Universitatea Transilvania din Brașov - old.unitbv.roold.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de...

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

RECTORAT

D-lui (D-nei) ..............................................................................................................

COMPONENŢA

Comisiei de doctorat

Numită prin ordinul Rectorului Universităţii „Transilvania” din Braşov

Nr. 6260 din 25.11.2013

PREŞEDINTE: Prof. Dr. Ing. Nicolae ISPAS


Director Departament Autovehicule si Transporturi

CONDUCĂTOR ŞTIINŢIFIC: Prof. Dr. Ing. Anghel CHIRU


REFERENŢI: Prof. Dr. Ing. Ion TABACU

Universitatea din Pitești

Prof. Dr. Ing. Nicolae BURNETE

Universitatea Tehnică din Cluj-Napoca

Prof. Dr. Ing. Ioan Călin ROȘCA


Data, ora şi locul susţinerii publice a tezei de doctorat: 22.01.2014, ora 10.00,

sala U II 3 Aula Universitatii Transilvania din Brasov

Eventualele aprecieri sau observaţii asupra conţinutului lucrării vă rugăm să le

transmiteţi în timp util, pe adresa: [email protected]

Totodată vă invităm să luaţi parte la şedinţa publică de susţinere a tezei de

doctorat.

Vă mulţumim.

2014

mailto:[email protected]


I

Cuprins

Pg.

teza Pg.

rezumat

Cuprins I

Lista figurilor X

Lista tabelelor XIV

Lista notatiilor XVI

Prefața…………………………………………………………………………... 3 3

Cuvânt înainte…………………………………………………………………... 3 3

Conținutul lucrării 4 4

Cap.1. Analiza oscilațiilor și vibrațiilor induse de motor în structura

autovehiculului………………………………………………………………… 6 6

1.1 Noţiuni teoretice……………………………………………………………. 6

1.2 Considerații generale privind oscilațiile și zgomotele autovehiculelor…….. 16 6

1.3 Surse de vibrații. Elemente ale lanțului de transmitere a vibrațiilor……….. 17 6

1.3.1 Sursa……………………………………………………………… 18 6

1.3.2 Calea de transmitere……………………………………………… 18 7

1.4 Reglementări privind zgomotul şi vibrațiile………………………... 18

1.5 Zgomotul produs de mijloacele de transport……………………………….. 19

1.6 Zgomotul produs de motorul termic………………………………………... 21 7

1.6.1 Zgomotul indus de procesul de combustie……………………….. 22

1.6.2 Zgomot mecanic indus…………………………………………… 23 8

1.7 Răspunsul structural………………………………………………………... 25 9

1.8 Cauzele vibrațiilor la dezechilibru………………………………………….. 26

1.9 Zgomotul de admisie……………………………………………………….. 27 9

1.10 Zgomotul de evacuare…………………………………………………….. 29 10

1.11 Concluzii finale…………………………………………………………… 30

Obiectivele lucrării de doctorat………………………………………………. 31 11

Cap.2. Evaluarea fortelor și oscilațiilor care solicită motorul cu 4 cilindrii

în linie………………………………………………………………………….. 32 12

2.1 Forţele care acţionează în mecanismul bielă-manivelă…………………….. 32 13

2.1.1 Forţa de presiune a gazelor……………………………………….. 33 13

2.1.2 Forţele de inerţie………………………………………………….. 35 13

Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie…………. 35

Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie…………….. 36

2.1.3 Forţele din mecanismul bielă-manivelă…………………………... 36 15

2.2 Momentul total al policilindrului…………………………………………… 42 17

2.3 Oscilațiile induse de motor…………………………………………………. 44 18

Cap.3. Soluții constructive de izolatori de vibrații pentru sistemele

motorului………………………………………………………………………. 49 20

3.1 Aspecte generale…………………………………………………………… 49 20

3.2 Soluții tehnice de izolatori din elastomeri………………………………….. 50

3.2.1 Forme constructive de izolatori din cauciuc……………………… 50


II

3.2.2 Soluții de montare a izolatorilor din elastomeri………………….. 51

3.3 Rezemarea elastica a motoarelor cu ardere interna………………………… 53

3.4 Deteriorarea sistemelor de izolare antivibratorii…………………………… 57

3.5 Absorbția vibrațiilor utilizând sisteme elastice din cabluri………………… 59 21

3.5.1 Tipuri de arcuri din sarma împletită……………………………… 59 21

3.5.2 Elemente constructive……………………………………………. 60 21

3.5.3 Domenii de utilizare……………………………………………… 61

3.5.4 Aplicații ale elementelor elastic din cabluri în industria

autovehiculelor…………………………………………………………. 62 22

3.6 Rezemarea elastica a sistemului de evacuare……………………………… 62 22

Cap.4. Modelul matematic al elementelor elastice………………………….. 65 23

4.1 Sisteme utilizate pentru atenuarea vibrațiilor………………………………. 65 23

4.2 Modelul dinamic echivalent folosit pentru studiul vibroizolării…………… 65

4.3 Amortizarea sistemelor elastice…………………………………………… 68 23

4.3.1 Amortizarea interna (a materialului)……………………………... 69

4.3.2 Amortizarea structurala…………………………………………... 69

4.3.3 Amortizarea histeretică…………………………………………… 69 24

4.4 Determinarea parametrilor dinamici ai elementelor elastice……………….. 73 25

4.4.1 Determinarea curbei de histerezis………………………………... 73 25

4.4.2 Identificarea parametrilor dinamici………………………………. 74 26

4.5 Analiza teoretica a modurilor proprii de vibrații și identificare modala…… 75 27

4.6 Simularea comportamentului dinamic al elementelor elastice……………... 77 28

Cap.5. Echipamente destinate cercetării experimentale……………………. 81 31

5.1 Bancul destinat testării...…………………………………………………… 81 31

5.2 Echipamentele de măsurat vibrații…………………………………………. 82 32

5.2.1 Placa de achiziții………………………………………………….. 82 32

5.2.2 Senzorii…………………………………………………………… 83 32

5.2.3 Ciocanul de impact………………………………………………. 83 32

5.3 Procedura de achiziție………………………………………………………. 83 33

5.3.1 Punctele de măsura……………………………………………….. 83 33

5.3.2 Condiții de testare………………………………………………… 84 34

5.3.3 Parametrii de achiziție și postprocesare………………………….. 85 34

5.4 Elementele elastice testate…………………………………………………. 87 35

5.4.1 Elemente elastice din cauciuc…………………………………….. 87 35

5.4.2 Elemente elastice de tip J………………………………………… 87 35

5.4.3 Elemente elastice de tip KR……………………………………… 88 36

5.4.4 Elemente elastice hibride………………………………………… 91 36

Cap.6. Cercetarea experimentala a izolatorilor…………………………….. 93 38

6.1 Evaluarea parametrilor funcționali ai izolatorilor din cablu de tip J………. 93 38

6.1.1 Evaluarea amplitudinii maxime a accelerației în raport cu

accelerația pentru izolatorii de tip J…………………………………….. 93 38

6.1.2 Evaluarea amplitudinii maxime a accelerației în raport cu turația

pentru izolatorii de tip J………………………………………………… 95 39

6.2 Analiza izolatorilor de tip KR 3……………………………………………. 96 40

6.2.1 Analiza izolatorilor din cablu de tip KR 3 mm solicitați la 96 40


III

tracțiune…………………………………………………………………

6.2.2 Analiza izolatorilor din cablu de tip KR 3 mm solicitați la

compresiune……………………………………………………………. 99 42

6.3 Evaluarea performanțelor izolatorilor de tip KR 3,5………………………. 101 45

6.3.1 Rezultate ale cercetărilor întreprinse pe izolatorii din cablu de tip

KR 3,5 mm solicitați la tracțiune……………………………………….. 102 45

6.3.2 Rezultate ale cercetărilor întreprinse pe izolatorii din cablu de tip

KR 3,5 mm solicitați la compresiune…………………………………... 104 46

6.4 Cercetarea comportamentului elementelor elastice hibride……………….. 108 50

6.4.1 Prezentarea și analiza izolatorilor hibrizi………………………… 108 50

6.4.2 Propunerea de brevet de invenție: IZOLATOR HIBRID DIN

CABLU DE OȚEL…………………………………………………….. 109 52

Cap.7. Concluzii generale. Contribuții personale. Direcții viitoare de

cercetare……………………………………………………………………….. 112 54

7.1 Concluzii generale………………………………………………………… 112 54

7.2 Contribuții personale………………………………………………………. 116 58

7.3 Perspective viitoare………………………………………………………… 118 60

Bibliografie…………………………………………………………………….. 119 61

Anexa 1 124

Calculul fortelor și momentelor din motorul policilindric K9K 732 124

Turatia de 1200 rpm 124

Cilindrul 1 125

Cilindrul 3 128

Cilindru 4 131

Cilindru 2 134

Fortele și momentele rezultante corespunzatoare turatiei de 1200 rpm 137

Anexa 2 139

Izolatori din cablu de tip J 139

Determinarea frecvențelor proprii de vibrații. 140

Măsurători cu ciocanul de impact 140

Determinarea comportamentului vibratoriu în condiții dinamice 141

Nivelul maxim al accelerației în raport cu frecvența 141

ECH:01 Peak-Hold 141

RH:01 Peak-hold 142

RH:02 Peak-hold 142

Nivelul maxim al accelerației în raport cu turația 142

RH:01 Overall Level 143

RH:02 Overall level 143

Anexa 3 144

Izolatori din cablu de tip KR 3 mm – Tracțiune 144




ECH:02 Peak Hold 145

RH:01 Peak-hold 146


IV

RH:02 Peak hold 146




Anexa 4 148

Izolatori din cablu de tip KR 3 mm – Compresiune 148





RH:01 Peak-hold 150

RH:02 Peak hold 150




Anexa 5 152

Izolatori din cablu de tip KR 3,5 – Tracțiune 152





RH:01 Peak-hold 154

RH:02 Peak-hold 154




Anexa 6 156

Izolatori din cablu de tip KR 3,5 mm – Compresiune 156







Anexa 7 159

Izolatori din cablu de tip KR Hybrid 159

Determinarea modurilor proprii. 160

Masuratori cu ciocanul de impact 160

KR hybrid armature placate 160

KR hybrid spire placate 160

KR hybrid tampon 160






V

RH:01 Peak-hold 162

RH:02 Peak hold 162

Anexa 8 163

Determinarea modurilor proprii de vibrații ale izolatorilor de tip KR cu

excitatorul electrodinamic 163

KR 3 5-02 163

KR 3 6-02 163

KR 3 7-02 163

KR 3,5 5-02 163

KR 3,5 6-02 L67 163

KR 3,5 7-02 L78 163

KR 3,5 8-02 L83 164

KR 3,5 9-02 L88 164

Izolatorii Hybrid KR 3,5 -07 165

KR hybrid cu spire placate cu cauciuc 165

KR hybrid cu tampon de cauciuc 165

KR hybrid cu armaturile placate cu cauciuc 165

Anexa 9 166

Curbele de histerezis ale izolatorilor KR 3,5 166

Anexa 10 169

Simularea comportamentului vibratoriu al elementelor elastice 169

Amplitudinea răspunsului forțat 169

Transmisibilitatea 171

Rezumat 174 65

Abstract 174 65

CV (română) 175

CV (engleză) 176

Declarație de autenticitate 177


VI

CONTENTS…………………………………………………………………………………… I

Figures list…………………………………………………………………………………….. X

Tables list……………………………………………………………………………………… XIV

Abbreviations…………………………………………………………………………………. XVI

Preface…………………………………………………………………………………………. 3 3

Foreword………………………………………………………………………………. 3 3

Thesis structure………………………………………………………………………... 4 4 CHAPTER 1. ANALYSIS OF OSCILLATIONS AND VIBRATIONS INDUCED BY

MOTOR IN VEHICLE STRUCTURE……………………………………………………... 6 6

1.1 Fundamentals……………………………………………………………………… 6

1.2 General considerations regarding the vehicles oscillations and noise…………….. 16 6

1.3 Sources of vibration. Elements of the transmission chain of vibration…………… 17 6

1.3.1 Source…………………………………………………………………………… 18 6

1.3.2 Transmission path……………………………………………………………... 18 7

1.4 Noise and vibrations regulations………………………………………………….. 18

1.5 Noise generated means of transport……………………………………………….. 19

1.6 The noise produced by combustion engine……………………………………….. 21 7

1.6.1 Noise induced by the combustion process………………………………….. 22

1.6.2 Mechanical noise induced……………………………………………………. 23 8

1.7 Structural Response……………………………………………………………….. 25 9

1.8 Unbalanced vibrations…………………………………………………………….. 26

1.9 Intake noise………………………………………………………………………... 27 9

1.10 Exhaust Noise……………………………………………………………………. 29 10

1.11 Conclusions……………………………………………………………………… 30

THESIS OBJECTIVES………………………………………………………………………. 31 11 CHAPTER 2. EVALUATION OF FORCES AND VIBRATIONS WHICH ARE

APPLIED IN-LINE 4-CYLINDER ENGINE………………………………………………. 32 12

2.1 Forces which acting on the crank and connecting-road mechanism……………… 32 13

2.1.1 Gas pressure forces…………………………………………………………… 33 13

2.1.2 The inertia forces……………………………………………………………… 35 13

Inertia forces of the masses in translation moving…………………….. 35

Inertia Forces of the masses in rotating moving……………………….. 36

2.1.3 Forces of crank mechanism………………………………………………….. 36 15

2.2 Total crank moment of policylindrical engine…………………………………….. 42 17

2.3 Oscillation induced by combustion engine………………………………………... 44 18 CHAPTER 3. CONSTRUCTIVE SOLUTIONS OF VIBRATION ISOLATORS FOR

ENGINE SYSTEMS………………………………………………………………………….. 49 20

3.1 General considerations…………………………………………………………….. 49 20

3.2 Technical solutions of elastomeric isolators………………………………………. 50

3.2.1 Constructive shape of rubber isolators…………………………………….. 50

3.2.2 Mounting solutions for elastomeric isolator………………………………. 51

3.3 Elastomeric isolators mounted on internal combustion engines………………….. 53

3.4 Deterioration of vibration isolation systems……………………………………… 57

3.5 Absorption of vibrations using the wire rope isolators (WRI)……………………. 59 21

3.5.1 Types of wire rope isolators (WRI)…………………………………………. 59 21


VII

3.5.2 Components elements…………………………………………………………. 60 21

3.5.3 Areas of application…………………………………………………………… 61

3.5.4 Applications of wire rope isolators in automotive industry……………… 62 22

3.6 Exhaust system mounted on elastic elements……………………………………... 62 22

CHAPTER 4. THE MATHEMATICAL MODEL OF THE ELASTIC ELEMENTS…... 65 23

4.1 Models used for study the vibration attenuation…………………………………... 65 23

4.2 Equivalent dynamic model used to study the vibration isolations………………… 65

4.3 Damping of elastic systems……………………………………………………….. 68 23

4.3.1 Internal damping of materials……………………………………………….. 69

4.3.2 Structural damping……………………………………………………………. 69

4.3.3 Hysteretic damping……………………………………………………………. 69 24

4.4 Determination of the dynamic parameters of elastic elements……………………. 73 25

4.4.1 Determination of the hysteresis curve………………………………………. 73 25

4.4.2 Dynamic parameters identification…………………………………………. 74 26

4.5 Theoretical analysis of eigen frequency and modal identification………………... 75 27

4.6 Dynamic behavior simulations of elastic elements……………………………….. 77 28

CHAPTER 5. DEVICES USED FOR EXPERIMENTAL RESEARCH…………………. 81 31

5.1 Engine test bench………………………………………………………………….. 81 31

5.2 Equipment for vibration measurements…………………………………………… 82 32

5.2.1 Acquisitions device…………………………………………………………….. 82 32

5.2.2 Sensors………………………………………………………………………….. 83 32

5.2.3 Impact Hammer………………………………………………………………... 83 32

5.3 The acquisitions procedure………………………………………………………... 83 33

5.3.1 The measurement points……………………………………………………… 83 33

5.3.2 The testing conditions…………………………………………………………. 84 34

5.3.3 Parameters of acquisition and post processing……………………………. 85 34

5.4 Elastic elements tested…………………………………………………………….. 87 35

5.4.1 Rubber isolator………………………………………………………………… 87 35

5.4.2 Wire rope isolators J type (WRI)…………………………………………….. 87 35

5.4.3 Wire rope isolators KR type …………………………………………………. 88 36

5.4.4 Hybrid isolators……………………………………………………………….. 91 36

CHAPTER 6. EXPERIMENTAL RESEARCH OF ISOLATORS……………………….. 93 38

6.1 The functional parameters evaluations of the wire rope isolators J type………….. 93 38

6.1.1 Evaluation the peak hold of acceleration for WRI J type………………… 93 38

6.1.2 Evaluation the overall level of acceleration for WRI J type……………... 95 39

6.2 Analysis of WRI KR type with 3 mm diameter of cable………………………….. 96 40

6.2.1 Analysis of WRI KR 3 mm type under traction load………………….…… 96 40

6.2.2 Analysis of WRI KR 3 mm type under compression load………………… 99 42

6.3 Performance evaluation of WRI KR type with 3,5 mm diameter of the cable…… 101 45

6.3.1 Research results for WRI KR 3,5 mm under traction load……………….. 102 45

6.3.2 Research results for WRI KR 3,5 mm under traction compression load.. 104 46

6.4 Vibration behavior research of hybrid isolators…………………………………... 108 50

6.4.1 Presentation and analysis of hybrid isolators……………………………… 108 50

6.4.2 Patent proposal: Hybrid wire rope isolator……………………………….. 109 52

CHAPTER 7. GENERAL CONCLUSIONS. PERSONAL CONTRIBUTIONS. 112 54


VIII

FUTURE RESEARCH DIRECTIONS………………………………………………………

7.1 General conclusions……………………………………………………………….. 112 54

7.2 Personal contributions…………………………………………………………….. 116 58

7.3 Future perspectives………………………………………………………………... 118 60

REFERENCES………………………………………………………………………………… 119 61

ANNEX 1………………………………………………………………………………………. 124

Calculation of forces and moments for policilindrical engine K9K 732………………. 124

Rotation speed at 1200 rpm…………………………………………………………. 124

cylinder 1…………………………………………………………………….. 125

cylinder 3…………………………………………………………………….. 128

cylinder 4…………………………………………………………………….. 131

cylinder 2…………………………………………………………………….. 134

Resultant forces and moments corresponding speed at 1200 rpm…………………….. 137

ANNEX 2……………………………………………………………………………………… 139

Wire rope isolators J type……………………………………………………………… 139

Determination the eigen vibrations frequency…………………………………………. 140

Measurements with impact hammer………………………………………………... 140

Determination the vibrational behavior under dynamic conditions…………………… 141

The maximum level of acceleration related to frequency (peak-hold)…………. 141

ECH: 01 Peak-Hold………………………………………………………… 141

RH: 01 Peak-hold…………………………………………………………… 142

RH: 02 Peak-hold…………………………………………………………… 142

The maximum level of acceleration related to speed (overall level)…………… 142

RH: 01 Overall Level………………………………………………………. 143

RH 02 Overall level………………………………………………………… 143

ANNEX 3………………………………………………………………………………………. 144

Wire rope isolators KR 3 mm type - traction load…………………………………….. 144



ECH: 01 Peak-Hold………………………………………………………… 145

ECH: 02 Peak Hold………………………………………………………… 145

RH: 01 Peak-hold…………………………………………………………… 146

RH: 02 Peak hold……………………………………………………………. 146

The maximum level of acceleration related to speed (overall level)…………... 147

RH: 01 Overall Level………………………………………………………. 147

RH 02 Overall level………………………………………………………… 147

ANNEX 4………………………………………………………………………………………. 148

Wire rope isolators KR 3 mm type -compression load………………………………… 148


The maximum level of acceleration related to frequency (peak-hold)………… 149

ECH : 01 Peak –Hold………………………………………………………. 149

ECH : 02 Peak Hold………………………………………………………… 149

RH: 01 Peak –hold………………………………………………………….. 150

RH: 02 Peak hold……………………………………………………………. 150



IX

RH: 01 Overall Level……………………………………………………….. 151

RH 02 Overall level…………………………………………………………. 151

ANNEX 5………………………………………………………………………………………. 152

Wire rope isolators KR 3,5 mm type - traction load…………………………………… 152



ECH : 01 Peak –Hold………………………………………………………. 153

ECH : 02 Peak Hold………………………………………………………… 153

RH: 01 Peak –hold………………………………………………………….. 154

RH: 02 Peak –hold………………………………………………………….. 154


RH: 01 Overall Level………………………………………………………. 155

RH 02 Overall level…………………………………………………………. 155

ANNEX 6………………………………………………………………………………………. 156

Wire rope isolators KR 3,5 mm type -compression load……………………………… 156



ECH : 01 Peak –Hold………………………………………………………. 157

ECH : 02 Peak Hold………………………………………………………… 157

ECH : 01 Peak –Hold………………………………………………………. 158

ECH : 02 Peak Hold………………………………………………………… 158

ANNEX 7………………………………………………………………………………………. 159

Wire rope isolators KR Hybrid type…………………………………………………… 159

Determination of eigen frequency……………………………………………………... 160

Measurements with impact hammer………………………………………………... 160

KR hybrid with armature coated………………………………………….. 160

KR hybrid with end of cable coated………………………………………. 160

KR hybrid with rubber buffer……………………………………………… 160



ECH : 01 Peak –Hold………………………………………………………. 161

ECH : 02 Peak Hold………………………………………………………… 161

RH: 01 Peak –hold………………………………………………………….. 162

RH: 02 Peak hold…………………………………………………………… 162

ANNEX 8………………………………………………………………………………………. 163 Determination the vibration eigen modes of WRI KR type with

