автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Разработка метода анализа вибрационного состояния дизельных двигателей

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НАУЧНЫЙ ЦЕНТР РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ - ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ УНИТАРНОЕ ПРЕДПРИЯТИЕ - ЦЕНТРАЛЬНЫЙ ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ АВТОМОБИЛЬНЫЙ И АВТОМОТОРНЫЙ ИНСТИТУТ «НАМИ»

На правах рукописи УДК 621.436

ПАВЛОВ МИХАИЛ ЕВГЕНЬЕВИЧ

РАЗРАБОТКА МЕТОДА АНАЛИЗА ВИБРАЦИОННОГО СОСТОЯНИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Специальность 05.04.02 - Тепловые двигатели

Автореферат

диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

Москва-2006

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Ярославский государственный технический университет».

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Яманин Александр Иванович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Тольский Владимир Евгеньевич

кандидат технических наук, доцент Мягков Леонид Львович

Ведущее предприятие: ОАО «Тутаевские моторы»,

Ярославская область, г. Тутаев

Защита диссертации состоится «/0» ЛЮртО 2006 г. в 14 часов на заседании диссертационного совета Д 217.014.01 в Государственном научном центре Российской Федерации - Федеральном государственном унитарном предприятии - Центральном ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательском автомобильном и автомоторном институте «НАМИ» по адресу: 125438, г. Москва, Автомоторная, д. 2.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ».

Отзыв на автореферат в двух экземплярах, заверенных гербовой печатью, просим направлять по указанному выше адресу.

Автореферат разослан «/0» ерР&ралЯ2006 г.

Учёный секретарь диссертационного совета, кандидат технических наук, старший научный сотрудник

кандидат технических наук, '—' •*У®акин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Развитие техники привело к появлению различных экологических проблем. Одна из таких проблем - это шумовое загрязнение окружающей среды. Здесь наибольший вклад вносит автотранспорт.

Существует ряд документов, нормирующих уровни звукового излучения различных автотранспортных средств (АТС). Так, введённый в России ГОСТ Р 41.51, соответствующий Директиве № 51 Европейской Экономической Комиссии ООН (ЕЭК ООН), устанавливает предельно допустимый уровень внешнего шума автомобиля с дизельным двигателем, равный 74...80 дБА в зависимости от категории АТС. Существуют также нормативные документы, регламентирующие шум тепловых двигателей другого назначения.

Исследованиями было выявлено, что одним из основных источников шума автомобиля является двигатель внутреннего сгорания (ДВС). Здесь наиболее существенным является вибрация наружных поверхностей корпусных деталей. Поэтому при создании малошумного двигателя проблеме уменьшения вибрации должно уделяться серьёзное внимание. Немаловажен также вопрос об условиях труда водителя и комфорте пассажиров.

Исследовательские работы по уменьшению шума за счёт совершенствования процесса сгорания дизелей ведутся непрерывно. Вместе с этим отмечаются большие возможности, заложенные в совершенствовании самой конструкции, увеличении ее звукопоглощающей способности в диапазоне высоких частот. Многие работы носят скорее исследовательский характер и трудно применимы на практике.

Актуальность темы диссертации обусловливается необходимостью разработки основанного на компьютерных технологиях расчёта методом конечных элементов (МКЭ) способа снижения вибрационного состояния двигателей. На сегодняшний день расчётные методы совершенствования вибрационных характеристик тепловых двигателей разработаны недостаточно: зачастую отсутствует общность при решении задач. Созданию аналитических методов расчета вибрации препятствуют сложная геометрическая форма корпусных деталей, а в случае использования МКЭ - сложности при реализации программных продуктов, позволяющих выполнять динамический анализ конструкций, контактирующих друг с другом деталей.

При создании метода наиболее важным является выработка научно обоснованных практических рекомендаций, направленных на снижение вибрации корпусных деталей. Особое место в работе уделено созданию вибрационной модели двигателя, позволяющей расчётным путём определить динамический отклик контактирующих друг с другом деталей, с учётом демпфирования колебаний.

В работе используются относительно малоизвестные кибернетические методы применительно к решению задач вибрации. Одним из фундаментальных положений кибернетики является описание объектов при помощи передаточной функции Нф, определяемой как отношение выходного

сигнала Хф к возмущению Рф. Это понятие было использовано при анализе виброактивности двигателя.

РФ - Хф

Нф

Целью настоящей диссертации является разработка метода анализа вибрационного состояния дизельных двигателей на этапах проектирования и доводки.

Для достижения поставленной цели необходимо решение следующих задач:

- разработка и верификация модели расчёта вибрации двигателя;

- вычисление амплитудно-частотных характеристик передачи вибрационного импульса;

- обоснование выбора параметров, формирующих возмущающее усилие;

- определение собственных частот и форм колебаний деталей, формирующих максимумы передаточной функции конструкции двигателя;

- обоснование потенциально возможных рекомендаций по совершенствованию вибрационного состояния ДВС.

Достоверность результатов разработанного метода анализа вибрационного состояния дизелей подтверждена сходимостью расчетных данных с экспериментальными, корректным применением математического аппарата, сертифицированного программного обеспечения.

Научная новизна работы заключается в обосновании использования передаточных функций и современных численных методов для управления возмущающим усилием и обоснования направлений поиска рациональных значений массовых и упруго-диссипативных свойств деталей конструкции.

Практическая значимость. Разработанный метод позволяет прогнозировать уровни вибрации двигателей при их проектировании и доводке, обосновать пути достижения рациональных значений уровней вибрации, за счёт управления возмущающим усилием и соответствующими параметрами конструкции. Применение метода позволяет снизить затраты и сократить время на создание опытных образцов деталей и проведение натурных экспериментов по доводке виброакустических характеристик автомобильных дизелей.

Реализация работы. Представленная методика анализа вибрационного состояния дизельных двигателей используется в научно-исследовательских работах отдела двигателей управления главного конструктора ОАО «Автодизель», а также в учебном процессе кафедры ДВС ЯГТУ.

Апробация работы. Основные результаты исследований и положения диссертационной работы докладывались и обсуждались на: III конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 2003 г.); IX международной научно-практической конференции «Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей» (Владимир, ВГТУ, 2003 г.); V международной научно-технической конференции

«Динамика систем, механизмов и машин» (Омск, 2004 г.); V конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 2005 г.).

Публикации. Основное содержание диссертации представлено в семи печатных работах.

Структура диссертации. Диссертация состоит из введения, четырёх глав, заключения, приложений и содержит 104 страницы основного текста, 51 рисунок, 10 таблиц, список использованной литературы из 140 наименований работ отечественных и зарубежных авторов.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении кратко проведено обоснование актуальности темы диссертации, сформулированы основная цель и задачи работы. Представлено общее направление исследований.

Значительный вклад в изучение проблем вибрации внесли российские ученые: чл.-корр. РАН В.Н. Луканин, профессора И.В. Алексеев, В.Е. Тольский, П.А. Истомин, А.Д. Изотов, В.Т. Ляпунов, М.А. Минасян, A.A. Скуридин, Е.А. Скобцов, Л.В. Тузов, В.А. Янчеленко и др.

В первой главе рассмотрены основные источники возникновения вибрации и пути её распространения в ДВС. Выполнен обзор методов расчёта уровней вибрации, а также коротко рассмотрены программные продукты, позволяющие решать задачи динамики с использованием МКЭ. Сформулированы цели и задачи работы.

Исследование вопросов вибрации двигателя имеет ряд направлений, наиболее важными являются:

- изучение низкочастотных колебаний двигателя на подвеске (виброизоляция);

- изучение низкочастотных колебаний, связанных с деформацией силового агрегата, которые вызывают поломки (вибропрочность);

- изучение высокочастотных колебаний наружных поверхностей двигателя, вызывающих структурный шум.

Вопросы распространения высокочастотной вибрации в деталях двигателя изучены недостаточно. Анализ процессов передачи и поглощения колебательной энергии в деталях двигателя даёт достаточно большие возможности для снижения высокочастотной вибрации и связанного с ней структурного шума. Этому вопросу в работе уделено основное место.

