автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Исследование динамики и разработка механизма уравновешивания судовых малоразмерных дизелей

Введение.

Глава 1. Обзор литературы и критическое обозрение известных методов анализа уравновешенности и неравномерности хода ДВС. Задачи исследования.

Выводы к главе 1.

Глава 2. Анализ уравновешенности поршневых машин в векторной форме. Вывод основных формул. Уравновешенность одно - и двухрядных дизелей в векторной форме.

Выводы к главе 2.

Глава 3. Условия уравновешенности двигателей в векторной форме и балансировка коленчатого вала.

Выводы к главе 3.

Глава 4. Нетрадиционные способы уравновешивания дизелей. Кулачковый механизм уравновешивания. Расчет параметров и разработка конструкции кулачкового механизма уравновешивания судового дизеля 4ЧСП9,5/

ДС36).

Выводы к главе 4.

Глава 5.Уточненный метод исследования неравномерности хода дизе

Выводы к главе 5.

Глава 6. Влияние режима работы (Pi, Pz, п) и числа цилиндров (N) дизеля на неравномерность хода и крутящего момента.

Выводы к главе 6.

Глава 7. Расчет экономического эффекта от внедрения в производство полностью уравновешенных дизелей 4ЧСП9,5/11.

Успешно конкурируя в сфере их использования с двигателями других типов, малоразмерные судовые дизели находят широкое применение в различных областях техники. Основные их преимущества заключаются в высокой топливной экономичности и относительно низкой токсичности отработавших газов, в пригодности к форсированию, как по частоте вращения, так и по среднему эффективному давлению при низких массогабаритных показателях. Главные недостатки - более высокие по сравнению карбюраторными двигателями уровни шума и вибрации, большие трудоемкость изготовления и стоимость производства.

Преимущества и недостатки малоразмерных судовых дизелей по-разному проявляются в различных областях применения, а также в зависимости от тех или иных конъюнктурных условий. Так, повышение цен на нефтяные топлива стимулирует в последние годы широкое использование дизелей в такой традиционно покрываемой карбюраторными двигателями области, как силовые установки легковых и малотоннажных грузовых автомобилей.

Обширная номенклатура тракторов и различных сельскохозяйственных машин малой мощности, выпускаемых за рубежом в связи с наличием разветвленной сети мелких частных хозяйств, также оснащается главным образом малоразмерными дизельными двигателями.

Широкое распространение получили малоразмерные дизели в промышленности и судостроении. Например, в Западной Европе, Японии и США подавляющее большинство промышленных установок с двигателями малой мощности (электроагрегаты, насосы, компрессоры и т.д.), а также легкие суда оснащаются малоразмерными дизелями.

В некоторых случаях малоразмерные судовые дизели имеют исключительное применение, так как в силу своих специфических особенностей (пожаро и взрывобезопасность, отсутствие радиопомех и др.) находятся вне конкуренции с карбюраторными двигателями.

Оценивая показатели отечественных судовых дизелей с диаметром цилиндра до 100 мм, необходимо отметить, что в отличие от зарубежных они получили существенно меньшее распространение и используются главным образом в промышленности и судостроении. Обеспечивая высокую топливную экономичность и надежность, большие ресурсы при длительной работе на режимах, близких к номинальным, умеренный уровень шума и вибраций, эти дизели имеют небольшие уровни форсирования, как по среднему эффективному давлению, так и по скорости поршня.

В России серийно выпускаются два типа малоразмерных судовых дизелей (48,5/11 и 49,5/11), которые имеют практически одинаковую конструкцию и примерно равные технико-экономические показатели: уровни форсирования по среднему эффективному давлению (от 0,57 до 0,68 МПа) и частоте вращения (от 1500 до 1900 об/мин), расход топлива от (от 260 до 270 г/кВт-ч), ресурс до первой переборки (от 6 до 8 тыс.ч) и ресурс до капитального ремонта (от 14 до 18 тыс.ч). Судовые дизели 48,5/11 и 49,5/11 имеют вихревые камеры сгорания, поэтому по топливной экономичности существенно уступают дизелям с непосредственным впрыском, хотя в группе вихрекамерных дизелей аналогичного класса они являются лучшими. Перевод на непосредственный впрыск является, таким образом, значительным резервом для повышения их топливной экономичности.

Основные направления дальнейшего совершенствования отечественных малоразмерных судовых дизелей заключаются в повышении их мощности за счет форсирования по среднему эффективному давлению и, особенно по частоте вращения и улучшения топливной экономичности на основе перехода на непосредственный впрыск топлива.

Статистические данные по дизелям и дизельным агрегатам (каталоги, проспекты, [21] и др.), выпускаемые зарубежными фирмами, показывают, что ведущие дизелестроительные фирмы (Case, Chrysler, Deutz, Hatz, Komatcy, Nissan, Perkins, Volvo Penta и др.) выпускают модификации дизельных двигателей с диаметром цилиндра до 100мм, форсированные по частоте вращения коленчатого вала до 3000 - 3600 об/мин.

Отечественные главные и вспомогательные судовые дизели 48,5/11 и 49,5/11 работают с частотой вращения коленчатого вала 1500 - 1800 об/мин, т.е. с вдвое меньшими скоростями. Поэтому все удельные показатели, по которым оценивается качество двигателя, у отечественных дизелей значительно ниже, чем у аналогичных дизелей, выпускаемых зарубежными фирмами. Отсюда низкая конкурентоспособность отечественных дизелей, потеря рынка сбыта и спад производства.

Назрела необходимость в коренном повышении технического уровня и качества отечественных малоразмерных судовых дизелей. Известно, что для выработки переменного электрического тока частотой 50 Гц (стандартная частота тока во многих странах) вал генератора в зависимости от числа пар полюсов статора должен вращаться с частотами 750, 1000, 1500 или 3000 об/мин.