electrodynamics exciter…………………………………….................................... 163

KR 3 5-02…………………………………………………………………….. 163

KR 3 6-02…………………………………………………………………….. 163

KR 3 7-02…………………………………………………………………….. 163

KR 3.5 5-02………………………………………………………………….. 163

KR 3.5 6-02 L67…………………………………………………………….. 163

KR 3.5 7-02 L78…………………………………………………………….. 163

KR 3.5 8-02 L83…………………………………………………………….. 164

KR 3.5 9-02 L88…………………………………………………………….. 164


X

Hybrid isolators KR 3.5 -07…………………………………………………………. 165

KR hybrid with rubber coated coils………………………………………. 165

KR hybrid with rubber buffer……………………………………………… 165

KR hybrid with rubber coated fittings……………………………………. 165

ANNEX 9………………………………………………………………………………………. 166

Hysteresis curves of WRI KR 3.5mm types…………………………………………… 166

ANNEX 10……………………………………………………………………………………... 169

Simulation of vibrational behavior of elastic elements………………………………... 169

Forced response amplitude…………………………………………………………….. 169

Transmissibility………………………………………………………………………… 171

ABSTRACT (ROMANIAN)………………………………………………………………….. 174 65

ABSTRACT (ENGLISH)……………………………………………………………………... 174 65

CV (ROMANIAN)…………………………………………………………………………….. 175

CV (ENGLISH)………………………………………………………………………………... 175

AUTHENTICITY STATEMENT……………………………………………………………. 176


3

Prefața

Cuvânt înainte

Izolatorii din cablu de oțel reprezintă soluții eficiente pentru atenuarea vibrațiilor și șocurilor

care pot apărea în exploatarea sistemelor mecanice. Scopul lucrării de față a fost acela de a studia

posibilitatea de introducere a unei soluții de elemente elastice noi, pentru suspensia sistemelor

autovehiculului în vederea reducerii nivelului vibraţiilor. Pe baza unui amplu studiu legat de sursele

de vibraţii şi a soluțiilor de amortizare existente, au fost propuse variante noi de elemente elastice.

Pentru definirea completa a comportamentului dinamic al noilor sisteme elastice au fost derulate o

serie de activităţi: conceperea unui model fizic, definirea modelului matematic, realizarea unei serii

de măsurători statice şi dinamice în vederea determinării caracteristicilor de rigiditate şi a funcţiei de

transfer, determinarea modurilor proprii de vibraţii, identificarea unor domenii de aplicabilitate a

acestora pentru atenuarea vibrațiilor diverselor sisteme autovehiculului.

Mulțumirile mele, în mod deosebit, sunt adresate conducătorului de doctorat, domnului

profesor Dr. Ing. Anghel Chiru precum și domnului prof. Dr. Ing. Roșca I. Calin pentru îndrumare și

sprijin pe întreaga durata desfășurării lucrării. Mulțumesc foarte mult domnului prof. Dr. Ing. Peter

Kuchar pentru sprijinul acordat mai ales la începutul acestei perioade. Alte mulțumiri se cuvin

superiorului meu, domnului Ing. Karl Valentin Sebert care a facilitat în principial și a sprijinit

substanțial realizarea acestei lucrări. În plus, doresc să mulțumesc Universității Transilvania Brașov,

în special domnului Dr. Ing. Daniel Buzea și tuturor colaboratorilor participanți pentru punerea la

dispoziție a spațiilor, pregătirea și efectuarea experimentelor.

Nu în ultimul rând, aș dori să mulțumesc familiei mele pentru sprijinul, răbdarea și

încrederea acordată pe întreaga perioadă de desfășurare a pregătirii acestei lucrări. Deosebite

mulțumiri se cuvin firmei Sebert Tehnologie S.R.L. și echipei acesteia care s-a orientat spre

dezvoltarea și producția acestor elemente și m-a sprijinit în realizarea problemelor tehnice.

Lucrarea a fost acceptata a fi susținuta ca teza de doctorat de Facultatea de Inginerie

Mecanică a Universității Transilvania Brașov.

Laszlo KOPACZ

Brașov 2013


4

Conținutul lucrării

Șocurile și vibrațiile reprezintă unele dintre cele mai dăunătoare fenomene care apar la

sistemele mecanice. Aceste perturbații scurtează durata de viață a componentelor sistemului,

influențează confortul utilizatorilor și siguranța în exploatare, motiv pentru care cercetătorii și

inginerii acordă o atenție sporită identificării unor soluții sau metode pentru reducerea sau atenuarea

acestor perturbații.

Zgomotele și vibrațiile caracteristice vehiculelor reprezintă un subiect din ce in ce mai

important pentru industria constructoare de mașini în scopul de a satisface cerințele clienților în

materie de confort. Respectarea acestei cerințe a pieței poate inclina balanța vânzărilor în favoarea

producătorilor de mașini care țin seama de ea. În plus, pe lângă satisfacerea cerințelor de confort ale

clienților se impune și o creștere a duratei de viață a componentelor cât și atingerea unui nivel tehnic

de fiabilitate a pieselor cu impact în costurile de întreținere a vehiculelor.

În ultimii ani, industria constructoare de mașini și centrele de cercetare și dezvoltare ale

marilor companii, au acordat o atenție mai mare utilizării izolatorilor din cablu de oțel în comparație

cu izolatorii din cauciuc, în aplicații de atenuarea a vibrațiilor sistemelor mecanice ale vehiculelor.

Izolatorii din cablu de oțel, fiind elemente elastice cu durabilitate mare, rezistente la acțiunea

mediilor corozive și cu coeficient mare de amortizare a șocurilor și vibrațiilor pe toate cele trei

direcții, reprezintă potențiale soluții de utilizare a acestora în atenuarea vibrațiilor diferitelor

componente ale vehiculului.

Lucrarea de față își propune să analizeze gradul de atenuare al unor izolatori din cablu de

oțel în comparație cu izolatorii din cauciuc într-o aplicație de atenuare a vibrațiilor induse de motor

prin linia de eșapament către caroseria vehiculului.

Scopul principal al proiectului de cercetare este acela de a proiecta și testa o serie de

elemente elastice noi, din cablu de oțel, cu aplicabilitate largă în industria constructoare de maşini.

Elementele elastice proiectate vor fi testate și analizate ca suporţi elastici pentru suspendarea

tubulaturii de evacuare a motoarelor.

În vederea atingerii acestui scop s-au elaborate o serie de obiective și activității descrise în

capitolele lucrării de față. In capitolul 1 s-a realizat un studiu bibliografic complex al literaturii de

specialitate cu privire la analiza surselor de vibrații. În acest capitol sunt descrise unele mărimi ce

definesc sunetul și vibrațiile, componentele transmiterii sunetelor și vibrațiilor (sursa-cale de

transmitere-receptor), reglementările și normele naționale și internaționale privind vibrațiile și

zgomotele care apar la autovehicul. Deoarece automobilul constituie un sistem mecanic complex,

care în timpul funcţionarii și deplasării dezvoltă vibraţii ce se transmit de la grupul motor-propulsor

și calea de rulare în interior, la scaunele pasagerilor s-a urmărit o analiza punctuală asupra surselor și

cauzelor vibrațiilor și zgomotelor care apar la fiecare componentă a autovehiculului.

Literatura de specialitate clasifica sursele de vibrații ale motorului ca fiind: 1.Vibrații

datorate forţelor de inerţie ale pieselor în mişcare. în aceasta categorie pot fi incluse parţi

componente în mişcare ale motorului precum: pistonul, biela, arborele cotit, fulia, volantul; 2.

vibraţii datorita forţelor generate de procesul de combustie. În continuare studiului s-a analizat

impactul fiecărei surse de vibraţii la nivelul suporților elastici ai motorului. Pe lângă vibrațiile și

zgomotele apărute în mecanismul motor se mai identifica, ca și sursa, răspunsul structural al

motorului și al parților rigide și zgomotele și vibrațiile sistemelor de admisie și evacuare. Alături de

sursa principala de zgomote și vibrații provenite de la grupul motor-propulsor, la autovehicul s-au

mai studiat și zgomotele și vibrațiile aerodinamice și cele provenite de la calea de rulare.

In capitolul 2 sunt evaluate forțele și oscilațiile induse de motor cu aplicare directa la

motorul K9K 732 existent în bancul de teste și asupra căruia s-au aplicat noile elemente elastice.

Pentru a se pune în evidenta forțele existente în mecanismul motor s-au făcut măsurători și cercetări


5

cu privire la presiunea din cilindru în funcție de rotirea arborelui cotit, masele ansamblelor și

subansamblelor din mecanismul biele-manivela și a parametrilor constructivi ai motorului analizat.

S-au determinat forțele și momentele care apar în motor la turațiile de 1200 rot./min., 2200 rot./min.,

3700 rot./min. în sarcina totala corespunzătoare fiecărui cilindru aflat în lucru. Forțele și momentele

care s-au pus în evidență, în urma calculelor realizate, sunt: forțele de presiune a gazelor, forțele de

inerție, forțele totale care acționează în axa pistonului, forțele normale pe axa cilindrului, forțele din

axa bielei, forțele tangențiale din fusul maneton, forțele radiale din fusul maneton și momentul

motor total. Identificarea și evaluarea acestor forte și momente au avut drept scop înțelegerea

cauzelor care duc la oscilați și rotiri ale motorului pe cele trei axe.

În capitolul 3 sunt prezentate soluții constructive de izolatori antivibratorii. În acest capitol

sunt prezentate o serie de elemente elastice din cauciuc și elemente elastice noi din cablu de oțel.

Sunt prezentate avantajele și dezavantajele utilizării acestor tipuri de elemente de atenuare a

vibrațiilor. Sunt prezentate diferite sisteme de rezemare elastica a motoarelor cu ardere interna,

cauzele care conduc la deteriorarea sistemelor de izolarea a vibrațiilor, studiul proiectării

elementelor elastice din cauciuc și metal. S-a realizat un studiu cu privire la atenuarea vibrațiilor

utilizând sisteme elastice din cabluri unde s-a realizat o descriere a tipurilor de arcuri din sarma

multifilară, elemente constructive, domenii de utilizare și aplicații ale elementelor elastice din

cabluri în industria constructoare de mașini.

În capitolul 4 este descris modelul matematic al elementelor elastice analizate în care s-au

descris o clasificare a sistemelor de atenuare a vibrațiilor, modelele dinamice folosite în studiul

vibroizolarii, amortizarea sistemelor elastice. Cunoaștere gradului de amortizare a unui sistem

dinamic este important pentru utilizarea, analiza, și testarea acestuia. Cu aplicație la elementele

elastice noi s-a realizat o descriere matematica a modelului cu amortizare histeretică care definește

comportamentul amortizoarelor din oțel. Pentru aceasta s-a trasat curbele de histerezis pentru toate

elementele elastice, avute în vedere pentru testări dinamice, și s-au extras parametri dinamici:

rigiditatea și factorul de amortizare. S-a realizat o analiza teoretică a modurilor proprii de vibrații și

identificare modala în care s-a prezentat criteriile de analiza a modelului teoretic.

În capitolul 5 sunt prezentate echipamentele destinate cercetării experimentale în care este

prezentat bancul de teste, echipamentele utilizate la efectuarea măsurătorilor, procedurile de

achiziție și prelucrare, punctele și condițiile de testare și tipurile de elemente elastice testate.

În capitolul 6 sunt extrase rezultatele obținute în urma măsurătorilor efectuate. Sunt

prezentate rezultatele obținute asupra izolatorului de tip J în comparație cu elementele din cauciuc,

rezultatele obținute asupra elementelor de tip KR cu grosime sârmei de 3 mm solicitați la tracțiune și

la compresiune, rezultatele obținute asupra elementelor elastice din cablu de tip KR 3,5 mm

solicitați la tracțiune și compresiune și rezultatele obținute asupra elementelor elastice hibride.


6

Cap.1. Analiza oscilațiilor și vibrațiilor induse de motor în structura autovehiculului

1.2 Considerații generale privind oscilațiile și zgomotele

autovehiculelor Deplasarea automobilului în orice regim, pe orice categorie de drum, este însoţită de apariţia

şocurilor și vibrațiilor. Oscilațiile și şocurile care sunt induse în structura autovehiculului

influențează confortul ocupanţilor, integritatea mărfurilor transportate, precum și asupra

funcționarea şi durabilitatea agregate componente (motor, transmisie, caroserie etc.) [23], [51], [81].

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.


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.


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.


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.


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.


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.


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

de torsiune a.e arborelui cotit [6],[42], [47], [71], [72], [81], [83].

Forțele care actionează în mecanismul motor pot fi

de inerție (datorită mișcării alternative a pieselor mecanismului motor)

de presiune (produse de gazele ce evoluează în cilindru)

de frecare (datorate mișcării relative a pieselor

forțele datorate maselor în mișcare de rotație

Intrucat cercetarile experimentale și teoretice s-au efectuat pe motorul Renault K9K 732 toate

evaluarile și referintele se vor referi la acesta. Caracteristicile tehnice și constructive ale acestui motor

sunt prezentate în tabelul 2.1

Tabelul 2.1 Caracteristicile technico-constuctive ale motorului K9K 732

Indicativ K9K P 732

Capacitate 1461 cc

Alezaj x cursă 76 x 80,5 (mm x mm)

Număr de cilindrii 4 în linie

Ordinea injecției 1-3-4-2

Tipul injecției Directă cu rampă comună

Raport de comprimare 16:1

Încadrare Euro4

Putere maximă, kW (cp) 78 (105)

Putere maximă, rpm 4000

Cuplu maxim, Nm 240

Cuplu maxim, rpm 2000

Masă bielă, Kg 0.5477

Masă piston asamblat, Kg 0.6390

Masele în mișcare de translație, mj, Kg 0.7896

Masele în mișcare de translație, mr, Kg 1.172

În scopul obținerii unor calcule și determinari exacte cu privire la fortele și momentele din

mecanismul moto, masuratorile și evaluarile teoretice s-au realizat pentru trei regimuri de turație: 1200

rot/min, 2200 rot/min și 3700 rot/min în regim de plina sarcina. Aceste turții au fost alese astfel încît să

defineacă forțele și momentele care se dezvoltă în mecanismul motor in apropierea turației de ralanti și

în intervalul de cuplu maxim și putere maximă a motorului.

2.1 Forţele care acţionează în mecanismul bielă-manivelă

Asupra mecanismului bielă-manivelă, acţionează forţele datorate presiunii gazelor din cilindru

şi forţele de inerţie ale maselor mecanismului aflate în mişcare de translatie. Forţele de frecare vor fi

considerate neglijabile datorită mărimii reduse a acesteia [6] [42], [47], [71], [72], [81], [83].


13

2.1.1 Forţa de presiune a gazelor

Forţa dată de presiunea gazelor pe piston se determină cu relaţia:

g g p ind 0 pF = p A = ( p - p ) A [N], (2.1)

în care:

pg - presiunea gazelor, [N/m2];

pind - presiunea indicată în cilindru (după diagrama indicată evaluată experimental),

[N/m2];

po - presiunea mediului ambiant po=105 [N/m

2];

4

D = A

2

p

(2.2)

Ap - aria capului pistonului, [m2];

D - diametrul pistonului, în [m].

Variaţia presiunii indicate a gazelor din cilindru în funcţie de unghiul de rotaţie a arborelui cotit

se poate determina în urma calculului termic al motorului sau poate fi evaluată experimental prin

montarea unui traductor piezoelectric de presiune în camera de ardere.. Pentru cercetarile desfasurate,

acestea s-au masurat pe standul experimental Titan T250 cu ajutorul unui traductor piezoelectic montat

în chiulasa motorului. Unghiul de rotire al arborelui cotit a fost evaluat cu ajutorul unui cititor de unghi

montat pe arborele cotit [3], [89].

Variatia presiunii măsurate în raport cu unghiul de rotație al arborelui cotit pentru turațile de

1200 rot/min și 3700 rot/min sunt prezentate grafic.

Forța de presiune a gazelor calculată pentru motorul policilindric la turația de 1200 rot/min și la

3700 rot/min este reprezentata grafic.

Forțele de presiune dezvoltate în cei 4 cilindri ai motorului pe durata unui ciclu, sunt

prezentatea în fig. 2.8

Fig. 2.8 Forțele de presiune ale gazelor în acord cu

ordinea de lucru 1-3-4-2 Fig. 2.9 Forța rezultantă de presiune a gazelor

Forța rezultantă totală de presiune a gazelor calculata pentru motorul policilindric în acord cu

ordinea de lucru a cilindrilor este reprezentata în fig. 2.9

Forţa de presiune a gazelor este îndreptată după axa cilindrului şi poate fi considerată în axa

bolţului de piston. Această forţă este pozitivă când este orientată spre axa arborelui cotit (pg > po) şi

negativă când este orientată invers (pg< po).

2.1.2 Forţele de inerţie

Forţele de inerţie sunt produse de masele aflate în mişcare accelerată de translație: piston

asamblat (piston, bolţ, segmenţi, siguranţele bolţului) biela și masele neechilibrate ale arborelui cotit.

Forţele de inerţie sunt îndreptate în sens opus acceleraţiei şi sunt calculate cu relația:


14

F = - m a [N] (2.3)

unde: m - masa elementelor în mişcare, în [kg];

a - acceleraţia maselor, în [m/s2].

În funcţie de tipul mişcării elementelor mecanismului motor se disting:

a) Forţele de inerţie produse de masele elementelor aflate în mişcare de translaţie (Fj);

b) Forţele de inerţie produse de masele neechilibrate ale arborelui cotit aflate în mişcare de

rotaţie (Fr).

Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de translaţie

Aceste forţe sunt produse de masele pistonului asamblat (piston, segmenţi, bolţ de bielă şi

siguranţele acestuia) și o parte din masa bielei și sunt considerate concentrate în axa bolţului.

