Исследование гидроопор для виброзащиты транспортных средств тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.02, кандидат технических наук Ложкин, Федор Владимирович

• Ложкин, Федор Владимирович
• кандидат технических наук
• 2002

Оглавление диссертации кандидат технических наук Ложкин, Федор Владимирович

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1. ВИБРАЦИЯ И ШУМ ТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА. СУЩЕСТВУЮЩИЕ СРЕДСТВА ВИБРО И

ШУМОЗАЩИТЫ, ИХ АНАЛИЗ С УЧЕТОМ ПРИМЕНЕНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ВИБРООПОР

1.1. Влияние вибрации и шума на человека и надежность работы машин

1.2. Нормативные документы, регламентирующие уровни вибрации и шума

1.3. Схема виброизолирующей системы транспортного средства

1.4. Применение теории четырехполюсников к расчету гидроопор

1.5. Факторы, вызывающие появление вибрации и шума на транспорте

1.5.1. Вибрация, вызываемая периодическими воздействиями

1.5.2. Вибрация, вызываемая случайными воздействиями '

1.6. Существующие средства борьбы с вибрацией и шумом

1.6.1. Вибро- и шумоизолирующие материалы

1.6.2. Резинометаллические демпферы

1.6.3. Гидравлические амортизаторы

1.6.4. Конструктивно-технологическое обеспечение низкого уровня вибрационных нагрузок

1.6.5. Активные виброзащитные системы

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Исследование гидроопор для виброзащиты транспортных средств»

К транспортным средствам как к источникам вибрации и шума предъявляются высокие требования. Это обусловлено не только экологическими соображениями, когда норматив по шуму окружающей среды значительно превышается, но и техническими причинами, например, чувствительностью к вибрации и шумам и выходами из строя различных приборов и электроники, все более объемно насыщающих транспортные средства и другие виброактивные установки и оборудование.

Проблема вибрации и шума мобильных машин становится все более острой в связи с ростом профессиональных заболеваний водителей и лиц, эксплуатирующих виброактивное оборудование, а также в связи с тенденцией возрастания доли транспортных средств в общем объеме шумности и вибрации, излучаемом машиностроительной техникой, и требует системного, масштабного подхода к ее решению.

Учитывая сказанное, актуальной представляется задача разработки нового поколения более эффективно работающих виброзащитных средств, принцип действия которых связан с использованием в работе диссипации энергии колебаний в реологических средах. Такие средства получили название гидравлических виброопор (гидроопор). Их модификации также могут быть установлены вместо сайлент-блоков в автомобилях, усиливая общий эффект гашения вибрации.

Цель работы. Исследование гидроопор для виброзащиты транспортных средств.

Объекты исследования. Легковые автомобили ОАО "ГАЗ", автобус "ПАЗ-3205", электровозы BJI 80с с установленными в них гидроопорами.

Методы исследований. Применены методы оптимального проектирования, математического моделирования, стендовых испытаний на статическую жесткость, механики жидкости, виброметрии. Экспериментальные исследования проводились на стендах типа ВЭДС с аппаратурой фирмы Брюль и Къер, на стендах УКЭР ОАО "ГАЗ", в составе автобуса "ПАЗ-3205", легковых автомобилей среднего класса, виброактивного оборудования электровозов BJI 80с, кормоуборочного комбайна Я-310 с новым двигателем ЯМЗ Я-236.

Научная новизна работы

• создана математическая модель, описывающая поведение жидкости в каналах гидроопоры при различных режимах работы;

• теоретически выявлена и экспериментально подтверждена доля гидравлической составляющей гидроопоры в общую эффективность гашения вибрации;

• выявлены возможности различных жидкостей на предмет применения в гидравлических виброопорах для различных транспортных средств;

• установлены факторы, влияющие на значения основных параметров амплитудно-частотных характеристик гидроопор;

• показана эффективность диссипации энергии колебаний различных конструктивных составов автомобильных гидравлических виброопор;

Практическая ценность данной работы

• создана математическая модель описывающая процессы происходящие в гидроопоре;

• разработана модель конструкции гидравлической виброопоры;

• разработан параметрический ряд гидравлических виброопор для различных виброактивных агрегатов, под различные статические нагрузки;

• разработаны малогабаритные конструкции гидравлических виброопор, легко адаптируемых к серийно выпускаемым транспортным средствам;

• предложен эффективный, безопасный заполнитель для гидравлических виброопор транспортных средств.