Современная конъюнктура рынка требует создание дизель-генераторов на базе малоразмерных дизелей с частотой вращения вала 3000 об/мин, что позволило бы этим дизелям перекрыть мощностный ряд судовых и общепромышленных дизель-генераторов до 50 кВт.

В связи с тем, что машинные отсеки малых катеров, рыболовных лодок, рабочих и спасательных шлюпок весьма ограничены в размерах, то проблема оснащения этих судов достаточно мощными двигательными установками также решается наиболее просто путем форсирования малоразмерных дизелей по частоте вращения. Вместе с тем форсирование по частоте вращения сопровождается ухудшением условий протекания рабочего процесса и нагружения деталей кривошипно-шатунного механизма повышением уровней шума, вибрации и механических потерь. Совместное воздействие указанных факторов обуславливает снижение надежности дизеля и предельно достижимых значений среднего эффективного давления, повышения удельного расхода топлива.

Таким образом, наиболее актуальными направлениями совершенствования отечественных малоразмерных судовых дизелей являются в настоящее время форсирование их по частоте вращения, перевод с разделенных камер сгорания на непосредственный впрыск топлива, отработка конструкций с целью снижения уровней шума, вибрации и механических потерь.

Увеличение быстроходности судовых дизелей требует разрешения ряда специальных вопросов, относящихся к общей динамике двигателя, а именно: уравновешивания движущихся масс, обеспечение приемлемого уровня неравномерности хода и интенсивности изгибно-крутильных колебаний коленчатого вала, подбора маховых масс, разработки демпфирующих, амортизирующих и уравновешивающих устройств, предупреждающих явления вибрации, резонанса и др. В то же время динамика двигателя является базой, на основе которой устанавливаются рациональные методы расчета его общей компоновки.

Данная научно-исследовательская работа посвящена разработке рациональных методов анализа уравновешенности двигателей различных компоновочных схем и с произвольным числом цилиндров, на основе которых предложены рациональные кривошипные схемы коленчатых валов, эффективные способы уравновешивания. Разработан уточненный метод определения неравномерности хода двигателя, учитывающий изменяемость момента инерции криво-шипно-шатунного механизма, выявлена зависимость неравномерности хода от режима работы двигателей.

Особое внимание в работе уделено динамике четырехцилиндрового рядного дизеля, как наиболее распространенного двигателя не только в судостроении, но и на наземных транспортно-тяговых средствах, погрузочно-разгрузочных, строительных машинах и т.д.

Для малоразмерного судового дизеля 4ЧСП9,5/11 выполнен расчет и разработана конструкция кулачкового механизма для уравновешивания сил инерции II порядка.

Основной целью диссертационной работы является повышение технического уровня и конкурентоспособности отечественных малоразмерных судовых дизелей 48,5/11 и 49,5/11 до уровня показателей лучших мировых аналогов путем их форсирования по частоте вращения, и решения ряда проблем динамики двигателей, обеспечивающих их надежную работу. В связи с этим в работе поставлены следующие научно-технические задачи:

- разработка универсальной методики анализа уравновешенности двигателей с произвольным числом и расположением цилиндров в векторной форме, исключающей необходимость дополнительных исследований при выборе конструктивной схемы дизеля и способа его уравновешивания;

- определение условий самоуравновешенности двигателей в векторной форме;

- разработка методики профилирования кулачка и расчета конструкции механизма уравновешивания кулачкового типа для дизеля ДС 36 (4ЧСП9,5/11), обеспечивающей полную внешнюю уравновешенность дизеля;

- разработка универсальной методики расчета неравномерности хода и крутящего момента двигателя с произвольным числом и расположением цилиндров, учитывающая влияние изменения приведенного момента инерции движущихся масс по углу поворота коленчатого вала;

- исследование влияния числа и расположения цилиндров, среднего эффективного давления цикла и частоты вращения коленчатого вала на неравномерность хода и крутящего момента малоразмерных судовых дизелей.

ЦЕЛЬ РАБОТЫ: повышение технического уровня малоразмерных судовых дизелей 48,5/11 и 49,5/11 за счет улучшения их уравновешенности на основе Разработанного нового эффективного метода уравновешивания. НАУЧНАЯ НОВИЗНА: Научная новизна полученных в диссертационной работе результатов заключается в следующем:

- разработана новая универсальная методика теоретического анализа уравновешенности двигателей;- разработан новый алгоритм и программа расчета неравномерности хода и крутящего момента на валу двигателя

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЗНАЧИМОСТЬ: Работа позволяет:

- выполнять расчет моментов и сил инерции Н-го порядка, определять величин маховых масс в зависимости от назначения дизеля и параметров рабочего процесса;

- использовать на практике конструкцию нового кулачкового механизма для уравновешивания поршневого двигателя, позволяющую достигнуть лучших результатов по сравнению с другими известными методами уравновешивания ДВС;

ВЫВОДЫ К ГЛАВЕ 6.

1.При проектировании двигателя для вновь создаваемой машины необходимо исследовать неравномерность хода и крутящего момента на всех возможных режимах его работы с учетом последующей форсировки по мощности, так как размеры маховых масс отдельных двигателей могут определяться степенью неравномерности хода на каком-либо частичном режиме, а не на режиме номинальной мощности.

2.Форсирование серийно выпускаемых двигателей целесообразно осуществлять одновременно по частоте вращения и среднему эффективному давлению цикла , так как в отдельных случаях это позволит сохранить показатели равномерности работы двигателя на достигнутом уровне.

3.Показатели неравномерности хода и крутящего момента двигателя должны быть указаны для конкретного режима его работы.

4.Степень неравномерности хода двигателя внутреннего сгорания следует определять по точной формуле (5.8), учитывающей изменяемость момента инерции движущихся масс.

ГЛАВА 7. РАСЧЕТ ЭКОНОМИЧЕСКОГО ЭФФЕКТА ОТ ВНЕДРЕНИЯ В ПРОИЗВОДСТВО УРАВНОВЕШЕННЫХ ДИЗЕЛЕЙ 4ЧСП9,5/11.