Determinarea forţelor de inerţie ale maselor aflate în mişcare de translaţie se face cu relaţia:

j j pF = - m a [N], (2.4)

unde: mj - masele pieselor în mişcare de translaţie, [kg];

ap- acceleraţia pistonului, în [m/s2].

Masele aflate în mişcare de translaţie sunt:

j p 1bm = m + m [kg]

(2.5)

unde: mp - masa pistonului asamblat, [kg];

m1b - masa bielei concentrată în axa bolţului care execută mişcare de translaţie, [kg].

Forţele de inerţie Fj se pot exprima, ţinând seama de expresia acceleraţiei pistonului pentru

mecanismul bielă-manivelă axat, adică:

[N] )2 (Rm- = F b2

jj coscos ,

(2.6)

unde:

R – raza manivelei arborelui cotit

ω – viteza unghiulară a arborelui cotitt

, l – lungimea bielei

α – unghiul manivelei arborelui cotit cu axa cilindrului

Forța totală a maselor aflate în mișcare de translație pentru motorul cu 4 cilindrii în linie este

arătată în fig. 2.10

Fig. 2.10 Forțele de inerție ale maselor în mișcare

de translație

Fig. 2.11 Forțele rezultante de inerțeie ale maselor

în mișcare de translație

Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie

Aceste forţe sunt produse de o parte din masa bilei şi masa neechilibrată a unui cot al arborelui

cotit (masa manetonului şi masele reduse ale celor două braţe).


15

Forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie se determină cu relaţiile:

r r2

F = - m R [N] (2.8)

t rF = - m Rd

dt [N]

(2.9)

unde: mr - masa neechilibrată aflată în mişcare de rotaţie, în [kg];

R - raza manivelei, în [m];

- viteza unghiulară a arborelui.

În consecinţă, forţele de inerţie ale maselor în mişcare de rotaţie sunt forţele centrifuge ce

acţionează pe direcţia manivelei şi rămân constante ca mărime, la o turație fixă a arborelui cotit. Ele

sunt variabile pentru regimurile tranzitorii ale motorului( d / dt = 0)

2.1.3 Forţele din mecanismul bielă-manivelă

Forța axială reprezintă rezultanta însumării forțelor de presiune a gazelor și forțele de inerție.

Rezultatele obținute în urma evaluărilor pentru un cilindru și policilindru sunt arătate în fig. 2.14 și

2.15.

Fig. 2.14 Forțele totale care acționează în lungul

axei cilindrului

Fig. 2.15 Forțele rezultante totale care acționează

în lungul axei cilindrului

Distribuția forțelor care acționează în lungul axei cilindrului în funcție de rotația arborelui cotit

pentru turațiile de 1200 rot./min. și 3700 rot./min. sunt prezentate în fig. 2.16 și fig. 2.17.

Fig. 2.16 Distribuția forței (F) care acționează în

axa cilindrului la turația de 1200 rot./min.

Fig. 2.17 Distribuția forței (F) care acționează în

axa cilindrului la turația de 3700 rot./min.


16

Forţa F aplicată în axa bolţului se descompune în două componente, una normală pe axa

cilindrului (N) şi alta după axa bielei (S):

N = F tg [N]

(2.10)

[N] F

= Scos

(2.11)

Fig. 2.18 Forțele normale pe axa cilindrului Fig. 2.19 Forțele rezultante normale pe axa

cilindrului

Distribuția forței normale pe axa cilindrului în funcție de rotația arborelui cotit este prezentată în

fig. 2.20 și fig. 2.21 pentru turațiile de 1200 rot./min. și 3700 rot./min.

Fig. 2.20 Distribuția forței care acționează normal

pe axa cilindrului la turația de 1200 rot./min.

Fig. 2.21 Distribuția forței care acționează normal

pe axa cilindrului la turația de 3700 rot./min

În axa fusului maneton, forţa S se descompune în două componente, una radială (Z) și una

tangenţială (T), expresiile lor fiind următoarele:

cos

sinsin

) + (F = ) + ( S= T

(2.12)

cos

coscos

) + (F = ) + ( S= Z

(2.13)


17

Fig. 2.27 Forțele tangențiale care acționează în

fusul maneton

Fig. 2.28 Forțele rezultante tangențiale care

acționează în fusul maneton

Forţa tangenţială T este singura forţă care produce momentul motor. Expresia momentului

motor este:

M = T R = F( + )

R [N m] sin

cos

(2.14)

Raza manivelei R, în [m], fiind constantă, curba de variaţie a momentului motor funcţie de

unghiul de rotaţie al manivelei este identică cu cea a forţei tangenţiale T, evident la o scară adecvată.

2.2 Momentul total al policilindrului Momentul motor total se obţine prin însumarea momentelor dezvoltate de cilindrii motorului

ţinând cont de ordinea de funcţionare a acestora şi de configuraţia arborelui cotit [42], [47], [71], [72],

[81], [83].

Pentru realizarea unei succesiuni optime a decalajului ordinii de injecție și o echilibrare naturalã cât mai

bună a forțelor de inerție și momentelor acestora, trebuie realizată o anumită configurație a arborelui

cotit. Ordinea de lucru a cilindrilor motorului cercetat este 1-3-4-2, cu un decalaj între manivele de

180 °RAC..

Valoarea medie a momentului motor este:

m

m

i

i

med

M

= M

1 (2.16)

unde m - reprezintă numărul de cilindri

Fig. 2.32 Momentul total al policilindrului

Forțele și momentele care se dezvolta în mecanismul motor au impact direct asupra elementelor


18

de suspensie ale motorului. Rezemarea elastica a motoriului trabuie sa tina seama de fortele statice și

dinamice care se transmit prin izolatori către caroseria masini [83].

Analiza întreprinsă arată că modelul matematic care ar putea surprinde complexitatea efectului

momentan al tuturor forțelor și momentelor ce provoacă oscilația motorului pe suporții săi, este greu de

realizat. Pentru acționarea fiecărui grup de forțe sau momente, efectele au fost analizate. Modelele

propuse reușesc sa satisfacă cerințele.

2.3 Oscilațiile induse de motor În vederea evaluarii oscilațiilor și vibrațiilor induse de motorul K9K 732 în structura

autovehiculului ca urmare a acțiunii forțelor determinate prin calcul analitic, s-au efectuat o serie de

măsurări vibratorii [3] la nivelul punctelor de suspendare al grupului motor-propulsor [3], [17], [21],

[56], [74], [88].

S-au montat accelerometre triaxiale pe chiulasa motorului (CU:REF), suportul motorului

(SM:02), suportul cutiei de viteze (SM:01) și pe bielete de repriza de cuplu (SM:03). Cu ajutorul

acestor senzori s-a determinat valoarea maxima a aceleratiei, corespunzatoare fiecarei direcții, care intra

în suportii elastici ai motorului. Valorile accelaratiilor măsurate, sunt direct infuențate de forțele care

actioneaza în mecanismul motor. Reprezentarea acestora s-a realizat sub forma de grafice care prezinta

valoarea acceleratiei în raport cu turatia pe fiecare direcție.[17], [61], [88], [89].

Fig.2.39 Punctele de suspendare al motorului și punctele de măsură

S-au extras valorile accelerației măsurate, în punctele definite, corespunzătoare turațiilor de

1200 rot./min, 2200 rot./min. și 3700 rot./min, valori care pot defini comportmentul vibratoriu și

amplitudinile oscilațiilor induse de motor.

La tuațiia de 1200 rot./min. se remarcă valori ridicate ale ale amplitudinii accelerației, pe

direcție perpendiculară pe arborele cotit, în comparație cu celelalte direcții considerate.

Fig. 2.42 Reprezentarea grafica a amplitudinii

accelerației la tuația de 1200 rot./min

Fig. 2.44 Reprezentarea grafica a amplitudinii

accelerației la tuația de 3700 rot./min


19

La turația de 2200 rot./min. se observă o creștere a amplitudinii accelerației pe direcție verticală

concomitent cu creșterea valorilor amplitudinii pe transversala a motorului

Valoarea amplitudinii accelerației crește odată cu creșterea turației pe direcție verticală. Astfel cele mai

mari valori se ating la turații ridicate ale motorului

Forțele și momentele dezvoltate în mecanismul motor se transmit prin suporții elastici catre

structura autovehiculului. Astfel linia de eșapament, fiind direct conectata la motor printr-o legătură

rigidă, preia o parte din aceste oscilații și le transmite spre stuctura autovehiculului prin intermediul

elementelor elastice de care este suspendată. Masuratorile efectuate evidențiază valorile accelerațiilor

semnalului vibrator indus de motor corespunzator celor trei turații considerate.

Din analiza rezultatelor obținute se poate remarca faptul ca linia de esapament prezintă cele mai

mari deplasări la turații joase pe direcția X, perpendiculară pe axa arborelui cotit.

Valoarea amplitudinii deplasării semnalului vibrator măsurat pe linia de eșapament prezintă o

valoare mult mai mare decât cea mai mare valoare a deplasării induse de motor în punctele de măsură.

Astfel se înțelege faptul că pe lângă oscilațiile induse de motor în linia de eșapament, la

comportamentul vibratoriu al acesteia contribuie și undele de presiune dezvoltate prin evacuarea

gazelor arse.

Se remarcă faptul că amplitudinea accelerațiilor măsurate pe linia de eșapament prezintă valori

ridicate la turații scăzute. Cele mai mari deplasări sunt pe direcție perpendiculară pe arborele cotit,

direcția în care și mototul prezintă cele mai mari deplasări la turații scazute.

Fig. 2.49 Reprezentarea grafica a amplitudinii deplasărilor măsurate pe linia de eșapament

Modul de oscilație și comportamnetul vibrator al liniei de eșapament este o consecință a mai

multor cauze și diferitelor surse care nu pot fi izolate.

Astfel în această lucrare, autorul își propune să izoleze transmiterea vibrațiilor și oscilațiilor

induse in linia de eșapament, indiferent de sursa de la care provin, față de structura autovehiculului.

Menționăm faptul ca măsurătorile și analiza comportamentului vibrator al liniei de eșapament s-au

făcut în condiții de laborator, în laboratorul de încercări motoare, și nu ia în considerare vibrațiile și

oscilațiile induse în linia de eșapament de către calea de rulare și deplasările autovehiculului


20

Cap.3. Soluții constructive de izolatori de vibrații pentru sistemele motorului

3.1 Aspecte generale

Cu toate progresele recente în descrierea analitică a vibraţiilor mecanice, se constată că în

practică se identifică probleme de vibrații ce încă nu pot fi rezolvate integral teoretic. În unele

cazuri, în exploatarea maşinilor sau instalaţiilor apar fenomene dinamice care datorită complexităţii

structurii sunt greu de abordat analitic. În alte cazuri, dificultăţile legate de proprietăţile structurii

sau de estimarea sarcinilor dinamice din timpul funcţionării, fac ca nivelul vibrațiilor sa nu poată fi

evaluat încă de la proiectare [43], [49], [76].

Pentru atenuarea vibrațiilor erau folosiți izolatori cu elastomeri produşi în game de diferite

tipuri şi dimensiuni (Fig.3.1, Fig.3.2) [5], [29].

Fig. 3.1 Elastomer cu armături metalice Fig. 3.2 Izolator din elastomer

În ultima perioadă s-au dezvoltat o serie de elemente noi de tip suporți elastici care dezvoltă

un nou concept, acela de preluare a energiei de deformaţie pe toate cele trei direcţii spaţiale

(deplasări şi rotaţii). Aceste elemente elastice sunt realizate din cabluri împletite, din sârmă fixate

intre doua armaturi metalice (Fig. 3.3, Fig.3.4) [92], [93], [94].

Fig. 3.3 Amortizor linear din cablu de oțel Fig. 3.4 Amortizor circular din cablu de oțel

In literatura de specialitate sunt prezentate câteva cercetări efectuate asupra elementelor

elastice din cablu. Comportamentul sistemelor elastice noi în raport cu cele clasice, este analizat în

detaliu în lucrarea [69]. în finalul acestei analize lucrarea propune pe mai departe continuarea

studiilor privind comportamentul acestor sisteme elastice noi direct pe sistemul vibrator (determinări

experimentale concrete) și o analiza a variaţiei rigidităţii în situaţia preîncărcării elementului elastic

şi care ar fi efectele temperaturii asupra gradului de izolare al vibrațiilor. S-au realizat cercetări

asupra determinării gradului de transmisibilitate al vibrațiilor, determinării rigidității dinamice [60],

analiza cu elemente finite pentru determinarea parametrilor dinamici ai elementelor elastice [78],

[91].

http://www.isolator.com/m_series_isolators.html





21

3.5 Absorbția vibrațiilor utilizând sisteme elastice din cabluri

În multe domenii ale ingineriei, şocurile și vibrațiile nu pot fi evitate [44]. Acestea pot fi

nedorite sau chiar inacceptabile. In scopul reducerii nivelului de vibrații se pot adopta mai multe

soluții cum ar fi: creşterea rigidităţii, utilizarea unor material cu grad mare de amortizare, aplicarea

de strategii de control (active, semi-activ, pasiv) [19], [28], [30], [33], [55], [66], [86]. Cele mai la

îndemâna sisteme de izolare antivibratorie sunt metodele pasive prin utilizarea de absorbitori printre

care și sistemele elastice din cabluri.

Arcurile din cabluri împletite [92], [93], [94] sunt un tip de arcuri amortizoare format din

cabluri toroane prinse intre doua placi metalice rugoase. Datorita frecărilor uscate dintre diferitele

straturi de fire apare fenomenul de histerezis, motiv pentru care aceste sisteme elastic au o buna

amortizare. Arcurile din cabluri împletite au avantajul ca nu suferă îmbătrânire în timp precum

arcurile clasice și un alt avantaj ca poate atenua şocurile și vibrațiile pe o banda larga de frecvente

[24], [73].

3.5.1 Tipuri de arcuri din sarma împletită

Arcurile din cabluri împletite pot fi grupate astfel: sisteme elastice în spirala, sisteme elastice

poligonale, arcurile eliptice în foi [92], [94].

Fig. 3.13Tipuri de izolatori din cablu de oțel

Sistemele elastice de arcuri din sarma împletita sunt aplicate în diferite domenii ale ingineriei

pentru protecţia echipamentelor de comanda și control împotriva şocurilor, domeniul construcţiilor

civile pentru protecţie seismica a acestora.

Noutatea fața de arcurile clasice constă în faptul că soluția noua este materializata printr-un

cablu de oțel multifilar, în timp ce variantele clasice sunt monofilare de diferite secțiuni: rotunde,

pătrate, dreptunghiulare, tubulare.

3.5.2 Elemente constructive

Amortizoarele din cablu de oțel sunt compuse dintr-un cablu de un anumit diametru și

lungime și patru bride: doua exterioare, respectiv doua interioare. În cazul amortizoarelor de forma

elicoidala, cablul înfășurat cilindric este fixat între doua bride de-a lungul a doua generatoare, în

oglinda, ale cilindrului virtual al înfășurării. Pe bride, pe o parte sunt frezate transversal canale de

secțiune semirotunda în care se așează cablul; fixarea acestuia intre cele doua bride fiind realizata cu

șuruburi sau nituri. Construcția amortizoarelor poliedrice este similara, cu următoarea

particularitate: cablul se înfășoară după direcția muchiilor unui poliedru virtual, în general cu 3 – 8

muchii curbe. Materialul cablului poate fi oțel carbon zincat sau oțel inoxidabil, magnetic sau

nemagnetic, în funcție de mediul în care se utilizează amortizorul. Bridele sunt confecționate din

aluminiu,oțel carbon zincat sau inoxidabil în funcție de cerințele aplicației în care sunt utilizate.

Privind montarea amortizoarelor, bridele pot fi prevăzute cu găuri de trecere normale, găuri zencuite


22

și găuri filetate, conform modului de fixare în poziția de funcționare. Aceste amortizoare speciale

funcționează ca un arc spiral normal combinat cu un amortizor, cu avantajul de a avea grade de

libertate pe toate cele trei direcții. Cablul are o amortizare ridicata datorita frecării între spirele

cablului. Sub acțiunea forțelor care solicita cablul apare fenomenul de frecare intre spire, fenomen

care are rolul de a disipa energia din sistem.

Modelul fenomenologic prezentat în literatura de specialitate converge spre o descriere mai

exacta a comportamentului dinamic al arcurilor sin sarma [53], [85].

3.5.4 Aplicații ale elementelor elastic din cabluri în industria autovehiculelor

În construcția de autovehicule, aceste tipuri de arcuri pot fi folosite pentru protecția sistemele

mecanice și electronice care sunt supuse la vibrații sau șocuri, dar și acolo unde elementele din

cauciuc nu poate fi folosit din cauza temperaturii.

Sunt evidențiate câteva exemple de utilizare a elementelor elastice din cablu de oțel în

industria constructoare de mașini:

barele de parașoc ale autovehiculului,

suspensia scaunelor pasagerilor,

suspensia sistemului de evacuare a gazelor din motor

sistemul de fixare a motorului pe șasiu, fixarea echipamentelor auxiliare pe motor

protejarea unității electronice de comanda a motorului și autovehiculului

fixarea aparaturii de radar și dispozitivelor de iluminare la vehiculele speciale

3.6 Rezemarea elastica a sistemului de evacuare Sistemul de evacuare al unui autovehicul este compus din toba da eșapament, catalizator,

racorduri flexibile și conducte.

Vibrațiile induse de motor și de calea de rulare sunt transmise prin intermediul elementelor

elastice catre caroseria masinii. Asadar, analiza comportamentului vibratoriu al liniei de eșapament

reprezinta un punct important în evaluarea vibro-acustica a unui autovehicul.

Linia de eșapament este suspendata de caroseria vehiculului prin intermediul unor elastomeri de

forma ovala. Caracteristicile de amortizare și rigiditate influenteaza fortele dinamice ce se transmit spre

caroseria autovehiculului.

Suporții elastici ai liniei de evacuare utilizați în industria constructoare de mașini joacă un rol

important în reducerea zgomotului și vibrațiilor autovehiculului provenite de la motor care induce in

linia de eșapament vibrații și zgomote, provenite de la calea de rulare ce se transfmit prin izolatori catre

caroseria autovehiculului, precum și de la oscilațiile undelor de presiune provenite le la evacuarea

gazelor arse.

Izolatorii utilizați în atenuarea vibraților liniilor de eșapament trebuie să realizeze o izolare a

vibrațiilor transmise către caroseria autovehiculuilui pe o plajă de 20-30 Hz pentru vibrațiile de mers in

gol ale motorului și pâna la 500 Hz pentru zgomotul interior [100].

Fig. 3.23 Tipuri de izolatori pentru linia de eșapamnet


23

Cap.4. Modelul matematic al elementelor elastice

4.1 Sisteme utilizate pentru atenuarea vibrațiilor

Sistemele pentru atenuarea vibrațiilor pot fi clasificate ca fiind pasive, active și semiactive

(fig. 4.1). Un sistem este considerat pasiv, activ sau semiactiv în funcţie de totalitatea energiei

externe primite de sistem pentru îmbunătăţirea funcţionării [19], [41], [49], [54], [67], [74], [84],

[86], [90].

Sistemele pasive au limitări semnificative în aplicaţii structurale, deoarece condițiile iniţiale

de proiectare nu pot acoperii banda largă de perturbaţii care pot apărea în funcţionarea sistemelor

mecanice. Pentru a înlătura aceste neajunsuri se utilizează sisteme active. Cu o forţă activă introdusă

ca o parte a sistemului u(t), sistemul este controlată folosind diferiţi algoritmi care o face mult mai

sensibilă la sursele perturbatoare [62], [76].

a) izolare pasiva

b) izolare activa

c) izolare semi-activa

Fig. 4.1 Tipuri de sisteme de izolare

Prin combinația dintre sistemele pasive și sistemele active se obține sistemele semiactive,

realizate cu scopul de a reduce cantitatea de energie exterioară necesară obţinerii performanţelor

caracteristice dorite. Aceste sisteme semiactive aplicate pot devenii foarte eficiente în sistemele

mecanice. Aceste sisteme reprezintă o îmbunătăţire a sistemelor pasive (siguranţă în exploatare,

fiabilitate, etc.), astfel încât să păstreze un spectru larg şi adaptabil caracteristic sistemelor active.

