автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Снижение динамической нагруженности силовых агрегатов мобильных машин при помощи механизмов уравновешивания

ПЛППТТИГЧЛЛ «TATУ А ТТ1?МТШ II А VI/1

J. V/Vv4_.liж 1 1 -1 лъ.: лмил Iii

ИНСТИТУТ МАШИНОВЕДЕНИЯ ИМ. A.A. БЛАГОНРАВОВА

На правах рукописи

МАКОВ ПЁТР ВЛАДИМИРОВИЧ

СНИЖЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВЫХ АГРЕГАТОВ МОБИЛЬНЫХ МАШИН ПРИ ПОМОЩИ МЕХАНИЗМОВ УРАВНОВЕШИВАНИЯ

05.02.18 - "Теория механизмов и машин"

Диссертация на соискание учёной степени кандидата технических наук

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор Синёв А.В.

Москва - 2003 г.

3

5.1. Усовершенствование схемы уравновешивания Mitsubishi..................89

3.3. Расчёт параметров усовершенствованной схемы уравновешивания......92

Выводы по третьей главе................................................................ 99

Глава 4. Автоколебательная система двигательно-трансмиссионной установки автомобиля...................................................................100

4.1. Обоснования рассмотрения двигательно-трансмиссионной установки мобильной машины в виде автоколебательной системы............................100

4.2. Модели двигательно-трансмиссионной установки.........................100

4.3. Методика расчёта моделей двигательно-трансмиссионной установки ..111

Выводы по четвёртой главе............................................................127

Выводы по работе.........................................................................128

Приложения................................................................................. 130

Список литературы....................................................................... 132

Прпр1пчп. ШПИТЛУ («пи'ПотАнип н лйптанопий«

ДВС - двигатель внутреннего сгорания; КШМ - кривошипно-шатунный механизм; ДТУ - двигательно-трансмиссионная установка; ФС - фрикционное сцепление; УДС - упруго демпфирующая связь;

СОДУ - система обыкновенных дифференциальных уравнений.

г - порядковый номер цилиндра; к - номер гармоники;

^ - сила инерции поступательно движущихся масс к -го порядка, Н; Рт - суммарная сила инерции поступательно движущихся масс (включает силы всех порядков), Н;

сила инерции вращающихся масс, Н;

- результирующая сила инерции второго порядка, Н;

Мк - момент силы инерции поступательно движущихся масс к -го порядка, Нм;

Мвп - суммарный момент сил инерции поступательно движущихся масс

(включает моменты всех порядков), Нм;

Ма - момент силы инерции вращающихся масс, Нм;

Мр - реактивный момент второго порядка создаваемый силой инерции и

давления газов от четырёх цилиндров без учёта непостоянства угловой скорости коленчатого вала, Нм;

- сила давления газов в цилиндре, Н; рг - давление газов в цилиндре, МПа;

<р - угол поворота коленчатого вала двигателя,

со - угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя, с _1;

тв - масса вращающихся частей КШМ, кг;

гк - радиус кривошипа коленчатого вала, м;

/ - длина шатуна, м;

__________„.„„„„ „„ -----------------------ТГТТТЛ/Г

nim - iviciwci nw^ X j xia.1 ышпи доиж^щцлсл lau j. v^ri xvi i nvx, л> ,

Ak - коэффициент ряда Фурье для к -ой гармоники; S - ход поршня, м;

Мг - реактивный момент создаваемый силой давления газов, Нм;

Ми - реактивный момент создаваемый силой инерции, Нм;

а - расстояние по горизонтали между уравновешивающими валами в

схеме уравновешивания по патенту Ланчестера, м;

а, Ъ, с, d, h - геометрические размеры в схеме уравновешивания по

патенту Mitsubishi, м;

Sn - площадь поршня, м2;

2 - число цилиндров;

тп - масса противовеса, кг;

гп - радиус противовеса, м;

Fy - уравновешивающая сила создаваемая противовесом уравновешивающего вала, Н;

F0 - остаточная сила инерции, которая получается после самоуравновешивания сил инерции первого порядка и уравновешивания дополнительными валами результирующей силы инерции второго порядка, Н; М"к - реактивный момент создаваемый силой инерции после разложения в ряд Фурье, Нм;

Ml - сумма всех гармоник реактивного момента создаваемого силой инерции, Нм;

