автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Снижение уровня виброактивности дизеля 6ЧН 13/11,5, работающего в составе тракторной силовой установки

рта О*

На правах рукописи ИМАД ДЖОРДЖ КОСТАНДИ ДАББАХ

СНИЖЕНИЕ УРОВНЯ ВИБРОАКТИВНОСТИ ДИЗЕЛЯ 6 ЧН 13/11,5, РАБОТАЮЩЕГО В СОСТАВЕ ТРАКТОРНОЙ СИЛОВОЙ УСТАНОВКИ

05.04.02 - Тепловые двигатели, 05.14.16 — Технические средства и методы защиты окружающей среды (в машиностроении и энергетике).

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва

-2000

Работа выполнена на кафедре комбинированных двигателей внутреннего сгорания инженерного факультета Российского университета дружбы народов

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор В.М. Фомин.

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор А.В. Синев, кандидат технических наук, старший научный сотрудник А.Г. Зубакин.

Ведущая организация:

Научно-исследовательский конструкторско-технологический институт тракторных и комбайновых двигателей (НИКТИД).

Защита диссертации состоится » 2000 г. в /3 часов на

заседании диссертационного совета К 053.22Й2. в'Российском университете дружбы народов,

по адресу:! 17302, г. Москва, ул. Орджоникидзе, 3.

С диссертацией можно ознакомиться в Научной библиотеке Российского университета дружбы народов, по адресу: 117198, г. Москва, ул. Миклухо-Маклая, 6.

Автореферат разослан «_»___2000 г.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук, профессор Л.В. Виноградов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы диссертационной работы. В настоящее время эдной из проблем, связанных с развитием автотракторной техники, является ¡нижение виброактивности двигателей, особенно дизелей, которые являются гаиболее виброакустически активными среди других типов двигателей шутреннего сгорания (ДВС).

Актуальность снижения вибраций ДВС обуславливается с одной стороны геобходимостыо обеспечения допустимых величин по санитарно-гигиениче-¡лим нормам, при которых возможна нормальная работа обслуживающего пер-:онала без ухудшения здоровья и снижения производительности труда. С дру-ой стороны необходимо уменьшить вибрации как вредного фактора, повы'ша-эщего механические нагрузки на элементы конструкции двигателя И его сис-ем и способствующему усталостному разрушению его деталей и узлов, при-¡одящего к снижению надежности и долговечности моторной установки и ранспортного средства в целом. Например, доля вибрационных отказов детей дизеля СМД - 62 по данным завода-изготовителя составляет 30% по орав-[ению с другими видами отказов.

К настоящему времени накоплен достаточно обширный материал по ис-ледованию вибрационного состояния автотракторных дизелей и методол сни-сения его интенсивности, который успешно используется в инженерной .прак-ике. Наиболее известные методы расчета колебаний силовых установок {СУ) а упругой подвеске основаны на положениях теории колебаний абсолютно вердого тела, что вполне приемлемо для относительно коротких СУ, нагсри-[ер, автомобильных.

Однако в современной практике тракторостроения получают развитие СУ достаточно большими продольными габаритными размерами. В этих усло-иях кроме колебаний СУ на упругой подвеске как абсолютно твердого тела, аблюдается также изгибно-крутильные колебания его как упругого тела, ричем резонансный характер этих колебаний располагается часто в диапазоне абочих частот вращения ДВС.

Таким образом, задача по определению собственных частот и форм коле-аний применительно к целому ряду тракторных Дизелей на данный момент :тастся полностью не решенной, о чем свидетельствует тот факт, что боль-[инство СУ российского производства для промышленных и оельскохозяйст-гнных тракторов, комбайнов не обеспечивают удовлетворение нормативных зебований действующего ОСТ 23.3.1-90.

Отстройка резонансных изгибно-крутильных колебаний траьггорных СУ ;уществляется на заключительной стадии доводки двигателей экспер.имен-шьным путем с большими затратами сил и времени. Отсутствие методов уточ-гнного расчета колебаний силовых агрегатов с учетом упругодеформирован-эго состояния их корпусных элементов обуславливает проблему проегсгирова-1я этих агрегатов по условию достижения существующих и перспективных эрмативных требований по предельному уровню колебаний.

Цель и задачи исследования. Целью работы является дальнейше совершенствование вибр.оактивного состояния дизелей тракторных силовы установок на основе разработки метода уточненного расчета параметре колебательного процесса агрегата с учетом жесткостных характеристик ег конструкции и изыскания способов уменьшения уровня вибраций.

Для достижения указанной цели в работе решаются следующие основны задачи.