Datorită consumului mic de energie și a costului scăzut, un considerabil interes a fost dezvoltat în

decursul ultimilor ani pentru implementarea practică a acestor sisteme [74], [80].

În proiectarea sistemelor se ţine cont de faptul că sistemul este solicitat să lucreze în afara

benzii de încărcare şi frecvenţă, pentru care este imposibil să întâlnim o singură variantă

constructivă pentru rigiditate sau amortizare sau rigidităţi şi amortizări constante.

4.3 Amortizarea sistemelor elastice

Amortizarea reprezintă fenomenul prin care energia mecanica a sistemelor dinamice este

disipata (transformata în energie termica interna). Cunoașterea gradului de amortizare a unui sistem

dinamic este important pentru utilizarea, analiza, și testarea acestuia. Natura și nivelul amortizării

componentelor trebuie cunoscute, pentru a dezvolta modelul dinamic al sistemului [19], [20], [21],

[28].

Într-un sistem mecanic sunt prezente diferite tipuri de amortizări. Dacă nivelul de amortizare

nu este adecvat funcționarii propice a sistemului, dispozitive externe de amortizare pot fi adăugate,

fie în timpul proiectării inițiale, fie într-o faza ulterioare de modificare.


24

Trei mecanisme de amortizare primare sunt importante în studiul sistemelor mecanice. Acestea

sunt [19], [20]:

Amortizarea interna a materialului;

Amortizarea structurala;

Amortizarea fluidelor;

Amortizarea interna rezulta prin disiparea energiei mecanice din material datorită diferitor

procese microscopice și macroscopice.

Amortizarea structurală este cauzata de disiparea energiei mecanice rezultata din mișcarea

relativa dintre componentele unei structuri mecanice.

Amortizarea fluidelor apare prin disiparea energiei mecanice produsă de forțele de rezistenta

la înaintare, și din interacțiunile dinamice asociate atunci când un sistem mecanic sau componentele

sale se mișcă intr-un fluid.

4.3.3 Amortizarea histeretică Se cunoaște faptul că forțele de amortizare interna, ale unui material cu amortizare

vâscoelastică, sunt dependente de frecvența a frecvența mișcării. Capacitatea de amortizare pe

unitatea de volum pentru amortizarea hisetretică este de asemenea, dependenta de frecvența

mișcării [20].

Pentru multe materiale, energia disipată într-un ciclu este proporţională cu pătratul amplitudinii

deplasării, fiind independentă de pulsaţie. Se ajunge la modelul din fig. 4.7, la care coeficientul de

amortizare c variază invers proporţional cu pulsaţia ω,

(4.16)

în care:

h - coeficientul de amortizare histeretică.

c - amortizarea histeretică pentru mișcarea armonica

Fig. 4.6 Sistem dinamic cu amortizare vâscoasa Fig. 4.7 Sistem dinamic cu amortizare histeretică

Se considera un sistema dinamic compus dintr-un amortizor cu comportament histeretic și un

arc căruia i se atașează o masa m (fig. 4.7) [20]. Pentru o mișcare armonica cu pulsația , ecuatia de

miscare este:

(4.17)

Metoda buclei de histerezis

În funcție de caracteristicile elastice și inerțiale, și alte condiții de încărcare din sistem, forma

buclei histeretică se schimba. Aria buclei de histerezis, forță-deplasare, evaluează capacitatea de

amortizare . Energia maximă din sistem poate fi determinata din curba forță-deplasare.

(4.33)

Rigiditatea k poate fi determinată ca fiind curba medie a buclei de histerezis forță-deplasare.

Factorul de pierdere pentru amortizarea histeretică e dat de relația:


25

(4.34)

Această metodă de determinare a amortizării este aplicată asupra elementelor elastice pentru

a determina coeficientul de amortizare din aria curbei de histerezis corespunzătoare fiecărui

elemente elastic testat. Dezvoltarea modului de aplicare al acestei metode și rezultatele obținute sunt

prezentate în subcapitolele următoare.

Tabelul 4.2 Sinteza metodelor de determinare al amortizării

Metoda Măsurători Relațiile matematice

Metoda curbei

de histerezis aria curbei de histerezis forta-

deplasare

deplasarea maxima a curbei de

histerezis

panta medie a curbei de histerezis

Constanta de amortizare histeretică:

Factorul de disipare:

Coeficientul de amortizare echivalent:

Metoda lățimii

de banda latimea de banda la

√ din varful

de rezonanta

frecvența de rezonanta

În tabelul 4.2 este prezentată o sinteză asupra metodelor de determinare al coeficientului de

amortizare aplicate asupra elementelor elastice din cabluri de oțel.

4.4 Determinarea parametrilor dinamici ai elementelor elastice

4.4.1 Determinarea curbei de histerezis Trasarea curbelor forță-deplasare (histerezis) s-a realizat pe un stand dedicat ridicări acestor

curbe. în fig. 4.12 este prezenta standul de încercări alcătuit din: instalația hidraulică de forța cu

dispozitivele de fixare al izolatorului, captorul de forța, traductorul de deplasare, placa de achiziții.

Pentru realizarea evaluărilor, asupra fiecărui element elastic se aplica un regim de forța

adecvat cu dimensiunile și caracteristicile elementului testat. În urma efectuării unui ciclu complet

de încărcare-descărcare se obțin curbele forța deplasare care sunt utile în determinarea parametrilor

dinamici ai amortizoarelor din cablu.

Fig. 4.12 Standul pentru ridicarea curbelor de histerezis


26

In fig. 4.13 este prezentata caracteristica de histerezis al elementului KR 3,5 9-02, iar în fig.

4.14 este prezentata curba de histerezis corespunzătoare elementului elastic din cauciuc. În anexa 9

sunt prezentate curbele caracteristice tuturor izolatorilor de tip KR 3,5 evaluați [91].

Fig. 4.13 Curba de histerezis pentru izolatorul KR

3,5 7-02

Fig. 4.14 Curba de histerezis a izolatorului

din cauciuc

4.4.2 Identificarea parametrilor dinamici In urma ridicării curbelor de încărcare descărcare sunt calculate valorile parametrilor

dinamici ai izolatorilor din cablu de oțel. Cu ajutorul soft-ului Matlab s-au calculat ariile curbelor de

histerezis, s-au identificat valorile maxime ale deplasării la compresiune, s-au calculat valorile

constantelor de amortizare histeretică, rigiditate și coeficientul mediu de amortizare pe tot ciclu de

funcționare corespunzător fiecărui element analizat. Metodologia de calcul ai parametrilor dinamici

din comportamentul histeretic al elementelor elastice a fost prezentat în subcapitolul 4.3 și

sintetizată în tabelul 4.2 al acestei lucrări. Aplicarea acestei metodologii a condus la obținerea

rezultatelor din tabelul 4.3 [91].

Tabelul 4.3 Parametrii dinamici ai izolatorilor din cablu de tip KR 3,5

Tip izolator

Aria curbei de

histerezis

Deplasarea

maxima

Constanta de

amortizare

histeretică

Rigiditatea

elementului

elastic

Coeficientul

mediu de

amortizare pe

ciclu de

funcționare

KR 3,5 5-02 684.400 12.010 1.511 12.980 0.058

KR 3,5 6-02 599.720 16.010 0.745 6.990 0.053

KR 3,5 7-02 811.580 22.500 0.511 4.640 0.055

KR 3,5 8-02 617.450 19.200 0.533 3.070 0.087

KR 3,5 9-02 543.180 18.200 0.522 2.600 0.100

Cauciuc 4100.16 23.8 2.30 13.63 0.08

Cu ajutorul parametrilor de rigiditate și amortizare obținuți din comportamentul histeretic al

elementelor elastice testate se pot construi modele analitice ce ajuta la studierea gradului de atenuare

al vibrațiilor.

-20-19-18-17-16-15-14-13-12-11-10-9 -8 -7 -6 -5 -4 -3 -2 -1 0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 101112131415161718192021222324 25-40

-30

-20

-10

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

x [mm]

F [

N]

KR3.5 9-02


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.


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

parametrii utilizați în aceste simulări.

Fig. 4.17 Evoluția amplitudinii răspunsului forțat

al unui sistem dinamic în funcție de prima

frecvență proprie

Fig. 4.18 Evoluția amplitudinii răspunsului forțat

în funcții de modurile proprii ale izolatorilor

testați

În fig. 4.17 este prezentată amplitudinea răspunsului forțat al unui sistem dinamic având

caracteristicile dinamice corespunzătoare fiecărui element elastic analizat în această lucrare. Ordinul

0 6 12 18 24 30 36 42 48 54 600

0.4

0.8

1.2

1.6

2

2.4

2.8

3.2

3.6

4

y 0.058 12.98 ( )

y 0.053 6.90 ( )

y 0.055 4.64 ( )

y 0.087 3.07 ( )

y 0.1 2.67 ( )

y 0.08 13.63 ( )

0 40 80 120 160 200 240 280 320 360 4000

0.4

0.8

1.2

1.6

2

2.4

2.8

3.2

3.6

4

y 0.013 12.98 318 ( )

y 0.057 6.90 267 ( )

y 0.03 4.64 170 ( )

y 0.049 3.07 147 ( )

y 0.15 2.67 120 ( )

y 0.024 13.63 190 ( )


29

de mărime al amplitudinii răspunsului forțat este influențat și rigiditatea elementelor elastice, gradul

de amortizare al acestora și de valoarea forței perturbatoare. Pentru a evidenția doar impactul

caracteristicilor dinamice în comportamentul vibratoriu al elementelor elastice, în această simulare

s-a considerat valoarea forței perturbatoare ca fiind unitară.

Legenda curbelor prezentate în fig. 4.17 este:

Curba roșie – elementul elastic KR 3,5 5-02

Curba albastra – elementul elastic KR 3,5 6-02

Curba verde – elementul elastic KR 3,5 7-02

Curba roz – elementul elastic KR 3,5 8-02

Curba bleu – elementul elastic KR 3,5 9-02

Curba maro – elementul elastic din Cauciuc

În urma analizei graficului prezentat în fig. 4.17 se remarca faptul că în jurul pulsației de 24

Hz, unde toate elementele elastice din cablu de oțel prezintă un mod propriu de vibrație, se observa

că răspunsul sistemului dinamic este diferit. Amplitudine ce mai mică a deplasării sistemului este

realizată cu elementul elastic din cauciuc în comparație cu celelalte elemente analizate. Astfel pentru

sistemul dinamic care utilizează izolatorul din cauciuc, la rezonanță, obține o amplitudine a

răspunsului sistemului de 0.3 mm, comparativ cu amortizorul din cablu de oțel de tip KR 3,5 7-02 a

cărui amplitudine a răspunsului este de 3.8 mm. Conform acestei estimări, daca sistemul dinamic are

frecvențe proprii mici, se recomandă alegerea din elementele elastice testate a amortizorului din

cauciuc.

Deoarece elementele elastice prezintă și alte frecvențe proprii determinante, s-a realizat o

estimare a răspunsului forțat al elementelor elastice și pentru aceste frecvențe.

În fig. 4.18 este prezentata evoluția răspunsului forțat al sistemului dinamic în funcție de

frecvența proprie a fiecărui element și de coeficientul de amortizare, determinate cu ajutorul

excitatorului electrodinamic. Se observă faptul că elementele elastice au diferite frecvențe proprii

pentru care amplitudinea deplasării sistemului este diferită. Elementele elastice cu cel mai mică

amplitudine a răspunsului sistemului dinamic sunt amortizoarele KR 3,5 9-02 și KR 3,5 6-02.

Acestea prezintă o amplitudine de 1,2 mm, comparativ cu amortizoarele din cablu de oțel KR 3,5 7-

02, care pentru frecvența proprie caracteristică, are amplitudinea de 3,6 mm. Astfel conform acestei

analize se poate alege tipul de izolator corespunzător sistemului mecanic, căruia vrem să ii reducem

amplitudinea deplasării, în funcție de frecvența proprie a sistemului, frecvența proprie a izolatorului

și amplitudinea răspunsului forțat la rezonanță.

Această simulare este utilă în înțelegerea comportamentului vibratoriu al unor sisteme

mecanice utilizând aceste elemente elastice în atenuarea vibrațiilor sistemelor. Pentru a descrie

complet comportamentul acestora este important să se realizeze și o analiză a gradului de

transmisibilitate în funcție de parametri dinamici ai elementelor elastice.

Gradul de transmisibilitate

Transmisibilitatea este un factor calitativ al vibroizolării și de definește ca un raport al

amplitudinii forței transmise la amplitudinea forței de excitație. Astfel utilizând relația (4.14) și

parametrii dinamici sintetizați în tabelul 4.5 s-a realizat o simulare asupra gradului de

transmisibilitate a amplitudinii vibrației spre receptor.

În fig. 4.19 este prezentată evoluția gradului de transmisibilitate în funcție de coeficientul de

amortizare corespunzător fiecărui element elastic, determinate din curbele de histerezis, astfel:

Curba roșie – elementul elastic KR 3,5 5-02

Curba albastra – elementul elastic KR 3,5 6-02

Curba verde – elementul elastic KR 3,5 7-02

Curba roz – elementul elastic KR 3,5 8-02


30

Curba bleu – elementul elastic KR 3,5 9-02

Curba maro – elementul elastic din Cauciuc

Fig. 4.19 Evoluția transmisibilității în funcție de

coeficientul de amortizare

Fig. 4.20 Evoluția transmisibilității în funcție de

modurile de vibrații ale izolatorilor

Din fig. 4.19 se observă faptul că, la rezonanță unde raportul dintre frecvența forței

perturbatoare și frecvențele proprii ale elementelor elastice este u=1, elementul elastic cu cel mai

mic grad de transmisibilitate este elementul KR 3,5 9-2 în comparație cu celelalte elemente elastice.

Se poate remarca faptul ca coeficienții medii de amortizare pe ciclu de funcționare al elementelor

elastice au o influență majoră în determinarea gradului de transmisibilitate. În comparație cu

izolatorul din cauciuc, amortizoarele din cablu de oțel are coeficienți mai buni de amortizare.

Deoarece izolatorii din cablu de oțel prezintă și alte moduri de vibrație, în fig. 4.19 este

prezentată evoluția transmisibilității în funcție de aceste moduri și coeficienți de amortizare

determinați cu ajutorul excitatorului electrodinamic.

Din analiza graficului prezentat în fig. 4.20 se observa faptul ca gradul de transmisibilitate

are o evoluție diferită. Deoarece fiecărui mod propriu de vibrații îi corespunde un coeficient de

amortizare, se observă faptul ca gradul de transmisibilitate este diferit.

Deoarece simulările efectuate oferă doar informații orientative cu privire la comportamentul

vibratoriu al elementelor elastice utilizate, este necesar ca alegerea exactă a unui tip de element

elastic pentru aplicația de atenuarea vibrațiilor liniei de eșapament și determinarea completă a

comportamentului vibratoriu al tuturor elementelor elastice să se facă în urma unor măsurători

experimentale în condiții statice și dinamice.

0 0.333 0.667 1 1.333 1.667 2 2.333 2.667 30

1.111

2.222

3.333

4.444

5.556

6.667

7.778

8.889

10

T u 0.058 ( )

T u 0.053 ( )

T u 0.055 ( )

T u 0.087 ( )

T u 0.1 ( )

T u 0.08 ( )

u

0 40 80 120 160 200 240 280 320 360 4000

4

8

12

16

20

24

28

32

36

40

T 0.013 318 ( )

T 0.057 267 ( )

T 0.03 170 ( )

T 0.049 147 ( )

T 0.015 120 ( )

T 0.024 190 ( )


31

Cap.5. Echipamente destinate cercetării experimentale.

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


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


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.


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


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



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


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


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


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


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


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


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


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


tip KR 3-Tracțiune

Tip izolator

KR 3

Tracțiune


Peak Hold - m/s2


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


42

Tip izolator

KR 3

Tracțiune




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


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.


tip KR 3-Compresiune

Tip izolator

KR 3

Compresiune


Peak Hold - m/s2


X Y Z X Y Z

KR 3 5-02 0.14 0.30 0.53 0.22 0.07 0.45

KR 3 6-02 0.13 0.30 0.52 0.25 0.08 0.52

KR 3 7-02 0.11 0.23 0.40 0.22 0.07 0.44

Cauciuc 0.27 0.09 0.67 0.26 0.14 0.68

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

10.00

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

9.0

0.5

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

7.5

8.5

9.5

Am

plit

ude

m/s

2

0.00 1000.00

Curve 0.00 1000.00 Average Hz

0.06 0.06 0.53 m/s^2

0.04 0.08 0.52 m/s^2

0.05 0.10 0.40 m/s^2

0.05 0.05 0.67 m/s^2

F AutoPow er RH:01:+Z KR 3 5-02 G2

F AutoPow er RH:01:+Z KR 3 6-02


F AutoPow er RH:01:+Z Cauciuc

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

10.00

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

9.0

0.5

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

7.5

8.5

9.5

Am

plit

ude

m/s

2

0.00 1000.00


0.05 0.10 0.45 m/s^2

0.04 0.06 0.52 m/s^2

0.05 0.06 0.44 m/s^2

0.05 0.15 0.68 m/s^2

F AutoPow er RH:02:+Z KR 3 5-02 G2





44

Din analiza datelor extrase în tabelul 6.5 se remarcă faptul că amortizorul din cablu de oțel

KR 3 7-02 atenuează amplitudinea accelerației transmise spre suportul de fixare mai bine

comparativ cu ceilalți izolatori testați. În cele doua puncte de măsură RH:01 și RH:02 amortizorul

KR 3 7-02 atenuează cu 0.1-0.2 m/s2 amplitudinea accelerației transmise.

Evaluând energia maximă a accelerației în raport cu turația rezultă faptul că, în punctul de

RH:01 (fig. 6.11), cele doua tipuri de elemente elastice au un comportament de atenuare a vibrațiilor

asemănător pe toată plaja de excitații induse de turația motorului.

În punctul de măsura RH:02 se identifica un interval de turații critice între 2500-3500

rot./min. în care elementul elastic din cauciuc prezint o creștere a amplitudinii transmise cu 3-8 m/s2

în raport cu elementul elastic din cablu (fig. 6.12). Valorile globale ale gradului de atenuare a

vibrațiilor indică faptul că elementele elastice din cablu facilitează un grad mai bun de atenuare a

vibrațiilor cu pana la 1.0 m/s2 comparativ cu amortizorul din cauciuc.

Fig. 6.11 Amplitudinea accelerației (overall

level) izolatorilor de tip KR 3 solicitați la

compresiune în punctul RH:01

Fig. 6.12 Amplitudinea accelerației (overall

level) izolatorilor de tip KR 3 solicitați la

compresiune în punctul RH:02

Evaluarea valorilor efective (RMS) ale accelerației în raport cu turația motorului prezentate

în tabelul 6.6 indica faptul ca izolatorii din cablu de oțel utilizați în aplicația de atenuare a vibrațiilor

liniei de eșapament prezintă proprietăți foarte bune.


KR 3-Compresiune

Tip izolator

KR 3

Compresiune




X Y Z X Y Z

KR 3 5-02 1.24 1.79 2.96 1.02 1.11 2.15

KR 3 6-02 1.76 1.97 3.16 1.11 1.04 2.39

KR 3 7-02 1.19 1.54 2.51 1.00 0.98 2.13

Cauciuc 1.28 0.61 2.98 0.94 1.28 3.56

Nivelului maxim al accelerației în raport cu turația motorului fiind un criteriu global de

analiză, se remarca faptul că valorile efective, corespunzătoare fiecărei curbe reprezentate în fig.

