Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор конструктивных решений, применяемых для снижения вибрационной нагруженности ДВС 28
1.1. Способы уравновешивания ДВС 28
1.2. Использование дополнительных балансировочных валов для 4-х цилиндровых 4-х тактных ДВС
1.2.1. Механизм Ланчестера 30
1.2.2. Механизм Mitsubishi 33
1.3. Использование дополнительных балансировочных валов для 2-х цилиндровых 4-х тактных и одноцилиндровых двухтактных ДВС 37
1.3.1. Двухвальный механизм 40
1.3.2. Одновальный механизм 40
1.4. Привод механизмов уравновешивания 43
Выводы 44
Глава 2. Теоретическое исследование инерционных и газовых сил в механизме 2-х цилиндрового 4-х тактного ДВС 46
2.1. Начальные данные для исследования 46
2.2. Кинематика кривошипно-шатунного механизма 48
2.3. Динамика кривошипно-шатунного механизма
2.3.1. Общие сведения 55
2.3.2. Давление в цилиндре действующее на поршень 58
2.3.3. Движущая сила в КШМ 61
2.3.4. Приведение масс движущихся деталей КШМ 64
2.3.5. Силы и моменты от сил инерции вращающихся масс в КШМ
2.3.6. Силы и моменты от сил инерции поступательно движущихся масс в КШМ 75
2.3.7. Крутящий и реактивный моменты в КШМ ДВС 84
2.4. Критерии допустимой неуравновешенности двигателей 107
Выводы 114
Глава 3. Методика расчета и оценки эффективности работы двухввального механизма уравновешивания 115
3.1. Уравновешивание сил инерции поступательно движущихся масс в КШМ 115
3.2. Уравновешивание реактивного момента 119
3.3. Определение габаритных размеров противовесов балансировочных валов 123
3.4. Эффективность работы механизма уравновешивания 127
3.5. Определение снижения внутреннего шума автомобиля с примененным двухвального механизма уравновешивания в двигателе 133
Выводы 135
Глава 4. Экспериментальное исследование снижения шума путем применения механизма уравновешивания в ДВС на примере двигателя ВАЗ 11113 автомобиля «ОКА» 137
4.1. Цель испытаний 137
4.2. Объект испытаний
4.2.1. Автомобиль СеАЗ-11113 137
4.2.2. АвтомобильСеАЗ-11113(01)
4.3. Средства измерений и регистрации 140
4.4. Условия проведения испытаний 141
4.5. Методы измерения шума 142
4.6 Измерение шума при разгоне 142
4.7. Измерение шума при движении автотранспортного средства с постоянной скоростью 143
4.8 Измеряемые значения 143
4.9 Результаты испытаний 144
4.9.1. Оценка результатов испытаний автомобиля Се A3-11113 144
4.9.1.1. Измерение шума при разгоне 144
4.9.1.2. Измерение шума при движении автотранспортного средства с постоянной скоростью 146
4.9.2. Оценка результатов испытаний автомобиля СеАЗ 11113(01) 147
4.9.2.1. Измерение шума при разгоне 147
4.9.2.2. Измерение шума при движении автотранспортного средства с постоянной скоростью 148
4.9.2.3. Замечания выявленные при проведении испытаний 148
4.10. Анализ результатов испытаний 149
Выводы 151
Заключение 152
Библиографический список
- Использование дополнительных балансировочных валов для 2-х цилиндровых 4-х тактных и одноцилиндровых двухтактных ДВС
- Динамика кривошипно-шатунного механизма
- Уравновешивание реактивного момента
- Условия проведения испытаний
Введение к работе
з
Актуальность На водителя автомобиля действует общая вибрация при колебаниях всего автомобиля и местная - от органов управления Колебания передаваемые человеку, вызывают повышенную утомляемость, что приводит к снижению внимания водителя и может привести к ДТП
Исходя из этого, предельные значения уровней вибрации и шума оговорены в различных нормативных актах стран-импортеров и производителей автомобильной техники Выполнение этих норм является обязательным требованием для заводов изготовителей Ввиду жестких требований, предъявляемых нормативными документами к легковым автомобилям по уровню вибрации и шума, возникает проблема снижения их вибронагруженности
Таким образом, разработка эффективных мер по снижению вибронагруженности двигателей относится к одной из важных научно-технических и практических проблем отечественного и зарубежного автомобилестроения, поэтому задача решения этой проблемы является в настоящее время актуальной, что в свою очередь подтверждает актуальность диссертационной работы
