Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса. Постановка основных задач исследования 2
1.1. Актуальность проблемы 8
1.2. Возмущающие силовые факторы, действующие в двигателе 11
1.3. Традиционные методы расчета уравновешенности 14
1.4. Методы теоретического и экспериментального исследования колебаний силового агрегата 16
1.5. Постановка основных задач исследования 28
Глава 2. Обобщенная математическая модель расчета вынужденных колебаний двигателя 30
2.1. Методика построения обобщенной математической модели 31
2.2. Расчетные схемы колебаний поршневого двигателя в составе транспортного средства 36
2.3. Результаты и выводы 51
Глава 3. Исследование номинальной уравновешенности различных кривошипио-шатуииых схем 52
3.1. Расчетная схема 52
3.2. Определение основных силовых факторов, возникающих при работе двигателя 54
3.2.1. Силы инерции вращающихся масс кривошипно-шатунного механизма и моменты от них 54
3.2.2. Силы инерции поступательно движущихся масс и моменты от них ..59
3.3. Многовариантная методика исследования уравновешенности различных кривошипно-шатунных схем 63
3.4. Связь неуравновешенных силовых факторов с числом цилиндров и схемой расположения кривошипов 65
3.4.1. Семейство шестицилиндровых двигателей 66
3.4.2. Семейство восьмицилиндровых двигателей 79
3.5. Анализ влияния угла развала цилиндров на основные массогабаритные показатели конструкции 92
3.6. Результаты и выводы 102
Глава 4. Анализ колебательных систем двигателей 103
4.1. Идентификация математической модели расчета колебаний 103
4.2. Оценка влияния подвижности основания на общий уровень колебаний 109
4.3. Теоретическое исследование колебаний шестицилиндровых V-образных двигателей 112
4.3.1. Влияние неуравновешенности компоновок на их колебания 112
4.3.2. Влияние жесткостей и коэффициентов демпфирования на параметры колебательного процесса 153
4.4. Результаты и выводы 163
Основные результаты и выводы 165
Список использованной литературы
- Возмущающие силовые факторы, действующие в двигателе
- Расчетные схемы колебаний поршневого двигателя в составе транспортного средства
- Определение основных силовых факторов, возникающих при работе двигателя
- Идентификация математической модели расчета колебаний
Введение к работе
Проблемой снижения колебаний двигателей занимаются с начала 1940 гг. отечественные и зарубежные исследователи, но она является не менее актуальной и по сей день ввиду неуклонного роста уровня энергонасыщенности автомобилей и тракторов. Последний повышает как среднюю скорость поршня, так и среднее индикаторное давление. Это неизбежно приводит к увеличению колебаний двигателя, высокая виброактивность которого, в свою очередь, снижает надежность и долговечность назем но транспортной системы (ЫТС), ухудшает ее комфортабельность и оказывает отрицательное воздействие на психофизиологическое состояние человека. Происходят снижение производительности труда, профессиональные заболевания. Особенно неприятны для организма человека колебания с частотой, близкой к частотам собственных колебаний отдельных его органов. Действие колебаний на организм зависит от характера вибрационного процесса, его продолжительности и направления. Резонансные колебания человеческого тела и его отдельных частей происходят с частотой 3-11 Гц [18, 19].
Во избежание отрицательных последствий двигатель должен быть динамически уравновешен, т. е. необходимо создание такой системы сил, в которой равнодействующие силы и их моменты постоянны по величине и направлению или равны нулю. Условием же полной уравновешенности силового агрегата, т. е. двигателя внутреннего сгорания (ДВС) вместе со сцеплением и коробкой передач, является равенство нулю результирующих сил инерции вращающихся и поступательно движущихся масс (ПДМ), а также моментов от них.
Уравновешивание двигателей осуществляют двумя основными способами:
1) выбором числа и расположения цилиндров и определенной кривошипной схемы коленчатого вала, чтобы силы инерции и их моменты взаимоуравно веши вались;
2) созданием с помощью противовесов новых сил, в любой момент времени равных по величине, но противоположных по направлению основным действующим и уравновешиваемым силам.
Кроме динамического уравновешивания, с целью устранения вредного воздействия вибрации проводят виброизоляцию ДВС, что является достаточно эффективным средством защиты НТС и человека от отрицательных проявлений колебаний.
