Delist.ru

Оценка влияния переменности инерционных характеристик силового агрегата на параметры колебательной системы двигателя - подвеска. (17.10.2008)

Автор: Карпов Максим Анатольевич

? модель 2 – по своим массово-инерционным характеристикам аналогична модели 1, однако возмущающая сила, соответствующая суммарным силам инерции II порядка возвратно-поступательно движущихся масс, приложена к центру масс силового агрегата. Такие схемы применяются при анализе колебаний двигателя на подвеске с помощью частотного метода в большинстве случаев;

? модель 3 – идентична модели 2, возмущающие силы инерции II порядка приложены по их линии действия вдоль осей соответствующих цилиндров;

? модель 4 – отличие от модели 1 в том, что реальный шатун заменён эквивалентной системой с двумя разнесенными массами. При этом сохраняется равенство масс и положение центра масс реального шатуна. Такую эквивалентную систему обычно применяют при расчёте динамики КШМ;

? модель 1.2 – модель рядного двухцилиндрового двигателя (2Р ДВС) с углом разворота кривошипов 3600, учитывает плоско-параллельное движение шатуна;

? модель 4.2 – модель 2Р ДВС с углом разворота кривошипов 3600, в которой реальный шатун заменён эквивалентной двухмассовой схемой.

Алгоритм расчёта, характеристики и схема закрепления опор моделей 1.2 и 4.2 аналогичны исходной модели 1, силы инерции I порядка уравновешены механизмом Ланчестера для возможности сравнения параметров колебаний с моделями 1 и 4, где силы инерции первого порядка самоуравновешены.

В общем случае, перемещение масс внутри корпуса двигателя, связанное с поступательным движением поршня и плоскопараллельным движением шатуна, приводит к возникновению переменных силовых факторов (сил инерции подвижных деталей) и изменению кинематических параметров колебательной системы (положение центра масс и момента инерции корпуса). Иллюстрация этого комплексного воздействия представлена на рис. 7. Частотный метод (модель 2) позволяет оценить только влияние силовых факторов, в то время как расчёты по методике, учитывающей подвижность масс внутри корпуса, дают иные результаты (модель 1): расхождение составляет от -23 до +2%. Необходимо отметить, что с позиции частотного метода (модель 2) колебания четырёх- и двухцилиндрового рядных двигателей (модели 1 и 1.2) с идентичными геометрическими и инерционными параметрами и уравновешенной силой инерции I порядка полностью совпадают, так как при равенстве масс возвратно-поступательно движущихся деталей единственным возбуждающим фактором является суммарная сила инерции II порядка, величина и направление действия которой одинаковы для рассматриваемых схем. В данном случае при сравнении АЧХ моделей 1.2 и 2 различия составляют от -6 до -58% (рис. 7).

Рис.7. Расчётные АЧХ вертикальных перемещений левой передней опоры для моделей 4Р и 2Р ДВС в сравнении с частотным методом

Результаты проверки допустимости приложения сил инерции к центру масс силового агрегата (модель 2), а не к элементам, движение которых вызывает эти силы (модель 3), приведены на рис. 8 в сравнении с исходным вариантом – моделью 1. Как видно из представленных зависимостей, приложение сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс по их реальной линии действия вносит значительные изменения в характер протекания АЧХ в вертикальной плоскости. Рассчитанные для моделей 2 и 3 амплитуды вибросмещений точек крепления задних опор в вертикальном направлении различаются на -48…+164% и на -5…-34% соответственно, причём отличия особенно заметны именно в области рабочих оборотов холостого хода. Полученные результаты свидетельствуют о необходимости учёта расположения точек приложения возмущающих сил при расчёте поведения двигателя на упругой подвеске.