Существует два основных способа снижения интенсивности колебаний передающихся от двигателя на корпус мобильной машины Первый представляет собой уравновешивание сил инерции и моментов в двигателе Второй предусматривает установку между двигателем и корпусом машины виброизолирующих устройств (резинометаллических блоков, гидроопор), заключение двигателя в звукоизолирующую оболочку, обработку машины (кузова автомобиля) звукоизолирующими и вибродемпфирующими материалами
В настоящей диссертационной работе рассмотрен первый путь, на котором идет борьба с причиной возникновения вибраций и шума за счет применения механизмов уравновешивания
Цель диссертации Снижение вибрационной нагруженности поршневых двигателей внутреннего сгорания мобильных машин путем применения механизмов уравновешивания
Идея работы заключается в том, что поставленная цель достигается на основе решения следующих основных задач
обзор типов существующих конструктивных решений для уравновешивания двух- и четырехцилиндровых поршневых двигателей внутреннего сгорания (ДВС),
исследование кинематических и динамических процессов происходящих
4 в поршневых ДВС, определение неуравновешенных сил инерции в кривошип-но-шагунном механизме (КШМ),
исследование пульсаций реактивного момента от сил инерции и давления газов при различных режимах работы двигателя,
разработка методики расчета массово-геометрических параметров механизма уравновешивания для снижения как вибрационных составляющих сил инерции так и пульсаций реактивного момента,
разработка методики определения эффективности работы механизма уравновешивания при различных режимах работы двигателя,
получение экспериментальных данных по применению механизма уравновешивания
Методы исследования:
Решение поставленных в данной работе задач стало возможным благодаря известным достижениям теории механизмов и маышн, теоретической механики и теории колебаний и не противоречит их положениям Решение всей цепи поставленных задач стало возможным за счет применения современного программного комплекса MathCAD
Научные положения выносимые ни защиту:
виброактивность силового агрегата определяется основным образом силами инерции и реактивным моментом от сил инерции и давления газов,
основная гармоника, которая должна быть погашена, зависит от тактно-сти и числа цилиндров двигателя,
снижение динамической нагруженное многоцилиндрового ДВС мобильных машин применением уравновешивания с помощью балансировочных валов
Научная новизна работы'
рассмотрены двухвальный и одновальный механизмы уравновешивания двухцилиндрового ДВС и разработана методика расчета массово-геометрических параметров двухвального механизма уравновешивания с определением эффективности уравновешивания при различных режимах работы двигателя, разработана методика расчета сил инерции и реактивного момента от сил инерции и давления газов возникающих в рядных ДВС,
установлено (при помощи разработанной математической модели), что полное уравновешивание реактивного момента от сил инерции и давления газов с использованием двухвального механизма уравновешивания осуществля-
5 ется только на одной частоте вращения коленчатого вала двигателя (частоте настройки), которая изменяется в зависимости от уровня использования мощности двигателя,
получены экспериментальные данные по применению механизма уравновешивания, которые показывают эффективность применения механизмов уравновешивания
сформулированы общие принципы решения проблемы снижения вибрационной нагруженности силового агрегата автомобиля и других мобильных машин за счет установки в их двигатель механизма уравновешивания, что позволяет определить направление дальнейшего развития исследований по данной проблеме
Практическая ценность работы'
предложены двухвальный и одновальный механизмы уравновешивания двухцилиндровых ДВС, использование которых позволяет снизить вибрационные нагрузки двигателя в определенном диапазоне частот вращения коленчатого вала в несколько раз, разработана методика их расчета,