Обеспечение полного уравновешивания двигателей связано с большими материальными затратами, т. к. требует значительного усложнения конструкции и увеличения ее массы из-за необходимости установки специальных уравновешивающих механизмов. Следует отметить, что также ужесточаются технологические допуски на изготовление деталей кривошипно-шатунного механизма (КШМ) и цилиндро-поршневой группы (ЦПГ), поэтому от него отказываются и двигатель остается частично неуравновешенным.
В связи с этим при проектировании и доводке двигателей необходимо учитывать параметры их уравновешенности, т. е. определять основные силовые факторы, присутствующие в каждой конкретной компоновке. Затем следует проводить расчет колебаний двигателя, подставляя полученные гармоники неуравновешенных силовых факторов в соответствующие дифференциальные уравнения колебаний. Исходя из полученных частот вынужденных колебаний двигателя и показателей его виброактивности, нужно выбрать основные характеристики подвески. Это является залогом надежности и долговечности системы, ее безотказной работы. Как следствие, происходит увеличение производительности труда, снижается риск профессиональных заболеваний,
Однако до сих пор нет методики, оценивающей влияние компоновочной схемы на уравновешенность, массогабаритные показатели, а, следовательно, и колебания двигателя на основании транспортного средства (ТС). Кроме того, в литературе мало внимания уделено определению сил, действующих в элементах подвески и на рабочем месте водителя.
Ввиду указанных выше причин данная кандидатская диссертация посвящена вопросам анализа уравновешенности и теоретическому исследованию колебаний ДВС, а ее основной целью является разработка методики выбора компоновочных схем двигателей ТС для улучшения параметров уравновешенности, массогабаритных показателей и характеристик-колебаний.
Диссертация состоит из четырех глав. В первой главе представлен обзор литературы по рассматриваемой тематике, на основании чего определены базовые задачи исследования.
Во второй главе приведена общая структура единого математического и программного комплекса для оценки уравновешенности, массогабаритных показателей и колебаний ДВС. Предложена разработанная автором обобщенная математическая модель колебательной системы двигателя, установленного на подвижном основании ТС. Неуравновешенные силовые факторы приведены к центру масс двигателя и представлены в обобщенном аналитическом виде; определены силы, действующие в его опорах.
В третьей главе на основе обобщенного метода анализа номинальной уравновешенности разработана универсальная методика исследования различных компоновочных схем, обеспечивающая много вариантность расчета уравновешенности, в которой предусмотрено изменение числа, расположения цилиндров и кривошипов, а также угла развала цилиндров, что определяет многообразие рассматриваемых компоновок. Создано программное обеспечение данной методики.
Исследовано влияние угла развала цилиндров на уравновешенность и массогабаритные показатели конструкции на примере семейств шести- и восьмицилиндровых двигателей. Выявлена связь неуравновешенных моментов с числом цилиндров и схемой расположения кривошипов, Определены наиболее приемлемые компоновочные схемы с точки зрения номинальной уравновешенности и массогабаритных показателей.
В четвертой главе представлена идентификация математической модели колебательной системы двигателя в составе ТС, основанная на результатах численного эксперимента по расчету вынужденных колебаний четырехцилиндрового рядного двигателя на неподвижном основании и соответствующих экспериментальных данных, полученных на кафедре автотракторных двигателей, по колебаниям двигателя СМД-14, установленного на тракторе ДТ-75. Дана оценка влияния подвижности основания ТС на общий уровень колебаний. Выполнен расчет колебаний различных шестицилиндровых компоновок, в том числе и с нетрадиционными углами развала цилиндров, в зависимости от их неуравновешенности. Проведенные исследования позволяют оценить влияние компоновочной схемы на уравновешенность, массогабаритные показатели и колебания двигателя в составе ТС, а также дать рекомендации по установке компоновок на ТС.
Работа выполнена на кафедре «Автотракторные двигатели» Волгоградского государственного технического университета под руководством доктора техн. наук, доц. А.В. Васильева при непосредственном участии доктора техн. наук, проф. Е.Л. Григорьева и является продолжением исследований уравновешенности и колебаний поршневого двигателя, ранее проводившихся на кафедре.