Реализация результатов работы. В процессе разработки и исследования гидравлических виброопор созданы программы стендовых и натурных испытаний, методики расчета, технические предложения по установке гидроопор. Указанные результаты работ использованы в ОАО "Ликинский автобусный завод"; ОАО "Горьковский автомобильный завод"; ОАО

Павловский автобус"; в ИМАШ РАН; в ОАО "Завод Теплообменник" г.Н. Новгорода; в ИТЦ "Техника Нечерноземья" г. Ярославля; в НО ВНИИЖТ.

Изготовлен ряд опытных образцов гидравлических виброопор различных модификаций, использованных в опытном производстве для автобусов "ПАЗ-3205", для легковых автомобилей среднего класса. В настоящее время продолжаются работы по адаптации и натурным испытаниям разработки в ОАО "ГАЗ", в ИТЦ "Техника Нечерноземья", в ОАО "ПАЗ", в НО ВНИИЖТ и локомотивном депо "Горький - Сортировочный".

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на на постоянно действующем семинаре Нижегородского филиала ИМАШ РАН (г. Н. Новгород, 1998-2002г.г.); на научно-технической конференции "Ресурсы региона" (г. Н. Новгород, ВВАГС, 2000); на Международной научно-технической конференции "Испытания материалов и конструкций" (г. Н. Новгород, 2000); на восьмой Международной научно-технической конференции по динамике и прочности автомобиля (г. Москва, 2000); на конференции "Вычислительная математика и кибернетика 2000", посвященной 80-летию проф. Ю.И. Неймарка (г.'Н. Новгород, 2000); на всероссийской конференции "Необратимые процессы в природе и технике" (г. Москва, МГТУ им. Баумана, 2001); на 7-й Нижегородской сессии молодых ученых (технические науки) (г. Н. Новгород, 2002); на международном семинаре "Достижения и задачи машиноведения, посвященном 70-летию академика К.В. Фролова" (г. Москва, 2002).

Цикл работ Ложкина Ф.В. удостоен Диплома 1ой степени Министерства образования и науки Нижегородской области, по секции "Машиностроение".

Публикации. Основные результаты диссертации опубликованы в 13 печатных работах [5,54, 66-76], включая одно авторское свидетельство РФ на полезную модель.

Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, списка литературы из 76 наименований.

Заключение диссертации по теме «Машиноведение, системы приводов и детали машин», Ложкин, Федор Владимирович

12.Результаты работы в виде методик расчета, технических предложений по установке и использованию, программ стендовых статических и динамических испытаний использованы в ОАО "Ликинский автобусный завод", В ОАО "ГАЗ", в ОАО " Завод Теплообменник", в ОАО "Павловский автобусный завод", в ИМАШ РАН, в НО ВНИИЖТ и локомотивном депо "Горький - Сортировочный", в ИТЦ "Техника Нечерноземья" г. Ярославля. Гидравлические виброопоры внедрены в опытном производстве в ИТЦ "Техника Нечерноземья" для сельхозмашин Я-310, в локомотивном депо "Горький - Сортировочный" для виброактивного электрооборудования электровозов BJI 80С.

В заключение главы можно сделать следующие выводы, основанные на сравнении полученных результатов и экспериментальных данных. Основываясь на данных, полученных в ходе целого ряда экспериментов с различными модификациями гидравлических гидроопор, погрешность приведенного метода по расчету амплитудно-частотной характеристики гидроопор, и как следствия, параметров течения жидкости в каналах перегородки, можно оценить с достаточной достоверностью в различных диапазонах частот.

Наименьшая погрешность между расчетными и экспериментальными данными, порядка 5-12%, что иллюстрирует рис.3.7, имеет место в дорезонансной и резонансной областях частот.

В зарезонансной области частот погрешность составляет от 10 до 15%. Увеличение погрешности в данном диапазоне частот, в котором, как отмечено в ряде источников [2,6], демпфирование оказывает малое влияние на параметры колебательной системы, связано, в первую очередь с упрощенным вычислением резонансной частоты, что можно отнести к недостаткам данного метода. Однако точное определение увеличения жесткости гидроопор из-за изменения давления в рабочей камере на настоящий момент является затруднительным, хотя по предварительным расчетам можно определить эту величину в диапазоне 5-10%.