1. Применительно к тракторным установкам с большими продольным габаритными размерами обосновать влияние изгибно-крутильной жесткости и корпусных элементов на характер виброактивного состояния.

2. Разработать расчетно-экспериментальный метод исследовани жесткостных параметров корпусных элементов силовой установки трактора.

3. Разработать расчетную конечно-элементную модель вибрационног состояния силовой установки учитывающую изгибно-крутильную жесткост корпусных элементов конструкции, и на её основе предложить численный ме тод расчета собственных частот и форм колебаний агрегата.

4. По результатам расчетного исследования разработать рекомендации п снижению виброактивности силовой установки с дизелем СМД-62.

5. Провести опытную проверку предложенного метода расчета разработанных рекомендаций.

Методы исследования. При выполнении работы применялись расчетнс аналитические, расчетно-экспериментальные и экспериментальные метод1 исследования. Эксперименты проводились на безмоторном стенде и моторно установке и дизелем СМД-62 в лаборатории отдела моторных установо НАТИ.

Достоверность научных положений и полученных результате

подтверждена сходимостью данных теоретических и экспериментальны исследований и обусловлена точностью использованной измерительно аппаратуры и доверительным объемом экспериментов, применением хорош апробированных в исследовательской практике и собственных методо математического моделирования.

Научная новизна работы.

- Сформулировано научное положение, согласно которому виброаюп вное состояние дизеля в составе тракторной силовой установки с большим продольными габаритными размерами формируется на основе взаимодействи двух колебательных процессов: колебания двигателя и установки в целом н упругой подвеске по закону абсолютно твердого тела и изгибно-крутильны колебаний несущего остова.

- Предложен метод расчета собственных частот и форм колебаний силс вой установки с учетом изгибно-крутильных жесткостей составных элемента несущего остова.

- Разработан алгоритм и процедура расчетно-экспериментального опре-хеления жесткостных параметров составных элементов остова силовой остановки.

- На базе разработанных научных положений сформулированы общие финципы в подходе к решению проблемы совершенствования виброактивного :остояния тракторных дизелей отвечающих перспективным требованиям, что юзволяет определить направление дальнейшего развития исследований по данной проблеме.

Практическую ценность представляют

- рекомендации, позволяющие на стадии проектирования корпусных лементов несущего остова силовой установки оптимизировать их жесткос-ные характеристики с целью минимизации уровня виброактивности дизеля и 'становки в целом;

- предложенная усовершенствованная конструкция проставочного корпу-а силовой установки с дизелем СМД-62, имеющая повышенную изгибную <есткость в вертикальном направлении, что позволяет вывести резонансный арактер ее колебаний в этом направлении из диапазона рабочих частот ращения двигателя, обеспечивая при этом снижение максимальной амплитуды иброскорости с 8 до 1,1 см/с, то есть более чем в 7 раз;

- предложенный вариант конструктивного оформления силовых устано-ок с жесткими монолитными корпусами, функционально объединяющие нес-олько составных элементов, а также вариант компоновочной схемы, при кото-ом двигатель и коробка переключения передач устанавливаются на независи-[ых виброизоляторах; эти варианты обеспечивают удовлетворение перспекти-ных требований по предельному уровню колебаний тракторных двигателей.

Реализация работы. Результаты исследования и техническая докумен-ация на изготовление проставочного корпуса СУ с дизелем СМД-62 с оптими-ированными жесткостными характеристиками переданы в НАТИ для после-ующей реализации в промышленности. Материалы диссертации используются учебном процессе кафедры комбинированных ДВС Российского университета ружбы народов, в том числе при подготовке бакалавров, магистров и аспира-тов, а также включены в отчеты по проведению госбюджетной НИР.

Апробация работы. Основные положения диссертации доложены и бсуждены на научно технических конференциях инженерного факультета оссийского университета дружбы народов в 1998, 19999 гг., а также на меж-ународной научно-технической конференции «Двигатель-97» в 1997 г.

Публикации. По результатам исследований, вошедших в диссертацию, публиковано 3 работы.

Структура и объем работы. Диссертация изложена на 122 страницах и здержит введение, четыре главы основного содержания, общие выводы и спи-ж использованной литературы из 60 наименований. Основное содержание «ссертации изложено на 90 страницах текста, 12 таблицах и проиллюст-ировано 28 рисунками.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность проблемы и выбранного направ ления исследования, формулируется его идея и основные положения, выно симые на защиту. •

В первой главе проведен анализ работ, посвященных исследования!* вибраций дизелей на упругой подвеске и методов их снижения. Обсуждень факторы, обуславливающие характер вибрационного состояния тракторной дизеля как колебательной системы.