Основным источником вибрации двигателей является рабочий процесс в цилиндрах. Давление газа обусловливает воздействие на поршень и головку цилиндров одинаковых, но противоположно направленных сил. По данным исследований специалистов фирмы Nissan, основная доля вибрации передаётся на картерную часть блока и масляный поддон через поршень, палец, шатун и коленчатый вал. Существуют и другие мнения о значимости путей распространения вибрации в двигателе.

До недавнего времени для расчета уровней виброактивности использовались модели, где двигатель представлялся в виде твердого тела на упругом основании, либо как система упругих взаимодействующих тел.

Такой способ расчета давал существенную погрешность, так как взаимное влияние подвижных звеньев механизма здесь не учитывалось. Более предпочтительны расчетные модели, в которых двигатель представляется системой твердых тел, связанных друг с другом упругими и демпфирующими связями. Однако широкое применение таких моделей сдерживается сложностью определения упругих и, особенно, демпфирующих свойств деталей. В значительной степени погрешности расчета с использованием подобных моделей обусловлены нагружением колебательной системы только отдельными гармоническими составляющими газовой силы, имеющими различные фазы. Погрешность расчета также увеличивается и за счет невозможности учета изгиба вала, корпусных деталей (особенно при их значительных размерах) и пр.

В настоящее время наиболее распространенным способом решения задач динамики является МКЭ.

Й. Аффенцеллером и рядом других авторов показано, что для учета местных колебательных явлений следует учитывать наличие КШМ и навесных агрегатов, а также деталей, связанных с коленчатым валом. Наличие в модели коленчатого вала существенно повышает показатели демпфирования колебаний.

Первоначально анализ вибрационного состояния конструкций сводился к поиску собственных частот и форм колебаний деталей (модальный анализ). При этом решается система линейных алгебраических уравнений, описываемая матричным равенством

[м]{С/}+[£>]{(/}+№} = 0, (1)

где [М], [л], [К]- матрицы масс, демпфирования и статической жесткости системы {{/}, {£/}, {С/} - векторы виброускорений, виброскоростей и виброперемещений узлов конечно-элементной модели (КЭМ).

В ряде случаев данных о собственных частотах и формах колебаний оказывается достаточным для снижения вибрации. Однако модальный анализ не учитывает ряд моментов, таких как влияние возмущающей силы, контактного взаимодействия деталей, какая именно форма собственных колебаний оказывает наибольшее влияние на вибрацию в исследуемой точке конструкции и др.

Применение МКЭ для решения задачи о вынужденных колебаниях сводится к численному итерационному решению системы дифференциальных уравнений, описывающих движение масс, приводимых к узлам КЭМ двигателя. Этой системе соответствует матричное равенство

[м]{и)+[ОрЫФМР{^ (2)

где {/'(/)} - вектор возмущающих сил, зависящих от времени и приложенных к узлам модели (расшифровка остальных входящих в формулу величин совпадает с таковой для уравнения (1)).

К нерешённым проблемам проводимых ранее расчётных исследований вибрации двигателей можно отнести:

1) расчёт сводился к модальному анализу, где определялись собственные частоты и формы колебаний отдельных деталей (либо ряда жёстко соединённых деталей);

2) при расчёте вынужденных колебаний анализ проводился без учета контактного взаимодействия деталей двигателя (в том числе и КШМ);

3) самые ранние КЭМ были достаточно грубыми и описывали геометрию деталей с большой погрешностью;

4) некоторые программы используют только субпараметрические конечные элементы (КЭ) с линейной функцией формы, а потому лишь приближенно описывают геометрию криволинейных поверхностей детали.

В настоящее время разработка КЭМ существенно упрощается при использовании элементов CAD/CAE-технологии и соответствующих программных средств. Практически все используемые в современной расчетной практике профессиональные программные продукты включают модули для проведения таких расчетов.

Целью решения динамических задач механики деформируемого тела (динамического анализа) является определение реакции деформируемой механической системы на заданное зависящее от времени возмущение. В результате решения задачи требуется определить перемещения, скорости, ускорения элементов этой системы, напряжения и деформации в них, а также производные от них величины. Важным является то, что в расчёте необходимо учитывать силы инерции, а искомые величины получать как функции времени. Сейчас на рынке программных продуктов, позволяющих решать эти задачи с использованием МКЭ, лидирующее положение занимают фирмы MSC.SOFTWARE, ANSYS Inc и ABAQUS Inc.

В данной работе в качестве инструмента вычислений была использована программа ANSYS, а точнее её модуль ANSYS/LS-DYNA, предназначенный для решения динамических высоконелинейных задач. Все процессы рассматривались как происходящие во времени. В основу вычислительных алгоритмов ANSYS/LS-DYNA положены явные методы решения задачи динамики, что позволяет получать решения этих задач достаточно быстро. Одной из важнейших отличительных особенностей ANSYS/LS-DYNA является наличие простых в использовании, эффективных и проверенных контактных алгоритмов.

Во второй главе описана разработанная методика анализа вибрационного состояния двигателей. Кратко рассмотрен программный комплекс, используемый для реализации МКЭ при вычислении отклика конструкции двигателя. Представлены результаты расчёта вынужденных колебаний транспортного дизеля. Получены передаточные функции, описывающие взаимодействие тел, участвующих в передаче вибрационного импульса.

Нелинейные задачи решают явным или неявным методом. Расчёт неявным методом (реализован в ANSYS) сводится к серии решений

квазистатических задач с нагрузками, зависящими от времени. Данный метод устойчив (не зависит от шага интегрирования), но решить с его помощью существенно нелинейные задачи обычно не удается из-за проблем со сходимостью решения и большим объемом вычислений. Поэтому такие задачи решают явным методом (реализован в А^УБ/Ьв-БУКА).

Явными методами называют методы решения уравнения динамики, не связанные с решением систем уравнений, а использующие рекуррентные соотношения, выражающие перемещения, скорости и ускорения на данном шаге через их значения на предшествующих шагах.

Для обеспечения сходимости явного метода в А^УБ/ЬЗ-БУМА используется мелкий шаг по времени - по умолчанию он составляет 90 % времени, за которое звуковая волна проходит через элемент, при использовании самого короткого характерного расстояния:

= I /ю1ЕИ , (3)

ц^Тр

где /„,„ —- характерный размер КЭ (высота самого маленького треугольного элемента модели), р — плотность материала, Е — модуль упругости материала, V— коэффициент Пуассона материала.

При численном решении дифференциальных уравнений важно корректно описать подвод и отвод энергии. Подвод энергии осуществляется воздействием возмущающей силы на рассматриваемую конструкцию, отвод - деформацией и демпфированием тел. Последнее в свою очередь можно разделить на внутренне (гистерезисное) демпфирование, учитываемое характеристиками материала, и на вязкое демпфирование, определяемое контактным взаимодействием деталей друг с другом.

Математическая модель взаимодействия контактирующих деталей в А^УБ/ЬЗ-ОУКА достаточно корректно описывает зависимость коэффициента трения от относительной скорости УгЫ поверхностей контакта:

= (4)

где - коэффициент статического трения, /•Ь - коэффициент динамического трения, рс - коэффициент экспоненциального затухания.

Коэффициент вязкого трения Ус является необходимым для ограничения максимума силы трения. Предельное значение силы трения:

^Нт = ' Люиг > (5)

где Асо„, - площадь, находящаяся в контакте с узлом.

При создании расчётной модели двигателя был принят ряд допущений. Во-первых, это упрощение геометрии (вкладыши, крышки подшипников и болты моделировались заодно, отсутствие в поршне канавок под кольца и т.п.). Во-вторых, моделировались детали одного цилиндра (поршень, палец, шатун) в сборе с коленчатым валом и блоком, так как для изучения распространения вибрации от разовой вспышки в цилиндре этого достаточно. Справедливость данного допущения имела экспериментальное подтверждение. Одним из

важных допущений является отсутствие вращения коленчатого вала. Современные программные средства позволяют моделировать вращение вала, но при этом значительно возрастает время расчета и требования к системным ресурсам компьютера. В данной работе расчеты проводились при положении коленчатого вала, соответствующего максимуму давления в цилиндре (16° после верхней мёртвой точки (ВМТ)).