К основным выводам по параметрам конструкции гидроопор и свойствам рабочей жидкости выявлены следующие основополагающие факторы и закономерности:

• вклад резиновой обечайки в диссипацию энергии колебаний мал в области резонансных и зарезонансных частот, иными словами низкие частоты гасятся резиновой обечайкой, а высокие - гидравликой;

• величина резонансной частоты непосредственно зависит от характеристик резиновой обечайки, а именно ее жесткости, влияние гидравлики на величину резонансной частоты незначительно;

• основными конструктивными элементами влияющими на демпфирующие свойства гидроопор, являются: в первую очередь - суммарная площадь и длина каналов перегородки, во вторую - площадь эквивалентного поршневого пространства;

• влияние суммарной площади каналов перегородки на параметры гидроопоры однозначно определить сложно, это связано с достаточно пестрой картиной их взаимодействия друг с другом, однако можно сделать следующий вывод: для получения лучших демпфирующих характеристик, при проектировании перегородки, следует отдавать предпочтение каналам с большим отношением длины к диаметру;

• относительно размеров опорной платы видна прямая зависимость между ее диаметром и коэффициентом демпфирования. Варьируя размеры опорной платы можно не только подбирать характеристики демпфирования, но регулировать критерий прогиба резиновой обечайки гидроопоры, тем самым, регулируя резонансную частоту не меняя основных размеров самой трудоемкой детали гидроопоры - резиновой обечайки;

• характеристики жидкости, а именно плотность и вязкость оказывают заметное влияние на эксплуатационные характеристики данного вида виброизоляторов, с ростом температуры рабочей жидкости, и как следствия - снижения вязкости, демпфирующие характеристики гидроопоры улучшаются, хотя и не значительно в сравнении с изменением вязкости заполнителя. Однако, исходя из данных об аналогичных изменениях объема проходящей через перегородку жидкости следует, что при более низкой вязкости рабочей жидкости требуются более большие объемы камер, что соответственно ведет к увеличению габаритных размеров гидроопор.

Вопрос по выбору рабочей жидкости, связан не только с величиной демпфирования энергии колебаний, но и с целым рядом эксплуатационных и

141 технологических параметров, которые необходимо учитывать при разработке гидроопор для массового производства.

В связи с этим необходимо определится с выбором рабочей жидкости для применения в качестве заполнителя гидравлических виброопор. Основываясь на данных полученных в результате расчета при нескольких вариантах параметров рабочей жидкости, необходимо, при их подтверждении экспериментом, определится с заменителем для широко применяемого в настоящее время этиленгликоля. Данный заполнитель, при всех своих достоинствах, обладает существенным эксплуатационным недостатком -высокой токсичностью.

ГЛАВА 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ

ВИБРООПОР

Глава содержит результаты определяющих экспериментов, для получения которых проведено более 300 испытаний, с указанием использованного оборудования. Показаны концепции проведения статических и динамических испытаний.

Приведены результаты исследований на статическую жесткость и циклические нагрузки.

Исследованы различные типы реологических заполнителей для гидроопор, факторы влияния на резонансные амплитуду и частоту амплитудно-частотной характеристики, аргументы для получения максимального интегрального эффекта гидравлической виброопоры, определены углы потерь и фазочастотные характеристики.

Приведены результаты испытаний опытных образцов гидроопор в составе автомобилей, а также графики сравнительных испытаний разработанных и зарубежных гидроопор.

4.1. Статические испытания гидравлических виброопор 4.1.1. Цель проведения испытаний

С учетом вышеуказанного цель проведения статических испытаний формируется следующим образом: определение величины прогиба гидроопоры (подтверждение заданного значения); сравнение прогибов полой гидроопоры или ее обечайки с гидроопорой в сборе для определения относительного вклада диафрагмы компенсационной камеры в общую жесткость; определение характеристик надежности и герметичности гидроопоры; определение линейности нагрузочной характеристики АН = f(P) гидроопоры; определение площади петли гистерезиса как качественной характеристики структурного демпфирования.