6.11 și fig. 6.12, sunt foarte apropiate. Cu toate acestea amortizorul din cablu de oțel de tip KR 3 7-

02 facilitează atenuarea amplitudini accelerației cu 1.5 m/s2 comparativ cu amortizorul din cauciuc.

1000 4500rpm

0

13

10.0

5.0

1.0

2.0

3.0

4.0

6.0

7.0

8.0

9.0

11.0

12.0

Am

plit

ude (

RM

S)

m/s

2

1000.00 4450.00

Curve 1000.00 4450.00 Average rpm

1.13 8.57 2.96 m/s^2

0.51 10.46 3.16 m/s^2

1.04 5.94 2.51 m/s^2

0.68 4.26 2.98 m/s^2

F Overall level RH:01:+Z KR 3 5-02 G2

F Overall level RH:01:+Z KR 3 6-02


F Overall level RH:01:+Z Cauciuc

1000 4500rpm

0

10

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

9.0

0.5

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

7.5

8.5

9.5

Am

plit

ude (

RM

S)

m/s

2

1000.00 4450.00

Curve 1000.00 4450.00 Average rpm

1.25 3.05 2.15 m/s^2

1.35 1.91 2.39 m/s^2

0.75 2.93 2.13 m/s^2

1.97 2.74 3.56 m/s^2

F Overall level RH:02:+Z KR 3 5-02 G2



F Overall level RH:02:+Z Cauciuc


45

6.3 Evaluarea performanțelor izolatorilor de tip KR 3,5

Izolatorii din cablu de sarma de tip KR 3,5 sunt elemente elastice de forma circulara cu o

grosime a cablului de 3,5 mm și secțiunea acestuia este de tip 7x19 (7 toroane a câte 19 spire

fiecare)

Asupra acestor tipuri de elemente elastice s-au realizat o serie de teste, în regim dinamic și în

condiții statice, în care s-au evaluat comparativ comportamentul vibratoriu de atenuare al vibrațiilor.

Evaluarea nivelului amplitudinii accelerației în raport cu frecvența și în raport cu turația motorului

sunt prezentate în fig. 6.13 – fig. 6.16. Semnificația curbelor prezentate este următoarea:

Curba neagra – izolator din cauciuc

Curba roșie – izolator din cablu de tip KR 3,5 5-02

Curba albastra – izolator din cablu de tip KR 3,5 6-02

Curba verde – izolator din cablu de tip KR 3,5 7-02

Curba bleu - izolator din cablu de tip KR 3,5 8-02

Curba maro – izolator din cablu de tip KR 3,5 9-02

Aceste tipuri de izolatori notați conform fisei de producător (Sebert Tehnologie) precum și

procedura de testare au fost prezentate în detaliu în capitolul 5.

6.3.1 Rezultate ale cercetărilor întreprinse pe izolatorii din cablu de tip KR 3,5 mm

solicitați la tracțiune

Analiza măsurătorilor efectuate pe elementele elastice din cablu de tip KR 3,5, montați pe

linia de eșapament, care sunt solicitați la tracțiune, indica faptul că cele din cauciuc prezint o

amortizare mai bună în comparație cu cei din cablu de oțel cu grosimea cablului de 3,5 mm.

Amplitudinea maxima a accelerației în raport cu frecvența, în cele doua puncte de măsura

RH:01 și RH:02, înregistrează o atenuare cu pana la 2 m/s2 mai buna a elementelor din cauciuc în

comparație cu cele din cablu de oțel.


tip KR 3,5-Tracțiune

Tip izolator

KR 3,5

Tracțiune


Peak Hold - m/s2


X Y Z X Y Z

Cauciuc 0.27 0.09 0.68 0.19 0.30 1.09

KR 3,5 5-02 1.29 0.37 4.52 0.91 0.27 3.25

KR 3,5 6-02 1.14 0.31 4.02 0.85 0.22 2.98

KR 3,5 7-02 0.68 0.35 2.24 0.70 0.17 2.41

KR 3,5 8-02 0.61 0.25 1.99 0.53 0.14 1.82

KR 3,5 9-02 0.54 0.18 1.67 0.40 0.14 1.35

În tabelul 6.7 sunt prezentate evaluările cantitative ale gradului de atenuare a oscilațiilor de

către izolatori din cablu în comparație cu cei din cauciuc. Valorile efective ale accelerației în raport


46

cu frecvența indica un grad mai mare de atenuare al cauciucului cu 0.5-2 m/s2 pe toate direcțiile și în

toate punctele de măsura. Așadar se poate concluziona faptul că proprietățile de atenuare ale

izolatorilor din cablu de oțel pot fi puse în valoare numai dacă aceștia sunt montați astfel încât sa fie

solicitați la tracțiune.

Și în cazul amplitudinii maxime a accelerației în raport cu turația motorului, în cele două

puncte de măsură RH:01 și RH:02 se remarcă un nivel mai scăzut al acesteia pentru elementele din

cauciuc cu până la 8 m/s2

In tabelul 6.8 sunt prezentate valorile medii ale amplitudinii accelerației în raport cu turația.

Se poate remarca, și în acest criteriu de analiza, faptul ca izolatorii din cauciuc atenuează mult mai

bine vibrațiile decât elementele elastice din cablu montați în tracțiune.

În cazul celor două puncte de măsură amplitudinea accelerației atenuată de izolatorul din

cauciuc este mai bună cu până la 2-10 m/s2 comparativ cu cei din cablu analizați.


KR 3,5-Tracțiune

Tip izolator

KR 3,5

Tracțiune




X Y Z X Y Z

Cauciuc 1.27 0.50 3.22 1.05 1.46 5.60

KR 3,5 5-02 5.39 15.25 16.37 4.24 1.73 12.20

KR 3,5 6-02 5.15 14.81 15.51 3.88 1.39 11.30

KR 3,5 7-02 3.53 4.99 9.62 3.43 1.35 10.36

KR 3,5 8-02 3.35 5.83 9.04 2.99 1.51 8.10

KR 3,5 9-02 2.88 5.29 7.70 2.08 1.31 5.75

În urma analizei globale a comportamentului elementelor elastice din cablu de tip KR 3,5,

mm solicitate la tracțiune, rezultă faptul că utilizarea acestora în aplicațiile de atenuare a vibrațiilor

care solicita izolatorii la tracțiune reprezintă o soluție care satisface într-o mică măsură criteriile

impuse în atenuarea vibrațiilor liniei de eșapament. Chiar și în cazul sistemelor care prezintă vibrații

de amplitudine mare și frecvența joase, montarea acestor să lucreze la tracțiune nu se ridică la

nivelul cerințelor de atenuare.

6.3.2 Rezultate ale cercetărilor întreprinse pe izolatorii din cablu de tip KR 3,5 mm

solicitați la compresiune Montarea elementelor elastice astfel încât sa lucreze în compresiune poate pune în valoare

proprietățile de disipare a energiei prin frecarea între spire. Se remarcă din graficele amplitudinii

maxime a accelerației în raport cu frecvența o atenuare a vibrațiilor mult mai buna a elementelor din

cablu de oțel decât cele din cauciuc în domeniul frecvențelor mici de până la 500 Hz.

În cele doua puncte de măsură RH:01 (fig. 6.17) și RH:02 (fig. 6.18) se disting doua situații

complet diferite care apar datorita încărcării inegale a suporților elastici. Astfel în punctul RH:02

încărcarea pe suportul elastic este mult mai mare decât cea din punctul RH:01 aspect care conduce

la un comportament diferit.


47

Fig. 6.17 Amplitudinea accelerației (peak-hold) izolatorilor de tip KR 3,5 solicitați la compresiune

în punctul RH:01

În punctul RH:01 comportamentul la solicitări vibratorii ale elementelor elastice din cablu

este mult mai bun decât al celor din cauciuc pentru frecvențele de până la 500 Hz (fig. 6.17). Cel

mai bun element de izolare, în acest punct, este elementul KR 3,5 7-02, care realizează o atenuare a

amplitudinii accelerației în această plaja de frecvența cu pana la 6 m/s2. Prezența vârfului de

amplitudine la izolatorul din cauciuc se datorează unui mod propriu de vibrație care reduce

capacitatea de atenuare a vibrațiilor ale acestuia.

Peste frecvența de 500 Hz, se remarca o creștere semnificativa a amplitudinii accelerației

evaluata la nivelul izolatorilor din oțel. Gradul de încărcare al liniei de eșapament în acest punct și

excitațiile induse de linia de eșapament au pus în evidență un mod propriu de vibrație al elementelor

elastice care a condus la creșterea semnificativa a amplitudinii. Pe această plaja de frecvențe

elementul elastic din cauciuc prezintă o atenuare a energiei vibratorii mult mai buna decât toate

elementele elastice din cablu de oțel.

Modurile proprii de vibrații ale izolatorilor din cauciuc și cablu de oțel, răspunzătoare pentru

creșterea amplitudinii accelerației, au fost determinate cu ajutorul ciocanului de impact.

Reprezentarea grafica a funcție de transfer determinată cu ciocanul de impact s-a corelat cu

reprezentarea grafica a comportamentului vibratoriu în regim dinamic iar rezultatele sunt prezentate

în fig.6.18 și fig. 6.19.

În fig. 6.18 este identificat modul propriu de vibrație al izolatorului din cauciuc evaluat în

punctul RH:01. Prin suprapunerea graficului care definește amplitudinea maximă a accelerației

evaluată în condiții dinamice de testare (curba neagra) și curba răspunsului în frecvență a

izolatorului din cauciuc evaluata cu ciocanul de impact (curba roșie), se remarcă în acest punct de

măsură un mod propriu de vibrație în intervalul de frecvență 150-200 Hz caracteristic izolatorului

din cauciuc care se manifestă prin creșterea majoră a amplitudinii accelerației. Astfel, se explica

capacitatea redusă a izolatorului de atenuare a vibrațiilor pe plaja frecvențelor mici de până la 500

Hz.

În fig. 6.19 este identificat modul propriu de vibrație corespunzător amortizorului din cablu

de oțel în punctul RH:01. Prin corelarea graficului de amplitudine maxima a accelerației determinată

în condiții dinamice (curba neagra) cu graficul răspunsului în frecvență a amortizorului din cablu

(curba roșie) determinata cu ajutorul ciocanului de impact se pune în evidență un mod propriu de

vibrație la frecvența de 600 Hz. Acest mod propriu este responsabil pentru creșterea foarte mare a

amplitudinii accelerației și implicit cu diminuarea calităților de atenuare a vibrațiilor în domeniul

frecvențelor de peste 500 Hz pentru amortizoarele din cablu.

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

10.00

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

9.0

0.5

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

7.5

8.5

9.5

Am

plit

ude

m/s

2

0.00 1000.00


0.05 0.05 0.67 m/s^2

0.06 0.21 1.21 m/s^2

0.06 0.18 0.91 m/s^2

0.07 0.17 0.55 m/s^2

0.05 0.74 0.65 m/s^2

0.05 0.11 0.73 m/s^2


F AutoPow er RH:01:+Z KR 3,5 5-02 G2

F AutoPow er RH:01:+Z KR 3,5 6-02 L-67





48

Fig. 6.18 Corelarea comportamentului dinamic

al izolatorilor din cauciuc cu modurile proprii ale

acestuia în punctul RH:01


al izolatorilor din cablu KR 3,5 7-02 cu modurile

proprii ale acestuia în punctul RH:01

Analiza impactului modurilor proprii de vibrații asupra comportamentului vibratoriu al

izolatorilor arată că izolatorii din cablu de oțel, în punctul de măsura RH:01 ,prezintă un mod

propriu la frecvența de 600 de Hz, Datorită acestui cuplaj se reduce capacitatea de atenuare.

Izolatorii din cauciuc prezintă moduri proprii de vibrații în intervalul de frecvența 150-300 Hz,

aspect care reduce gradul de atenuare al acestora.

Fig. 6.20 Amplitudinea accelerației (peak-hold) izolatorilor de tip KR 3,5 solicitați la compresiune

în punctul RH:02

În punctul de măsura RH:02 (fig. 6.20) comportamentul vibratoriu al elementelor elastice

este influențat de alte moduri de vibrație puse în evidenta de greutatea diferită pe care o preiau

aceștia. Din analiza graficelor prezentate în fig. 6.20 se observa faptul toți izolatorii au aceeași

caracteristică a amplitudinii accelerației în raport cu frecvența. Studiul întreprins arată faptul că

elementul elastic KR 3,5 9-02 prezintă cea mai buna amortizare a vibrațiilor transmise în comparație

cu cauciucul și cu toți ceilalți izolatori din cablu. Și în acest punct se identifică influența modurilor

proprii de vibrații în modificarea gradului de atenuare al vibrațiilor.

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

6.90

Am

plit

ude

m/s

2

0.00

2.90

Am

plit

ude

( m/s

2)/

N


B FRF RH:01:+Z/Hammer:+Z Cauciuc

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

7.10

Am

plit

ude

m/s

2

0.00

8.50

Am

plit

ude

( m/s

2)/

N


B FRF RH:01:+Z/Hammer:+Z KR 3,5 7-02 G2

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

10.00

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

9.0

0.5

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

7.5

8.5

9.5

Am

plit

ude

m/s

2

0.00 1000.00


0.05 0.15 0.68 m/s^2

0.07 0.21 1.09 m/s^2

0.05 0.14 0.93 m/s^2

0.07 0.10 0.51 m/s^2

0.08 0.08 0.44 m/s^2

0.06 0.04 0.32 m/s^2


F AutoPow er RH:02:+Z KR 3,5 5-02 G2






49


al izolatorilor din cauciuc cu modurile proprii ale

acestuia în punctul RH:02


al izolatorilor din cablu KR 3,5 7-02 cu modurile

proprii ale acestuia în punctul RH:02

În cazul cauciucului prezența modurilor proprii de vibrație în intervalul 160-190 Hz (fig.

6.21) determină diminuarea capacitații de amortizare. În cazul izolatorilor din cablu modul propriu

dominat în acest punct de măsura este prezent la frecvența de 225 Hz (fig. 6.22), aspect care se

regăsește în comportamentul dinamic printr-un vârf al amplitudinii accelerației. Ca și în cazul

primului punct de măsura RH:01, se identifică un mod propriu de vibrație și la frecvența de 600 Hz,

dar acesta nu influențează semnificativ comportamentul vibratoriu al izolatorilor în condiții

dinamice.


tip KR 3,5-Compresiune

Tip izolator

KR 3,5

Compresiune


Peak Hold - m/s2


X Y Z X Y Z

Cauciuc 0.27 0.09 0.67 0.26 0.14 0.68

KR 3,5 5-02 0.32 0.69 1.21 0.53 0.12 1.09

KR 3,5 6-02 0.24 0.51 0.91 0.46 0.11 0.93

KR 3,5 7-02 0.15 0.32 0.55 0.25 0.07 0.51

KR 3,5 8-02 0.17 0.38 0.65 0.21 0.09 0.44

KR 3,5 9-02 0.18 0.43 0.73 0.16 0.07 0.32

Din analiza cantitativa a gradului de amortizare al fiecărui element elastic evaluat (tab. 6.9)

se poate observa faptul că pe toată plaja de frecvența analizată, elementul elastic KR 3,5 7-02,

prezintă o amortizare cu 0.1-0.9 m/s2 a amplitudinii accelerației în comparație cu toți ceilalți

izolatori analizați corespunzători punctului de măsura RH:01. În punctul RH:02 cea mai mare

eficientă a avut-o elementul elastic KR 3,5 9-02 care a atenuat amplitudinea accelerației cu 0.1-

1.0m/s2 pe toata plaja de frecvența analizata în raport cu toți izolatorii evaluați.

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

13.00

Am

plit

ude

m/s

2

0.00

20.00

Am

plit

ude

( m/s

2)/

N

160.71


B FRF RH:02:+Z/Hammer:+Z Cauciuc

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

9.00

Am

plit

ude

m/s

2

0.00

3.70

Am

plit

ude

( m/s

2)/

N

224.92 672.68


B FRF RH:02:+Z/Hammer:+Z KR 3,5 7-02 G2


50

Fig. 6.23 Analiza comparativă a amplitudinii

accelerației dintre Cauciuc și KR 3,5 7-02 în

punctul RH:01

Fig. 6.24 Analiza comparativă a amplitudinii

accelerației dintre Cauciuc și KR 3,5 7-02 în

punctul RH:02

Toate elementele din cablu testate, au un comportament foarte bun în atenuarea vibrațiilor

până la frecvența de 500 Hz în comparație cu cauciucul. Elementele elastice din cablu au proprietăți

foarte bune pentru atenuarea vibrațiilor în cazul utilizării în aplicații pentru sisteme ale căror

elemente au amplitudini mari ale oscilațiilor la frecvențe mici până la 500 Hz. Această situație este

întâlnită și în cazul liniei de eșapament care la turații ale motorului de până la 3000 rot./min.,

oscilațiile acesteia au amplitudini mari iar elementele elastice din cablu atenuează foarte bine

vibrațiile ce se transmit. La turații ale motorului mai mari de 3000 rot./min., în linia de eșapament

sunt induse vibrații de amplitudini mici și frecvențe mari, vibrații pe care izolatorii din cablu le

filtrează mai greu. Fiind elemente metalice prin construcție, vibrațiile de frecvență mare se transmit

pe cale solida către receptor, iar în consecința gradul de atenuare al acestor vibrații este mic.

Pornind de la ideea de atenuare a vibrațiilor pe o plajă larga de frecvențe utilizând izolatorii

din cablu de oțel s-au realizat o serie de izolatori hibrizi. În vederea valorificării proprietăților de

atenuare a vibrațiilor caracteristice izolatorilor din cablu de oțel și proprietăților de atenuare a

vibrațiilor specifice elastomerilor s-au realizat câteva concepții originale de izolatori din cablu de

oțel și elastomeri. Analiza gradului de atenuare și a comportamentului acestor în atenuarea

vibrațiilor liniei de eșapament este analizată în subcapitolul următor.

6.4 Cercetarea comportamentului elementelor elastice hibride

6.4.1 Prezentarea și analiza izolatorilor hibrizi

Izolatorii hibrizi reprezintă o combinație între izolatorii din cablu și izolatorii din cauciuc.

Realizarea acestei combinații a avut drept scop combinarea avantajelor cauciucului și avantajele

disipării energiei între spirele cablului de oțel. Măsurătorile efectuate au urmărit identificarea

proprietăților de atenuare a vibrațiilor de către elementelor hibride.

Rezultatele măsurătorilor sunt prezentate în fig. 6.25 – fig.6.26. Semnificația curbelor ce

reprezintă evoluțiile amplitudinii accelerației sunt următoarele:

Curba neagra – izolator hibrid cu armaturile placate

Curba roșie - izolator hibrid cu spire placate

Curba albastra – izolator hibrid cu tampon de cauciuc

Curba verde – izolator de baza din cablu de oțel KR 3,5 7-02

Caracteristicile tehnice ale izolatorilor hibrizi analizați se regăsesc în capitolul 5 al acestei

lucrări.

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0

7

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

0.5

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

Am

plit

ude

m/s

2



0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

10e-3

10

1.0

2.0

3.0

4.0

5.0

6.0

7.0

8.0

9.0

0.5

1.5

2.5

3.5

4.5

5.5

6.5

7.5

8.5

9.5

Am

plit

ude

m/s

2




51

Analiza graficelor (fig. 6.25 și fig. 6.26) reprezentând energiei maxime a accelerației în

raport cu frecvența se observă faptul că toți izolatorii hibrizi prezintă același comportament

vibratoriu cu elementul elastic de baza. Acest fenomen se datorează grosimii reduse a stratului de

cauciuc aplicat elementelor hibride.