Генерация сетки КЭ проводилась по созданной в Solid Works твердотельной модели (ТТМ) транспортного дизеля 8 ЧН 13/14 (ЯМЗ - 7511; Ne = 295 кВт, пе = 1900 мин'1).

В качестве силовых граничных условий предусматривается нагружение КЭМ двумя группами сил, равных по значению и противоположных по направлению. Одна группа Fn распределялась по днищу поршня в камере сгорания, а другая Fr - по поверхностям блока, имитирующим шпильки крепления головки цилиндров.

На КЭМ заранее были определены характерные точки (рис. 2), перемещения, скорости и ускорения которых дополнительно записывались в отдельный файл. Расположение точек соответствовало пути передачи основной доли вибрационной энергии при распространении возмущающего воздействия от поршня к картерной части блока.

При обработке результатов расчета существуют два принципиально разных подхода: анализ полученных сигналов и анализ исследуемых систем.

Анализ сигналов представляет собой процесс определения откликов системы на неизвестное в общем случае возбуждение и представления их в такой форме, которую легко интерпретировать.

Анализ систем является методом определения характеристик свойств систем. Он может быть проведён путём возбуждения системы с помощью измеренных сил и определения отношения отклик/сила (чувствительность).

В результате расчётов получены зависимости перемещений, скоростей и ускорений в контрольных точках (рис. 2) по трём взаимно перпендикулярным направлениям. В работе принято направление распространения вибрации вдоль оси рассматриваемого цилиндра.

В результате расчётов получены зависимости перемещений, скоростей и ускорений в контрольных точках (рис. 2) по трём взаимно перпендикулярным направлениям. Для сопоставления результатов вычислений с экспериментальными данными было принято направление распространения вибрации вдоль оси рассматриваемого цилиндра.

В качестве примера, на рисунке 3 представлены результаты спектрального анализа расчётной виброскорости в точке G (рис. 2).

Для количественной оценки амплитуд механических колебаний, отображающей их воздействие, можно использовать разные значения: двойную амплитуду, пиковые значения, средние и среднеквадратичные значения колебаний с синусоидальной формой волны и т.д.

Рисунок 1 - КЭМ транспортного дизеля 8 ЧН 13/14: а) - общий вид; б) - КШМ; 1 - КЭМ блока, 2 - пружинные элементы

А

И

б)

Рисунок 2 - Расположение контрольных

точек на КЭМ: А- на днище поршня; В- на бобышке поршня; С - на поршневом пальце; О -на верхней головке шатуна; Е- на нижней головке шатуна; Г-на коленчатом валу; б - на стенке блока между опорами; / -в точке крепления блока к пружинным элементам

<0

Среднеквадратичное значение (СКЗ) является самым важным, так как в нем учитывается временное развитие исследуемых колебаний, и оно непосредственно отображает значение, связанное с энергией и, следовательно, разрушающей способностью этих колебаний.

СЛЗ = ^£*2(г)Л. (6)

Результаты вычислений СКЗ амплитуд виброскоростей в контрольных точках приведены в таблице 1.

Контрольная точка (рис. 2) А В С Е Г в /

СКЗ, м/с 0,248 0,261 0,203 0,158 0,117 0,058 0,036 0,043

Если принять, что на днище поршня приходится 100 % вибрационной энергии, то до пальца доходит 81,8 %, до верхней головки шатуна 63,9 %, до нижней головки шатуна 47,3 %, до вала около 23,4 %, а до стенки блока между опорами и точки крепления блока к пружинным элементам 14,6 и 17,4 % соответственно.

Основные потери энергии происходят в контактных парах, а также при прохождении вибрационного импульса через шатун и вал. Это связано с более высокой упругостью данных элементов по сравнению с другими деталями КШМ.

1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2500

Л Гц

Рисунок 3 - Спектр виброскорости на стенке блока между опорами (точка (7 на рис. 2) в направлении оси цилиндра

Свойства путей передачи механических колебаний от источника к приёмнику представляют собой внутренние характеристики составных механических систем.

Одной из эффективных моделей системы тел является модель в частотной области, в которой выходной спектр выражен через входной спектр, умноженный на дескриптор системы:

*(/)=Я(>М/). (7)

Этот дескриптор системы Нф является частотной характеристикой (ЧХ), которая определяется следующим образом:

т

(8)

Она представляет собой комплексное отношение между выходным сигналом Хф и возмущением Рф в зависимости от частоты / Под понятием

комплексной величины имеется в виду то, что характеристика может быть представлена в виде амплитудно-частотной (АЧХ) и фазово-частотной (ФЧХ).

Частотные характеристики описывают динамические свойства систем независимо от типа сигналов, используемых при исследованиях. Поэтому концепция частотных характеристик одинаково приемлема к гармоническому, кратковременному (импульсному или ударному) и случайному возбуждению.

Резонансы в рабочем частотном диапазоне могут считаться индикаторами слабых мест конструкции. Опасность резонанса зависит от амплитуды частотной характеристики между точкой на конструкции, где приложены силы, и точки, где определяется реакция.

В данной работе использовались частотные характеристики подвижности, так как вибрация нормируется в основном по средней скорости колебаний той или иной точки конструкции.

На рисунке 4 приведена АЧХ подвижности системы, где в качестве выходного сигнала Хф использовался спектр виброскорости на стенке блока между опорами (рис. 3). Входным сигналом Рф являлся спектр силы, действующей на поршень.

Н, мс'1/Н

Л ГЦ

Рисунок 4 - АЧХ подвижности стенки блока между опорами

Наибольшая подвижность системы «поршень - стенка блока цилиндров» наблюдается на частотах 1390, 1670, 1810, 1900, 2060, 2100 и 2420 Гц. Это связано с податливостью отдельных деталей модели двигателя, что в свою очередь определяется модальными характеристиками конструкции.

В третьей главе рассмотрены пути и методы снижения вибрации ДВС как за счёт изменения возмущающего воздействия, так и за счёт изменения упруго-диссипативных свойств деталей.

Снижение вибрации возможно тремя способами:

1) за счёт изменения спектра возмущающего усилия (воздействие на Рф)\

2) путём изменения АЧХ подвижности стенки блока между опорами (например, рационализируя упруго-диссипативные свойства деталей, участвующих в передаче вибрационного импульса, воздействуя на Нф)\

3) путём введения дополнительного вибропоглощения (воздействие на Хф).

Уменьшение колебаний за счёт использования виброгашения является специальной задачей виброзащиты и в данной работе не рассматривается.

Изменение давления газов в камере сгорания при работе ДВС является основным источником возникновения вибрации. Существует множество факторов, формирующих закон изменения давления в камере сгорания. Одним из них является угол опережения впрыскивания топлива (в).

Для вычисления индикаторных диаграмм с разными углами опережения впрыскивания топлива был использован программный продукт ДИЗЕЛЬ-РК. Полученные индикаторные диаграммы подвергались спектральному анализу Кривые обладают сплошным спектром, вызывающим колебания в широком диапазоне частот.

Далее, с использованием передаточной функции, по выражению (7) определялся спектр вибрации картерной части двигателя (точка С на рис. 2). Для различных углов опережения впрыскивания топлива, огибающие спектров схожи.

По полученным спектрам трудно оценить влияние угла 9 на вибрацию картера блока цилиндров в цегом. Поэтому для количественной оценки амплитуд механических колебаний использовался предложенный ранее критерий СКЗ вибрации.