Рис.8. Расчётные АЧХ вертикальных перемещений задней опоры для моделей 4Р ДВС в зависимости от точек приложения возмущающей силы

Влияние плоскопараллельного движения шатуна на колебания силового агрегата на подвеске представлено на примере 2Р ДВС (рис. 9) путём сравнения АЧХ моделей 1.2 и 4.2. Сравниваемые АЧХ в горизонтальном направлении носят принципиально иной характер (амплитуды перемещений точек крепления опор различаются на два порядка), в вертикальном направлении различия доходят до 46%. Таким образом, для двигателей, в которых движение шатунов вызывает изменение положения центра масс, исключение из анализа динамики шатуна приводит к возникновению значительных погрешностей при расчёте поведения силового агрегата на упругой подвеске.

Рис. 9. Расчётные АЧХ горизонтальных (Ох) и вертикальных (Oy) перемещений левой передней опоры модели 2Р ДВС

Для исследования влияния параметров конструкции подвески на амплитуды смещений точек крепления опор были проведены расчёты АЧХ по следующим моделям:

? модель 5 – отличается от исходной модели 1 увеличенной на 30% жёсткостью всех опор. Согласно данным других исследователей такое отклонение может наблюдаться в пределах одной партии деталей;

? модель 6 – отличается от исходной модели 1 увеличенной на 30% жёсткостью передней левой опоры;

? модель 7 – отличается от исходной модели 1 вертикальным (а не наклонным) расположением продольных осей передних опор;

? модель 13 – отличается от модели 1 смещенным центром тяжести силового агрегата на 10 мм в сторону от продольной и поперечной осей симметрии двигателя. Такое смещение может вызываться установкой дополнительных агрегатов (стартера, генератора, насоса усилителя рулевого управления и т.д.);

? модель 15 – отличается от исходной модели массами поршней, движущихся попарно в противоположных направлениях (?МП = 0,01 кг).

Рис. 10. Расчётные амплитуды вертикальных перемещений левой передней опоры при различной жёсткости упругих элементов подвески

Как и предполагалось, увеличение жёсткости упругих элементов подвески (рис. 10) при неизменном демпфировании ведёт к некоторому смещению собственных колебаний в область более высоких частот (модель 5). Изменение жёсткости только одной из опор (модель 6) способствует росту связности колебаний системы и при той же частоте резонанса меняет амплитуду как в до- так и в зарезонансной областях.

Вертикальное расположение упругих элементов передних опор (модель 7, рис. 11), хотя и приводит к уменьшению амплитуды собственных колебаний, но в то же время ощутимо (на 15…38%) увеличивает амплитуды в рабочем диапазоне оборотов холостого хода, что не очень оправданно для автомобильного двигателя. Смещение центра масс корпуса двигателя относительно его продольной плоскости симметрии (модель 13) способствует изменению положения осей инерции силового агрегата и, как следствие, увеличению связности колебаний. При этом амплитуды вертикальных перемещений одной из передних опор возросли на 3…22%, а другой, расположенной ближе к центру инерции силового агрегата, наоборот, – уменьшились на 4…24%.

Рис. 11. Расчётные амплитуды вертикальных перемещений левой передней опоры для различных параметров конструкции двигатель – подвеска

Влияние технологической неидентичности масс подвижных одноименных деталей силового агрегата на амплитуду колебаний на подвеске усиливается с ростом угловой скорости вращения КВ. Для случая, когда разномассовые поршни движутся попарно в противоположных направлениях (модель 15), влияние неуравновешенных сил инерции приводит к увеличению амплитуды колебаний в зарезонансной зоне на 4…26%.

ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ

Разработана методика моделирования поведения силового агрегата на упругих опорах, учитывающая влияние переменности массово-инерционных характеристик силового агрегата вследствие кинематической изменяемости КШМ, технологической неидентичности масс подвижных одноименных деталей и параметров упругих элементов подвески, а также особенностей установки двигателя на испытательном стенде.

Разработанный метод основан на применении хорошо апробированного аппарата аналитической механики и численном интегрировании полученных дифференциальных уравнений движения. Это даёт основание относиться к полученным результатам как к точным в пределах действия использованных допущений.

Сравнение экспериментальных и расчетных АЧХ показало высокую сходимость результатов, что позволяет сделать вывод о возможности применения разработанной методики для расчета параметров колебаний силового агрегата на подвеске.

