Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Обзор методов анализа и способов уравновешивания поршневых двигателей 10
1.1. Источники вибрации в двигателе 10
1.2. Общие положения уравновешенности поршневых двигателей 13
1.3. Обзор методов анализа уравновешенности поршневых двигателей 16
1.4. Традиционные способы уравновешивания различных компоновок двигателей от действия инерционных сил и моментов 31
1.5. Новые подходы к уравновешиванию поршневых двигателей различных компоновок 34
Выводы по первой главе 39
ГЛАВА 2. Аналитические исследования возмущений двигателей с новыми кинематическими схемами и от действия реактивного крутящего момента на холостом ходу 42
2.1. Количественный анализ уравновешенности двигателей типа
2.2. Количественный анализ уравновешенности автомобильных двигателей на холостом ходу 51
2.3. Анализ возможностей улучшения уравновешенности дизельного двигателя типа R4 на холостом ходу за счёт снижения возмущений от действия реактивного крутящего момента 57
Выводы по второй главе 64
ГЛАВА 3. Совершенствование традиционных и разработка новых способов уравновешивания двигателей 66
3.1. Совершенствование уравновешивания двигателей типов R1, R2 за счёт применения одного балансирного вала и определения оптимальных координат его оси 66
3.2. Уравновешивание инерционных сил и моментов от возвратно-поступательно движущихся масс поршневых двигателей различных компоновок без применения балансирных валов, а только при помощи противовесов, установленных на коленчатом вале 75
3.3. Улучшение уравновешенности одноцилиндрового двигателя путем оптимизации положения его центра масс 89
Выводы по третьей главе 101
ГЛАВА 4. Экспериментальные исследования улучшения уравновешенности дизельного двигателя типа r4 на холостом ходу 103
4.1. Цель и задачи экспериментального исследования 103
4.2. Оборудование и технические средства для проведения испытаний 105
4.3. Методика проведения испытаний 118
4.4. Результаты эксперимента 123
4.5. Обработка результатов с помощью методов математической статистики 126
4.6. Сравнение результатов возмущений двигателя от действия переменного крутящего момента на режиме холостого хода,
при теоретическом и экспериментальном исследовании 129
Выводы по четвертой главе 132
Основные выводы и результаты 133
Литература
- Обзор методов анализа уравновешенности поршневых двигателей
- Количественный анализ уравновешенности автомобильных двигателей на холостом ходу
- Уравновешивание инерционных сил и моментов от возвратно-поступательно движущихся масс поршневых двигателей различных компоновок без применения балансирных валов, а только при помощи противовесов, установленных на коленчатом вале
- Оборудование и технические средства для проведения испытаний
Обзор методов анализа уравновешенности поршневых двигателей
Вибрация силовой установки возникает вследствие неуравновешенности силовых факторов, вызывающих реакции на опорах СА [37, 63, 64]. Силы, возникающие при работе двигателя, традиционно разделяют на два вида: уравновешенные и неуравновешенные [74]. Кроме того разделяют внутренне и внешне неуравновешенные силы [29].
Внешне неуравновешенными силами называют силы, вызывающие переменные реакции на опорах СА. Эти силы определяют возмущения, которые передаются на кузов автомобиля.
Внутренне неуравновешенные силы – это переменные силы, действующие на детали ДВС, которые при их суммировании не дают свободного момента, а их результирующая равна нулю, при этом они не вызывают реакции на опорах СА, но остаются приложенными к различным узлам и деталям, создавая внутреннюю неуравновешенность. Например, центробежные силы инерции вращающихся масс кривошипов коленчатого вала при определенном их расположении (например, в ДВС схемы R4 с коленчатым валом без нащёчных противовесов) могут иметь результирующие силу и момент, равные нулю, то есть быть внешне уравновешенными. Однако они сохраняют свое воздействие на коренные и шатунные шейки коленчатого вала, вызывая их переменный изгиб. Аналогично обстоит дело с силами ВПДМ и моментами от них. Даже при полной уравновешенности их результирующей за счет соответствующей схемы КШМ или использования специальных уравновешивающих устройств во многих случаях остаются внутренне неуравновешенные силы. Внутренняя неуравновешенность связана со значительным воздействием сил и моментов на детали. Она ограничивает надежность деталей и вызывает повышенный износ. Таким образом, задача улучшения внутренней уравновешенности также является очень важной. Внутренние силы исключить полностью не представляется возможным, например, силы инерции или газовые силы. Но они могут быть понижены до приемлемого уровня за счет соответствующего выбора параметров, определяющих рабочие и динамические процессы.