Наиболее информативная и объективная характеристика виброактивности дизеля - это генерируемая на опорных фланцах колебательная мощность, которая является функцией всех параметров конструкции дизеля, определяющих его виброактивность: возбуждающих вибрацию сил и моментов; массовых и жест-костных характеристик; активных потерь в конструкции. Оценка вибрации дизелей по энергетическим характеристикам открывает широкие возможности при осуществлении диагностики дизелей с целью оценки влияния отдельных конструктивных элементов и систем на вибрацию дизеля и выявления в нем наиболее активных источников вибрации.

Вибрация современных дизелей в низко - и среднечастотном диапазоне (40. 120 Гц) определяется в основном их внешней и внутренней неуравновешенностью, а также неравномерностью крутящего момента. Основным возбудителем высокочастотной вибрации является рабочий процесс дизеля [1]. Практика показывает, что рост частоты вращения ДВС сопровождается ростом амплитуд средне и высокочастотных составляющих спектров давлений газов в цилиндрах.

При этом в случае развития каких-либо колебаний в конструкции происходит интенсивное рассеяние колебательной энергии, достигающее значительных величин, заметно влияющее на топливную экономичность и шум ДВС. Поэтому снижение вибрации - один из резервов дальнейшего повышения топливной экономичности ДВС, так как при этом уменьшается количество энергии, бесполезно рассеиваемое в виде тепла при колебательных процессах. Вибрационные потери составляют заметную величину в энергетическом балансе ДВС. Например, при развитых крутильных колебаниях они достигают иногда 5. 10% его номинальной мощности, а потери в системе амортизации не полностью уравновешенных двигателей достигают 1,5.2,5% мощности [2], [3].

Исследования, проведенные на двигателях 6412/14 и 6445/18 с частотами вращения 1500об/мин, выявили в отдельных частотных диапазонах наличие вибрационных потерь, равных 1,5.5,5% их номинальной мощности и подтвердили их заметное влияние на топливную экономичность, несмотря на то, что указанные двигатели являются внешне уравновешенными [4].

Разные авторы в своих исследованиях установили, что форсирование по среднему эффективному давлению и по частоте вращения приводит к повышению вибрационных потерь в дизелях, снижает их надежность и долговечность, а также вибробезопасность труда обслуживающего персонала.

Колебательная мощность Рч, генерируемая на опорных фланцах на дискретной частоте со в предположении суммирования мощностей действующих источников, может быть определена по следующему выражению [5]:

Рч = S (V + а2 + А3 + A4z) 1

2Л Вт

7.1) где Ra - значение полного входного сопротивления амортизатора на частоте со по вертикальной оси Y, определяемое экспериментально; v - число установленных под дизелем амортизаторов; Аь А2, А3, А4 - значения амплитуд колебаний на опорных фланцах по оси Y при частоте со. Амплитуды вибрации Аь А2, А3 вызываются внешней неуравновешенностью дизеля, а амплитуда А4 - внутренней. Для определения величины Ra амортизатор крепится нижней опорой к жесткой фундаментной плите, а его верхняя пятка возбуждается на соответствующей частоте тарированным силовым сигналом F, записывается ее колебательная скорость v и вычисляется Ra=F/V. Амплитуды вибрации Аь А2, А3 вычисляются по формулам: со., (moo

VCy ? VCy J со со

А,=

Mz + Fxh)l,

J(ixfi>-—)2+0i—)2

А з= ■ со

Mx+Fzh)lx со со со

7.2) здесь h, 1х, lz - линейные размеры (рис.38); m - масса дизеля, 1х, Iz - моменты инерции дизеля относительно осей х и z (рис.38); Су - жесткость амортизатора по оси у; кху, куу - поворотные жесткости амортизаторов в соответствующих плоскостях; ц - коэффициент потерь в амортизаторах; Fx, Fy, Fz, Мх, Mz - возбуждающие вибрацию силы и моменты, вычисляемые при анализе уравновешенности.

Амплитуда вибрации А4 в точках крепления дизеля определяется исходя из внутренней неуравновешенности, вызываемой силами и моментами сил инерции первого и второго порядков, а также силами и моментами сил инерции вращающихся масс, замкнутыми в пределах остова дизеля. Методика определения амплитуд А4 изложена в работе [5]. Так как в главном судовом дизеле ДС 36 (4ЧСП9,5/11) силовые факторы Fx, Fz, Мх, Mz естественно уравновешены, то формула (7.1) принимает вид

7.3) 1

Y А f Му

Рис. 38. Схема, для вычисления спектра вибрации дизеля от внешней неуравновешенности.

В связи с тем, что спроектированный механизм (рис. 21) уравновешивает только силы инерции II порядка и не оказывает влияния на внутреннюю уравновешенность двигателя, определим колебательную мощность, генерируемую только силой Fy=Pnj max на частоте f= 1950/2 • 60=64,7 Гц, т. е. величину

P4 = ZR,VA,2 OA)

Зависимость полного механического сопротивления амортизаторов типа АКСС от частоты вибрации по экспериментальным измерениям, [6], может быть выражена формулой

Ra=235440/f0'6 Н' с/м, (7.5) где f - частота вибрации в Гц. Коэффициент потерь в амортизаторах на резонансном и околорезонансном режимах оценивается величиной Г|=0,52.0,58, а их жесткость в вертикальном направлении су=0,5 • 106 Н/м. Тогда при массе двигателя ш=395 кг, угловой скорости co=7tn/30=7t 1950/30=204,2 с"1, числе амортизаторов vr=4 и усилии Fy-4644 Н по формулам (2), (4), (5), получим Ra=235440/64,7°'6-19290 Н с/м,

4644 о

А, =-— 0,26-10 м

204,2.1(395 • 204,2 -l^10^ + (0,55 •

V 204,2 204,2

Рч=4 19290 204,22 (0,26 10"3)2=217,5 Вт. Величина Рч составляет примерно 0,9% от номинальной мощности Ре, чему соответствует изменение удельного эффективного расхода топлива на 2,5г/кВт ч. Определим полезный экономический эффект и стоимость модернизированного дизеля ДС36М Стоимость модернизированного дизеля можно оценить по формуле

Цм=Цб+Кэ Эп (7.6) где Цм - стоимость модернизированного дизеля; Цб - стоимость базового дизеля; Кэ - коэффициент учета полезного эффекта в стоимости дизеля, принимаемый равным 0,25; Эп •- полезный эффект от модернизации дизеля.