В России за последние годы отдельные работы по изучении виброакустических характеристик силовых установок сформулировались i фундаментальные исследования, выполненные такими учеными как В.А. Толь ский, Р.П. Доброгаев, Ф.Ф. Симаков, В.Н. Луканин, И.В. Алексеев, JI.B. Тузов Е.Я. Юдин, Б.Н. Нюнин, В.И. Зинченко, М.А. Разумовский, Н.С. Антонов А.Г. Зубакин, Е.В. Исаев, А.И. Филимонов и др.

Большой практический интерес представляют работы, определяющк« общие пути развития данного научного направления и ставящие перед co6oi задачи анализа конкретных методов дальнейшего совершенствования виб роактивного состояния двигателей.

К настоящему времени накоплен достаточно обширный материал по со вершенствованию вибрационного состояния автотракторных дизелей и методо! снижения его интенсивности, который успешно используется в инженерно! практике при разработке высокоэффективных виброизолирующих устройств вибродемпфирующих элементов и при выборе рациональных cnocoöoi динамического уравновешивания и балансировки двигателей.

Однако, несмотря на это, отдельные задачи по определению собственны? частот и форм колебаний применительно к целому ряду тракторных дизелей нг данный момент полностью не решены. Сущность рассматриваемой проблемы i основные трудности, связанные с ее решением, заключаются в следующем.

При традиционных расчетных исследованиях колебаний (моторных) силовых установок (двигатель в сборе с муфтой сцепления и коробкой перск лючения передач) на упругой подвеске транспортного средства, они представ ляются как колебательная система в виде абсолютно твердого (не деформируемого) тела, например, с шестью степенями свободы. Это допущение, ш учитывающее собственные колебания СУ вследствие деформирования -ei корпусных деталей, приемлемо для относительно коротких силовых агрегатор отношение продольных и поперечных габаритных размеров которых ш превышает 3...5.

В практике современного тракторостроения в настоящее время находят широкое применение СУ с достаточно большими продольными габаритными размерами, в состав которых входят конструктивные элементы с повышенное податливостью к деформированию корпусов. Например, длина СУ трактора Т-150К составляет более 2,4 м и имеет указанное выше соотношение более 5.

В этих условиях кроме колебаний дизеля и СУ в целом на упругой подвеске как абсолютно твердого тела, наблюдаются также изгибно-крутильные колебания агрегата как упругого тела; причем резонансный характер этих колебаний располагается часто в диапазоне рабочей частоты вр ащения двигателя, что неучитывается существующими методами расчета.

По результатам аналитического обзора сделаны выводы, сформулированы цель работы и задачи исследования.

Во второй главе излагаются основные теоретические по ложения, связан ные с разработкой динамической модели силового агрегата как колебательной системы. На основе предварительного анализа существующих методов расчета собственных частот изгибных и крутильных колебаний пространственных систем установлено, что применительно к СУ тракторов наиболее целесообразно использовать принцип «балочной аналогии»., как хорошо апробированный и обуславливающий необходимую достоверность моделирования.

Согласно этого принципа реальная конструкция СУ, установленная на раме трактора на упругой подвеске, представляется системой в виде пространственной упругой балки переменного сечения, размещенной на четырех упругих опорах в трех поперечных поясах (трёхуровневая схема подвески). СУ апроксимируется 37-ю балочными элементами с идентифицированными массово-инерционными и жесткостными параметрами с общим числом узлов 38 (рис.1).

Необходимая достаточность принятого количества балочных элементов для формирования адекватной модели подтверждена результатами расчета на модели с удвоенным числом элементов, которые показали, что расхо>хдение в значениях собственных частот и формах колебаний первых десяти резонирующих гармоник не превышали 1%.

Узлы расчетной модели силовой установки распределялись в продольном направлении таким образом, чтобы отношение длин двух соседних балочных элементов находились в интервале 0,7...1,5; а в пределах каждого составного элемента СУ узлы располагались равномерно с шагом д5, определяемом соотношением:

/=1,2......К-,

а п,-1

где / - номер составного элемента силовой установки, /( — длина /-ого составного элемента СУ; и, - число узлов /-ого составного элемента СУ.

7" 16 ¿а пЪЛ ?] г? у мл и ^ х.н

160

М ПО ЮО 60 60 40

го

1 р

»

3 V N

*тт? □пола тш

О О,г ф 0,6 0,6 1,0 # 1,4 (6 \в 2,0 Ц 2,г* х,м

6)

Рис. 1. Динамическая модель СУ как колебательной системы: а - схема СУ с дизелем СМД-62; б - ее расчетная конечно-элементная модель; в -распределение масс в узлах модели 1,2...38 по ее длине Х.Г - данные для опытного проставочного корпуса).