Реакции опор СА определяют, применяя принцип Д Аламбера, согласно которому действующие на систему внешние и внутренние силы находятся в равновесии. К внешним силам, действующим на двигатель, относятся: - вес двигателя; - давление окружающей среды на двигатель; - реакции отходящих газов; - внешнее сопротивление вращению коленчатого вала; - опорные реакции двигателя. К внутренним силам, действующим на двигатель, относят: - газовая сила Pг; - силы инерции ВПДМ в цилиндрах двигателя (первого и второго порядков) Pj1, Pj2; - центробежные силы инерции вращающихся масс двигателя Pc; - моменты от сил инерции ВПДМ и центробежных сил Mj1, Mj2 и Mс; - переменный крутящий момент (РКМ) Mp.
На уравновешенность двигателя оказывают влияние только переменные по величине и (или) направлению силы, а силы постоянные с точки зрения уравновешивания никакого значения не имеют. Исходя из этого, под уравновешиванием двигателя понимают такое комбинирование неуравновешенных сил, которое ведет к получению равнодействующих сил или моментов, постоянных по величине и направлению или, в частном случае, равных нулю, т.е. силовых факторов, которые будут иметь на опорах постоянные по величине и направлению реакции, или реакции будут отсутствовать.
Неуравновешенность СА могут вызвать: силы инерции ВПДМ и их моменты, переменный РКМ, внешнее сопротивление вращению коленчатого вала, реакции выхлопных газов, а также отклонение значений движущихся масс КШМ в различных цилиндрах.
Величина реакции выхлопных газов в автомобильных и тракторных двигателях является незначительной, не оказывающей практического влияния на его уравновешенность, поэтому ее во внимание не принимают.
Газовую силу Pг традиционно считают уравновешенной. Но газовая сила определяет крутящий момент, который через реактивный крутящий определяет внешнюю неуравновешенность двигателя. Так как реактивный крутящий момент Mp в данном анализе выделен в отдельную категорию, то газовую силу условно будем считать уравновешенной.
Момент внешнего сопротивления вращению коленчатого вала является при существующих неравномерностях момента внешнего сопротивления величиной близкой постоянной, поэтому практически не оказывает влияния на уравновешенность двигателя и во внимание не принимается.
Из-за значительных различий величин ВПДМ в цилиндрах двигателя, полученных вследствие ненадлежащего контроля масс деталей ШПГ при сборке двигателя, возникают дополнительные неуравновешенные моменты инерции в продольной плоскости двигателя. Но при современных методах контроля масс деталей при их изготовлении, и крайне малых допусков, различия масс будут крайне малыми и ими можно пренебречь.
Таким образом, неуравновешенность двигателя обусловливается только силами инерции ВПДМ, их моментами и переменным РКМ.
При работе двигателя в режиме холостого хода при малой частоте вращения коленчатого вала общий уровень вибрации силового агрегата определяется в основном уровнем основной гармоники опрокидывающего момента двигателя. С увеличением частоты вращения коленчатого вала двигателя в спектре колебаний силового агрегата уменьшается уровень составляющих, обусловленных действием опрокидывающего момента, и возрастает уровень составляющих, вызванных неуравновешенными силами инерции и моментами этих сил.
Уравновешивание ДВС – одна из важнейших задач, так как частота вибрационного воздействия двигателя лежит в пределах собственных частот опасных для человека. Причина повышенной виброактивности ДВС заключена в конструкции КШМ и особенностях рабочего процесса в цилиндрах двигателя.
