Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопросов по критериальным оценкам неуравновешенности двигателей, созданию дизелей с нечетным количеством колен коленчатого вала, изучению низкочастотной вибрации дизелей 10
1.1. Схемы кривошипных заклинок коленчатых валов однородных двигателей внутреннего сгорания 10
1.2.Механизмы уравновешивания двигателей внутреннего сгорания 13
1.3.Обзор некоторых существующих силовых дизельных установок с коленчатыми валами с нечетным количеством колен 15
1.4.Краткий обзор работ и методик по исследованию вибрации силовых установок 19
1.5 .Выводы 25
Глава 2. Теоретическое исследование неуравновешенности однорядных однородных пятицилиндровых, семицилиндровых и девятицилиндровых двигателей внутреннего сгорания 27
2.1. Метод расчета теоретической внешней и внутренней неуравновешенности двигателей 27
2.2. Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных пятицилиндровых двигателей 31
2.3. Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных семицилиндровых двигателей 34
2.4. Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных девятицилиндровых двигателей 41
2.5.Выводы 54стр.
Глава 3. Расчетно-экспериментальное исследование показателей неуравновешенности и низкочастотной вибрации среднеоборотных дизель-генераторов методом статистических исследований 56
3.1. Расчет суммарных остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции кривошипно-шатунных механизмов двигателя 56
3.1.1. Математическое моделирование кинематики кривошипно-шатунных механизмов двигателя 56
3.1.2. Статистическое распределение и расчет массовых и геометрических характеристик кривошипно-шатунных механизмов 64
3.1.3. Определение остаточных суммарных неуравновешенных сил и моментов сил инерции кривошипно-шатунных механизмов первого и второго порядков 71
3.1.4. Определение остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции первого и второго порядковдизелей 12ЧН26/26, 16ЧН26/26,
10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26 75
3.2. Анализ результатов расчета показателей уравновешенности дизелей 76
3.2.1. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 16ЧН26/26 методом статистических исследований 76
3.2.2. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 10ЧН26/26 методом статистических исследований 77
3.2.3. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 14ЧН26/26 методом статистических исследований 78
3.2.4. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 18ЧН26/26 методом статистических исследований 79
3.3. Критерии неуравновешенности двигателей, основанные на понятиях о среднем значении и среднеквадратическом отклонении амплитуд сил и моментов сил инерции 80
3.4. Расчет опрокидывающих моментов среднеоборотных дизелей 92стр.
3.5. Критерии неуравновешенности двигателей от опрокидывающих моментов 95
3.6. Расчетная математическая модель дизель-генератора и методика расчета установившихся низкочастотных колебаний 96
3.7. Вынуждающие силы и моменты сил валопровода дизель-генератора 103
3.8. Применение методик расчета вынуждающих сил, свободных и вынужденных низкочастотных колебаний для дизель-генератора 16ЧН26/26 103
3.9. Результаты расчета свободных колебаний дизель- генератора 16ЧН26/26 105
3.10. Результаты расчета вынужденных колебаний дизель-генератора 16ЧН26/26 ПО
3.11. Критерии неуравновешенности двигателей от сил и моментов сил инерции, основанные на понятии о допустимой нагрузке 115
3.12. Влияние остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции КШМ на амплитуды низкочастотных колебаний двигателя 119
3.13. Выводы 121
Глава 4. Экспериментальное исследование низкочастотной вибрации среднеоборотного дизель-генератора 123
4.1. Методика проведения испытаний и аппаратура 123
4.2. Краткое описание дизель-генератора 16ЧН26/26 124
4.3. Техническое описание виброанализатора 3513 фирмы «Брюль и Къер» 126
4.4. Сравнение экспериментальных и расчетных исследований
низкочастотной вибрации среднеоборотного дизель-генератора 131
4.5. Выводы 135
Основные результаты и выводы 136
Список литературы 138
- Схемы кривошипных заклинок коленчатых валов однородных двигателей внутреннего сгорания
- Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных семицилиндровых двигателей
- Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 14ЧН26/26 методом статистических исследований
- Техническое описание виброанализатора 3513 фирмы «Брюль и Къер»
Введение к работе
Поршневые кривошипные двигатели передают на фундамент или устройство, его заменяющие (раму, опоры) постоянные и переменные силы и моменты. Вибрации силовых установок вызывают вибрации на рабочих местах обслуживающего персонала, сбои в работе приборов и вспомогательных агрегатах, также чем больше внешние неуравновешенные силы и моменты сил, тем больших размеров должен быть фундамент и стоимость его сооружения. Значительные внешние неуравновешенные силы и моменты сил приводят к трудностям эксплуатации дизельных установок в определенных условиях, например на транспортных средствах, при установке на слабых грунтах или на сваях. С ростом форсирования двигателей по мощности (рабочему процессу) увеличиваются амплитуды переменных составляющих опрокидывающего момента, которые влияют на неуравновешенность и вибрацию, увеличивается влияние неидентичности мощности, вырабатываемой в цилиндрах дизеля. В связи с повышающимися требованиями к допустимой вибрации силовых установок необходимо обеспечивать низкий уровень неуравновешенности как от сил и моментов сил инерции, так и от опрокидывающих моментов. Для этого требуются критерии неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания.