Идентификация массовых характеристик для каждого составного элемента конструкции СУ осуществлялась с учетом адекватности масс отдельных участков реальной СУ балочной аналогии в соответствии с зависимостью

i = 1,2...,

где mj - масса, сосредоточенная в узле с номером j; M¡ - масса /-ого составного элемента СУ; п,- число узлов í-ого составного элемента СУ; j -номер узла, соответствующий i-ому составному элементу СУ. Сосредоточенная масса в узлах, расположенных на границе участков составных элементов СУ, определялась по зависимости

Tttj i + W... -i-.

/ = £",-'; ' = 0,1,2...* ^ о

с граничными условиями п0—1; то=0; тк+1=0

Аналогичным образом производилась идентификация и инерционных характеристик по отдельным составным элементам СУ

щ(у? ,

12

(2)

О)

где х, у, z - длина, ширина и высота составного элемента СУ при тредставлении его параллелепипедом; px¡;py¡; pz¡ - расстояние от центра массы уставного элемента СУ до оси упругой линии эквивалентной балки.

Виброизоляторы (опоры) штатной подвески СУ моделировались упругими элементами (пружинами) с идентифицированными жесткостями, соответствующими динамическим жесткостям виброизоляторов в продольном, в попере-шом, и вертикальном направлениях.

Предварительный анализ показал, что адекватность модели в значитель-юй степени зависит от точности определения жесткостных характеристик кор-1усных элементов несущего остова СУ. Значения модулей упругости Е и сдви-•а G могут быть найдены по табличным данным, например для чугунных кор-1усных элементов конструкции СУ они могут бить приняты Е=1,2■ 10 " Н/м2, 1=0,4'10пН/м2.Мометы инерции сечений составных элементов СУ, в принци-ie, могут быть определены по чертежам или эскизным проработкам. Однако, 'читывая важность этих параметров для процесса предварительной апробации »новь разработанной модели при отсутствии расчетных аналогов для проведе-шя сравнительной оценки точности получаемых результатов принято решение i целесообразности наиболее точного определения величин этих параметров. С той целью был разработан метод расчетно-эксперимёнтального определения юментов инерции для отдельных составных элементов'конструкции СУ.

12

в ❖

О 0,2 0,4 0,6 Цд 1,0 1,2 1,4 1,6 1,6 2,0 2,2 2,4 Х,м

ЭГЧ0'5,«4 ^

16 12 8 4

О 0,2 0,4 0,6 ¿¡8 1,0 1,2 1,4 16 1,8 2,0 2,2 2,4 Х,н

ЭуЮ ,м

80 60 40 20

О 0,1 0,4 0,6 0,81,0 1,2 1,4 1,6 1,8 2,0 2,2 2,4 Х,м

<0

, Рис. 2. Распределение идентифицированных моментов инерции I; составных, элементов, силовой установки соответственно в вертикальном (г) горизонтально^ (д) направлениях и вокруг продольной оси (е):

--—■ ¡штатная комплектация; ........ проставочный корпус с

увеличенной изгибно-крутильной жесткостью.

— - т

1

1

- -Т1

Г

-1 •

В основу предлагаемого метода положен принцип упруго-жесткостной аналогии эквивалентной СУ консольной балки. Линия изгиба балки описывается дифференциальным уравнением, имеющим в конечно-разностной форме записи вид:

El - p(l~xi-|Х*/-*мУ

Ф/-*/-1-(*,-*,-iKJ

3 (*,-*,-■)

(4)

где Р - величина приложенной силы на свободном конце балки, Н; / - расстояние от точки приложения силы до заделки, м; х,.;, х, - координаты начала и конца /-ого участка СУ от заделки, на котором определяется значение изгибной жесткости £/,;

z¡.¡, z¡ - вертикальное смещение точек начала и конца /-ого участка СУ под действием приложенной нагрузки;

K¡.¡ - угол наклона касательной к упругой линии эквивалентной балки в точке, соответствующей началу рассматриваемого /-ого участка, определяемый по формуле:

х,.

Л.,., -Л(_2 +--

2EI,

2 —

При i—1 Ко определяется по результатам замера угла наклона начального (нулевого) сечения СУ.

Расчетное значение крутильной жесткости GIp¡ определяется по зависимости: ,

дф,-*,_,)

где М - крутящий момент, создаваемый парой сил, Н-м; х¡.¡, x¡ -координаты начала и конца /-ого участка СУ, на котором определяется крутильная жесткость; 9¡.¡, 9¡ - углы закрутки сечений в точках, соответствующих началу и концу /-ого участка.