В качестве базового дизеля примем дизель ДС36 без уравновешивающего механизма стоимость которого можно оценить по математической модели для оценки стоимости четырехтактного судового дизеля на стадии его проектирования [7]. р 0,86617 0,477262 тт тге ' кр г- (7 7)

Цб ~ Г!576596 к 0,233227 ,РУ° V be -bm где к = 30. .36 - коэффициент пропорциональности по состоянию цен в 2002г; Ре - эффективная мощность дизеля, кВт; ткр - ресурс дизеля до капитального ремонта, тыс. ч.; bc, Ь„, - удельные эффективные расходы топлива и масла, кг/кВтч.

Относительная средняя квадратическая погрешность модели (7.7) составляет 7%. Расчет полезного эффекта от модернизации дизеля выполним по формуле

Эп=Щкп Кд~ 1 )+АИ+ДК+Эк+Эс+Ээ, (7.8)

Кп=(Рй Zr2)/( Ре1 Кр, Zr,), (7.9) где Кп- коэффициент учета изменения производительности модернизированного дизеля по сравнению с базовым. В формуле (7.9) Ре, Кр, Zr - соответственно мощность, коэффициент использования мощности и число часов работы дизеля в год. Индекс ";2" относится к модернизированному дизелю, а "1" - к базовому.

Hfl'j/ZrO+Eu

КД=~~/7 +F (7.10) хн 0.1 ' rl +ьн

Кд - коэффициент учета изменения срока службы между отказами дизеля в течение года. Здесь тн.о. - средняя наработка на отказ; Ен = 0,15 - нормативный коэффициент эффективности.

АИ =

Кп-И, -И i ~ 2 (7.11)

1/Т,р.2+Ен

АИ- изменение текущих издержек в эксплуатации у потребителя при использовании модернизированного дизеля взамен базового. Годовые эксплуатационные издержки у потребителя складываются из затрат на топливо Зт, масло Зм, переработки 3riep. и затрат на амортизационные отчисления капитального ремонта Зк.р.? т. е.

И= Зт +3М+ ЗперЗк.р (7.12)

Тк.р. - срок службы дизеля до капитального ремонта, лет. Эффект качества Эк, социальный эффект Эс, экологический эффект Ээ ввиду отсутствия достоверных данных принимаем равными нулю, несмотря на то, что установка уравновешивающего механизма безусловно повышает вибробезопасность труда обслуживающего персонала. Капитальные затраты на освоение производства модернизированного дизеля не требуются. В связи с тем, что спроектированный механизм может быть использован как масляный насос или нагнетатель надувочно-продувочного воздуха, дополнительные текущие затраты в производстве также отсутствуют. Тогда формула (7.8) принимает вид:

Эп=1Дс(Кп 'Кд-1)+ АИ (7.13)

Технико-экономические показатели базового и модернизированного дизелей, необходимые для расчета полезного экономического эффекта от модернизации, приведены в таблице 11 (см. приложение).

Принимая для главного судового дизеля к=33,8, по формуле (7.7) получим основные технико-экономические показатели сравниваемых дизелей.

2^0,86617 ,^0,477262

Цб = 33,8----YY76596—~-0 233227 = 68997руб

0,272 ' -0,0024 '

По данным ЦНИДИ коэффициент использования Кр=0,81. Тогда по формуле

7.9) получим к - 26,73 0,81-3000 Коэффициент изменения производип 26,47-0,81-3000 ' тельности в связи с изменением срока службы между отказами в работе по формуле (7.10) к = 7{)Q// ^Q-Q + 0,15 = 1,0952. Годовые эксплуатационные издержки у по' '" 600/3000 + 0,15 требителя, складывающиеся из затрат на топливо и масло соответственно

Зт=Ье ■ цт ' Кр • ре • Zr (7.14)

Зм=Ьм"Цм'Кр-ре"гг (7-15)

Подставив данные таблицы 1 по формулам (7.14) и (7.15) для базового и модернизированного дизелей, получим Зт)=0,272 6 0,81 26,5=105000 руб.; Зт2=0,2695 6 0.81 26,5=104127 руб.; Зм1=0,0025 ' 30 0,81 26,5= 4830 руб.; Зм2=0,00238 30 0,81 26,5=4598 руб.

Затраты на переборки и капитальный ремонт базового и модернизированного дизелей допустимо принять одинаковыми. Тогда по формуле (7.11) получим

Ш = М1(105000"438() + 3*r + У-004127 + 4598 + Зпер + Зкр) 2203,3 + 0,01 (3,кр + Зкр) =

1/6 + 0,15 ~ 0,3167 [6598 +-0,0316(3 жо + Зкр)]руб. Пренебрегая трехпроцентной разницей в затратах на переборки и капитальный ремонт и округлив результаты подсчета, можем написать АИ=7000 руб. Тогда полезный эффект от модернизации дизеля по формуле (7.13) Эп=68997(],01 1,0952-1)+7000=14324 руб. Стоимость модернизированного дизеля по формуле (7.6). Цм=68997+0,85 14324=81172 руб.

Таким образом, годовой экономический эффект от модернизации одного дизеля в сфере производства и эксплуатации составит более 14 тысяч рублей, а при программе выпуска тысяча двигателей в год - более 14 млн. рублей.