Особенно важно улучшение критериальной оценки неуравновешенности для среднеоборотных дизелей, так как детали кривошипно-шатунных механизмов обладают достаточно большой массой при частоте вращения коленчатого вала 500...1200 мин"1.
В настоящее время для оценки неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания (ДВС), в основном, применяются критерии Каца, Стечкина и Климова [71]. При определении действующих на двигатель амплитудных значений сил и моментов сил инерции при расчете по указанным критериям принимается, что геометрические и массовые характеристики деталей кривошипно-шатунных механизмов (КШМ) идентичны.
7 Расчету неуравновешенности многоцилиндровых двигателей посвящена
статья Дину Тараза [130]. Автор статьи предлагает учитывать при расчете
остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции КШМ
технологические допуски на возвратно-поступательно движущуюся массу
КШМ, радиусы кривошипов и углы заклинки кривошипов. Отклонения от
номинальных значений принимаются распределенными по нормальному
закону. В статье исследуются только рядные двигатели.
В работе Григорьева Е.А. [25] рассмотрены теоретические и экспериментальные методы анализа номинальных, а также случайных составляющих сил инерции, связанных с отклонениями параметров КШМ. Оценку отклонений предлагается производить, основываясь на законах нормального распределения и равномерной плотности.
Опыт производства Коломенским заводом теоретически уравновешенных среднеоборотных дизелей типоразмеров ЧН26/26 и ЧН30/38 показал, что каждый двигатель имеет свою картину протекания процессов низкочастотной вибрации и ее уровень на двигателях одной модификации может отличаться в несколько раз. Это обусловлено остаточными небалансами элементов валопровода, неуравновешенными силами и моментами сил инерции, зависящими как от конструктивных особенностей двигателя, так и от технологических отклонений деталей КШМ.
К основным конструктивным особенностям двигателя, влияющим на динамику КШМ, можно отнести:
Число и расположение цилиндров (рядные, V-образные или иные ДВС).
Диаметр цилиндра и ход поршня.
Кривошипная схема и чередование вспышек по цилиндрам.
Длина шатуна.
Массы элементов КШМ- шатунов, поршней, колен KB и других.
В диссертации расчеты проводились для среднеоборотных дизелей типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод». Эти дизели широко
8 применяются на железнодорожном транспорте, в качестве силовых установок для карьерных большегрузных автосамосвалов, судов, буровых установок, передвижных, стационарных и судовых электростанций. Большое преимущество Коломенских дизелей в высокой унификации узлов, что обеспечивает эффективность производства, эксплуатации и ремонта. В силу этой специфики влияние ряда конструктивных параметров КШМ на неуравновешенность не рассматривалось, поскольку их изменение повлекло бы глобальное изменение конструкции дизелей ЧН26/26, которое экономически нецелесообразно. Поэтому не рассматривались влияние на неуравновешенность: угла развала между цилиндрами V-образных дизелей, угла прицепа прицепного шатуна, длины шатунов, радиус кривошипа. Несмотря на это разработанные расчетные методики, представленные ниже, позволяют в общем случае исследовать влияние всех вышеперечисленных параметров на неуравновешенность.
В качестве технологических факторов в настоящей диссертации учитываются распределения характеристик элементов КШМ двигателей: масс главных и прицепных поршней;масс комплекта шатунов;масс главных шатунов;расстояний от оси поршневого пальца до центра масс главного шатуна;расстояний от оси поршневого пальца прицепного шатуна до центра масс;углов отклонений колен от чертежного.
По данным взвешиваний шатунно-поршневых комплектов более чем 1000 дизель-генераторов Коломенского завода было выявлено отличие от нормального закона распределения масс шатунов. Исходя из этого, критерии неуравновешенности должны учитывать влияние конструктивных и технологических факторов на неуравновешенность ДВС при произвольном виде закона распределения параметров деталей КШМ.