Неизвестные величины, входящие в приведенные выше зависимости определялись экспериментально на макете СУ в условиях её статического наг-ружения на нагрузочном стенде. По результатам измерений деформаций изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях и кручения вокруг продольной оси СУ в нескольких точках по длине макета СУ, строились упругие линии изгиба, а затем определялись значения изгибной и крутильной жесткостей отдельных корпусных элементов СУ по зависимостям (4) и (5). Результаты исследо-ванния применительнок СУ, с дизелем СМД-62 приведены в таблице.

Процедура расчета частот и форм собственных колебаний реализована на основе программного комплекса "СПРИНТ", разработанного на кафедре "САПР транспортных конструкций и сооружений" МИИТа. Данный прог-рамный комплекс предназначен, в частности, для проведения динамических расчетов пространственных балочных систем.

Наименование составного элемента силовой установки Значения иЗ)-ибных и крутильных жесткостей, Н.м2

В вертикалы :ой плоскости Е1„-106 В горизонтальн. плоскостиНг-106 Относительно оси х С/р-106

Дизель СМД - 62 11,2 12,6 34,8

Картер маховика 8,4 15,0 14,4

Корпус муфты сцеплен. 2,0 13,8 5,8

Проставочный корпус 2,58 4,1 4,2

Коробка перемены передач 15,С 23,0 20,0

Раздаточная коробка 1.2,0 10,0 12,0

Апробация расчетной модели проводилась применительно к СУ с дизелем СМД-62, устанавливаемой на тракторе Т-150К. Расчетные исследования проведены с учетом воздействия на дизель следующих силовых факторов, характерных для ДВС, имеющих V - образную 6 - цилиндровую компоновочную схему с углом развала между блоками 90°;

1. Возбуждение неуравновешенными силами (и их моментами) инерции от остаточной несбалансированности вращающихся масс, обусловленной наличием в технической документации допуска на балансировку, с частотой пропорциональной частоте вращения двигателя /=п/60 - «оборотная частота».

2. Возбуждение спектральной составляющей опрокидывающего момента, вызванной неравномерностью вращения коленчатого вала дизеля, с частотой, пропорциональной полуторной частоте вращения ДВС/=1,5п/60.

3. Возбуждение неурапновешенным моментом сил инерции второго порядка поступательно движущихся масс кривошипно-шатунного механизма (КИШ) двигателя с частотой, пропорциональной удвоенной частоте ДВС /=2п/60.

Согласно результатам этих расчетов частоты собственных колебаний в вертикальном и горизонтальном направлениях и вокруг продольной оси для отдельно взятого дизеля СМД-62 составляют соответственно 8,3; 7,5; 7,9 Гц, что достаточно точно отражает реальное виброактивное состояние дизеля (по данным эксперимента). Далее было установлено, что расчетные значения параметров амплитудно-частотных характеристик СУ с дизелем СМД-62, определенных при условии представления СУ в виде колеблющегося абсолютно твердого тела, имели незначительное отличие от аналогичных параметров отдельно взятого дизеля: расчетные частоты собственных колебаний СУ оказались равными 8,5; 7,97; 8,1 Гц. Таким образом, если следовать данным расчета, то резонансные колебания СУ с дизелем СМД-62 могут возникать только при частотах вращения ДВС, значительно меньших 500 мин"1, то есть вне эксплуатационного диапазона Частот вращения дизеля, что опровергается данными эксперимента, согласно которым резонансные колебания СУ обнаруживаются в

явно выраженном виде__^ак в области номинальных частот вращения

(п=2050...2100мин1), так и а области более низких (п=1400... 1500 мин ).

Таким образом, проведенное расчетное исследование показало, что методы расчета виброактивности СУ с относительно большими габаритами ту длине без учета жесткостных Характеристик её составных элементов приводят к существенным погрешностям в определении собственных частот колебаний моторного агрегата и по этой причине не могут быть использованы в практике инженерных расчетов. В то же время Исследование показало, что основной причиной повышенной виброактивности СУ на подвеске вследствие появления резонансных возмущений является относительно высокая податливость >гё составных элементов.

На втором этапе расчетного исследования собственных колебаний СУ с дизелем СМД-62 использовалась конечно-элементная модель, .разработанная в данной диссертации. Расчетом установлено, что собственные частоты изгибных колебаний в вертикальном и горизонтальном направлениях и крутильные колебания вокруг продольной оси составляют соответственно: 34,7; 47,1; 64,0 Гц. Следовательно, резонансного характера колебаний СУ следует ожидать в вертикальном направлений при частоте вращения дизеля 2082 мин'1, а в гори-зогЛальном направлении при 1423 мин"-, что и было подтверждено экспериментально.