Из рисунка 5 следует, что существует более приемлемое (с точки зрения вибрации картерной части блока) значение в. Для рассматриваемой конструкции дизеля 8 ЧН 13/14 оно лежит в пределах 1°...3° угла поворота коленчатого вала после ВМТ. При современной организации рабочего процесса, изменение угла опережения впрыскивания топлива в рассмотренных пределах приводит к незначительному снижению уровней вибрации (~ 10 %).

Основными преимуществами представленного алгоритма в сравнении с предложенными ранее методиками рационализации параметров рабочего процесса является простота использования и возможность подбора большого количества приемлемых значений параметров, формирующих индикаторную диаграмму.

Используя передаточные функции, можно изучать динамическое поведение конструкции, варьируя возмущающей силой. Данный алгоритм позволяет сформулировать и решить задачу оптимизации параметров рабочего процесса для любого объекта.

V, м/с 0,0285

ВМТ

0,024 н «^ «^

в, градус до ВМТ

в, градус после ВМТ

Рисунок 5 - С КЗ виброскоростей в точке (7 (рис. 2)

Снижение колебаний конструкции за счёт изменения упруго-диссипативных свойств (воздействие на Нф) может быть осуществлено путём изменения динамических характеристик деталей, участвующих в передаче вибрации. К динамическим характеристикам относятся демпфирование, собственные частота и формы колебаний.

На рисунке 4 приведена АЧХ подвижности стенки блока между опорами. На графике существует ряд характерных максимумов, снижение которых явно приведет к уменьшению общего уровня вибрации исследуемой части конструкции. Рассмотрим в качестве примера снижение амплитуды подвижности на частоте 2060 Гц.

Одним из фундаментальных методов исследования динамических свойств конструкций является анализ собственных частот и форм колебаний (модальный анализ). Для выявления собственных форм колебаний, соответствующих изучаемым максимумам передаточной функции, был предварительно выполнен модальный анализ КЭМ дизеля ЯМЗ-7511 (рис. 1).

Модальный анализ выявил, что частота 2060 Гц соответствует изгибу картерной части блока. Для снижения этих деформаций необходимо увеличить изгибную жёсткость наружных стенок картера.

С целью повышения жёсткости картерной части блока были разработаны две конструкции.

Для каждого из предложенных вариантов блока цилиндров в сборе с КШМ была создана модель расчёта колебаний с использованием А^УЗ/ЬЗ-ВУЫА. Определение взаимосвязей между деталями, наложение граничных условий и приложение нагрузок соответствовало варианту с серийной конструкцией блока цилиндров.

В результате расчётов моделей дизеля 8 ЧН 13/14 с различными блоками были получены осциллограммы, а затем и спектры перемещений, скоростей и ускорений в точке на картере, соответствующей точке С (см. рис. 2, б) по трём взаимно перпендикулярным направлениям.

В таблице 2 приведено сравнение предложенных конструкций блока цилиндров с серийным вариантом. Увеличение жесткости конструкции блока цилиндров введением дополнительной кривизны наружных картерных стенок, распространяющейся вдоль оси коленчатого вала, приводит к снижению вибрации картера в среднем в 3 раза.

Вариант конструкции блока цилиндров

серийный № 1 №2

СКЗ, м/с 0,036 0,044 0,011

д,% 100 123 31

Воздействуя на упруго-диссипативные свойства системы, за счёт чего уменьшаются колебания на нежелательных частотах, можно добиться значительного снижения вибрации в интересующей части конструкции.

В четвёртой главе приведены результаты экспериментальной оценки метода анализа вибрационного состояния дизельных двигателей. Исследования проведены на двигателе ЯМЗ-7511.

Для получения динамических характеристик двигателя был проведён одновременный замер вибрации картерной части блока и изменения давления в цилиндре. Датчик давления устанавливался в головку первого цилиндра. Вибродатчик устанавливался на картерную часть блока между третьей и четвёртой коренными опорами (напротив седьмого цилиндра) в горизонтальном направлении перпендикулярно стенке.

Суммарная погрешность измерений не превышала 10 %.

При обработке полученных данных, на первом шаге выделялась та часть осциллограммы виброускорений, которая соответствовала срабатыванию седьмого цилиндра. Данная операция проводилась с целью определения * влияния разовой вспышки в цилиндре на вибрацию в контрольной точке. Для получения осциллограммы виброскоростей полученный сигнал интегрировался. Далее выполнялось преобразование Фурье.

С другой стороны, по сигналу, полученному с датчика давления, вычислялась сила, действующая на поршень, которая подвергалась спектральному преобразованию. На последнем шаге с целью определения подвижности системы «камера сгорания - стенка блока цилиндров» выполнялось преобразование по формуле (8).

При определении собственных частот и форм колебаний блока цилиндров в сборе с головками экспериментальным путём использовался метод определения механической подвижности с помощью ударного возбуждения. Было получено, что на собственной частоте 1905 Гц происходит изгиб

картерной части блока в области стыка с поддоном, а на частоте 1608 Гц -деформация поперечной стенки блока в направлении оси коленчатого вала.

Сопоставление АЧХ передачи вибрационного импульса от поршня через КШМ к картеру двигателя (рис. 8) с результатами модального анализа деталей, участвующих в передаче этого импульса, позволяет, как и в случае расчётного исследования, выделить те собственные формы и частоты колебаний, которые вносят наибольший вклад в общую вибрацию.

Идентификацией представленного метода анализа вибрационного состояния двигателей может также служить совпадение с точностью до 8% собственных частот и форм колебаний, полученных аналитически и экспериментально. Н, мс'1/Н

300 500 700 900 1100 1300 1500 1700 1900 2100 2300 2500 2700 2900

Л Гц

Рисунок 8 - Подвижность системы «камера сгорания - стенка блока

цилиндров»

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. В диссертации разработан и верифицирован метод анализа вибрационного состояния двигателей, позволяющий на основе численного МКЭ проводить улучшение конструкции.

2. Показано, что использование передаточных функций и современных численных методов для управления возмущающим усилием и поиска рациональных значений массовых и упруго-диссипативных свойств деталей является эффективным при расчётной оценке вибрационного состояния конструкции на этапах её проектирования и доводки.

3. Разработанный метод позволяет рационально воздействовать на организацию рабочего процесса в камере сгорания с целью улучшения вибрационного состояния дизельных двигателей.

(

4. Представленный метод может быть использован для улучшения вибрационных характеристик любых объектов, подверженных воздействию динамической нагрузки.

5. Сравнение результатов модального анализа дизеля 8 ЧН 13/14 с экспериментальными данными по определению собственных частот и форм колебаний показало достоверность предложенного метода анализа вибрационного состояния двигателей.

6. Экспериментальные исследования вибронагруженности двигателя являются трудоёмким и дорогостоящим способом изучения конструкций (особенно разрабатываемых), в то время как предложенный расчётный метод с достаточной достоверностью позволяет проводить анализ вибрации.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ ПЕЧАТНЫХ РАБОТАХ

1. Чухланцев С.Г., Павлов М.Е. «Шумящая» составляющая экологически чистых дизелей ЯМЗ //Автомобильная промышленность. — 2001. — № 12. — С. 29 - 30.

2. Определение динамических характеристик блок-картера дизеля 8 ЧН 13/14 с монолитными и индивидуальными головками цилиндров с применением DesignSpace / Павлов М.Е. // Сборник трудов третьей конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 23-24 апреля 2003 г.). / Под ред. A.C. Шадского. -М.: Полигон-пресс, 2003. - С. 199 - 200.

3. Расчётный метод определения вибрации / Павлов М.Е., Яманин А.И // Фундаментальные и прикладные проблемы совершенствования поршневых двигателей: Материалы IX Междунар. науч.-практ. конф. Владим. гос. ун-т. -Владимир, 2003. - С. 208 - 209.

4. Павлов М.Е., Яманин А.И. Исследование распространения вибрации в транспортном дизеле 8 ЧН 13/14 с применением пакета программ ANSYS/LS-DYNA // Динамика систем, механизмов и машин: материалы V Международной научно-технической конференции - Омск, 2004. - С.118 -121.