Важным направлением совершенствования локомотивных двигателей является повышение их удельной мощности, которое достигается форсированием рабочего процесса при неизменном количестве цилиндров,
9 либо с одновременным их уменьшением. В первом случае решается задача увеличения агрегатной мощности, а во втором, как правило, ее сохранение с одновременным снижением веса и габаритов двигателя. Причем, наиболее часто, из-за ограничения мощности и веса локомотива, конструкторам приходится решать вторую задачу. Такая задача может быть решена введением в традиционный типоразмер ЧН26/26 нового ряда V-образных дизелей - 10-ти, 14-ти и 18-ти цилиндровых модификаций.
Для двигателей уравновешенность во многом определяется кривошипной схемой. Западные фирмы (MAN B&W, Wartsila, Rolls-Royce) выпускают рядные (5, 7, 9 цилиндров) и V-образные (10, 14, 18 цилиндров) дизели с коленчатыми валами с равными углами между коленами для обеспечения равномерного протекания крутящего момента. Для уменьшения влияния неуравновешенности по моментам первого и второго порядков двигатель устанавливается на податливые виброизоляторы, также применяются уравновешивающие механизмы. Но применение механизмов уравновешивания ведет к усложнению конструкции двигателя и уменьшению механического к.п.д., что отрицательно сказывается на экономичности двигателя. Поэтому следует рассмотреть применение кривошипных схем с неравными углами между кривошипами. В ряде случаев и при использовании податливых виброизоляторов, применение кривошипных схем с неравными углами между кривошипами позволит отказаться от использования механизмов уравновешивания.
Цель работы: 1. Разработка критериев неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания от сил и моментов сил инерции, учитывающих конструктивные и технологические факторы.
2.Разработка критериев неуравновешенности ДВС от опрокидывающих моментов, учитывающие конструктивные факторы и неидентичность цилиндровой мощности.
10 3.Определение кривошипных схем коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания с количеством колен пять, семь и девять с минимальной внешней неуравновешенностью от действия сил и моментов сил инерции и рекомендации по созданию уравновешивающих механизмов. 4.Практические рекомендации по созданию среднеоборотных дизелей с нечетным количеством колен коленчатого вала типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод».
При разработке критериев неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков и от опрокидывающих моментов применялись методы теории вероятности и элементы математической статистики.
Для исследования сил и моментов сил инерции первого и второго порядков, действующих в двигателях внутреннего сгорания, использовалось компьютерное моделирование кинематики и динамики кривошипно-шатунных механизмов с использованием метода статистических исследований (Монте-Карло) и заданием исходных данных в виде статистических рядов распределения.
Экспериментальный материал по низкочастотным колебаниям силовых дизельных установок получен при динамических испытаниях большой партии среднеоборотных тепловозных дизель-генераторов 16ЧН26/26.
Для исследования теоретической неуравновешенности однорядных пятицилиндровых, семицилиндровых и девятицилиндровых дизелей и определения кривошипных схем коленчатых валов (KB) с минимальной неуравновешенностью применялись специальные компьютерные программы расчета относительных внешней и внутренней неуравновешенностей от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков с отбором схем с минимальными показателями внешней неуравновешенности.
Научную новизну в диссертационной работе представляют: 1. Разработанные критерии неуравновешенности ДВС от сил и моментов сил
инерции, которые позволяют учитывать влияние конструктивных особенностей и технологических отклонений деталей КШМ на неуравновешенность.
Критерии неуравновешенности ДВС от опрокидывающих моментов, которые учитывают влияние неидентичности мощности, вырабатываемой в цилиндрах.
Варианты кривошипных схем девятиколенного KB, использование которых в среднеоборотных ДВС не влечет за собой необходимости применения уравновешивающих устройств и новые кривошипные схемы KB с количеством колен пять и семь.
Разработанный принцип совместного уравновешивания сил и моментов сил инерции второго порядка при минимизации до допустимого уровня сил инерции первого порядка, который позволит существенно уменьшить габарит и вес механизма уравновешивания.
Практическая ценность полученных результатов состоит:
в применении созданных критериев неуравновешенности ДВС на ОАО «Коломенский завод»;
в применении полученных кривошипных схем KB с нечетным количеством колен для расширения мощностного ряда среднеоборотных дизелей ОАО «Коломенский завод»;
в применении методик и компьютерных программ по расчету неуравновешенности и низкочастотных колебаний виброизолированных двигателей в практике конструкторских бюро ОАО «Коломенский завод»;
в обосновании установления технологических допусков на изготовление основных элементов кривошипно-шатунного механизма, исходя из ожидаемого уровня
неуравновешенности.