В заключение уместно отметить следующее: Фактический экономический эффект от модернизации дизеля ДС36 не ограничивается выше полученной суммой (14мли. рублей/год). Эта сумма - лишь та часть экономического эффекта, которая поддается хотя бы приблизительному расчету. Известно, что динамические расчеты используются с самого начала разработки нового или модернизации устаревшей конструкции двигателя с целью определения его основных динамических качеств. В этой связи следует обратить внимание на то, что правильное, с точки зрения динамики двигателя, проектирование является наиболее дешевым этапом в смысле затрат из всех этапов создания двигателей внутреннего сгорания. Но по своим последствиям в случае ошибок и недостатков (отсутствие уравновешивающего механизма следует рассматривать как крупный недостаток первичного проекта, препятствующий дальнейшему форсированию дизеля ДС 36). Этап проектирования может быть самым дорогим. Например, можно условно считать, что если своевременное устранение недостатков проекта обходится в один рубль, то их не устранение приведет к увеличению затрат на стадии опытно-конструкторских работ в 10 раз, на стадии опытного производства - в 100 раз и, наконец, на стадии серийного производства в 1000 раз.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Материалы выполненных исследований позволили сделать ряд выводов.

1. Наибольшие трудности при внешнем уравновешивании двигателя возникают в общем случае его неуравновешенности, когда годографом главного вектора или вектора главного момента является эллипс. В частных случаях, когда годографом вектора является окружность или отрезок прямой, решение задачи практического уравновешивания значительно упрощается. Указанные трудности обусловлены тем, что скорость вращения вектора, описывающего эллипс, является переменной величиной. Получена формула угловой скорости вращения вектора, годографом которого является эллипс, показывающая, что степень изменения угловой скорости вращения вектора пропорциональна квадрату степени изменения его модуля.

2. Основываясь на переменности скорости вращения вектора, модуль которого изменяется по закону эллипса проанализированы недостатки известных методов его уравновешивания, например метода Ланчестера, заключающихся в невозможности полного уравновешивания вектора в каждый момент времени.

3. Разработана методика векторного анализа уравновешенности дизеля с произвольным числом и расположением цилиндров и кривошипов коленчатого вала. Расчетные формулы содержат всю информацию о характере изменения неуравновешенных векторов и дополнительные исследования для решения практического уравновешивания дизеля не требуются. Разработанная методика анализа уравновешенности в векторной форме при одинаковом или меньшем объеме расчетных работ обладает большей универсальностью по сравнению с методом анализа в проекциях на координатные оси и весьма удобна для автоматизации расчета с помощью средств вычислительной техники.

4. Непосредственно анализ уравновешенности в векторной форме позволил предложить способы уравновешивания векторов, изменяющихся по закону эллипса, с помощью центробежных сил вращающихся противовесов, обеспечивающие полноту уравновешивания по времени (по углу п.к.в.) и рациональные схемы заклинки кривошипов коленчатых валов, при которых массы уравновешивающих противовесов восьмицилиндровых V-образных дизелях по сравнению с традиционными схемами уменьшаются в V5 раз, а в рядном пятицилиндровом и в V-образном десятицилиндровом дизели моменты сил инерции П-го порядка уменьшаются в 1,7.2,7 раза.

5. Выполнен анализ уравновешенности в векторной форме для наиболее перспективных двигателей с числом цилиндров от 2 до Ю.включительно (всего 24 схемы), отличающихся самоуравновешенностью главных векторов сил инерции вращающихся и поступательно движущихся масс 1-го порядка. Большинство рассмотренных двигателей имеют равномерное чередование рабочих циклов в цилиндрах. Разработаны условия самоуравновешенности рядных и V-образных дизелей в векторной форме и их скалярные выражения.

6. Для оценки эффективности и массо - габаритных показателей механизмов уравновешивания введено понятие «относительного ускорения» ведомого звена, равного отношению максимального ускорения ведомого звена к его ходу. Установлено, что при прочих равных условиях «относительное ускорение» кулачкового механизма, на порядок больше чем у кривошипно-шатунного или шатунно-эксцентрикового механизма. Это позволило предложить новое решение задачи уравновешивания главного вектора сил инерции П-го порядка поступательно-движущихся масс, изменяющегося по косинусоидальному закону, одного из самых распространенных на практике рядного четырехцилиндрового дизеля посредством применения кулачкового механизма.

7. Разработан профиль кулачка и конструктивная схема кулачкового механизма уравновешивания сил инерции П-го порядка поступательно-движущихся масс для главного судового дизеля ДС-36 (4ЧСП9,5/11), а также детальные и сборочные чертежи механизма. Механизм стянутый к средней поперечной перегородке блока, приводится двухвершинным кулачком, закрепленным на щеке коленчатого вала и спрофилированным по закону подъема плоского толкателя S(a)=0,5Smax(l-cos2a), где Smax=14,4 мм - максимальный ход уравновешивающего груза. Благодаря малому ходу уравновешивающего груза механизм скомпонован и размещен во внутрикартерном пространстве дизеля без изменения размеров его блока и масляного поддона.

8. Выполненные кинематические, динамические и прочностные расчеты свидетельствуют о соответствии спроектированного механизма по функциональному назначению и надежности работы самого механизма. Подобранные упругие элементы обеспечивают целостность кинематической цепи привода и отсутствие заклинивания механизма.

9. Разработан уточненный метод и алгоритм расчета показателей неравномерности работы двигателя с произвольным числом и расположением цилиндров и кривошипов коленчатого вала, учитывающий изменяемость момента инерции масс деталей шатунно-поршневой группы по углу поворота коленчатого вала. Установлено, что в многоцилиндровых быстроходных двигателях изменяемость приведенного момента инерции масс больше влияет на неравномерность хода, чем работа избыточного крутящего момента. На основе анализа неравномерности нескольких рядных и V-образных двигателей с числом цилиндров 2.8 показано, что относительная погрешность приближенного метода расчета степени неравномерности хода, основанного на допущении о постоянстве приведенного момента инерции масс, достигает 27.54% , чем вполне обосновывается необходимость учета изменяемости момента инерции масс при определении степени неравномерности хода двигателя.

