul de tip KR 3 6-02
Curba verde – elementul de tip KR 3 7-02
Curba neagra – elementul elastic din cauciuc
Analiza rezultatelor urmărește prezentarea comportamentului în atenuarea vibrațiilor a
izolatorilor din cablu de oțel de tip KR cu o grosime a cablului de 3 mm în raport cu atenuarea
vibrațiilor realizată de izolatorul din cauciuc. Gradul de atenuare al vibrațiilor este estimat prin
compararea nivelului amplitudini maxime a accelerației în raport cu frecvența și turația pentru
fiecare tip de izolator evaluat.
Studiul comportamentului antivibratoriu, al elementelor elastice de tip KR cu grosimea
sârmei de 3 mm, în raport cu turația motorului arată că izolatorul din cauciuc asigură cea mai bună
atenuare a vibrațiilor pe toata plaja de frecvențe analizate. Rezultatele obținute în cele doua puncte
de măsura RH:01 și RH:02 indica faptul că elementele elastice din cablu solicitate la tracțiune au
proprietăți reduse în atenuare a vibrațiilor și șocurilor
Tabelul 6.3 Valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu frecvența pentru izolatorii de
tip KR 3-Tracțiune
Tip izolator
KR 3
Tracțiune
Valoarea efectivă a amplitudinii accelerației în raport cu frecvența
Peak Hold - m/s2
Punctul: RH:01 Punctul: RH:02
X Y Z X Y Z
Cauciuc 0.27 0.09 0.68 0.19 0.30 1.09
KR 3 5-02 1.02 0.27 3.50 0.77 0.17 2.64
KR 3 6-02 0.96 0.26 3.34 0.73 0.16 2.53
KR 3 7-02 0.86 0.24 2.91 0.67 0.14 2.32
În urma prelucrării datelor experimentale în tabelul 6.3 sunt extrase și sintetizate valorile
efective (RMS) ale amplitudinii accelerației în raport cu frecvența corespunzătoare punctelor și
direcțiilor de măsura. Din analiza datelor conținute în tabel rezultă faptul ca elementele elastice din
cablu de tip KR cu grosimea sârmei de 3 mm supuse la tracțiune au calități mai reduse de atenuare a
vibrațiilor în comparație cu izolatorul din cauciuc evaluat. Elementul elastic din cauciuc asigură o
atenuare a amplitudinii accelerației cu până la 3 m/s2 în comparație cu elementele elastice din cablu
supuse la tracțiune. În urma evaluărilor efectuate și a analizei valorilor extrase din curbele care
descriu comportamentul vibratoriu se poate menționa faptul ca izolatorii din cablu de oțel au un
randament scăzut în atenuarea vibrațiilor daca sunt montați astfel încât sa fie lucreze la tracțiune.
Amplitudinea maximă a accelerației în raport cu turația motorului corespunzătoare punctelor
RH:01 și RH:02 reprezentată grafic indică faptul că elementul elastic din cauciuc prezintă o atenuare
mult mai bună decât toate celelalte elemente elastice analizate. Pe toată plaja de turație a motorului
se remarcă un nivel al amplitudinii accelerației cu pană la 10 m/s2 mai mic decât elementele elastice
din cablu de oțel. În plus, se mai remarcă faptul că, pe toată plaja de turație, amortizoarele din cablu
de oțel prezintă mai multe turații critice care determină o creștere semnificativă a amplitudinii
accelerației.
Analiza globală a comportamentului vibratoriu al izolatorilor din cablu de oțel solicitați la
compresiune arată că aceștia asigură un grad mult mai redus de atenuare al vibrațiilor în comparație
cu izolatorii din elastomeri. Montajul acestor tipuri de elemente elastice astfel încât aceștia sa
lucreze în tracțiune nu reprezintă soluția cea mai eficienta în atenuarea vibrațiilor
lkTabelul 6.4 Valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu turația pentru izolatorii de
tip KR 3-Tracțiune
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
42
Tip izolator
KR 3
Tracțiune
Valoarea efectivă a amplitudinii accelerației în raport cu turația
Overall level - m/s2
Punctul: RH:01 Punctul: RH:02
X Y Z X Y Z
cauciuc 1.27 0.50 3.22 1.05 1.46 5.60
KR 3 5-02 4.14 11.30 12.62 3.56 0.92 11.30
KR 3 6-02 3.82 10.08 11.70 3.49 0.99 10.19
KR 3 7-02 3.61 9.18 10.77 3.28 0.91 9.54
Valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu turația extrase în tabelul 6.4 indica
un grad de atenuare mai mare al izolatorilor din cauciuc cu 2-10 m/s2 pe toate cele trei direcții
corespunzătoare punctelor de măsură. Se remarcă faptul că în cele două puncte de măsură
amplitudinea accelerației transmisă suporților de fixare este mult mai redusă decât amplitudinea
transmisă de amortizoarele din cablu.