Схемы кривошипных заклинок коленчатых валов однородных двигателей внутреннего сгорания
Определение кривошипных схем коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания с количеством колен пять, семь и девять с минимальной внешней неуравновешенностью от действия сил и моментов сил инерции и рекомендации по созданию уравновешивающих механизмов. 4.Практические рекомендации по созданию среднеоборотных дизелей с нечетным количеством колен коленчатого вала типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод». При разработке критериев неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков и от опрокидывающих моментов применялись методы теории вероятности и элементы математической статистики. Для исследования сил и моментов сил инерции первого и второго порядков, действующих в двигателях внутреннего сгорания, использовалось компьютерное моделирование кинематики и динамики кривошипно-шатунных механизмов с использованием метода статистических исследований (Монте-Карло) и заданием исходных данных в виде статистических рядов распределения. Экспериментальный материал по низкочастотным колебаниям силовых дизельных установок получен при динамических испытаниях большой партии среднеоборотных тепловозных дизель-генераторов 16ЧН26/26. Для исследования теоретической неуравновешенности однорядных пятицилиндровых, семицилиндровых и девятицилиндровых дизелей и определения кривошипных схем коленчатых валов (KB) с минимальной неуравновешенностью применялись специальные компьютерные программы расчета относительных внешней и внутренней неуравновешенностей от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков с отбором схем с минимальными показателями внешней неуравновешенности. Научную новизну в диссертационной работе представляют: 1. Разработанные критерии неуравновешенности ДВС от сил и моментов сил инерции, которые позволяют учитывать влияние конструктивных особенностей и технологических отклонений деталей КШМ на неуравновешенность.
2. Критерии неуравновешенности ДВС от опрокидывающих моментов, которые учитывают влияние неидентичности мощности, вырабатываемой в цилиндрах. 3. Варианты кривошипных схем девятиколенного KB, использование которых в среднеоборотных ДВС не влечет за собой необходимости применения уравновешивающих устройств и новые кривошипные схемы KB с количеством колен пять и семь. 4. Разработанный принцип совместного уравновешивания сил и моментов сил инерции второго порядка при минимизации до допустимого уровня сил инерции первого порядка, который позволит существенно уменьшить габарит и вес механизма уравновешивания. Практическая ценность полученных результатов состоит: 1. в применении созданных критериев неуравновешенности ДВС на ОАО «Коломенский завод»; 2. в применении полученных кривошипных схем KB с нечетным количеством колен для расширения мощностного ряда среднеоборотных дизелей ОАО «Коломенский завод»; 3. в применении методик и компьютерных программ по расчету неуравновешенности и низкочастотных колебаний виброизолированных двигателей в практике конструкторских бюро ОАО «Коломенский завод»; 4. в обосновании установления технологических допусков на изготовление основных элементов кривошипно-шатунного механизма, исходя из ожидаемого уровня неуравновешенности. Глава 1. Состояние вопросов по критериальным оценкам неуравновешенности двигателей, созданию дизелей с нечетным количеством колен коленчатого вала, изучению низкочастотной вибрации дизелей 1.1. Схемы кривошипных заклинок коленчатых валов однородных двигателей внутреннего сгорания Если результирующие центробежных сил инерции и их моментов, а также сил инерции первого и второго порядков и их моментов равны нулю, двигатели называют уравновешенными. Центробежные силы рассматриваться далее в обзоре не будут, так как они эффективно уравновешиваются нащечными противовесами коленчатого вала. Схемы кривошипных заклинок коленчатых валов однорядных однородных ДВС будут оцениваться по относительным параметрам внешней и внутренней неуравновешенности от сил инерции и моментов сил инерции первого и второго порядков. Приближенно, исследуя уравновешенность V-образных ДВС, их можно представлять в виде двух однорядных двигателей, плоскости симметрии которых составляют между собой угол у [71, С.207]. Тогда V-образный двигатель будет уравновешен при условии, что будут уравновешены два входящие в него однорядные двигатели [71, С.207]. Амплитуды сил и моментов сил инерции V-образного двигателя можно записать в виде