10. Независимо от числа цилиндров и конструктивной схемы двигателя его скоростной и нагрузочный режимы работ оказывают весьма значительное влияние на неравномерность хода и крутящего момента, поэтому показатели неравномерности работы двигателя должны указываться для конкретного режима его работы. При проектировании нового двигателя, неравномерность хода и крутящего момента следует исследовать для всех характерных режимов его работы с учетом возможности последующей форсировки по мощности, так как размеры маховых масс и другие конструктивные решения отдельных двигателей могут определяться параметрами неравномерности работы на каком-либо частичном режиме, а не режиме номинальной мощности. При равномерном чередовании вспышек в цилиндрах показатели неравномерности работы с увеличением числа цилиндров уменьшается по гиперболическому закону с показателем степени 4/3.

11. Вывод по экономическому эффекту разработан.

1. Алексеев И.В. Оценка влияния способа формирования автотракторных двигателей на их виброакустические показатели. Двигателестроение, 1985, №8, с. 10-13.

2. Антонов Н.С., Исаев Е.В. и др. Оценка динамической нагруженности коленчатого вала рядного шестицилиндрового дизеля 6 ЧН 12/14 и изыскание способов её снижения. Двигателестроение, 1987, №6, с. 55-57.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя в 3 т. Издание пятое. М., «Машиностроение», 1979.4 . Алексеев И.В. Акустически идеальные циклы поршневых ДВС. Двигателестроение, 1983, №7, с. 3-6.

4. Артоболевский И.И.Теория механизмов и машин, Гостехиздат, 1940

5. Архангельский В.М., Вихерт М.М. и др. Автомобильные двигатели. М.: Машиностроение, 1977, 591 с.

6. Байков Б.П., Харин П.Г. и др. А. с. 216382. Механизм уравновешивания системы переменных сил. Изобретения, промышленные образцы, товарные зники, 1968, №14, с. 127.

7. Балюк Б.К. Расчет долговечности вибронагруженных элементов двигателей. -Двигателестроение, 1981, №5, с. 18-20.

8. Басальгин Г.М. Моделирование динамики кривошипно-шатунного механизма как упругоинерционной системы с одной степенью свободы. Двигателестроение, 1990, №9, с. 16-19.

9. Баранов Г.Г. Кинематика и динамика механизмов, ч. II, Госэнергоиздат, 1937.

10. Болтинский В.Н. Тракторные и автомобильные двигатели, Сельхозгиз, 1953.

11. Бородин А.В., Калемина Т.А. Авторское свидетельство СССР № 612130, F25 в 9\00,1978.

12. Биценко К., Граммель Р. Техническая динамика, т. II, Гостехиздат, 1952.

13. Будунов М.Б., Лобко Н.И. Механизм уравновешивания восьмицилиндрового двигателя. ЦНИИТЭИ Тракторосельхозмаш, Э.И., 1976, №8, серия 16В.03, двигатели внутреннего сгорания.

14. Будунов М.Б., Эфрк*? В.В. Влияние изменения режима работы на неравномерность хода и крутящего момента двигателя. Киев, научные труды УСХА, 1975, выпуск 121.

15. Будунов М.Б., Лобко Н.И. Способ уравновешивания момента сил инерции поступательно движущихся масс. Авт. Свид. №314015. - Открытия, изобретения, промышленные образцы, товарные знаки, 1971, №27, с. 133.

16. Ваншейдт В.А. Конструирование и расчеты прочности судовых дизелей. Л.: Судостроение, 1969, 639 с.

17. Ваншейдт В.А. Судовые двигатели внутреннего сгорания. Л.: Судпромгиз, 1958, 455 с.

18. Вихерт М.М., Доброгаев Р.П. и др. Конструкция и расчет автотракторных двигателей. М.: Машиностроение, 1964, 552 с.

19. Веткина Л.В., Янчеленко В.А. Имитационная модель для оценки вибрационных потерь энергии в ДВС. Двигателестроение, 1985, №4, с. 2123.

20. Воронавичюс И.Ю. Способ уменьшения неравномерности вращения главного вала на основе метода Ясюлёниса. Двигателестроение, 1987, №11, с. 16-17.

21. Воронавичюс И.Ю., Ясюлёнис А.И. Использование индикаторной диаграммы при различных нагрузках для исследования неравномерности вращения коленчатого вала. Двигателестроение, 1983, №9, с. 22-23.

22. Гребенников А.С. Диагностирование неравномерности работы цилиндров ДВС при неустановившихся режимах. Двигателестроение, 1986, №6, с. 2830.

23. Гороховский Л.Д. Оценка затрат при уменьшении нормы остаточного дисбаланса двигателей. Двигателестроение, 1982, №8, с.40-42.

24. Гороховский Л.Д. Экономический критерий оптимизации допустимых дисбалансов автомобильных двигателей. Двигателестроение, 1982, № 4, с.49-50.

25. Гендлер Л.В. О критерии быстроходности двигателей внутреннего сгорания. Сборник ЧНИДИ, кн.2, ГНТИМЛ, М.-Л., 1947.

26. Дельби. Уравновешивание машин, ГНТИ, М.-Л., 1932.

27. Добрагаев Р.П., Добрагаев П.Р. Номографированный расчет жесткости резиновых элементов опор двигателей. Двигателестроение, 1991, №1, с. 1618.

28. Дурыманов В.А., Больгнатова З.А. Способы естественного уравновешивания двигателей. Двигателестроение, 1987, №6, с.14-16.