4.1.2. Испытания на статическую жесткость

Испытания на статическую жесткость гидравлических виброопор проводились по специально разработанной методике, включающей предварительное троекратное нагружение со скоростью изменения нагрузки порядка V] = 200 мм/мин в диапазоне от нескольких (20-30 Н) десятков ньютонов до значения, на 10% превышающего номинальное, с последующей выдержкой в течение 30 секунд.

После предварительного нагружения гидроопоры нагружались плавно и с небольшой скоростью изменения нагрузки V2 = 10 мм/мин, при этом проводились замеры величин деформации (прогиба) гидроопоры, соответствующих прикладываемым нагрузкам.

На рисунках 4.1-4.3 приведены зависимости деформаций образцов J гидроопор трех модификаций - ОГ 90, ОГ 120, ОГ 300 с номинальными статическими нагрузками, соответственно: 90 кг (900 Н), 120 кг (1200 Н) и 300 кг (3000 Н), от приложенных к опорным платам нагрузок, усредненные по результатам нескольких измерений. Прогибы гидроопор АН под действием номинальных статических нагрузок ограничены заданным диапазоном в 5-6 мм. Нагрузочные характеристики АН = f(P) достаточно линейны. Испытания полых гидроопор (обечаек) показали жесткость на 3-5% меньше по сравнению с жесткостью штатных (заполненных) гидроопор.

A/f, мм х

- /

-Образец №30 ^—Образец №28

- у - -1

400 500 600 700 800 900 1000 1100 1200 1300

Рис. 4.1. Статическая жесткость опытных образцов гидроопор с номинальной статической нагрузкой Р0=900Н (ОГ 90)

АН, мм

Рис. 4.2. Статическая жесткость опытных образцов гидроопор с номинальной статической нагрузкой Р0=1200Н (ОГ120)

Д Н, мм

14Ь

Рис. 4.3. Статическая жесткость опытной гидроопоры с номинальной статической нагрузкой Р0=ЗОООН (ОГ 300)

4.1.3. Испытания на циклические нагрузки.

В гидроопорах, находящихся под действием циклических нагрузок, проявляется связь между приложенными силами и деформациями, которая характеризуется петлей гистерезиса. Эта характеристика показывает степень структурного демпфирования гидравлических виброопор, т. к. энергия, рассеиваемая за один цикл колебаний вследствие внутреннего трения в обечайке и гидросистеме опоры, пропорциональна площади петли гистерезиса при заданной скорости нагружения.

На рис.4.4-4.6. изображены экспериментально полученные петли гистерезиса опытных образцов гидроопор трех модификаций - ОГ 90, ОГ 120, ОГ 300.

Испытания на циклические нагрузки (гистерезис) проводились после предварительного нагружения гидравлических виброопор по методике, приведенной в п. 4.1.2. Далее, для снятия петли гистерезиса, гидроопоры нагружались с одинаковыми скоростями, составляющими 4 мм/мин, которые были минимально возможны'для машин МИП-100, МИП-500, Р-5 ГОСТ 785584, используемых при проведении испытаний.

4.2. Динамические исследования гидравлических виброопор в стендовых условиях

4.2.1. Цель проведения испытаний

Определяющим положением при разработке эффективной гидравлической виброопоры является системный подход к выявлению основных аргументов, влияющих на качество гидравлической виброопоры, и поиск средств обеспечения их регулирования (изменения). Спектр качественных показателей гидравлической виброопоры включает в себя значение резонансной частоты, значение амплитуды на резонансной частоте, интегральный эффект от применения гидравлической виброопоры во всем диапазоне частот. Поскольку все указанные показатели содержатся в амплитудно-частотной характеристике, то последняя является основной при оценке эффективности разработки. Оценка эффективности гидравлических виброопор проводилась методом сравнения амплитудно-частотных характеристик. АН, мм

Рис. 4.4. Петля гистерезиса гидравлической виброопоры модификации ОГ 90 образец №30)

А Н, мм

Рис. 4.5. Петля гистерезиса гидравлической виброопоры модификации ОГ120 образец №48)

АН, мм

Рис. 4.6. Петля гистерезиса гидравлической виброопоры модификации

ОГЗОО

Первоначальной (основной) базой для сравнения являлись характеристики существующих (применяемых) резинометаллических демпферов. Эти характеристики демпферов для каждого класса автомобиля известны и многократно проверены.