М[ - реактивный момент создаваемый силой давления газов после разложения в ряд Фурье, Нм;

МI - сумма всех гармоник реактивного момента создаваемого силой давления газов, Нм;

М1зг - синусная составляющая реактивного момента второго порядка создаваемая силой давления газов, Нм;

м2сг - косинусная составляющая реактивно!'и момента второго порядка создаваемая силой давления газов, Нм;

М2т - синусная составляющая реактивного момента второго порядка создаваемая силой инерции, Нм;

Мъ - синусная составляющая реактивного момента второго порядка создаваемая силами инерции и давления газов, Нм;

Ш2 - результирующая синусной и косинусной составляющих реактивного момента второго порядка создаваемая силами инерции и давления газов, Нм;

Мт- момент, уравновешивающий синусную составляющую реактивного

момента второго порядка создаваемую силами инерции и давления газов, Нм;

Мус - момент, уравновешивающий косинусную составляющую реактивного момента второго порядка создаваемую силами инерции и давления газов, Нм;

2Ж0 - остаточный реактивный момент второго порядка после уравновешивания его синусной и косинусной составляющих второго порядка, Нм; ЕР - эффективность уравновешивания силы инерции поступательно движущихся частей КШМ (силы, которая остаётся после самоуравновешивания силы инерции первого порядка) %;

Ем - эффективность уравновешивания реактивного момента второго порядка %;

Мн - сумма моментов сопротивлений, Нм;

Мкр - крутящий момент двигателя, Нм;

г - радиус колеса, м; г - время, с;

со - угловая скорость вращения коленчатого вала в первой модели ДТУ, мин."1;

(р - угол закрутки коленчатого вала в первой модели ДТУ, рад.;

7

т - угловое уг.тгорение системы Е2ЛС2 приведенной К КОЛсНЧа'1иму ьалу и первой модели ДТУ, с" ;

ю, - угловая скорость вращения коленчатого вала в второй модели ДТУ, мин."1;

<рх - угол закрутки коленчатого вала во второй модели ДТУ, рад.; со2 - угловая скорость вращения валопровода расположенного после сцепления во второй модели ДТУ, мин."1;

(р2 - угол закрутки валопровода расположенного после сцепления во второй модели ДТУ, рад.;

фх - угловое ускорение коленчатого вала во второй модели ДТУ, с"2;

ф2 - угловое ускорение валопровода расположенного после сцепления во

второй модели ДТУ, с" ;

- сила инерции второго порядка от четырёх цилиндров без учёта непостоянства угловой скорости коленчатого вала, Н;

- сила инерции второго порядка от четырёх цилиндров с учётом непостоянства угловой скорости коленчатого вала, Н;

Мра - реактивный момент второго порядка создаваемый силой инерции

и давления газов от четырёх цилиндров с учётом непостоянства угловой скорости коленчатого вала, Нм.

ШЪТ"»Ж71 гттттггч

Одним из основных источников шума и вибраций автомобильного и промышленного транспорта, сельскохозяйственной и дорожно-строительной техники является их энергетическая установка, в качестве которой используется, в основном, двигатель внутреннего сгорания (ДВС) [38].

Повышение мощности и быстроходности двигателей мобильных машин увеличивает вибронагруженность их силового агрегата. Вибрационные нагрузки в значительной степени определяют долговечность машины и её комфортабельность, в частности уровень шума, снижение которого приобретает всё большее значение. Кроме того, при создании каждой новой модели машины необходимо уделять серьёзное внимание проблеме уменьшения колебаний, возбуждаемых силовым агрегатом. Поэтому задача решения этой проблемы является в настоящее время актуальной, что в свою очередь подтверждает актуальность диссертационной работы. Однако решение осложняется тем, что на автомобилях применяются двигатели с не полностью уравновешенными силами инерции движущихся масс кривошипно-шатунного механизма (КШМ) и с повышенной неравномерностью крутящего момента. Неуравновешенность этих сил и неравномерность крутящего момента являются двумя основными причинами колебаний силового агрегата связанных с его работой [79].

Существует два основных способа снижения интенсивности колебаний передающихся от двигателя на корпус мобильной машины. Первый представляет собой уравновешивание сил инерции и реактивного момента путём установки в двигатель дополнительных валов с противовесами. Второй предусматривает установку между двигателем и корпусом машины виброизолирующих устройств (резинометаллических блоков, гидроопор), заключение двигателя в звукоизолирующую оболочку, обработку машины (кузова автомобиля) звукоизолирующими и вибродемпфирующими материалами.