Pl ,P2 ,Mi ,M2 - наибольшие амплитуды сил и моментов сил инерции первого и второго порядков V-образного двигателя; Pi, Р2, Mj, М2 -наибольшие амплитуды моментов сил инерции первого и второго порядков 13 однорядного двигателя; г\, Є2 - коэффициенты отношения наибольших амплитуд сил и моментов сил инерции V-образного двигателя к таковым соответствующих однорядных двигателей [71, С.218]. Наибольшие амплитуды моментов сил инерции первого и второго порядков однорядного двигателя определяются кривошипной схемой КВ. Так как г\, Є2 зависят от большого количества факторов, в настоящей диссертации исследование кривошипных схем проводилось только для однорядных двигателей, хотя как видно из формул (1.1-1.4) чем лучше уравновешенность, обеспеченная за счет кривошипной схемы, тем лучше уравновешенность соответствующего V-образного двигателя. Кривошипные схемы заклинок коленчатых валов рассмотрены в работах [71, 28]. В работе Степанова М.Г. [75] было проведено исследование внешней неуравновешенности газомотокомпрессоров, где определялись их оптимальные порядки работы, но только для однородных двухтактных рядных двигателей с равномерной и неравномерной заклинкой кривошипов коленчатого вала. Проведем оценку кривошипных схем коленчатых валов однорядных однородных двигателей, которые имеют хорошие показатели параметров уравновешенности, опубликованных в технической литературе или в патентах. Кривошипная схема заклинки пятиколенного коленчатого вала [103] (рис. 1.1) имеет порядок заклинки кривошипов 14325. Схема имеет недостатки: внешние силы инерции и момент сил инерции в случае применения для среднеоборотных дизелей требуют уравновешивающих устройств по 2-му порядку, углы между кривошипами рассчитаны с точностью до тысячных градуса -такая точность не осуществима в реальном производстве. Достоинства схемы - не требуется уравновешивающих устройств по первому порядку. Кривошипная схема заклинки пятиколенного коленчатого вала [71, С.81], порядок заклинки кривошипов 14325 (рис.2.1). Недостаток- относительные неуравновешенные внешние моменты сил инерции в случае применения для
Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных семицилиндровых двигателей
Для расчета кривошипных схем с точностью до десятых градуса относительно выбранных неравномерных кривошипных схем выбираются три кривошипные заклинки с минимальными показателями относительной неуравновешенности. Варьирование осуществлялось следующим образом: интервалы расчета оставались такими же, как и в случае неравномерных кривошипных схем с целыми углами, а к выбранным углам между кривошипами прибавлялись десятые градуса.
Введем обозначения для параметров неуравновешенности: Н - расстояние между соседними цилиндрами (отсеками), принято Н=0.38 м; ml -внешний относительный неуравновешенный момент сил инерции первого порядка; т2 -внешний относительный неуравновешенный момент сил инерции второго порядка; ф 1 - фаза внешнего неуравновешенного момента сил инерции первого порядка; ф2 - фаза внешнего неуравновешенного момента сил инерции второго порядка; pi - внешняя относительная неуравновешенная сила инерции первого порядка; р2 -внешняя относительная неуравновешенная сила инерции второго порядка; ф 1 - фаза внешней неуравновешенной силы инерции первого порядка; ф2 - фаза внешней неуравновешенной силы инерции второго порядка; тс -внутренний относительный неуравновешенный момент сил инерции первого порядка; фс - фаза внутреннего неуравновешенного момента сил инерции первого порядка.
Для V-образных и рядных дизелей размерности ЧН26/26 максимальная величина суммарных остаточных сил и моментов сил инерции, при которых не требуется специальных мер по их устранению (например, механизм уравновешивания) приблизительно составляет: для сил первого и второго порядка «2900 Н, для моментов первого и второго порядка «2900 Н м; в относительных единицах - pl,ml 0.063 и р2,т2 0.41. Амплитуда относительного внутреннего неуравновешенного момента должна быть менее 35 2, исходя из допускаемой деформации блока цилиндров.
В компьютерных программах перебираются последовательно все возможные варианты кривошипных схем с целыми углами между кривошипами. Для девятиколенного KB это 362880 вариантов, для семиколенных-5040 вариантов, для пятиколенных-120 вариантов. 2.2. Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных пятицилиндровых двигателей Критерии отбора при расчете вариантов равномерных кривошипных схем принимались следующие: ml 1.6; ш2 9.0. Результаты расчета относительной неуравновешенности равномерных кривошипных схем приведены в таблице 1. Значение тс «1.4. На основании полученных результатов можно сделать вывод, что наилучшие порядки кривошипных схем для пятиколенных коленчатых валов с точки зрения неуравновешенности - это 15234 или 14325 (отличия в фазах). Для дальнейшего варьирования целыми углами между кривошипами была выбрана равномерная кривошипная схема 15234. Для неравномерной кривошипной схемы 15234 углы между кривошипами последовательно изменяются на отрезке [-60 до 60] относительно равномерной кривошипной схемы (рассчитываются все возможные на этом отрезке комбинации), при этом ml О.006 , pl 0.06. Кривошипные схемы с минимальной неуравновешенностью для двух случаев расположения центра тяжести силовой установки отличаются. С учетом этого расчет производился дважды - для каждого из случаев. Результаты расчетов приведены в таблице 2. Для расчета кривошипных схем с точностью до десятых градуса относительно выбранных неравномерных кривошипных схем были выбраны: 1. Для случая дизеля углы между первым и i-тым кривошипом составляют у12=140, у13= 207, у 14= 275, у15= 55; 2. Для случая дизель-генератора углы между первым и i-тым кривошипом составляют у12=140, у13= 207, у14= 275, у15= 55. Результаты расчетов приведены в таблице 3. На основании полученных результатов расчета и минимизации неуравновешенности возможно создать рядный среднеоборотный дизель 5ЧН26/26 с оригинальным механизмом уравновешивания.