При работе ДВС в его конструкции возникают силы, вызывающие колебательные явления как в элементах самого двигателя (внутренняя неуравновешенность), так и в системе автомобиль – двигатель (внешняя неуравновешенность). [28]. Внешне уравновешенным называют такой двигатель, при установившемся режиме работы которого реакции на его опорах остаются постоянными по величине и направлению. Такой двигатель сам не совершает колебаний на опорах (подвеске), а также не передает колебательную энергию и не возбуждает колебаний в конструкции машины, на которую он установлен [55, 73, 74].
Снижение вибрационного воздействия на кузов автомобиля со стороны ДВС возможно как за счет улучшения подвески СА, так и уменьшения возмущений от самого двигателя. Эти возмущения определяются действием неуравновешенных сил и моментов. Это в первую очередь силы от ВПДМ и моменты от этих сил, а также переменный крутящий момент. Таким образом, реакции опор Rn, СА (в общем случае), определяются совокупностью следующих силовых и конструктивных факторов:
RA, RB,…, Rn= f (Pj1, Pj2, Pc, Mj1, Mj2, Mс, Mp, XЦМ, YЦМ, ZЦМ), (1.1) где XЦМ, YЦМ, ZЦМ – координаты положения центра масс (ЦМ) СА определяющие расстояние от линии действия результирующих сил до ЦМ. Рассмотрим многоцилиндровый двигатель. В каждом цилиндре действует комплекс силовых факторов (Pj1, Pj2, Pc, Mj1, Mj2, Mс, Mp), способных вызывать его неуравновешенность. Суммируясь по длине двигателя, одноименные силовые факторы могут ослаблять или усиливать уравновешивающее действие друг друга. При этом могут возникнуть продольные моменты, уравновешивающиеся реакциями опор двигателя. Таким образом, уравновешенность многоцилиндрового двигателя определяется совокупностью суммарных силовых и конструктивных факторов:
Количественный анализ уравновешенности автомобильных двигателей на холостом ходу
Заметим в этой связи, что КШМ двигателя VR5 обладает большой много вариантностью: уже рядная схема R, которую можно рассматривать как частный случай схемы VR (у которой угол развала у= 0), имеет 24 варианта схем КШМ, обеспечивающих равномерное чередование рабочих ходов [34]. Кроме того, существуют дополнительные варианты за счёт разных углов развала и разных положений ЦМ (размера а на рис. 2.3). Каждый вариант будет обладать разной уравновешенностью (будут разные возмущения от инерционных сил и моментов). При такой много вариантности анализ уравновешенностей разных схем КШМ с учётом достаточно громоздких выражений для возмущающих сил и моментов практически возможен только с использованием компьютерных технологий.
Из показанных на рис. 2.4 годографов видно, что при угле развала не равном нулю, неуравновешенны не только моменты 1-го и 2-го порядков (как и в рядной компоновке R5), но и силы инерции обоих порядков. Причём возмущающие моменты от инерционных сил за период меняют как величину, так и направление, а силы действуют только в горизонтальной плоскости (по оси X на рис. 2.4). Анализ показал, что горизонтальное положение годографа результирующих сил инерции будет при любом варианте схемы КШМ (при разных вариантах чередования рабочих ходов и при разных углах у). Заметим, что только в рядной компоновке (у= 0), силы равны нулю, а моменты действуют в вертикальной плоскости (их годографы -горизонтальные отрезки) [37]. Амплитуды результирующих безразмерных сил и моментов можно оценить по длинам отрезков от центра до крайних точек соответствующих годографов. Например, из рис. 2.4 видно, что амплитуда результирующей силы инерции 2-го порядка примерно в 1,5 раза меньше, чем 1-го. А вот возмущения от сил 2-го порядка будут примерно в 3 раза меньше, чем от 1-го (ниже приведены количественные данные). Это объясняется разной продолжительностью действия указанных сил за период. Корректная сравнительная оценка возмущений от сил и моментов возможна по величинам максимальных безразмерных импульсов возмущений за период: LmsKpj - от сил инерции, LmaxMj - от моментов этих сил [4]. Для данного случая LmaxPjl = 0,323(рад), LmaxPjl = 0,105(рад) - возмущения от сил и инерции 1-го порядка в 3 раза больше, чем от сил 2-го порядка; LmaxMjl= 1,46 (рад), LmaxMj2= 1,25(рад) - возмущения от действия моментов для обоих порядков примерно одинаковы. Следует учесть, что для прямого количественного сравнения значений импульсов сил и моментов (из условия действия одинаковых энергий возмущений при их равных значениях), значения импульсов сил (LmaxPj) надо умножить на коэффициент приведения «к» (п. 1.3.5), зависящий от весогабаритных параметров СА: К=((/СА)/(МСА))0 5, (2.7) где JСА - момент инерции СА относительно оси перпендикулярной коленчатому валу, проходящей через ЦМ, МСА - масса СА [39]. Для подобных конструкций СА к0,25. Приведённое значение импульса сил Lпр.maxPj (для возможности его непосредственного количественного сравнения со значениями импульсов моментов) имеет вид: ЬпршкРГ кЬпиР,- (2.8)
После такого приведения видно, что возмущения 1-го порядка от действия моментов, характеризуемое величиной LmaxMJ, примерно в 20 раз больше, чем от действия неуравновешенных сил (для возмущений 2-го порядка эта разница ещё больше).