В настоящей диссертационной работе рассмотрен первый путь, на котором идёт борьба с причиной возникновения вибрации и шума

(неуравновешенностью сил инерции и нершшимсрпис1ьш крутящего момента) за счёт применения механизмов уравновешивания.

Задачи анализа неуравновешенных сил в поршневых машинах и их уравновешивания давно уже стали классическими в теории механизмов и машин и имеют принципиальное значение для развития ДВС, поршневых компрессоров, насосов и других машин [11, 20, 46, 59, 61, 83, 87, 89].

В отечественной литературе основы теории уравновешивания механизмов были заложены в работах академиков Артоболевского И.И. [5 - 7] и Бруевича Н.Г. [И], которые в дальнейшем получили своё развитие в области уравновешивания плоских и пространственных механизмов [19, 49, 60, 69], поршневых машин и механизмов с переменными параметрами [8] и несимметричными звеньями.

Вопросами определения центра масс механизмов в связи с задачей их уравновешивания, статического и динамического уравновешивания механизмов с симметричными и несимметричными звеньями, балансировки коленчатых валов, а также рассмотрением принципов приближённого динамического уравновешивания механизмов занимался Щепетильников В.А. [88-90].

Задачи определения влияния фазового взаимоотношения между дисбалансом двигателя на вибронагруженность грузового автомобиля, исследования вибраций кузова автомобиля, вызываемых работой двигателя, методы исследования колебаний силового агрегата автомобиля и результаты экспериментальной оценки этих колебаний, а также задачи уменьшения вибрации двухцилиндровых автомобильных двигателей при применении уравновешивающего механизма, анализа влияния агрегатов и систем автомобиля на образование шума и исследования колебаний силового агрегата автомобиля, рассмотрены Тольским В.Е. [57, 67, 79-82].

В 1965 году Синёвым А.В. (научным руководителем данной диссертации) в лаборатории динамической прочности деталей машин Государственного научно-исследовательского института машиноведения была закончена работа над диссертацией на соискание учёной степени кандидата технических наук

"Кинематическим и силовой анализ пространственны* механизмов аксиально-поршневых насосов и гидромоторов " под научным руководством профессора, доктора технических наук Диментберга Ф.М. [71]. Её целью является подробное выполненное на примере насоса и гидромотора исследование динамики и кинематики механизмов с анализом действующих в механизме сил и источников вибрационного возбуждения с тем, чтобы дать возможность выбора и создания механизмов, обладающих повышенными рабочими параметрами, повышенной надёжностью при пониженном уровне вибраций и шума. Особенность данного исследования состоит в том, что изучаются комплексно кинематика и динамика механизма, возникающие в нём вибрации, а также ставятся новые условия балансировки.

В том же году вышли две статьи: "К вопросу о влиянии формы диаграммы изменения давления под поршнем на характер сил, действующих на подшипники, корпус и фундамент в аксиально-поршневых гидромашинах" (авторы Мазырин А.И., Синёв A.B.) [53] и "О некоторых особенностях балансировки аксиально-поршневых гидромашин" (автор Синёв A.B.) [70]. В первой исследуется характер действия сил давления жидкости в гидромеханизме на подшипники, корпус и фундамент машины в зависимости от диаграммы изменения давления под поршнем при суммировании сил по всем цилиндрам блока аксиально-поршневой машины. Из полученных результатов следует, что полное устранение динамических нагрузок на подшипники, корпус и фундамент может дать синусоидальная диаграмма изменения давления под поршнем. Во второй проводятся анализ сил инерции и неуравновешенностей механизмов с аксиальным и вращательным движением и разработка специальных балансировочных стендов для балансировки этого типа гидравлических машин. Из этого анализа следует, что неуравновешенность механизмов с аксиальным и вращательным движением состоит из неуравновешенности вращающихся и аксиально движущихся частей и неуравновешенности вращающегося ротора, а устранение осевого усилия и динамических пар с частотой, равной удвоенной

ЧаСТОТС оборотов, мОЖсТ иЫТЪ /j,üCimiiyiu уишнивлий чсхырсл. грузиь на

аксиально-движущиеся детали.