В отечественном дизелестроении в качестве механизмов уравновешивания, в основном, применяются шестерни с грузами с раздельным уравновешиванием сил инерции и моментов сил инерции, при этом такие механизмы по первому порядку будут иметь значительные габариты, что является недостатком. В связи с этим имеет смысл проектировать коленчатые валы с минимальной неуравновешенностью по первому порядку [35]. Разработанная кривошипная схема пятиколенного коленчатого вала обеспечивает незначительную внешнюю неуравновешенность по первому порядку. Механизм уравновешивания реализует совместное уравновешивание сил инерции второго порядка и моментов сил инерции второго порядка на общих шестернях, что уменьшает весогабаритные показатели уравновешивающего устройства. Для коленчатого вала дизеля 5ЧН26/26 была выбрана кривошипная схема 15234.
В качестве исходных данных в расчете принимались следующие параметры: диаметр цилиндра d=0.26 м; ход поршня S=0.26 м; частота вращения коленчатого вала nnom=1100 мин"; постоянная кривошипно-шатунного механизма А,=0.224; число цилиндров і=5; масса поступательно-движущейся части кривошипно-шатунного механизма mr=52 кг; расстояние между осями цилиндров Н0=0.38 м; расстояние между плоскостями уравновешивания L=2.1 м; центр тяжести находится в середине КВ.
Подбиралась схема заклинки кривошипов таким образом, чтобы внешняя
37 неуравновешенность первого порядка была бы минимальной и угол между фазами действия относительного неуравновешенного внешнего момента сил инерции второго порядка и силами инерции второго порядка был равен 90. Выбрана схема с углами между кривошипами (по обходу кривошипов)
Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 14ЧН26/26 методом статистических исследований
Расчетные амплитуды гармонических составляющих вертикальных сил инерции первого порядка изменяются от 0 до 4500 Н. Наиболее вероятные значения амплитуд этих сил инерции находятся на отрезке [700...2000] Н. Из практического опыта Коломенского завода известно, что дизель-генераторы с такими силами инерции соответствуют нормам вибрации на дизель-генераторы, а значения амплитуд «3100 Н для сил и «3100 Н м для моментов сил превышать нежелательно.
Расчетные амплитуды гармонических составляющих поперечных сил инерции первого порядка в 1.5... 1.8 раз меньше расчетных амплитуд гармонических составляющих вертикальных сил инерции первого порядка. Диапазон изменения амплитуд поперечных сил инерции первого порядка лежит в пределах 0...2500 Н. Наиболее вероятные значения- 500... 1200 Н, что вполне допустимо для дизель-генератора 16ЧН26/26. Расчетные амплитуды гармонических составляющих вертикальных и поперечных сил инерции второго порядка незначительны. Амплитуды вертикальных сил инерции второго порядка в 2...2.5 раза больше амплитуд поперечных сил инерции второго порядка. Наиболее вероятные значения амплитуд вертикальных сил инерции изменяются в диапазоне 100...600 Н, амплитуды поперечных сил инерции - 50...250 Н. Амплитуды гармонических составляющих моментов сил инерции второго порядка, действующих вокруг оси Oz, изменяются от 0 до 3000 Н м, амплитуды гармонических составляющих моментов сил инерции второго порядка, действующих вокруг оси Оу изменяются в диапазоне 0...4700 Н м. Наиболее вероятные значения амплитуд моментов сил инерции, действующих вокруг оси Oz - 500... 1500 Н м, вокруг оси Оу - 1000...2000 Н м. Значения амплитуд гармонических составляющих моментов сил инерции второго порядка, действующих вокруг оси Oz и Оу соответственно составляют 82 0...520 Н м и 0...1250 Н м, что является допустимым. 10ЧН26/26 методом статистических исследований Для того, чтобы амплитудные значения сил и моментов сил инерции первого порядка не превышали желательного уровня («3100 Н для сил и «3100 Н м для моментов сил), были уменьшены допуски на углы отклонений колен от чертежного до 0.1, что технологически возможно, и массы прицепных и главных поршней были ограничены от 36.5 кг до 37.0 кг. При соблюдении рекомендованных допусков, амплитуды вертикальных гармонических составляющих суммарных сил инерции изменятся в пределах 0...3100Н, поперечных-0...1400 Н (рис.3.13-3.20). Значения амплитуд гармонических составляющих моментов сил инерции первого порядка теоретически будут изменятся: действующие вокруг оси Oz в пределах 0...1100 Н м; действующие вокруг оси Оу в пределах 0...2200 Н м.