разработанная методика определения массово-геометрических параметров двухвального механизма уравновешивания для двигателя (ВАЗ - 1111) может быть применена для определения параметров двухвальных и одновальных механизмов с целью использования в других рядных четырехтактных двухцилиндровых, и двухтактных одноцилиндровых двигателях (бензиновых и дизельных),
рассмотренные двухвальный и одновальный механизмы уравновешивания могут быть рекомендованы к практическому применению в двигателях отечественных автомобилей и мобильных машин
Реализация результатов работы Рекомендации результатов работы переданы на ОАО «Серпуховский автомобильный завод» От ОАО «СеАЗ» получена справка об использовании результатов работы на этом предприятии
Апробация работы Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались на XVI, XVII, XVIII и XIX конференциях молодых ученых и студентов по проблемам машиноведения «МИКМУС» (г Москва, 2004, 2005, 2006 и 2007 г г, ИМАШ РАН), Девятой международной научно-технической конференции по динамике и прочности автомобиля (г Москва, 2005 г, ИМАШ РАН), VII всероссийской научной конференции «Нелинейные колебания механических систем» (г Н Новгород, 2005 г., ННГУ им
Н И Лобачевского), XV Симпозиуме «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем» (г Звенигород, 2006 г), II международной конференции «Альтернативные источники энергии для больших городов» (г Москва, 2006 г), 7-ой специализированной выставке «Изделия и технологии двойного назначения Диверсификация ОПК» (г Москва, 2006 г), Всероссийской научно-практической конференции молодых ученых «Российский автопром теоретические и прикладные проблемы механики и машиностроения» (г Москва, 2007 г, ИМАШ РАН)
Публикации По теме диссертационной работы опубликовано 16 печатных работ
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, и списка литературы Объем работы 162 страницы машинописного текста, в том числе 61 рисунок, 5 таблиц и библиографический список из 97 наименований
Использование дополнительных балансировочных валов для 2-х цилиндровых 4-х тактных и одноцилиндровых двухтактных ДВС
Механизм Ланчестера (Рис. 1.1.) был запатентован в 1911 году [63], он состоит из системы балансировочных валов вращающихся с частотой вращения коленчатого вала, которые будут полностью уравновешивать силы инерции поступательно движущихся масс, а противовесы на коленчатом валу полностью уравновешивать силы инерции вращающихся масс. Но та часть сил и моментов сил инерции, которая будет уравновешена этими валами, будет уравновешена только внешне, нагрузка же от этих сил и моментов на подшипники коленчатого вала останется неизменной.
Механизм Ланчестера применяется в рядных четырехцилиндровых четырехтактных двигателях внутреннего сгорания для уравновешивания сил инерции поступательно движущихся, масс второго порядка (Рис. 1.2.). Данный механизм состоит из двух вращающихся в противоположные стороны балансировочных валов, оси которых параллельны оси колленчатого вала и отстоят друг от друга по горизонтали на определённом расстоянии, которое определяется конструкцией и габаритными размерами блока цилиндров. Частота их вращения» равна частоте вращения колленчатого вала, умноженной на порядок гармоники силы инерции которую необходимо уравновесить (в данном случае рассмотрен механизм Ланчестера, который уравновешивает силу инерции второго порядка, то есть валы вращаются с частотой в два раза большей я
Рис. 1.2. частоты вращения коленчатого вала). На этих валах установлены противовесы создающие центробежные силы инерции Fyi вертикальные составляющие которых уравновешивают силу инерции поступательно движущихся масс А:-го порядка Fk, а горизонтальные составляющие уравновешивают друг друга [40, 80]. Уравновесить силы и моменты сил инерции второго, четвертого и более высокого порядка возможно валами Ланчестера, которые вращаются соответственно в два, четыре и более раз быстрее, чем коленчатый вал.