Кроме того, определялись углы потерь и фазочастотные характеристики гидроопор. По углам потерь оценивалось структурное демпфирование конструкций (чем больше угол потерь, тем лучше демпфирование), а фазочастотная характеристика давала информацию о более точной величине резонансной частоты и о добротности гидроопоры (по плавности наклона характеристики) [62].

4.2.2. Оборудование и порядок проведения испытаний

Специальная установка для проведения экспериментальных стендовых исследований была собрана в следующем составе: собственно вибростенд ВЭДС электродинамического типа; испытуемого объекта - гидравлической виброопоры или другого виброизолятора; нагрузочной массы; * измерительной аппаратуры. Структурная схема экспериментальной установки приведена на рисунке 4.7.

Рис.4.7. Схема экспериментальной установки

На этой схеме представлены: 1 - вибростенд типа ВЭДС, 2 - задающий генератор, 3 - блок управления и контроля, 4 - испытуемый объект (гидравлическая виброопора), 5 - нагрузочная масса, 6 - первичные преобразователи вибросигнала (пъезоакселерометры), 7 - блок анализа выходного вибро сигнала.

Справа приведена выходная характеристика вибростенда.

Испытания проводились, как правило, при трех значениях входного сигнала - 10 м/с2 (lg), 20 м/с2 (2g), 30 м/с2 (3g) с нагрузочной массой 11 кг. Частота вибросигнала изменялась от 10 до 150 Герц. Каждое испытание многократно дублировалось.

В качестве первичных преобразователей входного и выходного сигналов использовались акселерометры типа 4366 и 4368 фирмы Брюль и Къер с рабочим частотным диапазоном 0,2-5000 Гц и резонансной частотой 42 кГц, а также бесконтактные ультразвуковые измерители виброперемещений [63], с помощью которых контролировались показания акселерометров, при этом в качестве информативного параметра служил фазовый сдвиг между излученным и отраженным сигналами [64].

Общая погрешность экспериментальной установки составляла не более 5% (с учетом погрешностей входящих элементов).

4.2.3. Результат исследований по выбору рабочей жидкости для гидроопор

Исследования на предварительном этапе разработки проводились с различными рабочими жидкостями, включая трансформаторные и другие масла по ОСТ 38.154, глицерин, тосол А40М ТУ 6-02-751, этиленгликоль ГОСТ 10164-75 и воду, при одних и тех же конструктивных составах гидравлических виброопор.

Вода, хотя и не удовлетворяющая по температурному диапазону работы гидроопор, была применена в исследованиях для выработки коэффициентов сравнения (подобия) с другими жидкостями с целью удешевления последующих экспериментальных работ.

В качестве сравнительного критерия использовался коэффициент демпфирования § по следующей процедуре:

• экспериментально определялись амплитудно-частотные характеристики образцов гидроопор;

• определялась ширина резонансного пика колебаний в тех точках кривой для динамических перемещений, в которых динамические перемещения составляли некоторую долю резонансных динамических перемещений системы. Эта доля была выбрана равной 1/л/2 и ширина полосы резонансной амплитуды составляла « 3 дБ, поскольку амплитудный коэффициент 1/V2 характеризовал уменьшение амплитуды в децибелах

3 = 201g-)= = -3.01 дБ (4.1) л/ 2

• зная резонансную и трехдецибельные частоты коэффициент демпфирования определялся из выражения [65]

Лео

О. 2£ (4.2)

Это выражение справедливо по следующим соображениям. При действии возбуждающей колебания силы F- cos cot на систему, состоящую из тела массой т, прикрепленного к пружине с жесткостью к, при наличии демпфирования, создаваемого классическим способом с помощью вязкостного элемента, так, что сила сопротивления пропорциональна скорости перемещения, в ней (системе) возникают перемещения \\>(t), описываемые уравнением mw(t) + cw(t) + kw(i) = F cos cot (4-3)

Частным решением этого уравнения является

Fcos(cot-£) р 17т 2\2 2 2 (4*4) yj^k-mco ) +00 с

Откуда

Wp F

4.5)

J(k-mco2)2 + co2c2 ' тогда m 2km

Подставляя значение резонансной частоты в общее решение исходного уравнения

4-тг—тз—Г7' (4'7> к -тсо ) + со с получим амплитуду w (4 8) рез (2с/2у[кт)(\ - с11 Акт)1'2 V ' '

Приравнивая (4) к выражению (7), умноженному на 1/V2, при резонансе получим

1 (4 9)

1 -(mco2/k)f+cW/k (cnl 4hn)4\-c21 Акт

Решение этого квадратного уравнения при с2/Акт «1 будет а>1 2 л/т/ к = 1 ± —---- (4.10)

2 у/km

Откуда

А со со2 - со, 2£ 2£ • Ю,» 24km

• Результаты сводились в таблицу, строились графики зависимостей коэффициентов демпфирования различных жидкостей от величины входных возмущений и анализировались. Результаты значений коэффициентов демпфирования сведены в таблицу 4.1.