Elementul elastic hibrid cu tampon de cauciuc este singurul element care înregistrează alte

vârfuri ale amplitudinii la frecvențele de 250 Hz, 300 Hz și 350 Hz. Acest proces este cauzat de

rigiditatea suplimentară pe care o introduce tamponul din cauciuc. Aceasta rigiditate împiedica

elementul elastic să disipe energia prin frecare intre spire și în consecința comportamentul vibratoriu

al acestui element hibrid este de neacceptat.

Cel mai bun comportament la vibrații le au elementele hibrid-elastice ale căror spire s-a

aplicat un strat de cauciuc. Această acoperire a capetelor cablurilor, care se fixează în armaturile

metalice ale izolatorului de tip KR, împiedica contactul metalic dintre cablu și armaturi și implicit

atenuează transmisibilitatea vibrațiilor de frecvență mare pe cale solidă prin corpul metalic al

izolatorului. Acest tip de izolator a fost propus ca brevet de invenție și reprezintă o soluție mult mai

buna de atenuare a vibrațiilor fata de izolatorii confecționați numai din cablu de oțel.

Fig. 6.25 Amplitudinea accelerației

corespunzătoare izolatorilor hibrizi în punctul

RH:01

Fig. 6.26 Amplitudinea accelerației

corespunzătoare izolatorilor hibrizi în punctul

RH:02

In tabelul 6.10 sunt sintetizate valorile efective ale accelerației în raport cu frecvența. Se

remarca faptul ca izolatorul hibrid cu spire placate are cel mai bun grad de atenuare a vibrațiilor în

raport cu celelalte tipuri de izolatori hibrizi propuși dar și în raport cu elementul elastic de baza KR

3,5 7-02. Elementul elastic hibrid cu spire placate asigura o atenuare mai buna a vibrațiilor, cu 0.1-

1.0 m/s2, pe toate direcțiile și în ambele puncte de măsură.

Tabelul 6.10 Valorile efective ale amplitudinii accelerației în raport cu frecvența pentru izolatorii

hibrizi

Tip izolator

Hibrid

Compresiune

Valoarea efectivă a amplitudinii accelerației în raport cu

frecvența

Peak Hold - m/s2


X Y Z X Y Z

Armaturi placate cu cauciuc 0.33 0.61 0.80 0.39 0.13 1.22

Spire placate cu cauciuc 0.14 0.25 0.38 0.22 0.07 0.39

Hibrid cu tampon de cauciuc 0.47 0.88 1.14 0.41 0.22 1.30

KR 3,5 7-02 0.15 0.32 0.55 0.25 0.07 1.22

0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

15.00

Am

plit

ude

m/s

2

0.00

1.00

Am

plit

ude

0.001000.00


0.05 0.06 0.80 m/s^2

0.03 0.15 0.38 m/s^2

0.04 0.13 1.14 m/s^2

0.07 0.17 0.55 m/s^2

F AutoPow er RH:01:+Z hybrid placate

F AutoPow er RH:01:+Z Hybrid Spire placate 2nd

F AutoPow er RH:01:+Z Hybrid tampon


0 1000100 200 300 400 500 600 700 800 90050 150 250 350 450 550 650 750 850

Hz

0.00

17.00

Am

plit

ude

m/s

2

0.00

1.00

Am

plit

ude

0.001000.00


0.05 0.27 1.22 m/s^2

0.02 0.10 0.39 m/s^2

0.05 0.41 1.30 m/s^2

0.05 0.27 1.22 m/s^2


F AutoPow er RH:02:+Z Hybrid Spire placate 2nd

F AutoPow er RH:02:+Z Hybrid tampon



52

6.4.2 Propunerea de brevet de invenție: IZOLATOR HIBRID DIN CABLU DE OȚEL

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.

Elementul caracteristic al acestei invenții îl reprezintă stratul de cauciuc aplicat pe capetele

cablurilor care are rolul de atenua vibrațiile de frecvențe medii și mari. Stratul de cauciuc inserat pe

capetele cablurilor fixate în plăcile metalice împiedica transmiterea vibrațiilor pe cale solida prin

cablurile și armaturile metalice. Combinația dintre elementul pur metalic și inserția de cauciuc

definește un alt elemente elastic denumit izolator hibrid cu proprietăți mult mai bune de atenuare a

vibrațiilor. Avantajele pe care le prezintă această invenție sunt date de un grad mai mare de atenuare

a vibrațiilor, atenuarea vibrațiilor de frecvențe medii și mari, simplitate constructiva și integrare

ușoara în diferite aplicații

Soluția tehnică inovativă poate fi aplică în toate domeniile ingineriei mecanice care urmăresc

atenuarea vibrațiilor și a șocurilor dar și în alte domenii precum cel medical, electronic, etc.

Se cunosc izolatori clasici din sarma de oțel utilizați în diferite aplicații industriale. Aceștia

reprezintă o soluție ideala pentru aplicații de atenuare a vibrațiilor și șocurilor. Având o construcție

relativ simpla, realizați din cablu de oțel care este fixat la părțile superioare și inferioare de doua

plăcuțe de aluminiu, prezintă multe avantaje în exploatare. Datorită simplității constructive și

eficienței atenuării vibrațiilor pe toate direcțiile autorul lucrării a realizat o gamă largă de produse cu

forme constructive specifice aplicațiilor. Aceștia pot fi utilizați în diferite medii agresive, au calități

bune de atenuare pe toate cele trei direcții, sunt foarte eficienți în atenuarea oscilațiilor de mare

amplitudine. Amortizarea funcționala generata de frecarea intre spirele cablului de oțel, oferă

izolatorului o capacitate substanțiala de disipare a energiei.

Dezavantajul acestor tipuri de izolatori constă în construcția exclusiv din elemente metalice

care favorizează transmiterea vibrațiilor de frecvența medie și mare pe cale solida de la sursa către

receptor. Un alt dezavantaj al acestor tipuri de elemente este dat de faptul că se utilizează doar în

aplicații în care sistemele au deplasări mari și frecvențe joase ale amplitudinii vibrațiilor.

Măsurătorilor efectuate asupra unor izolatori din sarma s-a constatat un grad mic de atenuare al

energiei vibrațiilor de la frecvențele de 500 Hz pana la 1000 Hz

Problema pe care o rezolva noua soluție tehnică este acea a atenuării vibrațiilor și șocurilor

pentru frecvențe medii și mari ce se transmit pe cale solidă prin intermediul părțile metalice ale

izolatorului .

Noul izolator are următoarele avantaje:

proprietăți mult mai bune de atenuare a vibrațiilor și șocurilor în comparație cu

elementele clasice,

izolarea vibrațiilor în domeniul frecvențelor medii și mari,utilizează în același timp

caracteristicile de atenuare a izolatorilor puri din sarma și a izolatorilor din cauciuc,

se pot folosi în aplicații în care amplitudinea vibrațiilor este mica iar frecvența

acestora este mare,

simplitatea constructiva a izolatorului,

întreținere ușoară,

integrarea ușoara în diverse aplicații


53

Fig. 6.27 Secțiune transversala prin izolatorul

hibrid din cablu de oțel

Fig. 6.28 Varianta realizata a izolatorului hibrid

de cauciuc

Noua soluție tehnică a fost dezvoltata și aplicata în scopul atenuării vibrațiilor induse de un

motor termic prin linia de eșapament către suporții de fixare ai acesteia având ca obiectiv utilizarea

acestor tipuri de izolatori în toate domeniile de frecvența și amplitudine a vibrațiilor. Izolatorul

hibrid din cablu de oțel, este prezentat în fig. 6.27. Izolatorul hibrid pentru atenuarea vibrațiilor și

șocurilor, este format din patru cabluri (1) de tip 7x19 pe ale căror capete este inserat un strat de

cauciuc (2). Cele patru cabluri (1) sunt fixate la partea superioara și partea inferioara cu două

armaturi metalice (3) și (4). Armaturile metalice, care fixează cablurile din oțel, sunt asamblate între

ele prin intermediul unui bolț filetat (5) Inserția de cauciuc (2) de pe cablurile de oțel (1) are rolul de

a împiedica contactul metalic dintre spire și cele doua armaturi. Prin aplicarea acestui strat de

cauciuc, elementul elastic devine o combinație între elementul elastic pur metalic și izolatoarele din

cauciuc, (fig. 6.28).

Tabelul 6.11 Analiza comparativă a valorilor efective ale accelerației pentru izolatorii din

cauciuc, izolatorii din cablu și izolatorul hibrid dezvoltat

Tip Izolator

RH:01 Peak-Hold RH:02 Peak-Hold

m/s2 m/s

2

X Y Z X Y Z

Cauciuc 0.27 0.09 0.67 0.26 0.14 0.68

KR 3,5 7-02 0.15 0.32 0.55 0.25 0.07 1.22

KR 3,5 7-02 hybrid 0.14 0.25 0.38 0.22 0.07 0.39

Fiind utilizat într-o aplicație de atenuare a vibrațiilor unei linii de eșapament s-a putut evalua

comportamentul și gradul de atenuare a vibrațiilor pe o plaja foarte mare de amplitudini și frecvențe.

Măsurătorile s-au realizat în bancul de încercări motoare unde linia de eșapament s-a instalat pe

acești izolatori hibrizi. Analiza gradului de atenuare al vibrațiilor s-a realizat comparativ între

izolatorul hibrid conform invenției și izolatorul pur metalic. Criteriile de analiza au fost de

determinare a nivelului maxim al energiei accelerației transmis prin izolator în raport cu frecvența și

al nivelului maxim al energiei transmis în raport cu turația. Rezultatele măsurătorilor vibratorii au

indicat faptul că aplicarea invenției reduce semnificativ cu până la 0.5 m/s2 energia vibrațiilor

transmise prin izolator în comparație cu elementele pure din cablu sau elementele pure din cauciuc.

În urma măsurătorilor se pot trage următoarele concluzii:

Izolatorii din cablu de oțel constituie soluții foarte bune de atenuare a vibrațiilor în cazul

oscilațiilor de amplitudine mare și frecvența mica. În acord cu măsurătorile efectuate în atenuarea

vibrațiilor liniei de eșapament s-a constatat faptul la frecvente mari de peste 500 Hz izolatorii din

cablu de oțel nu atenuează vibrațiile la fel de bine ca și izolatorii din cauciuc. Aceste elemente din

cablu fiind elemente metalice, frecventele mari și amplitudine mica nu pot fi atenuate.


54

Cap.7. Concluzii generale. Contribuții personale. Direcții viitoare de cercetare.

7.1 Concluzii generale Scopul acestei lucrări a fost acela de a studia posibilitatea implementării pe autovehicule o

serie de elemente elastice noi, pentru sistemele auxiliare ale acestora, în vederea reducerii nivelului

vibrațiilor. Pe baza unui amplu studiu referitor la sursele de vibrații şi sistemele de atenuare ale

acestora, sunt propuse noi elemente şi soluţii constructive. Pentru studierea comportamentului

dinamic al noilor sisteme elastice au fost desfășurate o serie de activități precum elaborarea

modelului matematic care să definească comportamentul elementelor elastice, realizarea modelului

fizic și întocmirea unei metodologii pentru determinarea caracteristicilor dinamice de rigiditate și

amortizare, a funcțiilor de transfer, a modurilor proprii de vibrații și a comportamentului în regim

dinamic al acestora.

Obiectivele principale ale lucrării pot fi grupate astfel:

Studiul vibrațiilor și oscilaților motorului și evaluarea contribuției dinamicii

mecanismului motor asupra oscilațiilor acestuia

Conceperea, realizarea și evaluarea performantelor fizico-mecanice a unor sisteme

elastice destinate suspendării tubulaturii de evacuare a motoarelor termice de șasiul

autovehiculului

Analizarea unui model matematic pentru cercetarea caracteristicilor de amortizare ale

elementului elastic realizat

Testarea elementelor elastice în vederea verificării şi validării modelului matematic

propus.

Amortizoarele din sârma de oțel reprezintă o soluție ideala pentru aplicații de atenuare a

vibrațiilor și șocurilor care apar în diverse sisteme mecanice. Având o construcție relativ simpla,

realizați din cablu de oțel care este fixat la părțile superioare și inferioare de doua plăcuțe de

aluminiu, prezintă multe avantaje în exploatare. Datorită simplității constructive și eficienței

atenuării vibrațiilor pe toate direcțiile, aceștia pot fi utilizați în diferite medii agresive, au calități

bune de atenuare pe toate cele trei direcții, sunt foarte eficienți în atenuarea oscilațiilor de mare

amplitudine. Amortizarea funcționala generata de frecarea între spirele cablului de oțel, oferă

izolatorului o capacitate substanțiala de disipare a energiei. În plus, aceste amortizoare din cablu de

oțel asigură o durată de viață și siguranță în exploatare comparativ cu izolatorii din cauciuc.

In vederea atingerii obiectivelor propuse s-au desfășurat o serie de activități care au vizat:

Sinteza cercetărilor din literatura de specialitate cu privire la oscilațiile și vibrațiile care sunt

induse în structura autovehiculului. Identificarea principalele surse de vibrații și zgomote care

influențează confortul din autovehicul dar și principalele căi de transmitere ale acestora în interiorul

autovehiculului.

În urma evaluării distribuției surselor de zgomot în centrele urbane s-a formulat opinia că

activitățile de transport au o mare influență în sursele de zgomot, iar în cadrul activității de transport

cea mai mare pondere o are transportul rutier.

S-a efectuat un studiu punctual al surselor de zgomot ale autovehiculelor în care s-au

prezentat cauzele vibrațiilor și zgomotelor induse de motor, zgomotul și vibrațiile structurale și

zgomotele și vibrațiile care sunt generate de sistemele de admisie și evacuare.

Pentru a determina forțele și momentele ce acționează în mecanismul motor, cu aplicare

directă la motorul Renault K9K 732 s-a realizat un studiu al dinamicii mecanismului motor


55

În vederea evaluării corecte a forțelor și momentelor din mecanismul motor s-au determinat

valorile masele în mișcare de translație și rotație, care influențează distribuția forțelor și

momentelor. De asemenea s-a înregistrat presiunea din cilindru în funcție de unghiul de rotație a

arborelui cotit.

Pe baza măsurătorilor efectuate, s-au calculat forțele de presiune a gazelor, forțele de inerție

ale maselor în mișcare de translație și rotație, forțele care acționează în diferite componente ale

mecanismului motor, momentul de răsturnare și momentul total al policilindrului.

Cu valorile mărimilor rezultate din calcule s-a realizat reprezentări grafice ale forțelor, care

acționează în axa cilindrului și normal pe aceasta în raport cu poziția pistonului și turația arborelui

cotit.

Pentru evaluarea influenței forțelor și momentelor asupra vibrațiilor motorului s-au efectuat

măsurători ale oscilațiilor acestuia. S-a evaluat nivelul amplitudinii accelerației induse de motor în

suporții elastici ai acestuia. Astfel s-au extras valorile amplitudinii accelerației corespunzătoare

turațiilor evaluate prin calcul și s-a realizat o comparare a acestora în funcție de direcția de

dezvoltare. Din analiza graficelor comparative prezentate s-a observat faptul ca pe direcție

perpendiculară pe arborele cotit, direcția X, la turația de 1200 rot./min. în suporții motorului sunt

induse oscilații cu o valoare a amplitudinii accelerației între 5,5-7,5 m/s2, la turația de 2200 rot./min.

oscilații cu amplitudinea deplasării cuprinsă între 11-13m/s2, iar la turația de 3700 rot./min. oscilații

cu amplitudinea cuprinsă între 3-6 m/s2. Pe direcție longitudinală pe axa arborelui cotit, se remarcă

faptul că amplitudinile accelerațiilor induse în suporții motorului au o evoluție lentă, cele mai mari

valori sunt atinse la turația cea mai mare, valori cuprinse între 7-9 m/s2. Pe direcția verticală pe

arborele cotit valorile amplitudinilor accelerațiilor ating cele mai mari valori. Pe această direcție, se

observă faptul că motorul induce progresiv oscilații cu amplitudinea mare încă de la turațiile joase

ale motorului ajungând la turația maximă să inducă amplitudini ale accelerației de 27-36m/s2

În urma acestei analize se poate remarca faptul că în linia de eșapament sunt induse oscilații

de amplitudine mare pe direcție perpendiculară pe axa arborelui cotit la turații joase ale motorului.

Cu creșterea turației se identifică faptul că oscilațiile de pe direcție verticală au o influență majoră

asupra liniei de eșapament.

S-au realizat măsurători vibratorii pe linia de eșapament cu scopul de a evalua vibrațiile pe

care motorul le induce in linia de eșapament corespunzător turațiilor și direcțiilor evaluate. Astfel s-a

observat faptul că la turația de 1200 rot./min. în linia de eșapament sunt induse oscilații cu cea mai

mare valoare a amplitudinii. Pe direcția X, perpendiculară pe arborele cotit, la turația de 1200

rot./min. s-a înregistrat o valoare a amplitudinii accelerației de 37 m/s2 comparativ cu 23 m/s

2

înregistrați la turația de 2200 rot./min. și comparativ cu amplitudinea accelerației de 0.4 m/s2

înregistrată la turația de 3700 rot./min. Pe direcțiile Y respectiv Z, longitudinal pe axa arborelui cotit

respectiv direcție verticală, valorile cele mai mari ale amplitudinii deplasării s-au înregistrat la

turațiile mici ale motorului de până ala 2500 rot./min. Peste această turație amplitudinea oscilațiilor

liniei de eșapament au fost mai mici cu 1.4-1.8 m/s2 aspect care indică faptul că motorul, în

ansamblul său, induce în linia de eșapament oscilații cu amplitudine mare la turații scăzute aspect

care pot afecta durata de viață a acesteia dar și confortul pasagerilor,. La turațiile mari ale motorului

sunt induse in linia de eșapament vibrații de frecvență mare, care se pot transmite prin suporții de

fixare către caroseria motorului.

S-a realizat un studiu asupra soluțiilor constructive de izolatori de vibrații pentru sistemele

motorului, caracteristicile acestora și posibilitatea de rezemare elastică a acestora.

S-au prezentat soluții de atenuare a vibraților utilizând sisteme elastice din cablu de oțel,

domenii de utilizare ale acestor tipuri de izolatori și aplicații ale acestora în industria constructoare

de mașini.


56

S-au prezentat modelul matematic care descrie comportamentul vibratoriu al sistemelor

mecanice și influența coeficientului de amortizare în atenuarea vibrațiilor. Pentru analiza

antivibratorie s-a analizat un model echivalent de tip Kelvin-Voigt, care evidențiază forţele

perturbatoare și mărimile de ieşire. S-a prezentat modelul matematic care ține cont de amortizarea histeretică caracteristică

elementelor elastice cu histerezis. Astfel ecuația de mișcare caracteristică sistemelor dinamice

evidențiază coeficientul de amortizare ca o dependență dintre amortizarea histeretică (h) și pulsația

sistemului (ω):

S-au ridicat curbele de histerezis specifice fiecărui element elastic studiat iar cu ajutorul soft-

ului Matlab s-au calculat ariile curbelor de histerezis, s-au identificat valorile maxime ale deplasării

la compresiune, s-au calculat valorile constantelor de amortizare histeretică, rigiditate și coeficientul

mediu de amortizare pe tot ciclu de funcționare corespunzător fiecărui element analizat.

Cu ajutorul excitatorului electrodinamic s-au determinat modurile proprii de vibrație ale

izolatorilor din cablu de oțel în condiții libere de încărcare. S-au extras pulsațiile proprii și

coeficienții de amortizare corespunzători pulsațiilor proprii ale izolatorilor.

Utilizând valorile parametrilor dinamici de amortizare și rigiditate ale elementelor elastice

calculate din modelul matematic și pulsațiile proprii ale acestora determinate cu ajutorul

excitatorului electrodinamic s-au realizat simulări pentru estimarea amplitudinii răspunsului forțat și

al gradului de transmisibilitate al unui sistem dinamic ce are in parametrii de definiție caracteristicile

elementelor elastice evaluate.