Уравновесить не только силы инерции поступательно движущихся масс, но и реактивный момент от сил инерции и от газовых сил различных порядков возможно только применением системы определенным образом расположенных валов. Такая конструкция (рис. 1.3) была предложена и запатентована фирмой Mitsubishi в 1974 году [64]. Она уравновешивает силу инерции и синусную и косинусную составляющие реактивного момента различных (но одновременно одинаковых между силой и моментом) порядков. На рис. 1.3, 1.4. порядок к = 2.
Эта система состоит из двух валов на которых установлены противовесы создающие центробежные силы инерции Fy (Рис. 1.З.). Валы в этой схеме удалены друг от друга по вертикали на расстояние h, а по горизонтали на расстояния а и Ъ от оси коленчатого вала и d друг от друга. Вертикальные составляющие центробежных сил инерции противовесов обоих валов создают результирующую силу Fz приложенную на расстоянии с от оси коленчатого вала, которая уравновешивает силу инерции поступательно движущихся масс к-го порядка Fk, и создаёт на плече с момент Му, который в свою очередь уравновешивает косинусную составляющую реактивного момента Мр, а горизонтальные составляющие на плече h создают момент уравновешивающий синусную составляющую реактивного момента М . Частота вращения валов равна ко . Расстояния и с определяются расчётом. Расстояния а, Ь, и d, в принципе, могут быть любыми, однако они будут ограничиваться габаритами двигателя, и размерами подкапотного пространства. При этом должны выполняться следующие зависимости: d = а + b, а = d/2 + с, Ъ = d/2 — с.
Уменьшить пульсации крутящего момента, а следовательно1 и реактивного можно путём увеличения числа цилиндров. Так, в восьми и двенадцатицилиндровых двигателях крутящий момент мало отличается от своего среднего значения за цикл работы двигателя. Однако это не всегда возможно и с экономической точки зрения не выгодно.
В действительности рабочий цикл в. разных, цилиндрах, а значит, зависимость давления газов в цилиндрах, а также крутящего момента и следовательно реактивного момента от угла поворота коленчатого вала оказываются неодинаковыми. Это связано с технологическими и эксплуатационными факторами.
К технологическим факторам относятся различия в степени сжатия в цилиндрах одного двигателя, возникающие в следствие различия линейных размеров, неточность заклинивания кривошипов, различия в законах подачи-топливовоздушной- смеси из-за неточностей регулировок и т.д. Поэтому необходимо стремиться к более точному соответствию размерам, регулировкам и т.д., что в свою очередь будет способствовать созданию более равномерных крутящих моментов в-каждом цилиндре по1 отношению друг к другу, а следовательно уменьшению пульсаций реактивного момента двигателя.
Динамика кривошипно-шатунного механизма
В двигателях внутреннего сгорания возвратно-поступательное движение поршня преобразуется во вращательное движение коленчатого вала посредством кривошипно-натунного механизма (КШМ).
КШМ может быть центральным, когда оси коленчатого вала и цилиндров лежат в одной плоскости или смещенным (дезаксиальным), когда оси коленчатого вала и цилиндров лежат в разных плоскостях. Дезаксиальный механизм может быть получен также и за счет смещения оси поршневого пальца. В рассматриваемом двигателе КШМ является центральным.
При кинематическом анализе устанавливают законы движения звеньев КШМ, и в первую очередь поршня и шатуна.