Оценим влияние положения ЦМ СА на уравновешенность от действия моментов сил инерции. Положение ЦМ, характеризуемое размером а (рис. 2.3) слабо влияет на возмущающее действие моментов от сил инерции: при а=2 значения безразмерных импульсов LmaxMji=l,42, LmaxMj2=1 ,24; при а=5 соответственно LmaxMji=l,72, LmaxMj2=1,28. Данные приведены для угла у= 15. Они подобны и для других углов развала.
Оценили влияние угла развала цилиндров на неуравновешенность рассматриваемого двигателя. В таблице 2.1 приведены значения импульсов, характеризующих возмущающее действие неуравновешенных сил и моментов в двигателе типа VR5 для варианта КШМ, реализующего порядок работы 1-2-4-5-3 при расположении ЦМ в СА соответствующем а=Ъ.
Безразмерные импульсы возмущений от неуравновешенных сил инерции ВПДМ и моментов этих сил в ДВС типа VR5 при разных углах развала цилиндров . У LmaxPj1 LmaxPj2 LmaxMj1 LmaxMj2 0 0 0 0,90 1,25 10 0,216 0,070 1,18 1,25 15 0,323 0,105 1,46 1,25 20 0,430 0,140 1,77 1,24 Как видно из таблицы 2.1 с увеличением угла развала возмущения от действия неуравновешенных сил и моментов растут, исключая не меняющееся действие момента от сил инерции 2-го порядка. С учётом приведения значений импульсов от сил и моментов к одному знаменателю для возможности сравнения их по энергии возмущений (через коэффициент к, как показано выше), видно, что возмущения от неуравновешенных сил во всех этих случаях незначительны. По энергии возмущения неуравновешенность от сил инерции меньше, чем от моментов примерно в 20…30 раз при разных углах развала.
В данном разделе рассмотрен вариант КШМ со схемой коленчатого вала, обеспечивающей порядок работы 1-2-4-5-3. Именно такую схему имеют все существующие модели ДВС типа R5, так как при этом обеспечивается минимальное возмущающее действие неуравновешенных моментов от сил инерции ВПДМ [34]. Такой же порядок работы имеет и ДВС VR5 автомобиля Volkswagen Passat B523i. Выполненный анализ показал, что такой порядок работы действительно оптимален также для КШМ ДВС типа VR5: из 24-х возможных вариантов порядков работы для ДВС типа R5 у следующего немного худшего варианта (порядок работы 1-2-3-5-4) возмущения от действия неуравновешенных моментов в 2 раза больше [34]. А для всех рассмотренных вариаций схем КШМ общее изменение возмущений по сравнению с рядной схемой (= 0) не превышало 2-х раз. Таким образом, использование иного порядка работы нецелесообразно.