Разработанные автором компьютерные программы, описывающие колебания двигателя в составе ТС, внедрены в отделе главного конструктора ОАО «Территория промышленного развития «Волгоградский тракторный завод». Алгоритмы и методики расчета реализованы на современной вычислительной технике и используются в учебном процессе по дисциплине «Динамика ДВС». Реализация работы подтверждена соответствующими актами внедрения.
Возмущающие силовые факторы, действующие в двигателе
Современные темпы развития двигатслестроения в нашей стране и за рубежом предъявляют повышенные требования к шумо-виброактивности транспортного средства. В связи с чем продолжает оставаться актуальной задача улучшения уравновешенности силовых агрегатов и снижения их колебаний.
Среди первых отечественных работ, вышедших в начале ! 940 гг. и посвященных вопросам теории колебаний двигателя, известны труды И.В. Ананьева [3-5], в которых автор проводит анализ собственных частот авиадионного двигателя в зависимости от характеристик и координат элементов упругости. Двигатель представляет собой абсолютно жесткое тело с шестью степенями свободы и расположением опор симметрично относительно центра тяжести. Автором выполнен анализ независимости форм колебаний. Угловые и линейные перемещения силового агрегата описаны системой дифференциальных уравнений двенадцатого порядка, но из-за трудности решений уравнений связанные колебания не рассматриваются.
В ряде публикаций иностранных авторов того времени, например У. Кер Вильсона [20], в различных вариантах рассматриваются подобные схемы, включающие в себя двигатель, упругую подвеску, жесткий неподвижный фундамент. Различие схем определяется числом степеней свободы [6, 9, 22, 51, 53, 59]. Данные колебательные системы и их разновидности приемлемы в тех случаях, когда вес самой НТС значительно превышает вес силового агрегата.
Наметившаяся в то время тенденция стремительного развития авиационного и автомобильного транспорта определила тематическое направление большинства работ по снижению колебаний транспортных машин, что продолжалось до начала 1960 гг. Связано это было с повышенными требованиями, предъявляемыми к надежности и комфортабельности таких двигателей, ввиду их значительно высокой быстроходности и мощности по сравнению с двигателями, устанавливаемыми на тракторы.
Между тем, темпы развития сельского хозяйства в 1960-1970 гг., его резкая интенсификация требовали создания более мобильных тракторов с повышенными рабочими скоростями, что, естественно, предполагало установку на них более высокоскоростных и мощных двигателей, обладающих повышенными показателями виброакіивности, чем выпускаемые ранее достаточно тихоходные двигатели Д-54 и Д-35.
В свою очередь, высокие значения виброскоростей и виброускорений предусматривают ужесточение требований, предъявляемых к охране труда человека-водителя, шумо- и виброизоляции его рабочего места. Исследованию структурного шума- отрицательного последствия вибрации и мерам по борьбе с ним посвящено много теоретических и экспериментальных работ [8, 26].
В это время (1960-1975 гг.) выходит значительное количество научных изданий, направленных на исследование колебаний силового агрегата НТС. Известны труды ХТЗ [6, 7, 59, 60], Алтайского политехнического института [АПИ] [11], НАТИ[49, 50, 125-127, 132, 133], НАМИ [78, 80-82, 87, 110, 117-120], ВИИ [26, 53, 98, 113], ВГТЗ, МАДИ и других организаций и предприятий.
Разработкой теории колебаний и подрессоривания двигателя, борьбой с вредными проявлениями вибрации НТС занимались известные отечественные и зарубежные ученые: И.В. Ананьев, В.Я. Анилович, А.А. Певзнер, Р.В. Ротенберг, В.Е. Тольский, В.Н. Луканин, Е.А. Григорьев, К.Г. Фролов, Б.П. Кашуба, Э.М. Жарнов, А.В. Жаров, А.В. Тузов, А.И. Яманин, В.К. Эрдели, У. Кер Вильсон, X. Хасли и многие другие. Большой вклад в разработку, создание и исследование виброизмерителы-юй и виброиспытательной аппаратуры внесли отечественные исследователи: И.Ю. Иориш, А.А. Певзнер, В.В. Болотин.