Графическая зависимость коэффициентов демпфирования от величины входных возмущений, определенных по резонансам амплитудно-частотных характеристик, для различных заполнителей гидроопоры модификации ОГ 200 | = F(g)приведена на рис.4.8.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Ложкин, Федор Владимирович, 2002 год

1. Диментберг Ф.М., Фролов К.В. Вибрация в технике и человек. М., Знание, 1987.

2. Янг С., Эллисон А. Измерение шума машин / Перевод с англ. А.Н. Холомеева-М.: Энергоатомиздат, 1988 144с.: изд.; 21см

3. Беляковский Н.Г. Конструктивная амортизация механизмов, приборов и аппаратуры на судах. Л., Судостроение, 1965.

4. Тольский В.Е., КорчемныйЛ.В., Латышев Г.В., Минкин Л.М. Колебания силового агрегата автомобиля. М., Машиностроение, 1976.

5. Певзнер Я.М., Гридасов Г.Г., Конев А.Д., Плетнев А.Е., Колебания автомобиля. М., Машиностроение. 1979.

6. Нюнин Б.Н., Бочаров Н.Ф. Основные источники инфразвука в легковом -автомобиле. //Автомобильная промышленность, 1983, №4.

7. Чернышев Г.Д., Семенов Г.И., Чудаков Л.К., Романов Е.П. Динамические нагрузки в зоне соединения двигателя и коробки передач. //Автомобильная промышленность, 1975, №5.

8. Латышев Г.В., Тольский В.Е. Изгибные колебания силовой передачи и шум в кузове легкового автомобиля. //Виброакустика автомобиля. Куйбышев, 1982.

9. Завьялов В.Б., Куликовский Г.К., Тютин В.А. Расчетное исследование изгибных колебаний трансмиссии легкового автомобиля. //Автомобильная промышленность, 1979, №8.

10. Тарасов А.Я. Влияние резонансных изгибных колебаний силового агрегата на поломки картерных деталей. //Автомобильная промышленность, 1981, №3.

11. Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля. М., Машиностроение, 1972.

12. Латышев Г.В. Исследование вибрационных напряжений в картерных деталях силового агрегата автомобиля. //Труды НАМИ, 1970, №123.

13. Тольский В.Е. Виброакустика автомобиля. М., Машиностроение, 1988.

14. Ляпунов В.Т., Лавендел Э. Э., Шляпочников С.А. Резиновые виброизоляторы. Л., Судостроение, 1988.

15. Новые вибропоглащающие покрытия и их применение в промышленности. -JL: ЛДНТП, 1982

16. Применение средств вибропоглощения и виброгашения в промышленности и на транспорте —Л.: ЛДНТП, 1985

17. Акустическая изоляция помещений и оборудования в промышленности и на транспорте. Л.: ЛДНТП, 1987

18. Вибрации в технике. /Справочник под редакцией К.В. Фролова в шести томах, Т.6., М., Машиностроение, 1981.

19. Дербаримдикер, А.Д. Графоаналитические методы расчета и подбора дросселирующих систем гидравлических устройств подвесок автомобилей М.: Отд. науч. техн. информации, 1962.

20. Дербаримдикер, А.Д. Гидравлические амортизаторы автомобилей. М. Машиностроение", 1969

21. Дербаремдикер А.Д. Амортизаторы транспортных машин. 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1985. - 199с., ил.; 20см.

22. Певзнер Я.М., Горелик A.M. Пневматические и гидропневматические подвески. М.: Машгиз, 1963

23. Турецкий В.В., Мазин Л.С. О предельных возможностях виброзащиты при учете инженерных свойств амортизаторов. Машиноведение, 1973, №1.