Расчетный эксперимент показал, что минимизировать интенсивность колебательного процесса можно за счет оптимизации жесткостных характеристик корпусов составных элементов СУ, в первую очередь наиболее податливых к деформированию. Для исследуемой СУ таковыми является проставо-чный корпус (см. таблицу). Проведены расчеты для нескольких значений жесткостных параметров проставочного корпуса. Так, например, при увеличении изгибной жесткости в вертикальном направлении до 11-Ю'5 Н-м2, в горизонтальном направлении 5,4-Ю6 Н-м2 и крутильной жесткоста до 10,5-Ю6 Н-м2 данного элемента конструкции остова СУ ее собственные частоты колебаний в соответствующих направлениях составляют: 38,5; 50,1 и 79,4 Гц. Вследствие этого резонансный характер колебаний СУ в вертикальной плоскости следует ожидать практически вне рабочего диапазона частот вращения дизеля, то есть, при п>2310 мин'1, что было подтверждено экспериментально.

В целом можно констатировать, что предложенная конечно-элементная модель и расчетный метод, её реализующий, обладают необходимой достоверностью (расхождение расчетных величин от экспериментально определенных для резонансных режимов не превышает 100 мин*1) и обесп ечивает возможность проведения оптимизационных расчетов жесткостных характеристик составных элементов конструкции СУ на стадии проектирования с целью достижения удовлетворительной амплитудно-часто'.гной характеристики дизеля и силового агрегата в целом.

В третьей главе обосновываются задачи экспериментальных исследований, приводится описание объекта исследования, экспериментальных установок, излагается методика проведения исследований, а также дается оценка точности проведенных измерений и погрешностей опытов.

Изучение жесткостных характеристик составных элементов конструкции СУ с дизелем СМД-( 2 проводилось на нагрузочном приспособлении (стенде), изготовленном в НАТИ при непосредственном участии автора. Макеты СУ с дизелем СМД-62 закреплялись на жесткой установочной плите с различной комплектацией её составных элементов, что позволяло определять жесткостные параметры каждого из этих элементов. Нагружение макетов осуществлялось динамометром сжатия типа ДС-1. Измерение деформаций изгиба и кручения макетов при различных значениях нагрузок производилось с помощью индикаторов часового типа «1 МИГ» с ценой деления 0,001 мм, которые устанавливались по длине макета с шагом 0,125 м.

Экспериментальные исследования характера вибрационного состояния с дизелем СМД-62 проводились на моторном стенде НАТИ, который был оснащен' необходимыми приборами и измерительными системами. СУ с дизелем устанавливались на стенде с использованием серийной подвески трактора Т-15 ОК.

Для регистрации параметров виброактивности СУ использовался измерительный комплекс, предназначенный для исследования колебательных процессов в стендовых условиях. В качестве вибродатчиков использовались пьезоэлектрические акселерометры фирм "ДОУ" (Англия) и "Брюль и Къер" (Дания). Сигнал, снимаемый с пъезодатчика, пропорциональный амплитуде колебательного ускорения, последовательно преобразовывался в амплитуды колебательной скорости и перемещения путем соответствующего интегрирования и двойного интегрирования с помощью интегрирующих цепочек.

В качестве усилителя использовался шумомер типа 1400-Д с интегратором типа 1404-А, а также шумомер типа 2203 с интегратором мод. 2К-0020 (в зависимости от типа вибродатчика). Полученные среднеквадратичные значения амплитуд колебаний в децибелах пересчитывались в параметры, характеризующие вибрацию, с использованием переводных таблиц.

Для' определения интенсивности отдельных гармонических составляющих амплитудно-частотного спектра применялись частотные анализаторы и,октавные и третьоктавные фильтры, а также использовался анализатор типа 1401-ДХ фирмы «ДОУ» с постоянной относительной полосой пропускания, равной 2%, и частотным диапазоном от 2,5 до 8000 Гц.

При измерении смещений дизеля СМД-62 относительно моторной рамы в качестве чувствительного элемента использовались тензометрические кольца с проволочными тензодатчиками типа ПВ-20 и индукционные датчики (для регистрации малых смещений). Сигналы с датчиков, предварительно усиленные в тензоусилителе ТА-5, подавались на шлейф осциллографа К-12-21 и регистрировались на пленке, где фиксировалась также частота вращения дизеля и текущее время. Калибровка виброизмерительных трактов проводилась с помощью возбудителя колебаний типа 4291, поддерживающего уровень пикового ускорения, равного на частоте 79,5 Гц.

В четвертой главе приводятся результаты экспериментальных исследований и их анализ.