Здесь не были рассмотрены вопросы уравновешенности центробежных сил и моментов, так как такое уравновешивание, осуществляемое с помощью нащёчных противовесов, обычно не представляет каких либо сложностей. Проведённый анализ показал, что у ДВС типа VR5 ( 0) неуравновешенны как силы инерции ВПДМ, так и моменты от них для всех возможных вариаций схем КШМ. Возмущения от действия неуравновешенного момента сил инерции намного больше, чем от этих сил. При увеличении угла развала возмущение от действия неуравновешенного момента сил инерции 1-го порядка (Mj1) существенно возрастает, так что при типичном угле развала ДВС типа VR5 = 15 оно характеризуется увеличением импульса от этого момента (LmaxMj1) почти в полтора раза по сравнению с рядной схемой (= 0). В этом случае целесообразно осуществлять частичное уравновешивание момента от сил инерции 1-го порядка, с помощью нащёчных противовесов как показано ниже в разделе 3.2. Положение ЦМ СА в рассматриваемом случае не оказывает заметного влияния на уравновешенность. Для ДВС типа VR5 целесообразно выполнять коленчатый вал, обеспечивающий порядок работы 1-2-4-5-3.
Анализ уравновешенности данного конкретного ДВС типа VR5 осуществлялся с помощью нового метода анализа и оценки уравновешенности (п. 1.3.5) [39]. Новый метод программного анализа и способ оценки уравновешенности с помощью универсального критерия являются достаточно эффективными. Они предполагают получение количественных и графических (в виде годографов) наглядных данных, позволяющих варьировать в процессе анализа задаваемыми параметрами (углами развала, положением ЦМ и т.п.). Они позволяют выполнять процедуры оптимизации (например, подбирать параметры нащёчных противовесов, как показано ниже в п. 3.2, углы развала, положения ЦМ). Как было показано в разделе 1.5 этот метод в настоящее время является наиболее эффективным из всех известных методов анализа уравновешенности, приведённых в учебной и технической литературе.
Уравновешивание инерционных сил и моментов от возвратно-поступательно движущихся масс поршневых двигателей различных компоновок без применения балансирных валов, а только при помощи противовесов, установленных на коленчатом вале
Уравновешивание инерционных сил и моментов от возвратно-поступательно движущихся масс поршневых двигателей различных компоновок без применения балансирных валов, а только при помощи противовесов, установленных на коленчатом вале.
Можно ли исключить или значительно уменьшить возмущения от неуравновешенных сил и моментов от возвратно-поступательно движущихся масс без применения балансирных валов, а только с помощью нащечных противовесов? Как правило, с помощью нащечных противовесов уравновешивают возмущения от сил и моментов инерции вращающихся масс, а для ВПДМ только при использовании таких схем кривошипно-шатунных механизмов, в которых годографы неуравновешенных сил и моментов имеют вид окружностей [101].
Анализ уравновешенности различных схем КШМ показал, что с помощью нащечных противовесов коленчатого вала можно эффективно уравновешивать и возмущения от ВПДМ с периодом 360 при любом виде годографа [23]. В зависимости от особенностей конструкции КШМ ДВС годографы возмущений от действия неуравновешенных сил или моментов ВПДМ в общем случае имеют вид эллипсов, годограф уравновешивающей силы (момента) от нащечных противовесов – окружности. Разработанный метод количественной оценки возмущений [39] показал, что чем больше исходный (уравновешиваемый) годограф стремится к окружности, тем в большей степени его можно уравновесить таким способом. Например, в ДВС типа V8 с углом развала цилиндров 90 и крестообразным коленчатым валом годограф момента от сил инерции ВПДМ 1-го порядка имеет вид окружности, и может быть полностью уравновешен нащечными противовесами (как правило, этот метод применяют в существующих конструкциях ДВС) [64]. Предлагаемый метод уравновешивания эффективно работает, даже если исходные возмущения имеют линейный годограф.
Ранее [4] уже были применены такие способы уравновешивания для ДВС типа V6. Ниже показаны возможности существенного частичного уравновешивания и для ДВС других типов.
Ниже рассмотрены схемы, в которых годографы от неуравновешенных инерционных сил и моментов 1-го порядка от ВПДМ линейны или имеют вид эллипсов. Это относится к ДВС со схемами R1, R3, R5, VR5, V6 (схема R2 в данной главе не рассматривается, так как эта схема аналогична по уравновешенности двигателю со схемой типа R1).