29. Дьяченко Н.Х., Харитонов Б.А. и др. Конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания под ред. Н.Х. Дьяченко. Л.: Машиностроение, 1979, 390 с.

30. Довженко И.В., Сенников Ю.И., Тузов Л.А. Динамический расчет кривошипно-шатунного механизма дизелей. Двигателестроение, 1983, №9, с.18-21.

31. Железко Б.Е. Общие формулы анализа уравновешенности поршневых автотракторных двигателей. Двигателестроение, 1979, №3, с. 15-17.

32. Завлин М.Я., Семенов Б.Н. Основные направления развития отечественных судовых и промышленных малоразмерных дизелей. Двигателестроение, 1980, №1,с.7-11.

33. Истомин П.А. Кинематика и динамика поршневых ДВС с комбинированными схемами. Л.: Судпромгиз, 1961. 304 с.

34. Истомин П.А., Григорьев Е.А. История и перспективы развития расчетных методов исследований динамики и прочности ДВС. Двигателестроение, 1985, №10, с.5-9.

35. Истомин П.А., Сорочкин М.М. Дополнительные возмущение на моторных массах, вызванные изменением момента инерции КШМ. Двигателестроение, 1980, №10, с.22-25.

36. Истомин П.А. Динамика судовых двигателей внутреннего сгорания. Л. Судостроение, 1964, 288с.

37. Кеминяр М.Л., Нестерова С.В. Применение теории регулярных систем к исследованию динамики коленчатого вала. Двигателестроение, 1985, №10, с.23-24.

38. Крюков В.В. Способы уравновешивания поршневых двигателей. Двигателестроение, 1983, №3, с.45-47.

39. Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам. Издание второе. М., «Машиностроение» 1987, 560 с.

40. Крутов В.И., Ватин П.А. Математическая модель динамических свойств САРС с учетом неравномерности вращения привода регулятора скорости. Двигателестроение, 1983, №5, с.17-18.

41. Корчемный Л.В. Механизм газораспределения двигателя. «Кинематика, динамика, расчет на прочность». М., Машиностроение, 1964, 209 с.

42. Косырев С.П. Динамическое нагружение кривошино-шатунного механизма дизелей. Двигателестроение, 1980, №11, с.21-23.

43. Колчин Н.И. Механика машин, ч.У, М.-Л., Машгиз, 1957.

44. Крюков В.В. К вопросу уравновешивания поршневых двигателей. Энергомашиностроение, 1955, №1, с. 15-18.

45. Котляров В.В., Мачай И.К. Особенности динамики шатуна современных двигателей. Двигателестроение, 1980, №11, с.26-28.

46. Ленин И.М. и др. Автомобильные и тракторные двигатели. Теория; системы питания, конструкции и расчет. Под ред. И. А. Ленина. М., Высшая школа, 1969, 656 с.

47. Львов Е.Д. Динамика поршневых двигателей. М.Л., ОНТИ, 1936, 275 с.

48. Лурье И.А. Крутильные колебания в дизельных установках. Военмориздат, 1940, 187 с.

49. Лукин A.M., Хавкин В.И. Способы оценки устойчивости работ ДВС по неравномерности угловой скорости вращения коленчатого вала. Двигателестроение, 1984, №2, с. 17-19.

50. Луканин В.Н., Добрачаев П.Р. Методика и расчет собственных частот и форм колебаний блок картеров двигателей. Двигателестроение, 1990, №4, с. 17-21.

51. Макаренков А.И. Нетрадиционные способы виброизоляции дизеля. Двигателестроение, 1991, №3, с.36-39.

52. Мартене JI.К. Динамика поршневых двигателей, ОНТИ, М.-Л., 1932.

53. Мерцалов Н.И., Миносян М.А., Истомин П.А. Динамические модели кривошипно-шатунных механизмов поршневых двигателей и их деталей. Двигателестроение, 1984, №9, с.20-24.

54. Макаренко А.И. К вопросу о вредных появлениях вибрации в дизеле. Двигателестроение, 1987, №3, с.55-56.

55. Марченко О.Я. Внешняя неуравновешенность много вальных ДВС. Двигателестроение, 1981, №8, с. 15-17.

56. Марченко О.Я., Янчеленко В.А. Расчет и снижение вибрации дизелей, вызываемой их неуравновешенностью. Двигателестроение, 1982, №10, с. 2326.

57. Мартемьянов И.В. О динамике и уравновешивании V-образных шестицилиндровых двигателей с углом развала цилиндров 60° Автомобильная промышленность, 1972, №2, с.6-11.

58. Найденко O.K. и Петров П.П. Амортизация судовых двигателей и механизмов, Судпромгиз, 1962.

59. Назаров А.Д. Экспериментальное и расчетное определения допустимого дисбаланса двигателей. Двигателестроение, 1981, №4, с.53-56.

60. Назаров А.Д. Влияние некоторых конструктивных, технологических и эксплутационных факторов на дисбаланс двигателей. Автомобильная промышленность, 1979, №4, с.7-11.

61. Назаров А.Д. Исследование изменения дисбаланса двигателей при их эксплуатации и ремонте. Двигателестроение, 1980, №3, с.42-47.

62. Назаров А.Д. Общая методика расчета параметров коленчатого вала двигателей V-8 при их производстве и ремонте. Двигателестроение, 1998, №3, с.21-23.

63. Николап Е.Л. Теоретическая механика, ч.Н, Гостехиздат, 1950Нейман И.Ш. Динамика авиационных двигателей. М. Оборонгиз, 1940, 667с.

64. Никишин В.Н., Серпов А.С., Малышенок В.В. Вибронагруженность и расчет соударения зубьев в шестереночном приводе масляного насоса при угловых колебаниях коленчатого вала автомобильного дизеля. Двигателестроение, 1987, №3, с. 18-22.

65. Назаров А.Д. Расчет дисбаланса двигателей. Двигателестроение, 1981, №2, с.21-27.