На предварительном этапе экспериментальных исследований изучалось виброактивное состояние отдельно взятого дизеля и использованием его серийной подвески на тракторе. Согласно полученных результатов во всем диапазоне изменения рабочего скоростного режима дизеля СМД-62 его колебания оказались незначительными и уровень их интенсивности соответствовал существующим требованиям ОСТа 23.3,1-90. Колебаний резонансного характера не было обнаружено, как было подтверждено и расчетом.

Однако испытания этого же; дизеля, работающего в составе СУ, обнаружили, что ДВС имеет ярко выраженные резонансные колебания при частотах вращения, отмеченных выше (глава 2). Для выяснения причины наблюдаемого явления проведено экспериментальное изучение характера изгибно-крутильных колебаний остова СУ. Для этого по длине СУ в плоскости ее центральной оси вращения устанавливались вибродатчики (28 штук) для регистрации амплитуд виброскорости отдельных участков остова. Установлено, что наиболее интенсивные изменения резонансных амплитуд по длине СУ наблюдаются в вертикальной плоскости, что связано с проявлением возбуждающего фактора от неуравновешенных сил и моментов сил инерции вращающихся масс вследствие их остаточной несбалансированности с частотой /=п/60. При этом характер изменения по длине СУ резонансных амплитуд виброскорости на номинальном скоростном режиме работы дизеля имел чисто синусоидальный вид, а колебания остова СУ являются двухузловыми с расположением узлов в середине дизеля и в середине коробки перемены передач. Максимальный уровень виб-. раций наблюдался в стыке корпуса муфты сцепления и проставочного корпуса, а также в крайних сечениях раздаточной коробки. Амплитуды виброскорости в этих сечениях СУ достигали соответственно 13,5 и 8,9 см/с.

Аналогичный характер распределения резонансных амплитуд виброскорости по длине конструкции СУ, возбуждаемых полуторной спектральной составляющей опрокидывающего момента (частота возбуждение /=1,5п/б0) и. неуравновешенным моментом сил инерции второго порядка (частота возбуждения /=2п/60 регистрировался и в горизонтальной плоскости, но с меньшей интенсивностью.

Таким образом, было установлено, что механизм формирования вибрационного состояния дизеля СМД-62, как это и прогнозировалось результатами теоретического исследования, имеет более сложный характер по сравнению с традиционными представлениями, основанными на теории колебания абсолютно твердого тела. На уровень и характер колебательного процесса дизеля оказывают существенное влияние вибрации связанных, с ним других элементов СУ.

Сравнение экспериментально полученных величин частот собственных колебаний дизеля СМД-62 в составе СУ с данными расчета, «детого с ис-

пользованием предложенного метода, показало их удовлетворительную сходимость. Расхождение в результатах расчета и эксперимента не превышало 6%.

Экспериментально подтверждена прогнозируемая расчетом возможность снижения общего уровня колебаний СУ с дизелем СМД-62, а наиболее интенсивные резонансные колебания в вертикальном направлении удается вывести из рабочего диапазона частот вращения двигателя за счет оптимизации жесткостных характеристик проставочного корпуса, при этом максимальная амплитуда виброскорости на номинальном скоростном режиме двигателя снижается более чем в 7 раз.

Проведенным в работе исследованием выявлены наиболее просто технически осуществимые мероприятия по снижению уровня колебаний дизеля, работающего в составе СУ с увеличенными габаритными размерами по длине. Смысл этих мероприятий - рациональный выбор жесткостных параметров корпусов составных элементов СУ; их реализация позволяет на данном этапе обеспечить удовлетворение существующих нормативных требований ОСТа по уровню предельных вибраций тракторных дизелей. С учетом тенденции к ужесточению этих требований в перспективе осуществлено расчетное исследование по поиску более эффективных мер по снижению вибраций дизеля и СУ в целом.

По результатам этого исследования было предложено два высокоэффективных способа совершенствования виброактивного состояния СУ на основе более глубоких их структурных видоизменений:

- предельно возможное (по соображениям технической реализации) ужесточение корпусных элементов СУ на основе создания монолитного корпуса, объединяющего, в одной отливке отдельные составные элементы агрегата, при одновременном исключении ряда стыковочных узлов.

- исключение силовых связей между корпусами дизеля и трансмиссионных элементов СУ и установка их на независимых виброизоляторах при ликвидации проставочного корпуса.

Несмотря на внешнюю противоречивость в подходе к решению проблемы, оба указанных способа объединены единой целью: исключить влияние изгибно-крутильных колебаний несущего остова СУ на механизм колебательного процесса дизеля, приблизив его в пределе к идеальной модели колеблющегося абсолютно твердого тела.