В диссертации Кивиладзе Н.В. "Исследование способов уравновешивания чаесборочных и чаеподрезочных аппаратов" (научный руководитель - доктор технических наук, профессор Тавхелидзе Д.С.) [45] рассмотрены вопросы уравновешивания сил инерции чаесборочных и чаеподрезочных аппаратов и практические примеры конструктивного выполнения схем уравновешивания сил инерции этих аппаратов, подобран метод динамического анализа в зависимости от кинематических схем и геометрии масс.

В ИМАШ РАН под руководством академика Фролова К.В. проводилась работа по определению источников вибрации и шума аксиально-поршневых гидромашин [47]. Работа проводилась совместно с Центральным научно-исследовательским институтом автоматики и гидравлики. В ней принимали участие Синёв A.B., Ворончихин Ф.Г., Гельман A.C., Фурман Ф.А..

Рассмотренные диссертации и работа под руководством Фролова К.В. имеют некоторую аналогию с настоящим исследованием.

Работы по рассмотрению теоретических и экспериментальных методов анализа номинальных, а также случайных составляющих сил инерции, давления газов и моментов, связанных с отклонениями параметров КШМ и индикаторного процесса, рассмотрению спектральных плотностей номинальных и остаточных сил инерции, сил давления газов и моментов от них, характеризующие динамику работы на различных режимах нагрузок и частот вращения вала двигателя с учётом продолжительности работы в разных диапазонах нагрузок и частот проведены Григорьевым Е.А. [20, 21].

Вопросы кинематики и динамики КШМ, его балансировки, кинематики и динамики систем газораспределения, крутильных, изгибных и продольных колебаний коленчатых валов, колебаний деформируемого двигателя в целом и его систем рассмотрены Чистяковым В.К. [86].

В работах Вейца B.JI. и Кочуры А.Е. рассмотрены вопросы динамической схематизации силовой функции ДВС, динамики ДВС и машинных агрегатов с

ДВС, структурных преобразований динамических миделей машинных tupciarub с сосредоточенными параметрами, а также рассмотрен метод определения собственных спектров составных упругих систем и вопросы динамики ДВС [12-16].

Геометрия реверсивной аксиально-поршневой бескарданной гадромашины, кинематические связи в бескарданных аксиально-поршневых гидропередачах рассмотрены в научных трудах Прокофьева В.Н. и Синева A.B. [65, 66].

Впервые в 1998 году Галевским Е.А. в диссертации на соискание учёной степени доктора технических наук "Основы создания механических трансмиссий транспортных машин с согласованными динамическими параметрами" [18] была составлена классификация двухмассовой модели с упругодемпфирующей связью между массами и определённым образом заданным силовым воздействием на массы от двигателя АТС и сопротивления движению, разработана методика согласования параметров принятой динамической модели трансмиссии, заключающаяся в многофакторном определении разделительных линий в условиях перехода от подкласса, группы к другому подклассу, группе трансмиссий. Коме того, предложена методика пролонгации предложенной классификации моделей трансмиссий с числом инерционных масс меньшим и большим двух, а также исследования свойств механической трансмиссии при подборе параметров динамической модели, разработана динамическая модель работы фрикционного сцепления, представленная трёхмассовой системой с упругодемпфирующей связью между двумя массами и линеаризованными силовыми факторами на выбранных участках их изменения.

Из зарубежных авторов необходимо отметить труды Бицено К.Б. и Грамеля в которых проводится расчёт реактивных сил и моментов возникающих в ДВС имеющих различные схемы КШМ, изучаются вопросы уравновешивания этих сил и моментов, даётся анализ схем уравновешивающих механизмов и их расчёт [9], а также работы английского учёного Кер Вильсона, посвященных

TTTi i ~ ~ . _ ________

динамическим нрицсииам ириислидлщил a ил уршэиивошпьешил; п

вопросам вибрации коленчатого вала [40-44].

Вопросами динамики ДВС и их уравновешивания занималось и продолжает заниматься в настоящее время Общество автомобильных инженеров (SAE -Societi of Automotive Engeneers) [29].

Изучению поведения нелинейных систем в разное время было посвящено весьма много работ, которые значительно расширяют познания в этой области. Огромную роль в этом отношении играют работы отечественных учёных Мандельштама Л.И. и П