Для наглядности разработанных решений по способу частичного уравновешивания сил и моментов начнём рассмотрение с наиболее простого случая: уравновешивания линейного вертикального годографа силы инерции 1-го порядка нащёчными противовесами, годограф которых – окружность [4]. Существуют оптимальные значения дисбаланса нащечных противовесов и мест их расположения, обеспечивающие наилучшее уравновешивание возмущений. Оптимумы соответствуют минимумам указанных импульсов (или энергий) от совместного действия уравновешиваемых возмущений и центробежных сил (моментов) нащечных противовесов. Задачи по определению параметров противовесов можно решать как программными численными методами, так и аналитически для некоторых случаев.
Двигатели со схемой R1 являются достаточно распространенными (средства малой механизации, мототехника, производственное оборудование и т.д.). Главные преимущества таких ДВС – компактность и низкая стоимость. Использование четырех, двух балансирных валов или даже одного (п. 3.1) для полного или частичного уравновешивания сил инерции от ВПДМ, удорожающих и усложняющих конструкцию, здесь нецелесообразно. Наибольшее возмущение в данном случае определяется действием силы инерции 1-го порядка Pj1. При уравновешивании этой силы при помощи нащечного противовеса годограф результирующей силы в общем случае будет иметь вид эллипса.
Проведем аналитическую оценку оптимального значения дисбаланса нащечного противовеса для наибольшего уравновешивания силы инерции 1-го порядка Pj1 в ДВС типа R1. Искомый дисбаланс К определим как долю от произведения ВПДМ – m и радиуса кривошипа – r. Запишем уравнения для уравновешиваемой силы инерции Pj1 и центробежной силы противовеса
Здесь показан аналитический способ поиска оптимальных параметров нащечных противовесов для уравновешивания Рд. С учетом конструкции коленчатого вала, когда на одном колене находятся два нащечных противовеса, фактически дисбаланс каждого нащечного противовеса должен составить 0,25 тг. Результирующий годограф силы инерции 1-го порядка и центробежной силы нащечных противовесов в этом случае являются окружностями. Из рассмотренного примера видно, что при установке оптимальных нащечных противовесов (=0,5) возмущения от действия силы инерции 1-го порядка Рд, оцениваемые энергией е, уменьшаются в 2 раза относительно неуравновешенного варианта (=0). Заметим, что в известной учебной и технической литературе такие выкладки отсутствуют (кроме приведённых авторами метода анализа уравновешенности ДВС с помощью импульсов возмущений [4]).
Поэтому представляет интерес анализ реальных конструкций КШМ по определению дисбаланса К различных одноцилиндровых двигателей, выпускаемых массово [40]. Исследования провели на двигателях марок Tecumseh, SOLO, УРАЛ (рис. 3.6). Результаты измерения дополнительной массы нащечных противовесов тдоп и дисбаланса К сведены в таблицу 3.4.
Оборудование и технические средства для проведения испытаний
Система рециркуляции отработавших газов (поз. 2, рис. 4.11) была установлена из-за опасения возникновения пропусков зажигания вследствие снижения температуры конца сжатия Tc при дросселировании (п. 2.3), её планировалось использовать для подогрева свежего заряда на впуске. Но при проведении эксперимента, даже на режиме самого глубокого дросселирования двигатель работал устойчиво без пропусков зажигания, т.к. температура воздушного заряда в конце сжатия при дросселировании меняется незначительно (см. п. 2.3). Выбор частоты опроса датчика Крутящий момент четырехтактного двигателя R4 изменяется с периодичностью 180 угла поворота коленчатого вала, или с частотой (Гц):
Опыт работы с датчиком ускорений показал, что при установке большой частоты опроса датчика (свыше 50 кГц) записывается слишком большой объем данных, что затрудняет обработку даже на многопроцессорных ЭВМ. Подобрали такую частоту, чтобы на любом из исследуемых режимов получить ориентировочно 400 показаний датчика (кд) за период изменения результирующего крутящего момента (180). Соответственно задавали частоту датчика равную: n-i-k
Время записи показаний датчика виброускорений на каждом режиме составляло примерно 10 секунд. При этом количество считанных датчиком сигналов виброускорений на каждом режиме приблизительно составляло до 100 тысяч при частоте считывания fd = 10 кГц. Полученные данные ускорений на каждом режиме работы двигателя соответствовали примерно 240 периодам изменения возмущений от РКМ. При этом в течение каждого периода изменения РКМ выполнялись примерно 420 измерений ускорений остова ДВС.