Предложены варианты схемных решений, реализующие эти два способа. Данными расчетного анализа установлено, что использование в составе остова СУ монолитного корпуса, объединяющего в одной монолитной отливке корпус муфты сцепления и проставочный корпус, позволяет снизить колебательную скорость в вертикальном направлении в 13 раз, а в горизонтальном в среднем в 5...8 раз по сравнению с серийной комплектацией СУ. Применение разделенной компановочной схемы СУ, при которой ликвидируется проставочный корпус, а дизель и коробка переключения передач устанавливаются на индивидуальных (независимых) виброизоляторах, обеспечивает еще больший эффект

по минимизации интенсивности колебательного процесса СУ. Так расчетная амплитуда виброскорости в вертикальном направлен) :и уже не превышает 0,2 см/с.

ОСНОВЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработано научное положение, согласно которому характер вибрационного состояния дизеля в составе тракторной СУ с большими продольными габаритными размерами формируется на основе взаимодействия двух колебательных процессов : колебаний СУ на упругой подвески по закону абсолютно твердого тела и изгибно^крутильных колебаний корпусных элементов несущего остова СУ.

2. Разработана конечно-элементная модель вибрационного состояния СУ, учитывающая изгибно-крутильную жесткость корпусных элементов конструкции, и на ее основе предложен 'численный метод расчета собственных частот и форм колебаний агрегата.

3. Разработан алгоритм и процедура расчета о-экспе 'риментального определения жесткостных параметров корпусов составных элементов СУ.

4. По результатам расчетного исследования разработаны рекомендации по снижению уровня виброактивности СУ с дизелем СМД-62 на основе рационального выбора жесткостных параметров её составных .элементов. Теоретически обосновано и экспериментально подтверждено, что повышение в 4,4 раза жесткости проставочного корпуса СУ с дизелем СМД-62 позволяет вывести резонансный характер колебаний из диапазона рабочих частот вращения двигателя, обеспечивая при этом снижение максимальной амплитуды виброскорости на номинальном скоростном режиме с 8,0 до 1,1 см/с.

5. На базе разработанных научных положений сфор^лироваач общие принципы в подходе к решению задачи по совершенствованию виброактивного состояния тракторных дизелей, отвечающего перспективным требованием, что позволяет определить направление дальнейших исследовательских работ по данной проблеме.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах автора:

1. Антонов Н.С., Исаев Е.В., Фомин В.М., Имад Д.К. Снижение колебаний моторно-трансмиссионной установки трактора Т-150К // ,Двигатель-97. -Материалы международной конф. - М.: МГТУ, 1997. - С 62-63.

2. Антонов Н.С., Исаев Е.В., Фомин В.М., Имад Д.К. Метод расчета колебаний силового агрегата трактора// Двигатель-97. - Материалы международной конф. - М.: МГТУ, 1997, - С 61 -62.

3. Фомин В.М., Антонов Н.С., Имад Д. Костанди. Расчетно<жспериме-нтальный метод исследования жесткостных характе ристик силовой установки

трактора с дизелем 6ЧН.13/11,5 // Актуальные проблемы теории и практики инженерных исследований. - М.: Машиностроение, 1999. - С.147-152.

ИМАД ДЖОРДЖ КОСТАНДИ ДАББАХ (Палестина)

«Снижение уровня виброактивности дизеля 6ЧН 13/11,5, работающего в составе тракторной силовой установки»

Предложен уточненный метод расчета собственных частот и форм колебаний тракторной установки с учетом изгибно-крутильной жесткости корпусных элементов её конструкции. Разработаны рекомендации по снижению уровня виброактивности силовой установки на основе рационального выбора жёсткостных параметров элементов остова. На базе разработанных научных положений сформулированы принципы в подходе к решению задачи по совершенствованию виброактивного состояния тракторных дизелей, отвечающего перспективным нормативным требованиям.

IMAD GEORGE COSTANDIDABBAH (Palestine)

"The decrease of vibration activity level of Diesel engine 6 ChN 13/11,5 functioning as a part of tractor power plant".

In this work the specified calculation method of own frequencies vibration forms of tractor power plant taking into account the flexural - torsial stiffness of case units of its construction has been suggested. The recommendations on reduction of vibration activity level of power plant on the basis of rational selection of rigidity parameters of framework units have been worked out. On the basis of worked out scientific theses the principles of the approach to the solution of the problem of vibration activity condition of tractor Diesel engines (meeting the perspective standard requirements) improvement have been formulated.

Шй-сг -¿со о<у/г. ?Q-f

7. ^¿CQC itt-u^ if^p^v^/ic,^^ 3 Ju„ ¿//7(C />c/£!//