S-au realizat procedurile de testare și evaluare a comportamentului vibratoriu al elementelor

elastice în condiții dinamice, montați pe linia de eșapament. Procedurile de testare au pus în

evidență: punctele și direcțiile de măsură, regimul și timpul de accelerare, parametrii de achiziție și

prelucrare a semnalelor și modul de reprezentare a rezultatelor.

S-au proiectat și realizat suporții de fixare a liniei de eșapament astfel încât sa permită

instalarea tuturor tipurilor de izolatori avuți în vedere pentru testare. Acest aspect a avut în vederea

respectarea condițiilor de rigiditate a suporților astfel încât aceștia să nu influențeze comportamentul

dinamic al acestora și implicit să aibă impact în rezultatele obținute.

S-au realizat teste, în același condiții de funcționare al motorului asupra izolatorilor din

cauciuc și izolatorilor din cablu de oțel de tip J și de tip KR în vederea unor analize comparative în

condiții dinamice de funcționare. Măsurătorile și rezultatele obținute au urmărit extragerea

amplitudinea maximă a accelerației în raport cu frecvența și turația, identificarea modurilor proprii

de vibrație ale elementelor elastice, identificarea unei soluții constructive originală de elemente

elastice.

Analiza rezultatelor obținute asupra izolatorilor din cablu de oțel de tip J, au indicat faptul că

izolatorul din cauciuc a atenuat vibrațiile induse în linia de eșapament cu 1-10 m/s2 mai bine decât

toate tipurile de izolatori de tip J analizați în punctul de măsură RH:01. În punctul de măsură RH:02

se observă faptul ca izolatorul din cauciuc atenuează amplitudinea accelerației transmise cu 2-13

m/s2 comparativ cu amortizoarele din cablu de oțel. În urma acestei analize s-a constatat faptul că

izolatorii din cauciuc s-au apropiat mult mai bine de criteriile impuse de atenuare a vibrațiilor

comparativ cu izolatorii de tip J testați.

Analiza izolatorilor de tip KR cu o grosime a cablului de 3 mm și 3,5 mm, solicitați la

tracțiune, au relevat faptul că, montarea acestora astfel încât sa fie solicitați la tracțiune nu

corespunde criteriilor impuse de atenuare a vibrațiilor. Măsurătorile au indicat o atenuare mai buna a

izolatorului din cauciuc cu 4-10 m/s2 a amplitudinii accelerației comparativ cu amortizoarele din

cablu de oțel. Analiza rezultatelor obținute au arătat faptul că montarea izolatorilor din cablu de oțel

astfel încât să funcționeze în tracțiune reduc calitățile acestora de atenuare a vibrațiilor. Astfel în


57

această aplicație, utilizarea izolatorilor din cablu în tracțiune amortizează mai puțin decât izolatorul

din cauciuc testat.

Analiza izolatorilor din cablu de oțel de tip KR, montați astfel încât să lucreze în

compresiune, a evidențiat mai multe situații:

1. Punctul de măsură RH:01. În acest punct amortizorul din cablu de oțel prezintă două

situații. O primă situație se identifică pana la frecvența de 500 Hz, domeniul

frecvențelor joase, unde aceste amortizoare atenuează amplitudinea accelerației

transmise prin izolator cu 6 m/s2 comparativ cu izolatorul din cauciuc. Peste frecvența

de 500 Hz până la 1000 Hz, în domeniul frecvențelor medii, izolatorul din cauciuc

prezintă o atenuare mult mia bună decât izolatorii din cablu de oțel. Acest aspect se

datorează modurilor proprii de vibrații care determină o creștere semnificativă a

amplitudinii accelerației în zona frecvențelor de rezonanță. Astfel izolatorul din

cauciuc are un mod propriu în jurul frecvenței de 230 Hz, aspect care determină

reducerea calităților de atenuare a vibrațiilor și pune în valoare proprietățile de

atenuare a vibrațiilor amortizoarelor din cablu. În jurul frecvenței de 600 de Hz,

amortizorul din cablu de oțel prezintă un mod propriu care determină o creștere

semnificativă a amplitudinii accelerației și o evidențiere a calităților de atenuare a

izolatorului din cauciuc. Printr-o analiză globală a gradului de atenuare al vibrațiilor

al celor două tipuri de elemente elastice se poate concluziona că izolatorii din cablu

de oțel reduce amplitudinea oscilațiilor cu 0.1-0.9 m/s2 comparativ cu izolatorul din

cauciuc pe toată plaja de frecvențe analizate.

2. Punctul de măsură RH:02. În acest punct de măsură comportamentul vibratoriu este

influențat de alte moduri proprii de vibrație ale izolatorilor analizați. În intervalul de

frecvență 100-190 Hz, izolatorul din cauciuc prezintă două moduri de vibrație care

influențează nivelul amplitudinii accelerației transmise către suportul de fixare. La

frecvența de 230 Hz, amortizorul din cablu de oțel are un mod propriu de vibrație

care determină evidențierea unui vârf al amplitudinii accelerației. În domeniul

frecvențelor mici de până la 500 Hz se poate concluziona faptul că amortizoarele din

cablu de oțel atenuează amplitudine accelerației vibrației cu 1-3 m/s2 comparativ

izolatorul din cauciuc. Pe domeniul frecvențelor medii de până la 1000 Hz , izolatorii

din cablu de oțel atenuează cu 1-2 m/s2 amplitudinea vibrațiilor transmise comparativ

cu izolatorul din cauciuc.

Comportamentul vibratoriu diferit dintre cele două puncte de măsură se datorează gradului de

încărcare diferit. Primul punct de măsură, RH:01, preia o greutate mai mică a liniei de eșapament

comparativ cu cel de al doilea punct de măsură, RH:02. Datorită acestei situații, în primul punct se

remarca cel mai eficient amortizor fiind KR 3,5 7-02, care atenuează amplitudinea cu 0.1-0.9 m/s2

comparativ cu cauciucul, iar în al doilea punct se identifica amortizorul KR 3,5 9-02 ca fiind mai

eficient decât cauciucul cu 0.1-1 m/s2.

O altă concluzie deosebit de importantă cu privire la izolatorii din cablu de oțel este că aceste

elemente elastice reprezintă soluții foarte eficiente de atenuare a vibrațiilor dacă sunt utilizate în

aplicații de atenuare a vibrațiilor sistemelor care au amplitudini mari ale deplasărilor la frecvențe

mici de până la 500 Hz. Aceste amortizoare, fiind construite exclusiv din elemente metalice,

favorizează transmiterea vibraților de amplitudine mică și frecvență mare pe cale solidă sau spirele

metalice.

Pornind de la ideea utilizării proprietăților de atenuare a vibrațiilor specifice cauciucului și

izolatorilor din cablu de oțel, s-au propus spre realizare și testare o serie de izolatori hibrizi.

Izolatorii hibrizi reprezintă o combinație între izolatorii din cablu de oțel, ca elemente de bază, și

diferite elemente din cauciuc care să crească proprietățile de atenuare ale elementului nou creat. În


58

acest sens s-au propus o serie de 4 izolatori hibrizi, dintre care numai unul dintre ei a prezentat

proprietăți mai bune de atenuare a vibrațiilor. Izolatorul hibrid cu spirele acoperite cu cauciuc,

izolator propus ca brevet de invenție, reprezintă o combinație între izolatorul din cablu de oțel de tip

KR 3,5 7-02 căruia i s-a aplicat pe capetele cablurilor care se fixează în armăturile metalice, un strat

de cauciuc. Rezultatele obținute pe acest izolator au arătat ca acesta reduce amplitudinea vibrațiilor

transmise cu 0.1-0.6 m/s2 comparativ cu elementul de bază.

În urma comparării rezultatele și informațiilor obținute din modelul matematic și

măsurătorile efectuate asupra modelului real al sistemul dinamic se poate sublinia faptul că modelul

matematic oferă informații orientative în ceea ce privește comportamentul sistemului dinamic și

poate oferi o predictibilitate în ce privește alegerea unui anumit tip de izolator.

Simulările efectuate asupra sistemului dinamic pentru evaluarea amplitudinii răspunsului

forțat au indicat faptul că izolatorul din cauciuc a prezentat cea mai mică amplitudine a răspunsului

sistemului în cazul primei frecvențe proprii fundamentale. Măsurătorile efectuate pe modelul real au

indicat faptul că această frecvență nu a avut un impact major în comportamentul de atenuare al

izolatorilor. În schimb pentru ce-a de-a doua frecvență fundamentală, se remarcă faptul că modelul

matematic surprinde amplitudinea cea mai mica a răspunsului în cazul izolatorilor din cablu de oțel

de tip KR 3,5 7-02 și KR 3,5 9-02. Acest aspect este confirmat și de măsurătorile efectuate pe

modelul real, unde izolatorii din cablu de oțel au avut un grad mai mare de atenuare al

amplitudinilor la frecvențe joase.

Din analiza transmisibilității, care reprezintă un indicator calitativ al gradului de izolare, se

remarcă faptul că modelul matematic a indicat elementul elastic KR 3,5 9-02 ca fiind elementul cu

cel mai mic grad am amplitudinii transmise, aspect confirmat și de măsurătorile efectuate asupra

modelului real în punctul RH:02. Deoarece sistemul dinamic unde au fost utilizate elementele

elastice, atenuarea vibrațiilor liniei de eșapament, este un sistem deosebit de complex în care forțele

perturbatoare și modurile proprii de vibrații ale sistemului se cuplează între ele la diferite frecvențe,

se poate sublinia că modelul matematic simplificat oferă o bună predictibilitate, dar care poate fi

îmbunătățită astfel încât să țină seama de toți factorii care influențează sistemul dinamic

Izolatorii din cablu de oțel sunt instrumente eficiente în atenuarea vibrațiilor sistemelor

mecanice. Datorită simplității constructive și eficienței atenuării vibrațiilor aceștia pot fi utilizați în

diferite medii agresive, au calități bune de atenuare pe toate cele trei direcții, sunt foarte eficienți în

atenuarea oscilațiilor de mare amplitudine. Amortizarea funcționala generata de frecarea intre

spirele cablului de oțel, oferă izolatorului o capacitate substanțiala de disipare a energiei.

Utilizarea amortizoarelor din cablu de oțel poate reprezenta un real succes daca aceștia sunt

utilizați corespunzător în atenuarea vibrațiilor sistemelor mecanice care au amplitudini mari ale

deplasării la frecvențe mici. Fiind elemente elastice exclusiv metalice, prezintă riscul transmiterii

vibrațiilor de frecvență mare, pe cale solidă prin corpul izolatorului. Astfel se recomandă utilizarea

izolatorilor hibrizi.

7.2 Contribuții personale

Lucrarea de cercetare s-a bazat în mare parte analiza experimentală a elementelor elastice din

cablu de oțel. Astfel a fost posibil sa se realizeze o serie de testări în condiții dinamice pentru

determinarea comportamentului vibratoriu al acestor elemente elastice. Teste dinamice s-au realizat

în bancul de teste motoare unde s-au evaluat vibrațiile induse de motor în linia de eșapament pe

toata plaja de turație a motorului. Măsurătorile statice au avut ca scop identificarea modurilor proprii

de vibrații ale elementelor elastice și corelarea acestora cu comportamentul în condiții dinamice.

Măsurătorile statice s-au realizat cu ajutorul ciocanului de impact și a excitatorului electrodinamic


59

cu care s-a putut identifica modurile proprii ale acestora atât în condiții libere cât și în condiții de

montare a izolatorilor pe linia de eșapament.

Realizarea unui studiu bibliografic complex al literaturii de specialitate cu privire la sursele

de zgomote și vibrații al autovehiculului

Calculul forțelor și momentelor care se dezvoltă în mecanismul motor cu aplicare directă la

motorul existent în bancul de teste

Reprezentarea grafica a tuturor forțelor și momentelor care apar în mecanismul motor în

funcție de unghiul de rotație al arborelui cotit, ordinea de funcționare a cilindrilor și diferite regimuri

de funcționare.

Reprezentarea grafică a forțelor care acționează în axa cilindrului și normal pe axa

cilindrului precum și a momentului de răsturnare în funcție de poziția pistonului și a ordinii de lucru

a cilindrilor.

Realizarea de măsurători vibratorii pe suporții elastici ai motorului pentru evaluarea

impactului pe care îl au forțele și momentele care se dezvoltă în mecanismul motor în transmiterea

vibrațiilor și oscilațiilor către structura de rezistență a autovehiculului.

Realizarea de măsurători vibratorii pentru determinarea nivelului accelerațiilor care sunt

induse de motor în linia de eșapament.

Realizarea unui studiu cu privire la utilizarea izolatorilor din cauciuc și din cablu de oțel în

atenuarea vibrațiilor sistemelor autovehiculului cât și prezentarea caracteristicilor de amortizare al

acestora

Prezentarea unui model matematic specific sistemelor histeretice, cu aplicare directă asupra

izolatorilor din cablu de oțel, care să descrie comportamentul vibrator al acestora pe baza

parametrilor de amortizare și rigiditate.

Ridicarea caracteristicilor de histerezis al tuturor izolatorilor utilizați în aplicația de atenuare

a vibrațiilor liniei de eșapament

Identificarea parametrilor dinamici de amortizare și rigiditate din caracteristicile de

histerezis.

Determinarea modurilor proprii de vibrații ale izolatorilor din cablu de oțel cu ajutorul

excitatorului electrodinamic și prezentarea acestora în mod sistematizat.

Stabilirea procedurilor de testare și analiză a comportamentului vibratoriu al izolatorilor în

condiții dinamice de testare. Linia de eșapament a fost instalata în doua puncte de fixare iar aceste

puncte au devenit și punctele de măsura a vibrațiilor. Cele doua puncte de fixare au preluat în mod

inegal greutatea liniei de eșapament aspect care a condus la un comportament diferit al acestora.

Proiectarea și realizarea suporților de fixare a liniei de eșapament pe suporții elastici din

cauciuc și cablu de oțel.

S-au evaluat vibrațiile care intra în linia de eșapament dar în special cele care sunt filtrate de

către suporții elastici măsurați.

Realizarea și analiza comparativă a măsurătorilor efectuate in bancul motor asupra

elementelor elastice de tip J și al celor din cauciuc. Determinarea modurilor proprii de vibrații cu

ajutorul ciocanului de impact în condițiile de montare a izolatorilor pe linia de eșapament

Realizarea și analiza comparativă a măsurătorilor efectuate asupra izolatorilor din cauciuc și

izolatorilor din cablu de oțel de tip KR instalați să opereze în tracțiune și compresiune. Determinarea

modurilor proprii de vibrații, cu ajutorul ciocanului de impact, corespunzătoare izolatorilor evaluați

în condiții dinamice

S-au testat izolatori de tip J din cablu de oțel cu 3, 4 și 5 înfășurări pe o parte, izolatori de tip

KR cu o grosime a cablului de 3 mm și 3,5 mm dar și cu lungimi diferite ale cablului.

Identificarea unor soluții hibride de izolatori care să pună în comun avantajele utilizării

proprietăților izolatorilor din cauciuc și a proprietăților izolatorilor din cablu de oțel


60

Realizarea și testarea unor izolatori hibrizi pentru atenuarea vibrațiilor dintre care una dintre

soluții cu rezultate remarcabil a fost propusa ca brevet de invenție.

S-au realizat teste cu linia de eșapament suspendata de suporții elastici (tracțiune-izolatorii

funcționau în solicitarea tracțiune datorita greutății liniei de eșapament )si cu linia de eșapament

așezata pe suporții elastici (compresiune – izolatorii funcționau sub solicitarea de compresiune data

de greutatea liniei de eșapament)

Originalitatea lucrării cuprinde două aspecte:

Aspectul teoretic care constă în definirea modelului matematic și aplicarea acestuia

pe tipurile de izolatori supuși cercetării. Descrierea modelului matematic și determinarea

parametrilor de amortizare și rigiditate din comportamentul histeretic al acestor sisteme constituie

un aspect care nu a mai fost relevat în literatura de specialitate consultata.

Aspectul experimental care se referă la testarea, determinarea comportării

elementelor elastice atât individual (ca simplu element) cât şi în cadrul unui ansamblu ( linie de

eșapament montata pe elemente elastice), dar și găsirea unor soluții inovative de izolare a vibrațiilor

liniei de eșapament. Instalarea liniei de eșapament pe elemente elastice din cablu de oțel și testarea

acestora în condiții dinamice reprezintă un alt aspect de original al acestei lucrări. Multitudinea de

teste în condiții dinamice și statice realizate pe diferite tipuri de izolatori a permis identificarea

corespunzătoare a comportamentului vibratoriu, gradului de izolare al acestora și a modurilor proprii

al acestor tipuri de elemente. În urma testelor efectuate s-au propus câteva soluții inovative de

izolatori hibrizi din care doar una dintre ele a oferit rezultate remarcabile și a fost propusa spre

brevetare

Definirea corectă a modelelor matematice, evaluarea experimentala realizata, permite

dezvoltarea de alte noi modele şi, propunerea unor soluții corecte în diferite domenii inginereşti și

industriale.

7.3 Perspective viitoare Cercetările realizate în această lucrare a permis identificarea unor direcții ulterioare de

cercetare în domeniu al vibroizolarii cu elemente neconvenționale :

Testarea acestor tipuri de elemente elastice din cablu de oțel pe vehicul pentru a se evalua

gradul de atenuare a vibrațiilor în condiții de rulare

Cercetarea transferului termic și influența acestuia asupra coeficientului de amortizare

Aplicarea și evaluarea comportamentului vibratoriu al izolatorilor din cablu montați pe

suportul motor

Dezvoltarea altor modele sau soluții hibride de izolatori din cablu de oțel


61

Bibliografie

[1]. Anna Schwarz, A., Janicka,J. Combustion Noise, Springer-Verlag, Berlin Heidelberg,

2009

[2]. Barbu, D. Controlul vibraţiilor şi zgomotului, Editura Gheorghe Asachi, Iaşi 2003

[3]. Bercea, M. Măsurări tehnice, Editura Tehnopress, 2001, Iaşi

[4]. Bratu, P. Sisteme elastice de rezemare pentru maşini şi utilaje, Editura Tehnică, Bucureşti,

1990

[5]. Bratu, P. Vibrațiile sistemelor elastice, Editura Tehnică, Bucureşti, 2000

[6]. Burnete, N., Bățaga, N., Karamusantas, D., Construcția și calculul motoarelor cu ardere intern

(Mecanismul motor), Editura Todesco, Cluj-Napoca, 2001,ISBN 973-8198-17-8.

[7]. Buzdugan, Gh. Fetcu, I. Radeş, M. Vibrații mecanice, Editura Didactică și Pedagogică,

Bucureşti, 1982

[8]. Buzdugan, Gh. Mihăilescu, E. Radeş, M. Măsurarea vibraţilor, Editura Academiei, Bucureşti, 1979

[9]. Buzdugan, Gh. Izolarea antivibratorie a maşinilor, Editura Academiei, Bucureşti, 1993

[10]. Buzea, D., Rosca, C., Boricean, C., Kopacz, L. Evaluation the influence of the number of

windings for a wire rope isolator in frequency response function ANNALS of the Oradea University.

Fascicle of Management and Technological Engineering, Volume XI (XXI), 2012, NR1, ISSN 1583-

0691

[11]. Buzea, D., Kopacz, L., Chiru, A., Rosca, C. Application of unconventional elastic

elements to reduce the vibration for the automotive engines, AVL Combustion engines development,

3-4 November 201,1Graz, Austria

[12]. Buzea, D. Kopacz, L., Husar, C., Ungureanu, L., Comparative analysis on vibration

attenuation of Rubber and wire rope isolators, The 4th International Conference Advanced

Composite Materials Engineering COMAT 2012, 18- 20 October 2012, Brasov, Romania, ISBN 978-

973-131-162-3

[13]. Buzea, D., Kopacz, L., Soimaru, C., Husar, C., Eigen modes identification for hybrid wire

rope isolators, The 4th International Conference Advanced Composite Materials Engineering

COMAT 2012, 18- 20 October 2012, Brasov, Romania, ISBN 978-973-131-162-3

[14]. Buzea, D., Kopacz, L., Chiru, A., Rosca, C., The influence of wire rope length on

vibratory behavior of wire rope isolators Annual session of scientific papers IMT Oradea 2013, pp.

