WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 || 3 |

Предполагая, что КВ вращается относительно своей оси по заранее заданному закону, возможно исключить угол поворота коленчатого вала (ПКВ) из числа свободных кинематических параметров системы и перейти к анализу кинематического нагружения системы или, иначе, – нагружения путем поддержания заданного закона изменения угла ПКВ. При этом те внешние силы, которые поддерживают заданный закон изменения угла ПКВ, в явном виде не будут участвовать в полученных впоследствии уравнениях динамики. На холостом ходу момент внешней нагрузки равен нулю, индикаторный момент равен моменту внутренних механических потерь. Величина мгновенного значения индикаторного момента определяется мгновенным значением газовой силы, которая изменяется в течение рабочего цикла двигателя. Соответствующее для поддержания баланса сил изменение момента механических потерь всегда несколько отстаёт от изменения индикаторного момента. Таким образом, при постоянной средней частоте вращения КВ его мгновенная скорость варьируется в течение рабочего цикла. Однако предполагая, что рабочие циклы в различных цилиндрах и последовательные циклы в одном цилиндре полностью идентичны, а моменты инерции вращающихся деталей обеспечивают малую неравномерность вращения, использовалось допущение о постоянстве угловой скорости КВ и линейном законе изменения угла ПКВ. Для учёта демпфирования в упругих элементах к соответствующим точкам крепления опор были приложены внешние силы в виде произведения коэффициентов линейного демпфирования на скорость удлинения соответствующих опор. Эти силы элементарно выражаются через основные кинематические параметры и необходимые геометрические размеры конструкции.

Во втором разделе представлен вывод основных уравнений динамики силового агрегата с учетом переменности массово-инерционных характеристик двигателя по методу Лагранжа. Уравнения Лагранжа второго рода имеют вид

где qi - обобщенное перемещение;

L - функция Лагранжа, которая выражается как

L=T-U,

где T и U - соответственно кинетическая и потенциальная энергии системы;

Qi – обобщенная сила, соответствующая i-му обобщенному перемещению.

Потенциальная энергия исследуемой конструкции накапливается лишь в упругих опорах. Она определяется как сумма энергий деформации всех двенадцати элементов упругости

где Dxi, Dyi, Dzi - удлинения соответствующих опор, i = 1…4;

Cxi, Cyi, Czi - коэффициенты жесткости соответствующих опор, i = 1…4.

Удлинения опор выражаются через обобщенные перемещения с учётом геометрических размеров конструкции.

Кинетическая энергия системы представляет собой сумму кинетических энергий отдельных ее элементов

где Тк, Tv, Тs, Tр – кинетические энергии соответственно корпуса, коленчатого

вала, шатуна и поршня, которые выражаются через обобщённые перемещения с учётом кинематических параметров конструкции.

В третьем разделе приведён алгоритм численного решения полученных уравнений движения силового агрегата методом Рунге-Кутта, преимуществом которого является высокая точность и достаточная вычислительная устойчивость по ошибкам округления. Все вычисления и вывод результатов проводились в программном комплексе «Эйлер», предназначенном для кинематического и динамического анализа многокомпонентных механических систем. Основное преимущество работы с данным программным комплексом заключается в достаточно простом способе создания расчетной модели, максимально приближённом к традиционному конструированию, при этом автоматически формируются точные в рамках классической механики уравнения движения, которые затем решаются численными методами. Это позволило обойти определённые трудности, связанные с громоздкими преобразованиями в выражениях потенциальной и кинетической энергий и с последующим дифференцированием их по обобщенным координатам и времени.

Третья глава посвящена экспериментальным исследованиям колебаний рядного четырёхцилиндрового двигателя на подвеске, проведён сравнительный анализ с результатами расчётов по разработанной модели. В первом разделе описывается методика определения жесткостных характеристик упругих опор, входящих в уравнения динамики модели. Необходимость проведения данных экспериментов обусловлена значительным разбросом жесткостных характеристик опор, приводимых в справочной литературе. Такой разброс вызван значительным влиянием многих технологических и эксплуатационных факторов на свойства упругих элементов.

Во втором разделе приведены основные технические характеристики используемой аппаратуры, описание объекта измерений и методики проведения эксперимента, представлена схема установки (рис. 3) для исследования колебаний двигателя на подвеске.

Рис. 3. Схема установки для определения колебаний двигателя на опорах:

1 – двигатель ВАЗ-21083, агрегатированный с КПП ВАЗ-2106; 2 – машина постоянного тока; 3 – акселерометры типа 4334 фирмы Brel&Kjaer; 4 - виброизмерительный прибор производства НП Robotron-Messelektronik; 5 - запоминающий аналогово-цифровой осциллограф ЛА-н10М4 производства ЗАО «Руднев-Шиляев», сопряжённый с персональным компьютером; 6 – соединительная резинометаллическая муфта