24. Динамические свойства линейных виброзащитных систем. Коллектив авторов. М.: Наука, 1982.

25. Фролов К.В., Тэнг Югенг, Аббакумов Е.И., Синев А.В., Гидроупругая технология виброизоляции прогрессивное направление в виброзащите мобильных машин. Аналитический обзор. //Приводная техника, 2000, №6.

26. Bermuchon М. A new generation of engine mounts. //Proceeding of SAE noise and vibration conference, 1984 № 840259.

27. Kazuto Seto and Katsumi Sowatari, Akio Nagamatsu. Optimum design method for hydraulic. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1991 №911055.

28. Thomas J. Royston and R. Singh. Study of nonlinear hydraulic engine mounts focusing on decoupler modeling and design. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1997 № 971936.

29. Wallace C. Flower. Understanding hydraulic mounts for improved vehicle noise, vibration and ride qualities. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1985 № 850975.

30. Thomas J. Royston and Rajendra Singh. Period's response of nonlinear engine mounting system. //Proceedings of SAE noise and vibration conference 1995. №951297.

31. Steve J. Gan and Jeffry D. Cotton. Experiment study and modeling of hydraulic mounts and engine system. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1995 №951348.

32. Kohito Kadomatsu. Hydraulic mount for stock isolation at acceleration on the FWD cars. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1989 №891138.

33. R. Matthew Brach and Aian G. Haddow. One the dynamic response of hydraulic engine mounts. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1993 №931328.

34. G. Kim and R. Sigh. Nonlinear analysis of automotive hydraulic engine mount. //ASME J. of dynamic system measurement and control. 1996,115.

35. John Bretl. Advancements in computer simulation methods for vehicle noise and vibration. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1995 №951252.

36. Kern G. und andere. Computerunterschtutzte Auslegung von hydraulic geparten Grummilager. //Automobiltechnische Zeitschrift. 94 (1992) 9.

37. Andre Gennensseaux. A new generation of engine mounts. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1995 №951296.

38. Патент Германии №3612436 MKU F16F13/00, публ. от 15.10.87.

39. Патент Германии №4205229 MKU F16F13/00, публ. от 02.09.93.

40. Патент Германии №4126673 MKU F16F13/00, публ. от 25.02.93.

41. Патент Германии №4117130 MKU F16F13/00, публ. от 26.11.92.

42. Патент Германии №4027808 MKU F16F13/00, публ. от 30.04.92.

43. Патент США №5393041 Int. CI. F16F 11/00, публ. 28.02.95.

44. G. Ducloe. An external tunable hydraulic mounts which uses Electro-Rheological fluid. //Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1987 №870963.

45. Патент США №6029783 Int. CI. F16F 15/03, публ. 29.02.2000.

46. Andre Gennensseaux. Research for new vibration isolation technique from hydro-mounts. Proceedings of SAE noise and vibration conference, 1993 №931324.

47. Акименко С.И., Глумин В.Б., Гордеев Б.А., Образцов Д.И. Упругая опора. Авторское свидетельство СССР №1654617, бюл. №21, 07.06.91.

48. Гордеев Б.А., Образцов Д.И., Глумин В.Б., Новожилов М.В. Опора. Авторское свидетельство СССР №1732076, бюл.№17, 07.05.92.

49. Гордеев Б.А., Образцов Д.И., Юдин В.А., Поташев О.А. Виброизолирующее устройство. Авторское свидетельство СССР №1779843, бюл. №45, 07.12.92.

50. Гордеев Б.А., Образцов Д.И. Виброизолирующая подвеска силового агрегата автомобиля. //Автомобильная промышленность, 1990, №6.

51. Гордеев Б.А., Образцов Д.И., Новожилов М.В. Применение диссипативных элементов в виброопорах силовых агрегатов машин. Горький, Препринт ГФ ИМАШ АН СССР, 1989.

52. Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А., Ложкин Ф.В. Гидравлическая виброопора. Авторское свидетельство на полезную модель №16532, №1, 10.01.2001.

53. Гордеев Б.А., Весницкий А.И., Марков В.И., Аббакумов Е.И. Гидравлическая виброопора. Патент РФ №2104424, бюл. №4, 10.02.1998.

54. Потураев В.Н. Резиновые и резинометаллические детали машин. М., "Машиностроение", 1966, 299 с.