Анализ вышеперечисленных публикаций позволяет сделать вывод о том. что проблема уменьшения виброактивности силового агрегата, а значит и правильного выбора его подвески, носит сложный характер. Связано это как с неоднозначностью выбора расчетной модели, так и с расчетом системы с большим числом степеней свободы, а также связностью отдельных форм колебаний. Кроме того, действующие возмущения обладают широким частотным диапазоном и носят не только периодический, но и случайный характер [53, 98].
Необходимо отметить, что бо льшая часть публикаций 1960-1980 гг. посвящена в основном экспериментальным исследованиям вибрационного состояния отдельных двигателей, для которых характерным является специфичность полученных результатов и трудность их обобщения. В них, как отмечается в работах В.И. Игнатенко, А.Н. Попова, В.К. Сосипатрова, отсутствует единая методика проведения эксперимента по исследованию колебательной системы двигателя и определению ее основных параметров.
Теоретические исследования колебаний 1960-1980 гг. представляли собой многообразие расчетных схем с различным числом степеней свободы. При этом для исследования динамики сложных пространственных конструкций в низкочастотной области расчетную модель обычно выбирали в виде системы масс, соединенных упругими элементами и установленных на неподвижном фундаменте [38, 70].
Расчетные схемы колебаний поршневого двигателя в составе транспортного средства
На рис. 2.4 представлена колебательная система двигателя на опорах, установленного на подвижном основании. Оси координат С2ХЪ C2Yi и C2Z2 являются главными центральными осями инерции основания и проходят через его центр масс. В общем случае динамическая модель «двигатель - основание транспортного средства» может совершать в пространстве колебания, обладающие двенадцатью степенями свободы (линейные и угловые перемещения в направлении и вокруг осей С\Х]; C\Y\, C\Z{ и С2Х2, C2Y2, C2Z2). За обобщенные координаты примем: Xb Y[: Zh фь Уъ Хл и Х2 Y2; Z2, ф?, Ції, Хі -линейные и угловые перемещения в пространстве соответственно двигателя и подвижного основания.
В работе рассмотрен случай продольного расположения двигателя относительно основания ТС. Если же он развернут {относительно оси С[ У\ или C]Z]), т. е. система координат, связанная с двигателем, не совпадает с системой координат, связанной с основанием, то соответствующие силовые факторы могут быть легко заданы по известным зависимостям в новой системе координат.
На рис. 2.5 показана 1-я опора двигателя, расположенная в положительном квадранте, с действующими составляющими реакции. Последние определяются как разность сил упругости (произведение жесткости на деформацию) и внутреннего трения в опорах. Относительно системы координат C\X\Y\Z\ соответствующие выражения имеют вид (2.6) КДХ1 +z, , -yith)-{x2+z2l4i2-y2x2)]}\ кУ{Ж + [,X[ - VPIM + -ад)]); -K [(Z, + yu% -ЗДЫ +У2/Ф2 - 2 0]K где СХІ СУІ СГІ -линейные жесткости /-го элемента подвески вдоль осей С\Х\, С\У\, С{1\\ xh,yu,zXl - расстояния от г-й опоры двигателя до его центра масс; x2l,yb,z2i - расстояния от /-Й опоры основания ТС до его центра масс; kxl,kvj,k,. -коэффициенты демпфирования /-го элемента подвески двигателя вдоль осей C\Xh C\Yh C[Z\.
Важным демпфирующим фактором является внутреннее трение в опорах, пропорциональное скорости деформации. Влиянием внешнего трения пренебрегаем в силу его незначительности [99, 1311.
В качестве опор подвески используют виброизоляторы различных типов. Они обладают тремя взаимно ортогональными главными осями жесткости. Свойство главных осей состоит в том, что сила, направленная по одной из них, вызывает деформацию только по той же оси. Точно так же момент относительно какой-либо из осей не создает реакции в той из пружин, сила которой параллельна этой оси. В соответствии с этим подвеску двигателя из п опор-виброизоляторов можно считать эквивалентной подвеске из Ъп упругих элементов, каждый из которых реагирует лишь на сжатие-растяжение.