5. Моделирование колебательных процессов транспортного дизеля 8 ЧН 13/14 с использованием модуля ANSYS/LS-DYNA / Павлов М.Е., Сорокин А.Н. // Сборник трудов пятой конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 21-22 апреля 2005 г.). / Под ред. A.C. Шадского. - М.: Полигон-пресс, 2005. - С. 121 - 131.

6. Павлов М.Е., Яманин А.И. Использование модуля ANSYS/LS-DYNA при моделировании колебательных процессов // Вестник компьютерных и информационных технологий. - 2005. - № 3. - С. 35 - 38.

7. Павлов М.Е., Яманин А.И. Моделирование колебательных процессов в двигателе // Вестник компьютерных и информационных технологий. - 2005. -№ 12.-С. 39-41.

Лицензия ПД 00661 от 30.06.2002 г. Печ. л. 1. Заказ 221. Тираж 100. Отпечатано в типографии Ярославского государственного технического университета г. Ярославль, ул. Советская, 14 а, тел. 30-56-63.

ВВЕДЕНИЕ. . 1 РАЗВИТИЕ МЕТОДОВ АНАЛИЗА ВИБРАЦИОННОГО

СОСТОЯНИЯ ПОРШНЕВЫХ ДВС.

1.1 Нормирование вибрации.

1.2 Источники вибрации.

1.3 Методы расчета уровней вибрации.

1.3.1 Упруго-массовые модели.

1.3.2 Континуальные вибрационные модели ДВС.

1.4 Программные средства.

1.5 Выводы к первой главе.

2 РАСЧЕТ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ ДВИГАТЕЛЯ С

ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ МЕТОДА КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ.

2.1 Использование программного комплекса ANSYS/LS

DYNA для расчета динамического отклика конструкций.

2.2 Разработка КЭМ для изучения распространения вибрации и обработка полученных данных на примере транспортного дизеля 8 ЧН 13/14.

2.2.1 Принятые допущения.

2.2.2 Разработка конечно-элементной модели.

2.2.3 Обоснование граничных условий.

2.2.4. Опции решения и их особенности.

2.3 Обработка результатов расчета.

2.3.1 Анализ сигналов.

2.3.2 Количественная оценка амплитуд колебаний.

2.3.3 Анализ систем.

2.4 Выводы ко второй главе.

3 РАЗРАБОТКА МЕРОПРИЯТИЙ ПО СОВЕРШЕНСТВОВАНИЮ

ВИБРАЦИОННОГО СОСТОЯНИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ

ДВИГАТЕЛЕЙ.

3.1 Пути снижения вибрации.

3.2 Снижение вибрации ДВС за счёт изменения возмущающего воздействия.

3.3 Снижение вибрации ДВС за счёт изменения массовых и упруго-диссипативных свойств деталей.

3.4 Выводы к третьей главе.

4 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ОЦЕНКА МЕТОДА АНАЛИЗА ВИБРАЦИОННОГО СОСТОЯНИЯ ДИЗЕЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ.

4.1 Проведение испытаний.

4.2 Анализ результатов испытаний.

4.3 Выводы к четвёртой главе.

Развитие техники привело к появлению различных экологических проблем. Одна из таких проблем - это шумовое загрязнение окружающей среды. Здесь наибольший вклад имеет автотранспорт [35].

Существует ряд документов, нормирующих уровни звукового излучения различных автотранспортных средств (АТС). Так, введённый в России ГОСТ Р 41.51 [32], соответствующий Директиве № 51 Европейской Экономической Комиссии ООН (ЕЭК ООН), устанавливает предельно допустимый уровень внешнего шума автомобиля с дизельным двигателем равный 74.80 дБА в зависимости от категории АТС. Существуют также нормативные документы, регламентирующие шум тепловых двигателей другого назначения [85, 86].

Исследованиями было выявлено, что одним из основных источников шума автомобиля является двигатель внутреннего сгорания (ДВС) [61]. Здесь наиболее существенным является вибрация наружных поверхностей корпусных деталей. Поэтому при создании малошумного двигателя проблеме уменьшения вибрации должно уделяться серьёзное внимание [30]. Немаловажен также вопрос об условиях труда водителя и комфорте пассажиров.

Исследовательские работы по совершенствованию процесса • сгорания дизелей для уменьшения их шума ведутся непрерывно. Вместе с этим отмечаются большие возможности, заложенные в совершенствовании самой конструкции, увеличении ее вибропоглощающей способности в диапазоне высоких частот [130]. Многие работы носят скорее исследовательский характер и трудно применимы на практике для снижения вибрации и шума.

Актуальность темы диссертации обусловливается необходимостью разработки основанного на компьютерных технологиях расчёта методом конечных элементов (МКЭ) способа снижения вибрационного состояния двигателей. На сегодняшний день расчётные методы совершенствования вибрационных характеристик тепловых двигателей разработаны недостаточно: зачастую отсутствует общность при решении задач. Созданию аналитических методов расчета -вибрации препятствуют сложная геометрическая форма корпусных деталей, а в случае использования МКЭ -сложности при реализации программных продуктов, позволяющих выполнять динамический анализ конструкций контактирующих друг с другом деталей.

При создании метода наиболее важным является выработка научно обоснованных практических рекомендаций, направленных на снижение вибрации корпусных деталей. Особое место в работе уделено созданию вибрационной модели двигателя, позволяющей расчётным путём определить динамический отклик контактирующих друг с другом деталей, что учитывает демпфирование колебаний [19, 50, 84].

В работе используются относительно малоизвестные1 кибернетические методы [20] применительно к решению задач вибрации. Одним из фундаментальных положений кибернетики является описание объектов при помощи передаточной функции Нф, определяемой как отношение выходного сигнала к возмущению F(f). Это понятие было использовано при анализе виброактивности двигателя.

F(D - Хф

Целью настоящей диссертации является обоснование метода анализа вибрационного состояния дизельных двигателей на этапах проектирования и доводки.

1 Сами методы известны давно, но в двигателестроении распространены относительно мало.

Для достижения поставленной цели необходимо решение следующих задач:

- разработка и верификация метода анализа вибрационного состояния двигателей, как на стадии проектирования, так и доводки;

- обоснование потенциально возможных рекомендаций по совершенствованию вибрационного состояния ДВС.

Достоверность результатов разработанного метода анализа вибрационного состояния дизелей подтверждена сходимостью расчетных данных с экспериментальными, корректным применением математического аппарата, сертифицированного программного обеспечения.

Научная новизна работы заключается в обосновании использования передаточных функций и современных численных методов для управления возмущающим усилием и поиска рациональных значений массовых и упруго-диссипативных свойств деталей конструкции.

Практическая значимость. Разработанный метод позволяет прогнозировать вибрацию двигателей при их проектировании и доводке. Использование предложенного метода в случае модернизации параметров, например, рабочего процесса даёт возможность снизить вибрацию конструкции двигателя. Созданный метод анализа вибрационного состояния предполагает выработку рекомендаций по модификации конструкции деталей. Применение метода позволяет снизить затраты и сократить время на создание опытных образцов деталей и проведение натурных экспериментов по доводке виброакустических характеристик автомобильных дизелей.

Реализация работы. Представленная методика анализа вибрационного состояния дизельных двигателей используется в научно-исследовательских работах отдела двигателей управления главного конструктора ОАО «Автодизель».

Структура диссертации. Диссертации состоит из введения, четырёх глав, заключения, приложений и списка использованной литературы.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ

1. В диссертации разработан и верифицирован метод анализа вибрационного состояния двигателей, позволяющий на основе численного МКЭ проводить улучшение конструкции.

2. Показано, что использование передаточных функций и современных численных методов для управления возмущающим усилием и поиска рациональных значений массовых и упруго-диссипативных свойств деталей является эффективным при расчётной оценке вибрационного состояния конструкции на этапах её проектирования и доводки.