6.2.2 Analiza izolatorilor din cablu de tip KR 3 mm solicitați la compresiune
Izolatorii din cablu de oțel de tip KR 3 mm sunt izolatori de forma circulara,cu grosimea
cablului de 3mm și secțiune cablul este de tip 7x19. Descrierea definițiilor tehnice ale
amortizoarelor din cablu de oțel și a condițiilor de încercare au fost realizate în capitolul 5 al acestei
lucrări.
Curbele reprezentând amplitudinea accelerației în raport cu frecvența și turația
corespunzătoare fiecărui punct de măsură sunt reprezentate în fig. 6.9 – fig. 6.12. identificarea
dependențelor se face astfel:
Curba neagra – elementul de tip KR 3 5-02
Curba roșie – elementul de tip KR 3 6-02
Curba albastra – elementul de tip KR 3 7-02
Curba verde – elementul elastic din cauciuc
Obiectivele acestei analize sunt de identificare a comportamentului în atenuarea vibrațiilor
prin prezentarea nivelului maxim al accelerației care este atenuat de elementele elastice din cablul
de oțel montate pe linia de eșapament astfel încât să fie solicitate la compresiune.
Graficele care descriu comportamentul elementelor elastice cu grosimea cablului de oțel de 3
mm solicitate la compresiune, pe toata plaja de frecvențe până la 1000 Hz, evidențiază doua situații
distincte. O prima situație în care elementele din cablu prezintă o atenuare mult mai buna cu 7 m/s2
decât cauciucul pana la frecvența de 500 Hz (fig. 6.9). În domeniul frecvențelor mici de până la 500
Hz, în care linia de eșapament are deplasări mari, elementele elastice din cablu prezintă o amortizare
mult mai buna decât cauciucul. A doua situație este peste frecvența de 500 Hz unde elementele din
cauciuc prezintă o atenuare a amplitudinii accelerației cu 10 m/s2 mai bună în comparație cu
izolatorii din cablu (fig. 6.10). În acest punct se remarcă faptul că izolatorii din cablu la frecvența de
600 Hz prezintă un fenomen de rezonanță, aspect care determină vârful major de amplitudine. În
acest punct se poate concluziona că izolatorii din cablu de oțel prezintă o atenuare mai bună în
domeniul frecvențelor mici de până la 500 Hz, iar izolatorii din cauciuc prezintă calități bune de
amortizare în domeniul frecvențelor medii
Optimizarea soluţiilor constructive de amortizoare mecanice pentru sistemele autovehiculelor
43
Fig. 6.9 Amplitudinea accelerației (peak-hold)
izolatorilor de tip KR 3 solicitați la compresiune
în punctul RH:01
Fig. 6.10 Amplitudinea accelerației (peak-hold)
izolatorilor de tip KR 3 solicitați la compresiune
în punctul RH:02
În punctul de măsură RH:02 evoluția curbelor de accelerație maxima în raport cu frecvența
nu este asemănătoare (fig. 6.10) comparativ cu primul punct de măsură. Deoarece în acest punct
amortizorul preia o greutate diferită a liniei de eșapament, comportamentul vibratoriu este diferit.
Astfel se remarca faptul că evoluția atenuării amplitudinii oscilațiilor este asemănătoare cu
amortizorul din elastomer, dar pentru frecvențele joase de până la 200 Hz, izolatorii din cablu de
oțel atenuează oscilațiile mai bine decât izolatorul din cauciuc. Peste această frecvență,
amortizoarele din cauciuc prezintă o frecvență de rezonanță care determină creșterea amplitudinii
accelerației.
În tabelul 6.5 sunt sistematizate valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu
frecvența. Datele rezultate permit să se observe faptul ca elementele elastice din cablu de oțel
asigură o atenuare a vibrațiilor liniei de eșapament mai buna decât cele din cauciuc. Astfel, în
punctul de măsura RH:01, pe direcțiile X și Z, elementele elastice din cablu de oțel asigură o
atenuare cu 0.1-0.2 m/s2 în comparație cu izolatorul din cauciuc. Pe direcția Y (longitudinal pe axa
liniei de eșapament) se identifica o situație excepționala. Astfel, elementul elastic din cauciuc
prezint o atenuare, cu 0.2 m/s2, mai mare față de amortizorul din cablu. Pentru acest punct de
măsura, elementul elastic care a avut cel mai mare grad de atenuare a vibrațiilor induse de linia de
eșapament a fost KR 3 7-02.
În punctul RH:02 elementele elastice din cablu de oțel prezintă pe toate cele trei direcții de
măsura un grad mai mare de atenuare decât elementele din cauciuc. Astfel în acest punct izolatorii
din cablu determină o atenuare a energiei accelerației cu 0.1-0.6 m/s2 față de elementul din cauciuc.
Tabelul 6.5 Valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu frecvența pentru izolatorii de
tip KR 3-Compresiune
Tip izolator
KR 3
Compresiune
Valoarea efectivă a amplitudinii accelerației în raport cu frecvența