66. Назаров А.Д. К методике исследования влияния дисбаланса на некоторые показатели двигателей. Двигателестроение, 1980, №6, с.23-27.

67. Назаров А.Д. Исследование изменения дисбаланса двигателей при их эксплуатации и ремонте. Двигателестроение, 1980, №3, с.42-47.

68. Назаров В.А., Сметнев Н.Н. Пусковые процессы семейства перспективных дизелей. НИИНАвтопрм, М.:, 19967.

69. Небеснов В.Н. Динамика двигателя в системе корпус судна -винты-двигатели. Судпромгиз, 1961.

70. Понаморев С.Д., Андреева JI.E. Расчет упругих элементов машин и приборов. М., «Машиностроение», 1980, 326 с.

71. Понаморев С. Д., Бидерман B.JI. и др. Расчеты на прочность в машиностроении в 3-х томах. М., Машгиз, 1956. 1960.

72. Патент №749864, Англия, класс 7(2) BIB.

73. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории упругих колебаний, М.: Машгиз, 1957.

74. Правила классификации и постройки морских судов. Регистр СССР, М.: «Транспорт», 1990.

75. Поспелов Д.Р. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным охлаждением. М., Машгиз, 1961, 385с.

76. Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей. М. Машиностроение, 1965, 285с.

77. Radinger. Dampfmaschinen mit hoher Kolbengeschwindigkeit, Wien, 1983.

78. Рудницкий В.И., Шилин В.А. Математические модели стоимости двигателя для технико-экономического анализа на этапе проектирования. Двигателестроение, 1981, №4, с. 50.

79. Рудерман В.И., Шилин В.А. Математические модели стоимости двигателя для технико-экономического анализа на этапе проектирования. Двигателестроение, 1981, №4, с.50-51.

80. Сороко-Новицкий В.Н. Испытания автотракторных двигателей. Машгиз, 1950.

81. Стативкин Г.П., Красноэнон П.А. Расчетная оценка вибрационных напряжений и кавитационного ресурса деталей дизеля. Двигателестроение, 1990, №3, с.24-26.

82. Семенов В.М. Уравновешивание механизмов авиационных моторов, ЛКВВИА, 1947

83. Симаков Ф.Ф. Кинематика кривошипно-шатунного механизма. Труды МВТУ, №25, Машгиз, 1954.

84. Справочник машиностроителя в 6 т. Под ред. Проф. д.т.н. Н.С. Ачеркана. Издание третье. М., Машгиз, 1960.

85. Смирнов А.А. О возможностях усовершенствования дизеля. Двигателестроение, 1980, №10,с.59-62.

86. Тузов JI.B., Скориков Ю.Т. Динамическая модель кривошинно-шатунного механизма с учетом зазоров. Двигателестроение, 1987, №3, с. 14-15.

87. Тольский В.Е. и др. Уменьшение вибрации двухцилиндровых автомобильных двигателей при применении уравновешивающего механизма. Двигателестроение, 1984, №10, с.39-42.

88. Тузов JI.B. Миселев М.А. и др. Применение динамических характеристик к оценке эффективности систем амортизации дизелей. Двигателестроение, 1979, №1, с.31-33.

89. Чистяков В.К. Динамика поршневых и комбинированных ДВС. М.: Машиностроение, 1989.

90. Четвертаков В.А. Об уравновешивании сил инерции поршневых машин. Двигателестроение, 1991, №3, с. 14-16.

91. Чижков Ю.П. Неравномерность хода автотракторных двигателей при электростартерном прокручивании. Труды института НИАВТОПРИБОРОВ. М., 1969, выпуск 14.

92. Чернышев Т.Д., Письман Я.Б. V-образный шестицилиндровый дизель с равномерным чередованием рабочих ходов. Двигателестроение, 1979, №5, с. 19-22.

93. Schon Н. Kurbelwellen mit kleinsten Massenmomenten fur Reichenmotoren, 1932.

94. Schon H. Die Djnamik der Verbrennungskraftmaschinen, Wien, 1942/

95. Schmidt-Sorens J. Methods of Redueng Engine Vibr ions.-ISME, 1973, P. 339407.

96. Schlik O. On balancing of Steam Enjines. Transaktions of the Institution of Naval Architects, 1900.

97. Щепетильников В.А. Уравновешивание механизмов. M., Машиностроение, 1982, 256 с.

98. Штейнвольф Л.И. Динамические расчеты машин и механизмов. М.: Машгиз, 1961, 340 с.

99. Янчеленко В.А., Скуридин А.А. Об оценке вибрации дизелей по колебательной мощности. Двигателестроение, 1979, №9, с. 17-19.

100. Янчеленко В.А. Расчет вибраций дизелей от крушительных колебаний коленчатых валов. Двигателестроение, 1982, №11, с.25-27.

101. Янчеленко В.А. Марченко О.Я. Расчет и снижение вибрации дизелей, вызываемой их неуравновешенностью. Двигателестроение, 1982, №10, с.23-26.

102. Юб.Янчеленко В.А., Скуридин А.А. Снижение вибрации дизелей, вызываемой неравномерностью крутящего момента. Двигателестроение, 1981, №7, с. 1922.

103. Янчеленко В.А. Влияние вибрационного излучения в систему амортизации на экономичность дизель-генераторов. Реф. Сб. ЦНИИТЭИтяжмаш, 1982, №6, с. 1-2.

104. Янчеленко В.А. Оценка качества систем амортизации дизелей по энергетическим характеристикам. Двигателестроение, 1980, №5, с.26-29.

105. Янчеленко В.А., Скуридин А.А. Об оценке вибрации дизелей по колебательной мощности. Двигателестроение, 1979, №9, с. 17-19.

106. Янчеленко В.А., Скуридин А.А. Расчет и методы снижения вибрации корпусных деталей дизелей средней мощности, Двигателестроение, 1981, №4, с.23-26.