Полученные данные виброускорений были импортированы в программную среду Microsoft Excel, где далее обрабатывались программным способом для определения значений максимальных импульсов условных ускорений за один период РКМ Мусл (по 420 показаниям датчика). Для дальнейшей обработки из общего массива данных «случайным способом» выбирали по 20 участков виброускорений от действия РКМ двигателя, каждый из которых соответствовал по продолжительности 3-м периодам РКМ, для каждого варианта реализации ХХ. Для каждого периода возмущения определялся Ьм.усл (один период возмущения соответствует одному периоду РКМ или 420 показаниям датчика). L Mycjl=D a .max-D amin (4.6) Da=f adycji-dk, (4.7) где kfd - количество считанных показаний датчика при заданной частоте fd от начала периода до текущего момента, Da - текущее значение первообразной сигнала ускорения датчика, Da.max и Дг.тіп максимальное и минимальное значение первообразной сигнала ускорения датчика за период.
Программой обработки было предусмотрено графическое представление данных виброускорений за каждый период, что позволяло визуально заранее отсеивать результаты (интервалы), содержащие грубые ошибки – участки, сильно отличающиеся от соседних по уровню виброактивности (что связанно с рядом случайных процессов – нестабильностями топливоподачи, дисбалансами механизмов тормозного стенда и т.п). Пример фрагмента графика изменения напряжения на выходе датчика показан на рис. 4.12.
Возмущения от действия РКМ на каждом исследуемом режиме, оценивали по величине максимального размаха первообразной Dа функции сигнала датчика ускорения остова силового агрегата (СА) aдусл за период действия результирующего крутящего момента LM. усл, который пропорционален значению импульса возмущения от действия РКМ LМmax [4].
Заметим, что при таком анализе по существу оценивался «размах» изменений скорости колебаний СА за период действия РКМ (п. 1.3.3):
Ранее специалистами МГИУ проведены испытания при жестком креплении датчика к головке блока двигателя (без резиновой подложки). При этом фиксировали более высокие частоты (внутренние шумы двигателя), которые не влияют на протекание РКМ и усложняют обработку результатов. Это объясняется интерференциями и дифракциями высокочастотных колебаний и особенно проявляется на высоких скоростных режимах. Резиновая подложка выступает в роли высокочастотного фильтра.
На рисунке 4.13 в качестве примера показан фрагмент осциллограммы виброускорения и первообразной функции Dа (Va) на режиме №2. Показать графики осциллограмм на листе в полном виде не представляется возможным, так как каждый исследуемый режим соответствует 100 тысячам значений виброускорений, это и не требуется, так как он повторяется через каждые 180 градусов поворота коленчатого вала или через каждые 420 точек измерений. Фрагменты осциллограмм на других режимах здесь не показаны (визуально практически мало отличаются друг от друга).
Поскольку для оценки возмущений обрабатывались не значения ускорений, а пропорциональные им непосредственные данные показаний датчика виброускорений, то определённые таким способом величины LM усл i носят условный (по размерности) характер. По этим величинам можно оценить степень изменения импульса возмущения при разных вариантах работы двигателя на режиме ХХ.
Методами математической статистики [65] были проверены каждые из 20 значений повторных измерений значений величины LM усл i на предмет отсутствия грубых ошибок. Выделенные желтым цветом значения результатов измерений признаны грубыми ошибками (см. п. 4.5) и исключены из дальнейших вычислений значения LM усл на каждом исследуемом режиме.
Подозрительный результат измерения признавали грубой ошибкой и отбрасывали, если величина гг была больше, чем п.р - критическое отклонение, определяемое по таблицам [65]. Была разработана программа, определяющая наличие грубой ошибки. В результате было установлено, что в таблице 4.4 присутствуют грубые ошибки: одна - на режиме №2. В таблице они выделены желтым цветом, в вычислениях эти результаты не участвуют.