Силы и моменты сил инерции второго порядка необходимо уравновешивать. Для этого можно применить механизм уравновешивания, рассмотренный в 2.2. Разброс значений остаточной неуравновешенности по силам и моментам сил второго порядка невелик и составляет 2...10 %. Продольные силы (вдоль оси Ох) инерции и моменты сил инерции, действующие вокруг оси Ох первого и второго порядка весьма малы, поэтому на графиках не представлены. С целью обеспечения желательного уровня амплитудных значений сил и моментов сил инерции первого порядка («3100 Н для сил и «3100 Н м для 83 моментов сил), были уменьшены допуски на углы отклонений колен от чертежного до 0.1, что технологически возможно, и массы прицепных и главных поршней были ограничены от 36.5 кг до 37.0 кг, как и для дизеля 10ЧН26/26. При соблюдении рекомендованных допусков, амплитуды вертикальных гармонических составляющих суммарных сил инерции первого порядка изменятся в пределах 0...4500 Н, поперечных - 0...1800 Н (рис.3.21-3.28).
Амплитуды гармонических составляющих моментов сил инерции первого порядка изменятся: действующие вокруг оси Oz в пределах 0...2400 Н м; действующие вокруг оси Оу в пределах 0...5900 Н м. Надо отметить, что наиболее вероятные значения моментов сил инерции первого порядка, действующие вокруг оси Оу лежат в диапазоне 1000...3500 Н м, что допустимо. Моменты сил инерции второго порядка необходимо уравновешивать. Для этого можно применить механизм уравновешивания, аналогичный рассмотренному в 2.2. Уравновешивать необходимо гармонические составляющие моментов, действующие вокруг оси Оу, наиболее вероятные значения которых составляют 5600...6300 Н м. Продольные силы (вдоль оси Ох) инерции и моменты сил инерции, действующие вокруг оси Ох первого и второго порядка очень малы, поэтому на графиках не представлены. С целью обеспечения желательного уровня амплитудных значений сил и моментов сил инерции первого порядка (»3100 Н для сил и «3100 Н м для моментов сил), были уменьшены допуски на углы отклонений колен от чертежного до 0.1, что технологически возможно, и массы главных и 84 прицепных поршней были ограничены от 36.5 кг до 37.0 кг, как и для дизеля 10ЧН26/26. При соблюдении рекомендованных допусков, амплитуды вертикальных гармонических составляющих сил инерции первого порядка изменятся в пределах 0...4000 Н, поперечных - 0...1800 Н (рис.4.29-4.36).
Амплитуды гармонических составляющих моментов сил инерции первого порядка изменятся: действующие вокруг оси Oz в пределах 0...2200 Н м; действующие вокруг оси Оу в пределах 0...6700 Н м. Надо отметить, что наиболее вероятные значения моментов сил инерции первого порядка, действующие вокруг оси Оу лежат в диапазоне 1000...4000 Н м, что допустимо. Значения амплитуд гармонических составляющих сил инерции второго порядка составляют: вертикальных 200...2000 Н; поперечных 100...800Н. Значения амплитуд гармонических составляющих моментов сил инерции второго порядка, действующих вокруг оси Oz и Оу соответственно составляют 700...1400 Н м и 1600...3800 Н м. Наиболее вероятные значения амплитуд гармонических составляющих моментов сил инерции второго порядка, действующих вокруг оси Oz и Оу соответственно составляют 900...1200 Н м и 2400...3200 Н м, что является допустимым. Продольные силы (вдоль оси Ох) инерции и моменты сил инерции, действующие вокруг оси Ох весьма малы, поэтому на графиках не представлены.