3. Разработанный метод позволяет проводить рационализацию изменения давления газов в камере сгорания с целью улучшения вибрационного состояния дизельных двигателей.

4. Представленный метод может быть использован для улучшения вибрационных характеристик любых объектов, подверженных воздействию динамической нагрузки.

5. Сравнение результатов модального анализа дизеля 8 ЧН 13/14 с экспериментальными данными по определению собственных частот и форм колебаний показало достоверность предложенного метода анализа вибрационного состояния двигателей. . • ■ >

6. Экспериментальные исследования вибронагруженности двигателя являются трудоёмким и с экономической точки зрения невыгодным способом изучения конструкций (особенно разрабатываемых), в то время как предложенный расчётный метод с достаточной достоверностью позволяет проводить анализ вибрации.

1. Александров В.М., Ромалис Б.Л. Контактные задачи в машиностроении. -М.: Машиностроение, 1986. 176 с.

2. Алексеев В.В., Болотин Ф.Ф., Кортын Г.Д. Демпфирование крутильных колебаний в судовых валопроводах. Д.: Судостроение, 1973. -279 с.

3. Алексеев И.В. Акустически идеальные циклы поршневых ДВС // Двигателестроение. 1983. - № 7. - с. 3-6.

4. Алексеев И.В. Оценка влияния основных конструктивных соотношений в КШМ на акустические показатели автотракторных двигателей // Двигателестроение. — 1984. -№5.-с. 13-15.

5. Алексеев И.В. Оценка влияния способа форсирования автотракторных двигателей на их виброакустические показатели // Двигателестроение. 1985. - № 8. - с. 10-13.

6. Бабицкий В.И. Теория виброударных систем. М., 1978.

7. Балакин В.А. Трение и износ при высоких скоростях скольжения. -М.: Машиностроение, 1980. 136 с.

8. Басов К.A. Ansys в примерах и задачах. М.: КомпьютерПресс, 2002. - 224 с.

9. Батуев Г.С., Голубков Ю.В. и др. Инженерные методы исследования ударных процессов. М.: Машиностроение, 1977. 240 с.

10. Бендат Д., Пирсол А. Измерение и анализ случайных процессов. М.: Мир, 1974.-220 с.

11. Бендат Дж., Пирсол А. Применение корреляционного и спектрального анализа / Пер. с англ. М.: Мир, 1983. - 312 с.

12. Бернблит М.В. К вопросу о синтезе входных механических импедансов сложных линейных колебательных систем // Акуст. журн. -1983. Т. 29, вып. 6. - с. 833 - 834.

13. Бершадский С.А. Снижение вибрации и шума поршневых компрессоров. Л.: Судостроение, 1990.- 272 с.

14. Бидерман В. J1. Теория механических колебаний. М.: Высшая школа, 1980.-408 с.

15. Биргер И.А. Прочность и надёжность машиностроительных конструкций: Избранные труды. Уфа, ГМФМЛ, 1998. - 350 с.

16. Бишоп Р. Колебания: Пер. с англ./Под ред. Я.Г. Пановко. М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1986. - 192 с.

17. Блаховский, Х.П. Новый метод разработки двигателей Концепция виртуального двигателя. 2005. http://www.aps-c.ru/publications/virtual.pdf

18. Бокс Дж., Дженкинс Г. Анализ временных рядов. Прогноз и управление / Пер. с англ. М.: Мир, 1974. - 406 с.

19. Бухарина Г.И. Демпфирование в поршневых двигателях при резонансных крутильных колебаниях/ЛПИ им. М.И. Калинина // Труды. -1965.-№249.

20. Васильев В.Д., Соложенцев Е.Д. Кибернетические методы при создании поршневых машин. -М.: Машиностроение, 1978. — 120 с.

21. Вернигор В.Н. Приближенные модели балки при поперечном ударе // Прикладная механика. Вып. 3, Л., 1977.

22. Вернигор В.Н., Михайлов А.Л. Модальный анализ механических колебаний упругих систем. Рыбинск: Рыбинский Дом печати, 2001. -288 с.

23. Вибрация в технике: Справочник. В 6 т. / Под ред. К.В. Фролова -М.: Машиностроение, 1999.

24. Вибрация в технике: Справочник. В 6 т.- М.: Машиностроение, 1981.

25. Вибрация энергетических машин: Справочное пособие/ Под ред. д-ра техн. наук проф. Н.В. Григорьева. Л.: Машиностроение, 1974. - 464 с.

26. Вусевкер В.Ю., Доля В.К., Панич А.Е. Модернизированные пьезочувствительные элементы в датчиках вибрации // Датчики и системы. 2003, - № 11.

27. Галин JI.A. Контактные задачи теории упругости и вязкоу пру гости. М.: Наука, 1980.-304 с.

28. Галт Б., Томас К. и др. Случайные колебания: Пер. с англ. М.З. Коловского, В.А. Пальмова, К.В. Фролова/Под ред. А.А. Первозванского. — М.: Мир, 1967.-356 с.

29. Гальговский В.Р., Долецкий В.А., Малков Б.М. Развитие нормативов ЕЭК ООН по экологии и формирование высокоэффективного транспортного двигателя. — Ярославль: Изд-во ЯГТУ. 1995. — 171 с.

30. Генкин М.Д., Тарханов Г.В. Вибрация машиностроительных конструкций. М.: Машиностроение, 1979. - 312 с.

31. ГольдсмитВ. Удар.-М.: Мир, 1965.-216 с.

32. ГОСТ Р 41.51-2004 (Правила ЕЭК ООН № 51). Единообразные предписания, касающиеся сертификации транспортных средств, имеющих не менее четырёх колёс, в связи с производимым ими шумом.

33. Дж. П. Ден-Гартог. Механические колебания: Пер. с англ. / Под ред. С.А. Мейнгарда. -М.: Гос. издат. физ.-мат. лит., 1960. — 580 с.

34. Дизели: Справочник / Б.П. Байков, В.А. Ваншейдт, И.П. Воронов и др.; Под ред. В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, JI.K. Коллерова. -JL: Машиностроение, 1977.-480 с.

35. Диментберг Ф.М., Фролов К.В. Вибрация в технике и человек. -М.: Знание, 1987.- 160 с.

36. Динамические свойства линейных виброзащитных систем. / Под ред. Фролова К.В. -М., 1982.

37. Елецкий А.И. Упругий прогиб коленчатого вала. Дис. . канд техн. наук. -М.: Главн. ред. машиностр. и автотракт, лит., 1938. - 146 с.

38. Ефремов А.К., Смирнов А.В. Экспериментальное исследование волновых процессов при упругопластическом ударе. М.: Машиностроение, 1972.- 121 с.

39. Житомирский В.К. Механические колебания и практика их устранения. — М.: Машиностроение, 1966. 175 с.

40. Зенкевич О., Морган К. Конечные элементы и аппроксимация. -М.: Мир, 1986.-318 с.

41. Иванов А.И., Рогачев В.М., Скуридин А.А. Об определении критериев вибрационного состояния двигателей//Двигателестроение. -1989. № 4. — С. 30-31.

42. Изменение конструкции ДВС с целью снижения динамических нагрузок на детали остова / А.А. Висленко, А.И. Макаренков, М.А. Погорилицер // Современные проблемы кинематики.и динамики ДВС: Тез. докл. Всесоюзн. науч.-техн. конф. Волгоград, 1985. - С. 87-90.

43. Ильюшин А.А. Механика сплошной среды. М.: Изд-во. МГУ, 1971. -247 с.

44. Истомин П.А. Кинематика и динамика поршневых ДВС с комбинированными схемами. Д.: Судпромгиз, 1961. - 304 с.

45. Истомин П.А. Крутильные колебания в судовых ДВС. -JI.: Судостроение, 1968. 304 с.

46. Истомин П.А., Минасян М.А. Динамические модели кривошипно-шатунных механизмов и их деталей // Двигателестроение. 1984,- №9. -С. 20-24.