351-354

[15]. Chiriacescu, S. T. Sisteme mecanice liniare, Editura Academiei Române, Bucureşti

2007

[16]. Chiriacescu, T. S. Vibrațiile în construcţia de maşini, Reprografia Universitaţii din

Braşov, 1982

[17]. Cioară, T. Tehnici experimentale în ingineria mecanică traductoare şi senzori, Editura

Politehnică, 1999, Timişoara

[18]. Claes Olsson - Disturbance Observer-Based Automotive Engine Vibration Isolation Dealing

With Non-Linear Dynamics And Transient Excitation April 22, 2005

[19]. Clarence W. de Silva, Vibration Damping, Control, and Design, CRC Press Taylor &

Francis Group, 2007, ISBN-13:978-1-4200-5321-0

[20]. Clarence W. de Silva, Vibration : fundamentals and practice CRC Press LLC, 1999

[21]. Clarence W. de Silva, Vibration Monitoring, Testing, and Instrumentation: CRC Press LLC,

2007.

[22]. Clemens A.J. Beijers and Andr´e de Boer. Numerical Modelling of Rubber Vibration

Isolators:Tenth International Congress of sound and Vibration, Stockolm, Sweden 2003

[23]. Cofaru, C. Legislația și Ingineria Mediului în Transportul Rutier, Editura Universității

Transilvania, Brașov, 2002

[24]. Costello, G. A., Theory of wire rope. Berlin: Springer, 1990.

[25]. Darabonţ, A. Combaterea poluării sonore şi a vibraţiilor, Editura Tehnică, Bucureşti,

1975


62

[26]. Darabonţ, A. Şocuri şi vibrații – aplicaţii în tehnică, Editura Tehnică, Bucureşti 1988

[27]. Demetriades G.F., Constantinou M.C. Reinhorn A.M, in: Study of wire rope systems for

seismic protection of equipment în buildings, Engineering Structures, Volume 15, Issue 5, September

(1993), Pages 321–334

[28]. Douglas Thorby - Structural Dynamics and Vibration în Practice An Engineering Handbook

2008 Elsevier Ltd. ISBN: 978-0-7506-8002-8

[29]. Drăghici, I. Suspensii şi amortizoare, Editura Tehnică, Bucureşti, 1970

[30]. Dumitriu, A. Bucşan, C. Sisteme senzoriale pentru roboţi, Editura Medro, Bucureşti, 1996

[31]. Elata D, R. Eshkenazy, M.P. Weiss - The mechanical behavior of a wire rope with an

independent wire rope core, International Journal of Solids and Structures 41, 2004, 1157–1172

[32]. Elata, D., Eshkenazy, R., Weiss, „The mechanical behavior of a wire rope with an

independent wire rope core”, International Journal of Solids and Structures, vol 41, p. 1157-1172,

(2004)

[33]. Engelberg, S. A mathematical introduction to control theory, Imperial College Press,

2005

[34]. Erdem İmrak, Cengiz Erdönmez - MODELING AND NUMERICAL ANALYSIS OF THE

WIRE STRAND, Journal of Naval Science and Engineering, 2009, Vol. 5 , No.1, pp. 30-38

[35]. Erdönmez C., Ö. Salman, C.E. İmrak - Characterizing the finite element analysis of nested

helical geometry and test procedure for wire ropes,

[36]. Erdönmez, C. and İmrak, C.E., „Modeling and numerical analysis of the wire strand”,

Journal of Naval Science and Engineering, Vol. 5, No. 1, pp. 30-38, 2009.

[37]. Fahy, F., Walke, J. Advanced Applications in Acoustics, Noise and Vibration, Spon

Press, London, 2004

[38]. Fenton, J. Handbook of vehicle design, SAE International, 1996, ISBN 1-56091-903-5

[39]. Fenton, J., Advances in Vehicle Design, Professional Engineering Publishing, 1999,

ISBN 1 86058 181 1

[40]. Fahy, F., Walker, J., Advanced Applications in Acoustics, Noise and Vibration, Spon

Press, 2004, ISBN 0-203-67266-6

[41]. Gatti, P., Ferrari, V. Applied structural and mechanical vibrations theory, methods and

measuring instrumentation, Taylor & Francis E-Library, 2003.

[42]. Grunwald, B. Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru autovehicule rutiere,

Editura Didactică și Pedagocică, București. 1980

[43]. Harris C., Piersol A., Harris’Shock and Vibration Handbook: McGRAW-HILL, 2002

[44]. Harris, C. Harris’ shock and vibration handbook – 5th Ed. ISBN 0-07-137081-1,

Mcgraw-HILL, 2002

[45]. Harrison, M. Vehicle Refinement Controlling Noise and Vibration in Road Vehicles, SAE

International, 2004, ISBN 0 7680 1505 7

[46]. Hatch, M. Vibration simulation using matlab and ANSYS, ISBN 1-58488-205-0,

Hapman & Hall/CRC, 2001 [H5]

[47]. Heisler, H. Advanced engine tehnology, SAE International, 1995, ISBN 1- 56091-734-2

[48]. Heisler, H., Advanced Vehicle Technologie, ,Butterworth-Heinemann, 2002, ISBN 0

7506 5131 8

[49]. Howard, C. Active isolation of machinery vibration from flexible structures, University of

Adelaide, 1999

[50]. İmrak, C.E., Erdönmez, C., „On the problem of wire rope model generation with axial

loading”, Mathematical and Computational Applications, Vol. 15, No. 2, pp. 259-268, 2010.

[51]. Ivanescu, M., Tabacu, I. Confortabilitate și Ergonomie, Editura Universității din Pitești,

2007

[52]. Kastratović, G. and Vidanović, N, „Some Aspects of 3D Finite Element Modeling of

Independent Wire Rope Core”, FME Transactions (2011) 39, 37-40

[53]. Kastratović, G. and Vidanović, N., „The analysis of frictionless contact effects în wire rope

strand using the finite element method”, Transport & Logistics, No. 19, pp. 33-40, 2010.

[54]. Kreith, F. Mechanical engineering handbook, CRC Press LLC, 1999


63

[55]. Kurfess, T. Robotics and automation handbook, Boca Raton CRC PRESS, 2005

[56]. Kutz, M. Mechanical engineers’ handbook third edition instrumentation, systems,

controls, and MEMS, John Wiley & Sons, Inc. 2006

[57]. Kopacz, L., Buzea, D., Chiru, A., Iacob, A., Vibration attenuation analysis of wire rope

isolators, hybrid isolators and rubber isolators, Journal of Automotive and Transportation

Engineering, (JATE)-2013-Vol.1-No.1,

[58]. Kopacz, L., Buzea, D., Chiru, A. Wire Rope Isolators for Car Systems, Ingineria

Automobilului Vol. 7, no. 2 / 2013, pp.21-23

[59]. Kopacz, L., Buzea, D., Chiru, A Damping Analysis of Wire Rope Isolators, Hybrid Isolators

and Rubber Isolators, AMMA International Congress Automotive, Motor, Mobility, Ambient, Cluj

Napoca, ISBN 978-973-662-900 -6, 2013

[60]. Leif Kari Svante Hägerstrand - Structure-Borne Sound Properties of Wire Rope Isolators ;

Joint Baltic-Nordic Acoustics Meeting 2008,

[61]. LMS. Theory and background: LMS International, 2000.

[62]. Mamut, E. Sisteme pasive de izolare a vibrațiilor mecanice, Editura Exponto,

Constanţa, 1999

[63]. Marghitu, D. Mechanical engineer's handbook, Academic Press, 2001

[64]. Marin, C. Vibrațiile structurilor mecanice, ISBN 973-8132-43-6 Editura Impuls,

Bucureşti 2003

[65]. Marinescu, I., Ispas, C. Handbook of machine tool analysis, Marcel Dekker, Inc. 2002

[66]. Matheu, E. Active and semi-active control of civil structures under seismic excitation,

Virginia Polytechnic Institute, 1997

[67]. Mătieş, V. Mecatronică, Editura Dacia, Cluj-Napoca, 1998

[68]. Mătieş, V. Tehnologie și educaţie mecatronică, Editura Todesco, Cluj-Napoca, 2001

[69]. Mohd Afzal - Flexible Mounting System Design, Theory And Practice , Master of Science

Thesis în Sound and Vibration, Stockholm, 2009

[70]. Moraru, V. Ispas, C. Rusu, Şt. Vibrațiile și stabilitatea maşinilor-unelte, Editura Tehnică,

Bucureşti, 1982

[71]. Nastăsoiu, M., Ispas, N., Șoica, A. Motoare pentru automobile, Editura Universității

Transilvania, Brașov, 2004

[72]. Negruș, E. Incercarea autovehiculelor, Editura Didactică și Pedagogică, București,

1984

[73]. NIOSH - Model for the Structure of Round-Strand Wire Ropes, Report of Investigations/

1998

[74]. Osita D. I. Nwokah ,Yildirim Hurmuzlu The mechanical systems design handbook modeling,

measurement, and control, ISBN 0-8493-8596-2 University Dallas, Texas CRC Press LLC, 2002

[75]. Pandrea, N., Pârlac, S. Modele pentru Studiul Vibrațiilor Automobilelor, Editura Tiparg,

Pitești, 2001

[76]. Rivin, E. Stiffness and damping în mechanical design, Marcel Dekker, Inc. New York,

1999

[77]. Roşca, I. C. Vibrații mecanice, Editura Infomarket, 2002

[78]. Sanjay Chaudhuri, Bharat Kushwaha - Wire Rope Based Vibration Isolation Fixture for

Road Transportation of Heavy Defence Cargo P.61 Springer Science Business Media B.V. 2008

[79]. Scheffer, C. Practical machinery vibration analysis and predictive maintenance ISBN 0

7506 6275 1 Elsevier, 2004

[80]. Shiraishi, M. Yamanaka, K. Fujita, H. Optimal control of chatter în turning, International

Journal of Machine Tool Manufactures, Vol. 31, Pp. 31-43, 1991

[81]. Tabacu, I. Studiul posibilității reducerii nivelului zgomotului produs de autoturismul

Dacia 1300, Teza doctorat, 1982.

[82]. Tabacu, I., Marinescu, M. Mijloace de combatere a zgomotului la autoturisme,

Universitatea din Pitești, Buletinul Științific, seria Autovehicule Rutiere, nr.1/1996

[83]. Taraza, D. Dinamica motoarelor cu ardere internă, Editura Didactică și Pedagogică,

București, 1985


64

[84]. Thorby, Douglas. Structural Dynamics and Vibration în Practice, Elsevier, 2008

[85]. Tinker M.L., Cutchins M.A.,: Damping phenomena în a wire rope vibration isolation system,

Journal of Sound and Vibration, Volume 157, Issue 1, 22 August (1992), Pages 7–18

[86]. Tomasz Krysinski, François Malburet - Mechanical Vibrations Active And Passive Control

London ISTE Ltd, 2007 ISBN 13: 978-1-905209-29-3

[87]. Uzuneanu, K. Poluarea sonoră, Editura Didactică și Pedagogică, București, 2005

[88]. Webster, J. Measurement, instrumentation, and sensors handbook, CRC Press LLC,

1999

[89]. Wilson, J. S. Sensor technology handbook, Elsevier Inc., ISBN: 0-7506-7729-5, 2005

[90]. Young, A. Active control of vibration în stiffened structures, The University of Adelaide,

1995

[91]. Yqni Jmko, C Wwong And S Zhan - Modelling And Identification of a Wire-Cable Vibration

Isolator Via a Cyclic Loading Test Part 1: Experiments and Model Development , P163. Proc Instn

Mech Engrs Vol 213 Part I 1999

[92]. ***Catalog and design manual, Enedine

Inc.http://www.enidine.com/pdffiles/WireRopeCatalog.pdf

[93]. ***Helical wire rope catalog, Aeroflex

Corp.:http://www.aeroflex.com/products/isolator/datasheets/cable-isolators/helical.pdf

[94]. ***http://www.sebert.de/en/products/wire-rope-mounts.html

[95]. http://www.rmgc.ro/Content/uploads/uploads_eia/impactul-potential/zgomot-vibratii/04.3-

Zgomot-si-Vibratii.pdf

[96]. ***http://www.scribd.com/doc/20312105/Capitol-11-Vibratii-Si-Zgomote

[97]. *** Bosch Automotive handbook, 1986

[98]. ***http://www.novibes.com/documents/file/TechProducts/2013%20Catalog%20-

%20Spreads.pdf

[99]. ***http://www.mackayrubber.com.au/pdf/enginemount_web.pdf

[100]. ***http://www.marwil.com/rol/HOME/Z14000%20ROL%20MasterExhaustTxt.pdf

http://www.enidine.com/pdffiles/WireRopeCatalog.pdf

http://www.aeroflex.com/products/isolator/datasheets/cable-isolators/helical.pdf

http://www.sebert.de/en/products/wire-rope-mounts.html

http://www.rmgc.ro/Content/uploads/uploads_eia/impactul-potential/zgomot-vibratii/04.3-Zgomot-si-Vibratii.pdf

http://www.rmgc.ro/Content/uploads/uploads_eia/impactul-potential/zgomot-vibratii/04.3-Zgomot-si-Vibratii.pdf

http://www.scribd.com/doc/20312105/Capitol-11-Vibratii-Si-Zgomote

http://www.novibes.com/documents/file/TechProducts/2013%20Catalog%20-%20Spreads.pdf

http://www.novibes.com/documents/file/TechProducts/2013%20Catalog%20-%20Spreads.pdf

http://www.mackayrubber.com.au/pdf/enginemount_web.pdf

http://www.marwil.com/rol/HOME/Z14000%20ROL%20MasterExhaustTxt.pdf


65

Rezumat Pornind de la cerințele și exigențele impuse autovehiculelor din punct de vedere al confortului, siguranței în

exploatare, durabilității și înnoirii componentelor și sistemelor acestora, lucrarea abordează o temă care

vizează conceperea, realizarea, cercetarea și optimizarea unor soluții noi de elemente elastice noi destinate

atenuării vibrațiilor transmise structurii acestora.

În contextul cerințelor enumerate, teza a avut următoarele obiective:

Studiul vibrațiilor și oscilaților motorului și evaluarea influenței dinamicii mecanismului motor

asupra oscilațiilor acestuia;

Conceperea, realizarea și testarea unor elemente elastice noi destinate fixării tubulaturii de evacuare

pe șasiul autovehiculului;

Evaluarea performantelor fizico-mecanice ale sistemelor elastice realizate

Realizarea unui model matematic destinat cercetarea caracteristicilor de amortizare ale elementelor

elastice;

Testarea elementelor elastice în vederea verificării şi validării modelului matematic propus și

evaluarea proprietăților de amortizare ale izolatorilor din cablu de oțel.

Amortizoarele din sârma de oțel reprezintă o soluție ideala pentru aplicațiile de atenuare a vibrațiilor și

șocurilor care sunt produse de sistemele mecanice. Datorită simplității constructive aceștia pot fi utilizați în

diferite medii agresive, prezintă calități bune de atenuare a vibrațiilor pe toate cele trei direcții, sunt foarte

eficienți în atenuarea oscilațiilor de mare amplitudine. Amortizarea funcționala generata de frecarea între

spirele cablului de oțel, oferă izolatorului o capacitate substanțiala de disipare a energiei. În plus, aceste

amortizoare din cablu de oțel asigură o durată de viață și siguranță în exploatare comparativ cu izolatorii din

cauciuc.

Cercetările întreprinse pe modelele matematice și fizice, au permis validarea unor soluții inovative de

elemente elastice pentru sistemele auxiliare ale autovehiculelor. Soluțiile rezultate în urma studiilor și

măsurătorilor sunt protejate printr-o propunere de brevet.

Abstract Based on the requirements and demands imposed to the cars in terms of comfort, safety operation,

sustainability and renewal of components and systems, the thesis addresses a topic that concerns the design,

development, research and optimize of the new solutions for vibration attenuation that are transmitted to the

car structure.

In the context of the requirements presented, the thesis has the following objectives:

Engine vibration and oscillation study and evaluation the influence the dynamic of engine crack

mechanism engine oscillations.

Design, realization and testing of new elastic elements for exhaust line attachment on car chassis

Evaluation the physic-mechanical performance of the new elastic elements realized

Development of a mathematical model for investigation the elastic elements damping

Testing of the elastic elements for verify and validate the mathematical model and evaluation the

damping properties of wire rope isolators.

The wire rope isolators (WRI) are ideal solutions for attenuation of vibration and shock produced by

mechanical systems. Due to a simple construction, the WRI can be used in various aggressive environments,

have good qualities attenuation in all three directions, have very efficiency in attenuation of high amplitude

oscillation. Functional damping generated by friction between wires of cable provides substantial capacity for

energy dissipation. In addition, these isolators ensure long life and reliability comparing with rubber isolators.

Research done on mathematical and physical models, have allowed validation of innovative elastic elements

solutions for auxiliary systems for vehicles. Solutions that have resulted from studies and measurements are

protected by a patent proposal.


66

INFORMAŢII PERSONALE KOPACZ Laszlo

Lunga, nr. 647, 520000 Targu Secuiesc (România)

0744421004

[email protected]

EXPERIENŢA PROFESIONALĂ

EDUCAŢIE ŞI FORMARE

INFORMAŢII SUPLIMENTARE

15 iulie 2004 – 23 februarie 2005 Inginer mecanic

Sebert Schwingungestechnik Gmbh, Kirchheim unter Teck (Germania)

Calculul si proiectarea izolatorilor din cablu de otel

24 februarie 2005 – prezent Director

Sebert Tehnologie Srl, Sfantu Gheorghe (România)

Proiectarea, calcului si productia de elemente elastice din cablu de otel

01 octombrie 2004 – prezent Doctorand

Universitatea Transilvania Brasov, Brasov (România)

01 octombrie 1999 – 30 septembrie 2004

Inginer Mecanic Autovehicule Rutiere

Universitatea Transilvania Brasov, Brasov (România)

1995 – 1999 Studii gimnaziale

Liceul Teoretic Nagy Mozes, Targu Secuiesc (România)

Publicaţii Lucrari stiintifice publicate: 8 (BDI, B+)

Brevet de inventie: 1 brevet (Izolator Hibrid din cablu de otel)


67

PERSONAL INFORMATION Laszlo KOPACZ

Lunga, nr. 647, 520000 Targu Secuiesc (Romania)

0744421004

[email protected]

WORK EXPERIENCE

EDUCATION AND TRAINING

ADDITIONAL INFORMATION

15 July 2004 – 23 February 2005 Mechanical engineer

Sebert Schwingungestechnik Gmbh, Kirchheim unter Teck (Germany)

Design and calculation of wire rope isolators

24 February 2005 – Present Director and chief executive

Sebert Tehnologie Srl, Sfantu Gheorghe (Romania)

Design calculation and production of wire rope isolators

01 October 2004 – Present PhD Student

Transilvania University of Brasov, Brasov (Romania)

01 October 1999 – 30 September 2004

Automotive Engineer

Transilvania University of Brasov, Brasov (Romania)

1995 – 1999 National College

Liceul Teoretic Nagy Mozes, Targu Secuiesc (Romania)

Publications Scientific papers: 8 international papers(BDI, B+)

Patents: 1 patent (Hybrid wire rope isolators)

Universitatea Transilvania din Brașov - old.unitbv.roold.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de...

Documents

Transcript of Universitatea Transilvania din Brașov - old.unitbv.roold.unitbv.ro/Portals/31/Sustineri de...