За исходное принимают положение поршня в верхней мертвой точке (точка В]) (рис. 2.1), а направление вращения коленчатого вала по часовой стрелке. При этом для выявления законов движения и аналитических зависимостей устанавливают наиболее характерные точки. Для центрального механизма такими точками являются ось поршневого пальца (точка В), совершающая вместе с поршнем возвратно-поступательное движение вдоль оси цилиндра, и ось шатунной шейки кривошипа (точка А), вращающаяся вокруг оси коленчатого вала О. [21,22,48]
Для определения зависимостей кинематики КШМ введем следующие обозначения: / - длина шатуна; г к - радиус кривошипа; Я - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна. = у. (2-І) Для современных автомобильных и тракторных двигателей величина Я = 0.25-0.31. Для высокооборотных двигателей с целью уменьшения сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс применяют более длинные шатуны, чем для малооборотных. Для настоящего двигателя X = 0,29. /? - угол между осями шатуна и цилиндра, величина которого определяется по следующей зависимости: Р = arcsin(A sin ф). (2.2)
Наибольшие углы /? для современных автомобильных и тракторных двигателей составляют 12-18. Перемещение (путь) поршня будет зависеть от угла поворота коленчатого вала и определяться отрезком Х{см. рис. 2.1), который равен: Х = ВВ1= ВхО = В,0 - {ВАХ +А.О). Из треугольников А]АВ и OAjA следует, что ВА} =/cos/?; AlO = rkcoscp. Учитывая, что BiO = l + rk, получаем: X-l + rk - (rk cos p +1 cosР) = I + гк -rA(cos#4—cos/?) = = rk(— + l-(cos p + jcosfi). Из прямоугольных треугольников А]АВ и А {ОА устанавливаем, что AxA = rks\rup\ АХА -I sin р. Y Откуда sin Р = — sin р = Я sin р. Найдем cos/?: cos/7 = -у/1 - sin2 р = -у/1 - Я2 sin2 (р = 1—Я2 sin2 (р Л4 sin4 (р-..., Значения X малы по сравнению с единицей, можно для обычных расчетов в этом ряду ограничиваться двумя первыми членами. Действительно, при Я = 0,29 и sina = l получаем cos/? = 1-0.051-0.0013-... Как видим, максимальная погрешность при отбрасывании третьего члена ряда будет около 0,1%. Таким образом, можно принять, что: cos В =« 1—Л2 sin2 ю 2 то, подставив полученные выражения в формулу для перемещения поршня, получим: X = rk{— + l-(cos# + — (1—Л2 sin2 (p) = rk(l-cos(p +—Asm2 р). Л Л 2 2 . 2 l-cos2# Так как sin (р —, то X = rk({\-cos(p) + -A(l-Qos2(p)). (2.3) Полученное уравнение характеризует движение деталей КШМ в зависимости от угла поворота коленчатого вала и показывает, что путь поршня можно условно представить состоящим из двух гармонических перемещений: Х = ХХ+Х2, (2.4) где: Хх =rk{\-cosq))— путь поршня первого порядка, который имел бы место при наличии шатуна бесконечной длины; X2=rk—A(\-cos2(p)- путь поршня второго порядка, т. е. дополнительное перемещение, зависящее от конечной длины шатуна. На рис. 2.2. даны кривые пути поршня по углу поворота коленчатого вала. Из рисунка видно, что при повороте коленчатого вала на угол, равный
Уравновешивание реактивного момента
Сила инерции Fen поступательно движущихся масс КШМ одного цилиндра [1, 2, 22] направлена по оси этого цилиндра и изменяет свое направление на противоположное только вдоль этой оси: Fe=-mJ, (2.15) где: j - ускорение поршня.
Если бы шатун имел бесконечную длину, то возбуждение создаваемое поступательным движением частей, было бы просто гармонической силой, направленной вдоль оси цилиндра, с частотой в один цикл за оборот коленчатого вала, т. е. силой инерции первого порядка. Однако, вследствие того, что шатун обладает конечной длиной, сила инерции поступательно движущихся масс изменяется не синусоидально, а содержит ряд гармоник, частоты которых выражаются четными целыми числами, кратными числу оборотов двигателя в минуту. Таким образом, частоты этих высших гармоник силы инерции в 2, 4, 6 и т. д. раз больше числа оборотов в минуту коленчатого вала. Величина гармоник 4-го и более высоких порядков мала по сравнению с величиной гармоники 2-го порядка, поэтому на практике приходится рассматривать только 1-ый и 2-ой порядки сил инерции [40]. Вообще, силы инерции поступательно движущихся масс в любом цилиндре в момент изменения своего направления равны нулю при условии, что коленчатый вал вращается.