55. И.С. Громека, К теории движения жидкости в узких цилиндрических трубках, Соб. соч., Изд. АН. СССР, 1952, стр. 149-171.

56. П. Лямбоси, Вынужденные колебания несжимаемой вязкой жидкости в жесткой горизонтальной трубе, в сб. "Механика", вып. 3, ИЛ, М., 1953, стр. 67-77.

57. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. М., Наука, 1987.

58. Н.А. Слезкин, Динамика вязкой несжимаемой жидкости, Гостехиздат, М., 1955.

59. Горелик Г.С. Колебания и волны. Л., Государственное издательство технико-теоретической литературы, 1950.

60. Гордеев Б.А., Золин В.В., Беленова Н.А. Особенности использования ультразвукового фазового метода в задачах виброметрии. //Метрология, 1986, №10.

61. Гордеев Б.А., Ложкин Ф.В. Погрешность измерения параметров вибрации ультразвуковыми методами. // Международная научно-техническая конференция "Испытания материалов и конструкций". Н. Новгород, 2000.

62. Гордеев Б.А., Аббакумов Е.И., Куклина И.Г., Ложкин Ф.В. Расчет динамических характеристик гидравлических виброопор.// Международная научно-техническая конференция "Испытания материалов и конструкций". Н. Новгород, 2000.

63. Гордеев Б.А., Ложкин Ф.В. Погрешность измерения параметров вибрации ультразвуковыми методами. // Международная научно-техническая конференция "Испытания материалов и конструкций". Н. Новгород, 2000., с.38

64. Гордеев Б.А., Аббакумов Е.И., Ложкин Ф.В. Статические и динамические испытания гидравлических виброопор.// Международная научно-техническая конференция "Испытания материалов и конструкций". Н. Новгород, 2000.1. ZiZ

65. Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А., Куклина И.Г., Ложкин Ф.В. Расчет динамических характеристик гидравлических виброопор. // Сборник докладов. "8ая Международная научно-техническая конференция по динамике и прочности автомобиля". Москва, 2000.

66. Гордеев Б.А., Аббакумов Е.И., Ложкин Ф.В. Экологические требования к современному автомобильному транспорту.// Всероссийская конференция "Необратимые процессы в природе и технике". МГТУ, 2001.

67. Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А., Ложкин Ф.В., Синев А.В. Предварительная оценка статической жесткости обечаек гидроопор силовых агрегатов.// Проблемы машиностроения и надежности машин. 2001, №3.

68. Аббакумов Е.И., Гордеев Б.А., Ерофеев В.И., Синев А.В., Ложкин Ф.В. Исследования гидравлических виброопор с различными рабочими жидкостями.// Проблемы машиностроения и надежности машин. 2002, №2, с 33-36.1. ZIj

69. УТВЕРЖДАЮ ^енн45^|§ральный Директор СЮО ИНЦо/ ТЕХНиЗРгшш\ ИИЖЕНв5й1. XoV Декабря 2000 г.

70. НЕЧЕРНОЗЕМЬЯ" В.Н. Батанов1. АКТ ~внедрения в опытное производство гидравлических виброопор длягашения вибрации некоторых видов сельхозмашин

71. Предполагается серийное производство гидроопор с годовым объемом 80 тысяч штук.

72. От Нф ИМАШ РАН Руководитель разработки Б.А. Гордееву1. Г'1. Главныйлшыструктор1. Я.Б. Письман2000 г.1. СОГЛАСОВАНО1. УТВЕРЖДАЮ

73. FrroDULifj ггчмгрийп ТТлгп* *лтио "Qj^Q1. Директор НО В ШШ1. Е.С. Ерилиндекабря 2000 г.1. АКТвнедрения в опытное производство гидравлических виброопор для демпфирования колебаний виброактивного оборудования электровозов В Л 80с

74. В настоящее время проводятся работы по внедрению указанных гидроопор в серийное производство применительно к электровозам ВЛ 80с.

75. От НФ ИМАШ РАН От Локомотивного депо

76. Руководитель разработки, к.т.н. "Горький-Сортировочный"1. ЛЛ"декабря 2000 г.1. Б.А. Гордеевf^K^J Л.В- Мазур " ^Г "декабря 2000 г.аль. г t1. Главный технолог1. А.В. Гришагиндекабря 2000 г.