автореферат диссертации по кораблестроению, 05.08.05, диссертация на тему:Снижение виброактивности судового высокооборотного дизеля путем смещения центра массы Шатуна

f

i i и

САНКТ-ПЕТЕРВУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ] . .. МОРСКОЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

НЕЧИПОРЕНКО

Андреи Владимирович

х / 1

УДК 621.431.74(043)

На правах - копией

СНИЖЕНИЕ ВИБРОАКТИВНОСТИ СУДОВОГО ВЫСОКООБОРОТНОГО ДИЗЕЛЯ ПУТЕМ СМЕЩЕНИЯ ЦЕНТРА MAC Ы ШАТУНА

Специальность 05.08.05 — судовые энергетические установки и их элементы (главные и вспомо!. .»ьные)

Автореферат диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Санкт-Петербург 1993

Диссертационная работа выполнена на кафедре судовых двигателей внутреннего сгорания и дизельных установок Санкт-Петербургского государственного морского технического университета.

Научный руководитель 1 заслуженный деятель науки и техники РСФСР, доктор техн. наук, профессор ИСТОМИН П. А.

Научный консультант*.доктор техн. наук, проф. МЫШИНСКИЙ Э. Л.

Официальные оппоненты: доктор техн. наук, профессор

ЕФРЕМОВ Л. В., канд. техн. наук, доцент БЕЗЮКОВ О. К.

Ведущая организация — Центральный научно-исследовательский дизельный институт (ЦНИДИ).

Защита состоится « 29» марта 1993 г. и /Г' часов

в на заседании специализированного совета Д 053.23.02

при Санкт-Петербургском государственном морском техническом университете по адресу: 190008, Санкт-Петербург, Лоцманская ул.. 3.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Санкт-Петербургского государственного морского технического университета.

Отзывы, заверенные печатью, просим направлять в адрес специализированного совета.

Автореферат разослан « »

реСролл 1993 г

Ученый секретарь специализированного совета

доктор техн. наук, профессор ___л НАРЕЖНЫЙ Э. Г.

.—1

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Снижение виброактивности судовых ме-

ханизмов в целях повышения их надежности и ресурса, а также уменьшения виброакустического воздействия на окружающую среду является одной из важнейших задач современного судового машиностроения.

Вибрация механизмов судовой энергетической установки, особенно в диапазоне низких частот, распространяется по фундаментам и корпусным конструкциям судна и оказывает неблагоприятное воздействие на людей. Наиболее вибрсактивными механизмами на судах, как правило, являются дизели.

В связи с последовательным ужесточением виброакустических требований на судах проблема снижения виброактивности судовых дизелей, в особенности широкораспространенных рядных высокооборотных дизелей, представляется весьма актуальной.

Цель работы. Разработка методики, позволяющей снизить виброактивность рядного высокооборотного дизеля ( ВОД ),обусловленную перекладками поршней в цилиндрах, за счет рационального выбора положения центра массы ( ЦМ ) шатуна в кривошилно-шатунном механизме (. КШМ ).

Для достижения данной цели решены следующие задачи-.

1. Разработка методики, позволяющей оценить влияние продольного и поперечного смешений ЦМ шатуна, а также дезакс&ка цилиндра на виброактивность рядного ВОД, обусловленную перекладками поршня.

2. Исследование влияния вышеназванных параметров КШМ на изменение виброактивности ВОД на различных режимах его работы.

3. Разработка и реализация на персональной ЭВМ С ПЭВМ ) алгоритмов, обеспечивающих возможность минимизации виброактивности ВОД путем варьирования дезаксажем цилиндра, продольным и поперечным смещениями ЦМ шатуна.

4. Оценка достоверности разработанной методики по результатам экспериментальных исследований влияния продольного и поперечного смещений ЦМ шатуна на виброактивность ВОД.

Б. Разработка рекомендаций по снижению виброактивности рядного ВОД на основании анализа результатов исследований.