В многоцилиндровых рядных двигателях равнодействующие сил инерции поступательно движущихся частей — вертикальные силы, стремящиеся вызвать вертикальные колебания двигателя на подвеске или моменты относительно поперечной оси, стремящиеся создать продольную качку, или же и силы и моменты.
Если линия действия вертикальной переменной силы не проходит через центр тяжести установки, то и сила может, наряду с вертикальными колебаниями, вызывать продольную качку; когда формы колебаний связаны между собой, это возбуждение может также вызвать продольные колебания [40].
Подставляя в формулу (2.15) разложение в ряд Фурье уравнения ускорения поршня, которое представляет собой вторую производную уравнения движения поршня получают силу инерции поступательно движущихся масс Fen: Fm=-mrKa (cosq +А2 cos 2q +А4 cos 4р +А6 cos 6 р + ... +A coskp), (2.16) к а слагаемые этого выражения: Fl =mrKco2 cosq , (2.16a) F2=mrKa 2A2cos2 p, (2.166) Fk = mrK(D1Ak cos k p, называются соответственно силами инерции поступательно движущихся масс первого, второго, четвертого и т. д. к - го порядков в зависимости от коэффициентов при (р.
Зависимости коэффициентов Ак от параметра Л имеют вид [19]: А2 =Я + -Я3 + — Л5 + — Xі +..., (2.17) 2 4 128 512 Л. = X X X + ..., 4 16 64 1028 жб А= — Я5- — Л7+.... 128 512 Для определения сил инерции поступательно движущихся масс возьмём вспомогательные векторы Fi (/=1-2), равные по модулю F{ = тгка 2, и направим их по соответствующим кривошипам (рис. 2.14) [96]. Проектируя эти векторы на геометрические оси цилиндров, найдём неуравновешенные силы инерции первого и второго "порядков по величине и направлению.
Неуравновешенные силы инерции первого, второго, четвертого и вообще любого четного порядка направлены в одну сторону и приводятся для рассматриваемой машины к равнодействующим, линии действия которых проходят через среднюю точку коленчатого вала (при условии отсутствия отклонений массово-геометрических параметров от их заданных значений на чертежах).
Равнодействующая неуравновешенных сил к -го порядка для двух цилиндров будет равна сумме неуравновешенных сил инерции к - го порядка каждого цилиндра: Fk = 2тгко)2Ак cos kcpx. В базовом двигателе равнодействующие неуравновешенных сил первого и второго порядков неуравновешены.
Сила инерции к - го порядка поступательно движущихся масс одноцилиндрового двигателя с учетом того, что со = — определяется по Л2 формуле: (т F.=m г\ — V30y Ак cos к(р, Y Из формулы 2.17 для Я = — = 0,293 определим коэффициент Ак для силы инерции второго порядка (для силы инерции первого порядка Ак=1). Его значение равно 0,3. В расчётах сил инерции в зависимости от частоты вращения коленчатого вала значение угла р принимаем равным 0, то есть, когда значения сил инерции максимальны. В зависимостях сил инерции от угла поворота коленчатого вала значение частоты вращения коленчатого вала принимаем равным частоте при максимальной мощности п=5600 мин1.