47. Кандидов В.П., Чесноков С.С., Выслоух В.А. Метод конечных элементов в задачах динамики. М.: Изд-во Моск. ун-та, 1980. - 165 с.

48. Каплун А.Б., Морозов Е.М., Олферьева М.А. ANSYS в руках инженера: Практическое руководство. М.: Едиториал УРСС, 2003. - 272 с.

49. Карклэ П.Г. Определение частот и декрементов собственных колебаний конструкций по переходным процессам // Учёные записки ЦАГИ.-М.: 1988.-Т. 19, №1.

50. Кенсман JI.T. Математическая модель крутильно-колебательной системы поршневого двигателя с учетом нелинейного демпфирования и возбуждения. Дис. . канд. техн наук. — Ярославль: Яросл. гос. техн. ун-т, 2000.- 189 с.

51. Кенсман Л.Т., Желтяков В.Т. Методы моделирования колебательного процесса и трения в двигателе. Ярославль: Изд-во ЯГТУ, 1999.-51 с.

52. Кильчевский Н.А. Динамическое контактное сжатие твердых тел. Удар. Киев: Наукова думка, 1976. 320 с.

53. Колесников А.Е. Шум и вибрация: Учебник. Л.: Судостроение, 1988.-248 с.

54. Коловский М.З., Тузов Л.В. и др. Исследование эффективности виброизоляции двигателей. Тр. СЗПИ. - 1972. - № 18. - С. 43-46.

55. Котляров В.В. Новая приближенная динамическая модель шатуна для многорядных двигателей // Двигателестроение. 1985. - № 2. - С. 12-14.

56. Котляров В.В., Мигай И.К. Особенности динамики шатуна современных двигателей // Двигателестроение. 1980. - № 11. - С. 26-28.

57. Крагельский И.В., Добычин М.Н., Камбалов B.C. Основы расчетов на трение и износ. М.: Машиностроение, 1977. 525 с.

58. Крауфорд Ф. Волны: Пер. с англ. М.: Наука, 1984. - 512 с.

59. Кулешов А.С., Грехов JI. В. Математическое моделирование и компьютерная оптимизация топливоподачи и рабочих процессов двигателей внутреннего сгорания. М.: МГТУ, 2000. - 64 с.

60. Кутенев В.Ф., Яманин А.И. Расчет и проектирование аксиально-поршневых двигателей. Ч. 5. Уравновешивание аксиально-поршневых двигателей: Учебное пособие / Моск. гос. акад. автомоб. и тракт, маш. -Яросл. гос. техн. ун-т. -М. - Ярославль, 1996. - 89 с.

61. Лагунов Л.Ф., Осипов Г.Л. Борьба с шумом в машиностроении. М.: Машиностроение, 1980. 150 с.

62. Ландау Л.Д., Лифшиц Е.М. Теория упругости. М.: Наука, 1987. -244 с.

63. Лебедев В.Г. Алгоритм определения собственных частот и декрементов колебаний по результатам измерений // Сб. докладов III симпозиума: Колебания упругих конструкций с жидкостью. М.: ЦНТИ «Волна», 1976.

64. Левитский Н.И. Колебания в механизмах. М.: Наука, 1988. - 336 с.

65. Леньков С. В. Измерение амплитуды синусоидального сигнала ускорения в системе вибродиагностики с помощью БФП и сигнатурного спектрального анализа // Датчики и системы. 2004, - № 12.

66. Луканин В.Н., Варламов В.И. Экспериментальные исследования колебаний наружных стенок картера картера двигателя Д37Е // Тр. Моск. автомоб.- дор. ин-та. 1972. - № 49, - С. 174-151.

67. Ляпунов В.Т., Лавендел Э.Э., Шляпочников С.А. Резиновые виброизоляторы: Справочник. Л.: Судостроение, 1988. -216 с.

68. Ляпунов В.Т., Никифоров А.С. Виброизоляция в судовых конструкциях. Л.: Судостроение, 1975.-232 с.

69. Магнус К. Колебания: Введение в исследование колебательных систем. М.: Мир, 1982. - 304 с.

70. Максимов В.П. и др. Измерение, обработка и анализ быстропеременных процессов в машинах/В.П. Максимов, И.В. Егоров, В.А. Карасев. — М.: Машиностроение, 1987. - 208 с.

71. Максимов В.П. Низкочастотная виброизмерительная аппаратура // Вибрационная техника. 1982. - с. 101-106.

72. Малов Н.Н. Основы теории колебаний: Пособие для учителей. -М.: Просвещение, 1971. 198 с.

73. Маслов Г.С. Расчеты колебания валов: Справочник. -М.: Машиностроение, 1980. 151 с.

74. Милев Ю.М. Вибрация шатуна высокооборотного двигателя внутреннего сгорания: Автореф. дис. . канд. техн наук. Л.: ЛКИ, 1990. -20 с.

75. Минасян М.А. Опыт практического использования спирального тросового виброизолятора в судовых условиях // Двигателестроение. -1996.-С. 35 -37.

76. Минасян М.А. Эффективность вибрационной защиты судовых дизель-генераторных агрегатов, смонтированных на спиральных тросовых виброизоляторах // Двигателестроение. 1999. - № 4. - С. 11 - 14.

77. Митчелл. Уточнённые методы вычисления частотной характеристики при помощи быстрого преобразования Фурье: Пер. с англ. // Конструирование и технология машиностроения. 1982. — №2. - С. 12-15.

78. Моделирование колебательных процессов транспортного дизеля 8ЧН 13/14 с использованием модуля ANSYS/LS-DYNA / Павлов М.Е.,

79. Сорокин А.Н. // Сборник трудов пятой конференции пользователей программного обеспечения CAD-FEM GmbH (Москва, 21-22 апреля 2005г.). / Под ред. А.С. Шадского. М.: Полигон-пресс, 2005. - С. 121 - 131.

80. Морозов Е.М., Никишков Г.П. Метод конечных элементов в механике разрушения. М.: Наука, 1980. - 254 с.

81. Мэнли Р. Анализ и обработка записей колебаний. -М.: Машиностроение, 1980.-230 с.

82. Мягков Л.Д., Руссинковский B.C., Чайнов Н.Д. Анализ и пути снижения структурного шума корпусных деталей быстроходных дизелей методом математического моделирования// Авиационно космическая техника и технология (Харьков). - 2003. - Вып.40, №5 - С.51-55.

83. Найденко O.K. Динамика корабельных энергетических установок с двигателями внутреннего сгорания. Л.: Воен.-морск. акад., 1974. - 538 с.

84. Нашиф А., Джоунс Д., Хендерсон Дж. Демпфирование колебаний: Пер. с англ. М.: Мир, 1988. - 448 с.

85. ОСТ 23.3.23-88 Предельные значения шумовых и вибрационных характеристик.

86. ОСТ 24.060.12-72. Нормы и методы контроля шума дизелей и газовых двигателей.

87. ОСТ 37.001.266-83 Шум автомобильных двигателей. Допустимые уровни и методы измерений.

88. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний: Учебное пособие. М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1980. - 272 с.

89. Пановко Я.Г. Основы прикладной теории колебаний и удара. -JL: Политехника, 1990. 272 с.

90. Пат. 1294766 Англ., МКИ F 02 f 1/10, F 01 b 1/02. Internal combustion engine.

91. Пат. 6684858 США, МПК F 02 М 55/02. Fuel supply system of a V-type engine.

92. Пат. 6745740 США, МПК F 02 В 75/06. Vibration dampening arrangement for internal combustion engines.

93. Пипард А. Физика колебаний: Пер. с англ. Д.А. Соболева и В.Ф. Трифонова / Под ред. А.Н. Матвеева. М.: Высш. шк., 1985. — 456 с.

94. Попков В.И., Мышинский Э.Л., Попков О.И. Виброакустическая диагностика в судостроении. Л.: Судостроение, 1989. - 256с.

95. Попык К.Г. Динамика автомобильных и тракторных двигателей-М.: Высшая школа, 1970. 326 с.