Для экспериментального исследования колебаний двигатель был установлен на моторный стенд. Необходимость подсоединения к тормозной установке вызвана невозможностью поддержания постоянной средней частоты вращения КВ от источника, закреплённого вместе с двигателем. Элементы закрепления и несоосность с приводом вносят свои погрешности в результаты эксперимента, кроме того, крутящий момент, передающийся от тормозной установки к двигателю на режиме прокрутки, вызывает колебания двигателя на опорах. При постоянной частоте вращения изменение момента прокрутки по времени определяется изменением давления в цилиндре. В дальнейшем предполагалось вести поиск решения численными методами, поэтому газовая сила задавалась по точкам индикаторной диаграммы реального рабочего процесса, записанным через 0,5 градуса поворота коленчатого вала. Значения давления в цилиндре в промежутках между точками аппроксимировались прямой линией. При этом считалось, что невоспроизводимость рабочих циклов по цилиндрам и по циклам отсутствует. Калибровка измерительной аппаратуры проводилась до и после каждого цикла испытаний с помощью калибратора 4291 фирмы Brel&Kjaer. Перед проведением замеров двигатель прогревался до температуры охлаждающей жидкости 60…70 градусов, для каждого эксперимента проводилось по три цикла замеров, полученные результаты усреднялись.

В последующих разделах описывается методика экспериментальной проверки адекватности модели. На первом этапе с двигателя ВАЗ-21083 были демонтированы поршни и шатуны. При прокрутке КВ с постоянной скоростью в диапазоне 350..3000 мин-1 производились измерения виброперемещений точек закрепления опор двигателя. Для каждого фиксированного значения скорости вращения КВ определялись значения амплитуд установившихся колебаний, по которым затем строились амплитудно-частотные характеристики (АЧХ).

Исключив балансировкой влияние неуравновешенных центробежных сил, возникновение колебаний можно объяснить только наличием несоосности вала привода и выходного вала двигателя. Соединительным звеном между приводом и выходным валом являлась резинометаллическая муфта. Для учета в модели несоосности валов расчётная схема была дополнена внешней периодической силой с амплитудой, равной произведению коэффициента жёсткости муфты на величину несоосности привода и двигателя. Данная сила не добавляет обобщённых перемещений, так как зависит от угла ПКВ. Из рис. 4 видно, что амплитуды перемещений задней опоры значительно больше амплитуд перемещений передней опоры во всём диапазоне частот, что свидетельствует о значительном влиянии жесткостных характеристик соединительных элементов и точности установки двигателя на его колебания на подвеске.

На следующем этапе сопоставлялись экспериментальные и расчетные амплитуды колебаний под действием сил инерции, вызванных движением деталей КШМ. С целью исключения влияния газовой силы в эксперименте с двигателя были демонтированы свечи зажигания, впускные и выпускные клапаны и дроссельная заслонка. Результаты определения перемещений точек закрепления опор представлены на рис. 5. В сравнении с предыдущим экспериментом наблюдается значительное увеличение амплитуды вертикальных перемещений на левой передней опоре, а также смещение резонанса в системе в сторону низких частот благодаря инерционным возмущениям от движения деталей КШМ и увеличению массы всего силового агрегата. Некоторое расхождение расчётных и экспериментальных результатов предположительно вызвано неучётом сил трения между элементами цилиндро-поршневой группы в модели.

Рис. 4. Экспериментальные АЧХ перемещений левой передней и задней опор при прокрутке без поршней и шатунов

В пятом разделе представлены результаты измерений амплитуды виброперемещений точек закрепления опор двигателя, работающего на режиме холостого хода, и сравнение их с расчётными значениями. Эксперимент проводился в диапазоне частоты вращения коленчатого вала 500…1500 мин-1. Соответствующая частота вращения устанавливалась изменением проходного сечения канала холостого хода. Сравнивая экспериментальные и расчётные АЧХ (рис.6), необходимо отметить хорошую сходимость результатов при некотором их количественном различии, что свидетельствует об адекватности разработанной модели. Одной из причин данного расхождения является использование следующих допущений при расчётном моделировании:

угловая скорость КВ была принята постоянной;

не учитывались силы трения в КШМ;

отсутствовал учёт неидентичности протекания рабочих процессов по цилиндрам и по циклам.

Рис. 5. Сравнительные АЧХ перемещений левой передней и задней опор при прокрутке без клапанов и дроссельной заслонки

Рис. 6. Сравнительные АЧХ перемещений задней и левой передней опор при работе двигателя на холостом ходу

В четвёртой главе представлено расчётное исследование влияния перемещений масс внутри корпуса и параметров конструкции силовой агрегат – подвеска на её АЧХ. В качестве прототипа при создании расчётной модели был принят двигатель ВАЗ-2103 со штатной схемой подвески. Массово-инерционные характеристики основных подвижных элементов определялись аналитическими методами на основании рабочих чертежей деталей. Жесткостные характеристики упругих элементов подвески рассчитывались на основании экспериментальных измерений величины их деформации при приложении к ним возрастающей, а затем убывающей силы. С целью исследования влияния перемещения масс внутри корпуса ДВС на параметры его колебаний были рассчитаны АЧХ точек крепления опор для следующих моделей:

модель 1 – исходный вариант, полностью соответствующий вышеописанной математической модели рядного четырёхцилиндрового двигателя (4Р ДВС). Эта модель учитывает плоскопараллельное движение шатуна и переменность массово-инерционных характеристик силового агрегата в результате кинематической изменяемости КШМ;

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

Pages:     | 1 || 3 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»