Проведённые исследования подтвердили допустимость использования эквивалентной двухмассовой модели шатуна при расчёте колебаний 4Р ДВС на подвеске. Использование подобной модели для 2Р ДВС занижает значения амплитуды колебаний в вертикальном направлении на 2...46%, а в горизонтальном – более чем на порядок, в зависимости от частоты возбуждения системы двигатель - подвеска.

Проведённые исследования показали, что приложение сил инерции деталей КШМ по их реальной линии действия, а не к центру масс силового агрегата, существенно уточняет результаты расчёта колебаний двигателя на упругой подвеске. Различие результатов расчёта амплитуды колебаний на задней опоре для 4Р ДВС с приложением суммарной силы инерции подвижных деталей к центру масс силового агрегата составляет от -48 до +164% по отношению к расчётной схеме с учётом подвижности элементов КШМ. Приложение сил инерции по осям цилиндров снижает эту погрешность до -5… -34%.

Разработанная методика моделирования поведения силового агрегата на упругих опорах позволяет точнее рассчитывать АЧХ в сравнении с частотным методом, который не учитывает перемещения масс внутри корпуса. Проведённые расчёты амплитуды колебаний передних опор 4Р ДВС показывают, что использование частотного метода занижает результаты на 2...23%, для схемы 2Р ДВС эта погрешность составляет уже 6...58%, причём различия наиболее заметны в области рабочих оборотов холостого хода двигателя.

Проведён анализ влияния конструктивно–технологических особенностей элементов КШМ и упругой подвески на колебания силового агрегата. Показано, что для рядного четырёхцилиндрового двигателя разброс масс поршневого комплекта в пределах технологического допуска вызывает увеличение амплитуды колебаний с ростом частоты вращения КВ. В зависимости от расположения разномассовых деталей по цилиндрам это увеличение может составлять до 26% по сравнению с амплитудами колебаний двигателя с одинаковыми возвратно-поступательно движущимися массами.

Использование предложенной динамической модели силовой агрегат – подвеска позволяет на стадии проектирования прогнозировать влияние расположения упругих опор и смещения центра масс двигателя вследствие его дооснащения дополнительным навесным оборудованием на параметры колебаний силового агрегата на подвеске.

Предложенная модель позволяет получить значения силовых факторов, нагружающих элементы подвески силового агрегата и передающихся через них основанию или раме, на которой установлен силовой агрегат. Эта возможность является существенным преимуществом разработанного метода по сравнению с частотным.

Однако следует отметить, что расчеты проводились в предположении постоянства угловой скорости КВ. Цикличность рабочих процессов в двигателе вызывает девиацию угловой скорости КВ. Учет влияния данного фактора на поведение колебательной системы силовой агрегат – подвеска может быть продолжением данной работы.

Основные положения диссертации отражены в следующих работах:

Карпов, М.А. Методика расчета значений мгновенной скорости коленчатого вала двигателя по заданной индикаторной диаграмме / М.А. Карпов, П.В. Сафронов // Тезисы докладов научно-технической конференции «2-е Луканинские чтения. Пути решения энерго-экологических проблем в автотранспортном комплексе». – М.: МАДИ, 2005. – С. 41-42.

Карпов, М.А. Методика и установка для исследования механических потерь в ДВС / М.А. Карпов, П.В. Сафронов // Перспективы развития энергетических установок для автотранспортного комплекса: сб. науч. тр. МАДИ (ГТУ). – М.: МАДИ, 2006. – C. 92-99.

Карпов, М.А. Методика расчёта динамического поведения четырёхцилиндрового рядного двигателя на упругих опорах при работе на холостом ходу / М.А. Карпов, П.В. Сафронов // Вестник МАДИ (ГТУ). – М.: МАДИ, 2008. – Вып. 3 (14). – С. 26-32.

Карпов, М.А. Исследование влияния технологической неидентичности масс поршневого комплекта на колебания системы двигатель – подвеска // М., 2008. – 5 c. – Деп. в ВИНИТИ № 768–B2008.

n, мин-1

загрузка...