В уравнениях системы колебаний отсутствует гироскопический момент вращающихся частей, который в известной степени будет оказывать влияние
на колебания двигателя, установленного на подвеске. Это влияние связано с изменением собственных частот его колебаний, которое зависит от отношения полярного момента инерции массы вращающихся частей к моменту инерции двигателя относительно узловой оси для рассматриваемой формы колебания. Кер Вильсон отмечает [20], что это отношение для двигателей автотракторного типа невелико, благодаря чему влияние гироскопического момента на частоты колебаний двигателя на подвеске тоже незначительно.
Определение основных силовых факторов, возникающих при работе двигателя
На сегодняшний день важным и значимым вопросом является выпуск семейств двигателей с разными размерностями, частотами вращения, а также с различными компоновочными схемами, от которых зависят их параметры уравновешенности и массогабаритные показатели. В связи с этим необходимо исследование уравновешенности проектируемых семейств. Не менее важной является задача определения компоновочных схем, обладающих не только приемлемой номинальной уравновешенностью, но и допустимыми массогабаритными соотношениями, что целесообразно учитывать еще на стадии проектирования.
В качестве примера выполним компьютерный анализ номинальной уравновешенности семейств шести и восьмицилиндровых V-образных двигателей при изменении угла развала цилиндров у от 0 до 180 с шагом Ау= 10, поскольку, несмотря на достоинства схем с углами развала 0 и 180, важными являются и промежуточные компоновки. В результате чего получим основные сведения о неуравновешенных силовых воздействиях, присутствующих в каждом из двигателей [29, 31].
Особенности компоновочных схем. Компоновка двигателя с углом у = 0 ітредставляет собой рядное расположение цилиндров {рис. 3.4). В данной схеме колена вала расположены под углом J 20, а шатунные шейки размещены зеркально, поэтому силы инерции первого и второго порядков равны нулю, и от них не создается никаких свободных моментов. Уравновешенными также являются силы и моменты вращающихся масс. Таким образом, обеспечивается полная уравновешенность при равномерном чередовании вспышек (РЧВ). Теоретически возможен случай нулевого развал я цилиндров при трехколенном вале с кривошипами, расположенными под углом 120. Рядная компоновка была рассчитана, используя именно эту конструкцию коленчатого вала.
Для схем с углом развала блоков, отличным от нуля, наиболее простым и распространенным является трехколенный вал с шейками, расположенными под 120. К каждой шейке присоединено по два шатуна (рис. 3.5). Для расчета уравновешенности рассматриваемого семейства необходимы данные, приведенные в табл. 3.1.
При исследовании уравновешенности данного семейства двигателей выявлено следующее: каждая секция конкретного двигателя, включающая два цилиндра (левый и правый), имеет равнодействующую сил инерции ПДМ первого порядка, которая является постоянной величиной, направленной всегда по радиусу кривошипа. Вследствие чего получаем РЛ = 0. Равнодействующие сил инерции ПДМ второго порядка для каждой секции направлены при любом положении коленчатого вала по горизонтали перпендикулярно его оси, их сумма ZP/2 также равна нулю. Центробежные силы инерции вращающихся масс взаимно уравновешиваются: Pt. = 0. Таким образом, неуравновешенными остаются только моменты от центробежных сил и сил инерции ПДМ первого и второго порядков, которые были рассчитаны для каждой схемы.
В этом нетрудно убедиться, выполнив соответствующие вычисления, используя универсальную методику исследования номинальной уравновешенности различных компоновочных схем, рассмотренную в параграфе 3.3. Следует отметить, что вертикальную и горизонтальную составляющие результирующих от действующих силовых факторов удобно представлять в относительных (безразмерных) единицах. Это обеспечивает простоту анализа и многовариантность расчета, позволяя, в случае необходимости, варьировать параметрами двигателей (т, г, 1, со, а).
В качестве примера представим анализ уравновешенности шестицилиндрового V-образного двигателя с у = 90. Ниже приведены результаты по соответствующим составляющим равнодействующих от неуравновешенных возмущений. Кроме того, были определены их амплитудные значения.
Результирующий моментМс = 3,464тггьУа не зависит от угла поворота кривошипа и действует во вращающейся плоскости, составляющей с плоскостью первого кривошипа угол 30. Он может быть уравновешен с помощью противовесов, устанавливаемых на продолжении двух крайних щек коленчатого вала, в плоскости, составляющей с плоскостью первого колена угол 30.