Техническое описание виброанализатора 3513 фирмы «Брюль и Къер»
На основании полученных расчетных теоретических данных можно сделать следующие выводы: 1. Разработаны критерии степени неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания от сил и моментов сил инерции КШМ, учитывающие конструктивные и технологические особенности КШМ, и от опрокидывающих моментов, учитывающие неидентичность среднеиндикаторного давления в цилиндровых отсеках дизеля. 2. Разработанные критерии степени неуравновешенности среднеоборотных дизелей от сил и моментов сил инерции- средние значения и среднеквадратические отклонения амплитуд внешних сил и моментов сил инерции первого и второго порядков- позволяют учесть конструктивные особенности и технологические отклонения деталей КШМ и за счет этого значительно повысить точность расчета. 3. Критерии степени неуравновешенности двигателей, от сил и моментов сил инерции КШМ основанные на понятии о допустимых нагрузках [(] и [Q/?] и вероятность Р их превышения в дизеле, позволяют связать суммарную нагрузку от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков, рассчитанных методом статистических исследований, с массой и габаритом силовой установки с ДВС. 4. Критерии степени неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания от опрокидывающих моментов позволяют оценить во сколько раз увеличивается соответствующая виброактивность ДВС при изменении амплитуд опрокидывающих моментов и какой вклад вносит каждая гармоническая составляющая опрокидывающего момента. 5. Возмущающие факторы дизель-генераторов являются случайными факторами и зависят от особенностей технологии изготовления и сборки элементов КШМ и валопровода. 6. Создана методика многовариантного расчета внешней неуравновешенности дизелей на базе метода статистических исследований с математическим моделированием кинематики и динамики кривошипно-шатунного механизма дизелей. 7. По методике многовариантного расчета внешней неуравновешенности дизелей на базе метода статистических исследований рассчитаны варианты V-образных дизелей на базе типоразмера 26/26 Коломенского завода 10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26 и даны рекомендации по установлению технологических допусков на детали КШМ и проектированию уравновешивающих механизмов. 8. Создана методика многовариантного расчета низкочастотных установившихся вынужденных колебаний виброизолированного дизель-генератора на базе метода статистических исследований. 9. С помощью многовариантного расчета низкочастотных установившихся вынужденных колебаний виброизолированного дизель-генератора возможно оценить влияние технологического допуска на общий уровень неуравновешенности и низкочастотной вибрации. 10.По графикам рис. 3.51-3.52 возможно оценивать влияние остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции КШМ на амплитуды сил и моментов сил инерции КШМ и амплитуды низкочастотных колебаний двигателей ЧН26/26.
Экспериментальное исследование низкочастотной вибрации среднеоборотного дизель-генератора Измерение вибрационных характеристик было проведено на Коломенском заводе для согласования технических условий на дизель-генератор 16ЧН26/26 [78]. Для получения объективных данных вибрации измерения проводились на большой партии (78 штук) дизель-генераторов 16ЧН26/26 в условиях стенда цеха машинной сборки и на тепловозах ТЭП70. В настоящей диссертации для анализа низкочастотных колебаний используются амплитудные значения виброперемещений, измеренных на лапе генератора в трех направлениях (рис. 4.1) при помощи портативного виброанализатора 3513 фирмы «Брюль и Къер», состоящего из портативного виброметра модели 2511 и перестраиваемого полосового фильтра типа 1621. Измерения вибрации проводились в различных режимах работы дизель-генератора при нагрузке по тепловозной характеристике, а для анализа плотности распределения вероятностей амплитуд колебаний взяты значения при номинальной частоте вращения вала дизеля при работе с номинальной нагрузкой. Схема измерения низкочастотных колебаний представлена на рис. 4.1, где 1- точка измерения продольной вибрации, 2- точка измерения поперечной вибрации, 3- точка измерения вертикальной вибрации. Максимальные значения амплитуд вибрации определялись как полусумма максимального размаха виброперемещения, как правило проявляющегося на оборотной частоте с учетом ее первых гармонических составляющих. При анализе уровней вибрации дизель-генератора наблюдается значительный разброс их значений, который возникает под влиянием факторов допускаемых при технологических отклонениях: при балансировке, сборке узлов, деталей, регулировке рабочего процесса и других, носящих случайный характер.
Особенностью конструктивной схемы двигателей ряда Д49 является их компоновка, сформированная по блочно-модульному принципу с максимальным агрегатированием конструкции и высокой унификацией узлов и деталей различных модификаций двигателей, что обеспечивает возможность создания новых модификаций с минимальными производственными затратами, а у потребителей позволяет организовать агрегатные виды ремонтов. К числу основных модулей относятся: -сварно-литой блок цилиндров (формирование картерной части блоков осуществляется набором унифицированных элементов - стальных стоек по числу цилиндров, свариваемых в автоматизированном комплексе); -цилиндровый комплект (образуется крышкой цилиндра и подвешенной к ней втулкой с механизмом поршня и шатуна); -лоток (корпус) с распределительным валом и механизмом для привода клапанов обоих рядов цилиндров в V-образном исполнении; -приводы газораспределения и навешенных механизмов (образуются коробчатыми двустенными корпусами со встроенными в них шестеренными механизмами, устанавливаются на торце блока в собранном и отрегулированном состоянии); -агрегаты газотурбинного наддува; -вал коленчатый в сборе с комбинированным антивибратором или демпфером.