96. Прочность. Устойчивость. Колебания. В 3 т. / Под ред. И.А. Биргера, Я.Г. Пановко М.: Машиностроение, 1968.

97. Румб В.К. Исследование связанных колебаний коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания. Автореф. дис. . канд. техн наук. -Л.: ЦНИДИ, 1978.-22 с. "

98. Руссинковский B.C. Разработка метода расчета вибрации и структурного шума корпусных деталей автомобильных дизелей: Автореф. дис. . канд. техн наук. -М: Изд-во МГТУ, 2005. 16 с.

99. Рыжов С. ABAQUS — многоцелевой конечно-элементный комплекс для инженерного анализа // САПР и Графика. 2003. - № 1.

100. Сегерлинд J1. Применение метода конечных элементов. М.: Мир, 1979.-392 с.

101. Семенов Б.Н., Павлов Е.П., Копцев В.П. Рабочий процесс высокооборотных дизелей малой мощности. JL: Машиностроение, 1990. — 240 с.

102. Скобцов Е.А., Изотов А.Д., Тузов JI.B. Методы снижения вибраций и шума дизелей. М. - JL: Машгиз, 1962. - 192 с.

103. Скуридин А.А., Пирогов А.М и др. Пути снижения шума дизелей // Двигатели внутреннего сгорания (ЦНИИТЭИтажмаш). 1979. — № 34.

104. Стоянов B.C. Исследование осевой податливости коленчатых валов и анализ сил, возбуждающих продольные колебания валопроводов судовых дизельных установок: Автореф. дис. . канд. техн. наук. Л.: ЛКИ, 1970. — 19 с.

105. Стрелков С.П. Введение в теорию колебаний. М.: Наука, 1964. -438 с.

106. Судовые установки с двигателями внутреннего сгорания / Ваншейдт В.А., Гордеев П.А., Захаренко Б.А. и др. Л.: Судостроение, 1978.-368 с.

107. Тадж-Эльсир Х.Х. Разработка метода повышения достоверности расчета крутильных колебаний коленчатого вала двигателя. Автореф. дис. . канд. техн. наук. - Волгоград: Волгогр. гос. техн. ун-т, 1993. — 19 с.

108. Ткаченко С. Г. Вибрационные нагрузки на детали кривошипно-шатунного механизма дизеля при сгорании топлива // Энергомашиностроение. 1971. - .№ 6. - С. 22 - 25.

109. Тольский В.Е., Корчемный Л.В., Латышев Г.В., Минкин Л.М. Колебания силового агрегата автомобиля. — М.: Машиностроение, 1976. -266 с.

110. Тузов Л.В., Миселев М.А., и др. Применение динамических характеристик к оценке эффективности систем амортизации дизелей // Двигателестроение. 1979. -№ 1. - С. 31-33.

111. Тузов Л.В., Скориков Ю.Т. Динамическая модель кривошипно-шатунного механизма с учетом зазоров // Двигателестроение. 1987. - № 3. -С. 14-15.

112. Улитко А.Ф. Метод собственных векторных функций в пространственных задачах теории упругости. Киев: Наукова думка, 1979. -264 с.

113. Фомичёв П.А., Фомичёва Е.В. Автоматизация виброзащиты судовых двигателей. М.: Наука, 2004. - 127 с.

114. Харкевич А.А. Автоколебания. — М.: Гос. Изд-во технико-теор. лит., 1953.- 180 с.

115. Харкевич А.А. Спектры и анализ. М.: Гос. издат. физ.-мат. лит., 1962.-236 с.

116. Черноусько Ф.Л., Акулов Л.Д., Соколов Б.Н. Управление колебаниями. М.: Наука, 1980. - 384 с.

117. Чистяков В.К. Динамика поршневых и комбинированных двигателей внутреннего сгорания. -М.: Машиностроение, 1990.-276 с.

118. Чистяков В.К., Песоцкий Ю.С. Методика расчета действительных амплитуд вынужденных резонансных колебаний коленчатого вала // Двигателестроение. 1985. -№ 3. - С. 13 - 16.

119. Чистяков В.К., Песоцкий Ю.С. Рассеяние энергии в материале коленчатого вала при взаимосвязаных колебаниях // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1981. - № 9. - С. 83 - 86.

120. Чухланцев С.Г., Павлов М.Е. «Шумящая» составляющая экологически чистых дизелей ЯМЗ // Автомобильная промышленность. — 2001.-№ 12.-С. 29-30.

121. Яманин А.И, Пахомов А.В., Краснокутский А.В. Расчёт виброактивности поршневой машины на начальной стадии проектирования // Двигателестроение.— 2004.-№1.-С. 13 15.

122. Яманин А.И. Исследование динамики и обоснование рациональных конструктивных соотношений ДВПТ барабанного типа: дис. .канд. тех. наук.-Л., 1982,-256 с.

123. Яманин А.И. Сравнительная оценка виброактивности поршневой машины, реализующей циклы Дизеля и Стирлинга // Двигатели внутреннего сгорания: Межвуз. сб. научн. тр. / Яросл. политехи, ин-т. -Ярославль, 1985.-С. 138- 141.

124. Янчеленко В.А. Влияние вынужденных изгибных колебаний коленчатых валов на вибрацию дизелей // Двигателестроение. 1980. -№ 11.-С.15- 19.

125. Янчеленко В.А. Математическая модель для расчёта вибрационных полей ДВС // Двигателестроение. 1984. - № 11. - С. 11 - 16.

126. Янчеленко В.А. Расчёт и методы снижения вибрации корпусных деталей дизелей средней мощности // Двигателестроение. 1981. — № 4. — С.23 -25.

127. Янчеленко В.А. Снижение шума и вибрации дизеля изготовлением деталей из высокодемпфирующего сплава // Тр. ЦНИДИ. 1978. - № 74. -С.121 - 127.

128. Austen A.E.W., Priede Т. Noise of automotive diesel engines: its causes and reduction // SAE Techn. Pap. Ser. № 650165. - P.719 - 755.

129. Bhandari J. C. Suppression of noise in I С engines //1. Inst. Eng. (India). Mech. Eng. Div. 1973. -№ 3. - P. 123 - 126.

130. Einflusse von Anbauteilen auf die dynamischen KenngroBen von Motorblocken / Affenzeller J., Priebech H.H., Rainer G. // MTZ. 1984. - 45. -№ 1.-S.5-9.

131. Essers U., Feucht H.J. Korperschallanregung durch den Kolben bei einem Pkw Dieselmotor // Automob. Ind. - 1982. - № 4, - P.419 - 422.

132. Jante A. KraftstoffVerbrauchssenkung durch kinematische Mittel //Automobile Industrie. 1980. -№ 1. - S.61 - 65.

133. Kubozuka Т., Hoyashi Y. Analytical study on engine noise caused by vibration of the cylinder block and cronnshoft // SAE Techn. Pap. Ser. 1983. -№ 830346. - P. 9.

134. Liv Renshan, Zhang Chao. A numerical study of NOx reduction for a DL diesel engine with complex geometry // Trans. ASME J. Energy Resour. Tehnol. 2004. - № 1, - P. 13 - 20.

135. Russinkovsky V. S. Numerical Modeling of Vibration and Structural Noise of Cylinder Block of Automobile Diesel Engine // XX CAD-FEM Users' Meeting Conference. Friedrichshafen, 2002. - P.242 - 250.

136. Torregrosa A.J., Broatch A., Margot X., Marant V., Beauge Y. Combustion chamber resonances in direct injection automotive diesel engines: a numerical approach // Int. J. Engine Res. 2004. - № 1, - P.83 -91.

137. Welch W.A., Booker J.F. Dynamic analysis of engine bearing systems // SAE Techn. Pap. Ser. 1983. - № 830065. - P. 9.

138. Yashimasa Hayashi, Kunihiko Sugihara, Akira Toda, Yuji Ushijima Analytical Study on Engine Vibration Transfer Characteristics Using Single-Shot Combustion // SAE № 810403.