Силы инерции первого и второго порядков поступательно движущихся масс одного цилиндра в зависимости от угла поворота коленчатого вала ср имеют вид: О) = 7,02103 cos р, (2.18) F2( ) = 2,106103cos2 p. (2.19) Силы инерции первого и второго порядков поступательно движущихся масс одного цилиндра в зависимости от частоты вращения коленчатого вала п имеют вид: .Р» = 2,2381(Г4гс2, (2.20) F2(H) = 6,71510-V. (2.21) Силы инерции первого и второго порядков от двух цилиндров направлены в одну сторону и.образуют результирующую, значение которых определяются по формулам (2.16а и 2.166) умноженным на число цилиндров z =2. С учётом численных значений параметров входящих в формулы (2.18), (2.19), (2.20), (2.21) получим зависимости от угла поворота коленчатого вала: i ) = l,404104cos , (2.22) F2(p) = 4,211103cos2 , (2.23) зависимости от частоты вращения коленчатого вала: i?(„) = 4,4771 (TV, (2.24) F2 {п) = 1,34310"4 п\ (2.25) Сила инерции поступательно движущихся масс двух цилиндров включающая все существующие порядки определяется.по формуле: ZF( )«7,02-103(cos + 0,3cos -l,687-10"3cos4 + l,516-10"5),(2.26) EF(w) = 5,8131(rV. (2.27) На рис.2.15а и 2.156 показаны зависимости от угла поворота коленчатого вала различных сил инерции создаваемых двумя цилиндрами: суммарной силы инерции ZF(rc) (без разложения на гармоники к- го порядка), силы инерции первого порядка F n), силы инерции второго порядка F2{ri). На рис.2.16 показаны, зависимости от частоты вращения коленчатого вала различных сил инерции создаваемых двумя цилиндрами: суммарной1 силы инерции Z F{n) (без разложения на гармоники к - го порядка), силы инерции первого порядка Fx (п), силы инерции второго порядка F2 (п). Умножая выражение (2.16) на величину / , представляющую собой расстояние между двумя противоположно направленными силами получим выражение для определения момента сил инерции поступательно движущихся масс:
Условия проведения испытаний
Провести исследования по внутреннему шуму автомобилей СеАЗ-11113, СеАЗ-11113(01) на соответствие требованиям ГОСТ Р 51616-2000 для определения положительного эффекта применения механизма уравновешивания в двигателе ВАЗ-11113.
Пробег до испытаний 12100 км, двигатель №0476816, шасси №50140924. Автомобиль в исходном состоянии укомплектован: - двигателем ВАЗ-11113 П, =0,75 л; Nmax =25,7 кВт при п ш, =5600 мин"1; 71 =54,5 Нм при «л к=3100 мин"; е=9,6, Двигатель оборудован механизмом уравновешивания. Схема механизма уравновешивания аналогична используемой в двигателях автомобилей «Дайхатсу Куоре» и «Субару Рекс». Механизм состоит из коленчатого вала, имеющего четыре противовеса; маховика с противовесом; шкива клинового коленчатого вала с противовесом и двух балансировочных валов с дисбалансами, вращающихся в одну и ту же сторону противоположную вращения коленчатого вала, с непосредственным приводом от косозубой шестерни, установленной-на заднем конце коленчатого вала. По сравнению с методом Ланчестера в этом- механизме отсутствует паразитная, шестерня привода балансировочных валов. Опорами уравновешивающих валов являются подшипники-качения; что позволяет снизить момент трения при низких температурах окружающей среды. Коленчатым валом и жестко связанными с ним деталями (маховиком и шкивом, клиновым коленчатого вала) уравновешивается 100% силы инерции вращающихся масс и 50% силы. инерции первого порядка поступательно движущихся масс. Балансировочными валами- уравновешивается 50% силы инерции первого порядка поступательно:движущихся масс. При« повороте коленчатого вала на 90 (сила инерции первого порядка равна нулю) балансировочные валы уравновешивают коленчатый вал в горизонтальной плоскости ввиду противоположного направления вращения, обусловленного кинематической схемой привода. [51]