В табл. 3.2 сведены результаты анализа уравновешенности моментов от центробежных сил инерции вращающихся масс Мс исследуемого семейства двигателей. На рис. З.б представлена зависимость амплитудных значений относительного момента сил инерции вращающихся масс М/ от угла развала цилиндров у.
Идентификация математической модели расчета колебаний
Выполним теоретическое исследование вынужденных колебании шестицилиндровых четырехтактных V-образных двигателей с углами развала цилиндров у-10, 20, 30, 60, 90, 120, 150, 180 на неподвижном основании ТС с целью сравнительной оценки возбуждаемых этими двигателями колебаний от гармоник крутящего момента и моментов сил инерции ПДМ первого Mj\ и второго Мр__ порядков. Известно, что в этих компоновках не уравновешен также момент сил инерции вращающихся масс Мс. Однако данный силовой фактор не учитывается в расчетах вследствие его уравновешивания системой противовесов.
Кроме того, в шестицилиндровом V-образном двигателе с у- 90 уравновешивание Mj\ выполняется совместно с Мсу поэтому он также не фигурирует в уравнениях вынужденных колебаний; в шестицилиндровой V-образной компоновке с у = 180 момент сил инерции ПДМ второго порядка уравновешен (см. главу 3). С точки зрения номинальной уравновешенности интересна компоновка с углом развала цилиндров у = 60. Выявлено, что в ней выражение для М-2 не зависит от УПКВ. Результаты исследования колебаний подтверждаются экспериментальными и расчетными данными, приведенными в литературе [70, 114, 120].
Для любого автомобильного двигателя, имеющего равномерное чередование рабочих ходов, частота колебаний опрокидывающего момента может быть подсчитана по следующей формуле [117]: «.-—"(ГЦ), (4-3) 60г где п - число оборотов двигателя; г - число цилиндров двигателя; т - коэффициент, учитывающий тактность двигателя (т = 1 - для двухтактного; т = 2 - для четырехтактного). Для двигателей, имеющих неравномерное чередование вспышек, частота колебаний опрокидывающего момента определяется согласно выражению \= (ГЦ), (4-4) 60 тТ где Т- период колебаний опрокидывающего момента.
Из приведенных выше формул 4.3 и 4.4 следует, что частота колебаний опрокидывающего момента шестицилиндрового четырехтактного двигателя, имеющего равномерное чередование рабочих ходов (через 120), в два раза 114 больше частоты колебаний опрокидывающего момента шестицилиндрового четырехтактного двигателя, имеющего распространенное неравномерное чередование раоочих ходов (90-150-90-150-90-150). Так, для шестицилиндрового V-образного двигателя с углом развала цилиндров у = 60 и шестью кривошипами под углом 5 = 60 (120-120-120-120-120-120) частота низшего порядка гармонических составляющих крутящего момента равна — Гц (то же получается и в рядной компоновке). Для 60 шестицилиндрового V-образного двигателя с углом развала цилиндров у = 90 и тремя кривошипами под углом 5=120 (90й-150-90о-150о-90-150о) она составляет — Гц, Известно, что по уровню вибрации, возбуждаемой первой 60 компоновкой, она практически эквивалентна шестицилиндровой рядной [114].
Следует отметить шестицилиндровую V-образиую компоновку с углом развала цилиндров у = 60 и тремя кривошипами под углом 5 = 120, в которой наибольшая равномерность рабочих ходов (120-180-120- .1.20-60-120) обеспечивается при порядке работы 1-3-5-4-6-2. Здесь частота низшего 0,5» порядка гармонических составляющих равна 1 ц. 1 аким образом, частота низшего порядка гармонических составляющих крутящего момента шестицилиндрового четырехтактного двигателя с РЧВ в шесть раз выше частоты колебаний крутятцего момента шестицилиндрового четырехтактного двигателя, имеющего неравномерное чередование вспышек, с периодом изменения крутящего момента, равным 720. В то же время при порядке работы 1-4-2-5-3-6 в данной компоновке получается следующее чередование вспышек: 60-180о-60о-180о-60о-180, и частота низшего порядка 1,5«