Двигатель содержит, в частности: - зубчатый, ремень ГРМ профиля RPP, производства ОАО «БРТ» (г.Балаково), зубчатые шкивы профиля RPP; производства! ДААЗ (г.Димитровград); - ватт коленчатый 1111-1005020, дисбаланс в плоскостях,, проходящих через середины коренных шеек, первой 16838,9±50 г-мм, третьей 17459,25±50г-мм; - шкив коленчатого вала 11113-1005060-01 сплошной с противовесом без отверстий, дисбаланс 12630±50 г-мм; - маховик в сборе 11113-1005115, дисбаланс 13600,1±50 г-мм; - два вала балансировочных 11113-1005220, дисбаланс в контрольных плоскостях проходящих середины шеек, первой 6126,7±50 г-мм, второй 52191,8±50гмм; - шестерни балансировочных валов 1111-1005224, изготовленные из материала «арманид ПА-6 СВ 30-1», с зазором в зубчатом зацеплении 0,397...0,443 мм; - систему впуска 1111-1109010; - систему выпуска 1111-1200005; - трансмиссионными агрегатами: - 4-х ступенчатой КПП (передаточные числа ii=3.70; i2—2.06; i3=1.26; і4=0.90); - главной передачей с передаточным отношением іо=4,1; - шинами БИ-308 135/80 R12, производства Белоцерковного шинного завода. 4.2.2. Автомобиль СеАЗ-ШІЗ(ОІ). Пробег до испытаний 12150 км, двигатель №0476816, шасси №50140924. Автомобиль в исходном состоянии укомплектован: - двигателем ВАЗ-11113(01) 7ь=0,75щ Nmax =25,7 кВт при пм,ш =5600 мин"1; А4ш;=54,5 Нм при Пмжх =3100 мин"1; =9,6; механизм уравновешивания отсутствует, Двигатель содержит, в частности: - зубчатый ремень ГРМ профиля RPP, производства ОАО «БРТ» (г.Балаково), зубчатые шкивы профиля RPP, производства ДААЗ 140 (г.Димитровград); - вал коленчатый 1111-1005020, дисбаланс в плоскостях, проходящих через середины коренных шеек, первой 16838,9±50 г-мм, третьей 17459,25±50г-мм; - шкив коленчатого вала 11113-1005060-01(01) сплошной без отверстий, дисбаланс ±50 г-мм; - маховик в сборе 11113-1005115(01), дисбаланс ±50 г-мм; - систему впуска 1111-1109010; - систему выпуска 1111-1200005; - трансмиссионными агрегатами: - 4-х ступенчатой КПП (передаточные числа ii=3.70; i2=2.06; i3=1.26; і4=0.90); - главной передачей с передаточным отношением іо=4,1; - шинами БИ-308 135/80R12, производства Белоцерковного шинного завода. 4.3. СРЕДСТВА ИЗМЕРЕНИЙ И РЕГИСТРАЦИИ. Для измерения внутреннего шума автотранспортного средства применены следующие приборы: - шумомер ВШВ-003-М2, Россия №1527 1-го класса точности по ГОСТ 17187-81, микрофон М-101, Россия №2688. (свидетельство о поверке №10859/441 от 19.07.2006г.); - спидометр для измерения скорости автотранспортного средства с относительной погрешностью измерения ± 3 %; - тахометр ТІ 00 Larson-Davis, США для измерения частоты вращения коленчатого вала двигателя с относительной погрешностью измерения ±3 %; Шумомер откалиброван по стандартному источнику звука 141 непосредственно до и после каждой серии испытаний. Отклонение в тарировке шумомера до и после испытаний ОДдБА.
Дорожные акустические испытания проводились в районе д. Глазово Серпуховского района Московской области на прямом сухом гладком и чистом участке дороги с покрытием из асфальтобетона в хорошем техническом состоянии. Продольный уклон измерительного участка не превышает 1 %. На расстоянии 20 м от продольной оси измерительного участка отсутствуют крупные звукоотражающие объекты (заборы, камни, мосты или здания).
Похожие диссертации на Снижение вибрационной нагруженности двухцилиндровых двигателей внутреннего сгорания путем применения дополнительных балансировочных валов