Методы исследования. В работе использованы теоретические и экспериментальные методы. Для динамического анализа КШ ВОЛ применен метод Даламбера. При разработке математической модели перекладки поршня в цилиндре двигателя использованы метод наименьших квадратов и модифицированный метод Ньютона. Предлагаемые в работе алгоритмы, обеспечивающие возможность минимизации виброактивности рядного ВОД, основаны на сеточном и квазиградиентном методах. Исследование влияния варьируемых параметров КПМ на виброактивность ВОД и поиск раци. нального варианта КШ выполнены методом вычислительного эксперимента на ГВВМ. Для оценки достоверности разработанной методики результаты расчетной оценки сопоставлены с данными физического моделирования и натурно-экспериментапьного исследования

Научная новизна. Разработана методика, позволяющая оценить влияние продольного и поперечного смешений ЦМ шатуна, а та'сже дезаксажа цилиндра не. виброактивность ВОД, обусловенную перекладками поршня в цилиндре. Показано, что в качестве критерия последней целесообразно принимать относительную величину суммарной за цикл кинетической энергии ударов поршня. Получены зависимости принятого критерия виброактивности от продольного и поперечного смеадэний ЦМ шатуна, а также дезаксажа цилиндра применительно к ВОД 1410,5/13 для различных режимов его эксплуатации. Разработаны алгоритмы, обеспечивающие возможность минимизации виброактивности ВОД при варьировании упомянутыми параметрами КШ. Установлено, что целесообразное изменение последних позволяет уменьшать число и суммарную 'за цикл кинетическую энергию ударов поршня,что способствует снижению виброакгивности ВОД.

Практическая ценность. В результате реализации на ПЭВМ разработанных алгоритмов и методики определены рациональные варианты КПМ, позволяющие снизить виброактивность дизеля 14 10,5/13 с центральный и смещенным механизмами.

Создана и испытана опытная конструкция шатуна с изменяемым положением ЦМ, обеспечивающая снижение вибрации физической модели ВОД с центральным КШМ на 3.. .4 дБ.

Апробация работы. Основное содержание диссертации доложено на научно-технической конференции молодых ученых и специалистов судостроительной промышленности "Научно-технические проблемы снижения вибрации и воздушного щума на судах" при ЦНИИ им.вкад. А.Н.Крылб&а ( Ленинград, 1988г. ), на 11 конфе-

ренции молодых ученых и специалистов "Научные проблем современного машиноведения" при ЛФИМАШ АН СССР(Ленинград, 1983г.), на заседаниях кафедры судовых ДВС ( 1995-1083гг.) и кафедры судовой акустики ( 1987г. )ЛКИ, на НТК ( 1993г)в ГМТУ.

Структура и объем диссертации. Работа содеряит введение, пять глав, выводы, список литературы из 70 наименований, приложения и включает в себя Ю9 страниц текста, 24 рисунка , 6 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЗАИЯ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность проблемы, кратко сформулирована цель работы, показана ее структура.

В первой главе дан анализ состояния вопросов снияэния виброакустической активности ВОД. Решению этих вопросов посвящены работы Е.А.Григорьева, Н,В.Григорьева, В.И.Зинчекко, А.Д.Изотова, П.А.Истошна, В.Д.Курчатова, В.Н.Луканина, М.Л. 14теасяна, Е.М.Михеева, О.К.Кайденко, В.И.ГЬпкова, Т.Прмда, Е. А.Скобцова, А. А. Скури дина, Л. В.Тузова, С.Д.Хаддада, М.Хекла и др.

В работе рассмотрены основные виброакустические источники ВОД. Показано, что доминирующим виброакусткческим возбудителем ВОД являются удары поршня при его перекладке в цилиндре.

Предложена классификация способов снижения виброаотивно-сти ВОД, обусловленной перекладками пораня в цилиндре. Анализ этих способов показал, что наиболее распространенными из них являются: уменьшение теплового зазора между тронком пор^а и цилиндровой втулкой за счет применения специальных инструкций поршней; дезаксаж поршневого пальца; масляное деипфирова-вание ударов поршня. Наряду с ними представляется целесообразным для снижения виброактивности ВОД применение шатуна со сме-ЕЗ^нным ЦМ. Предварительная оценка выявила эффективность втого способа, предложенного П. А.Истоминым и М. А.йдаасянсн.

Отмечено, что влияние положения ЦМ шатуна на виброактивность рядного ВОД исследовано еце недостаточно. Крсмэ того, задача рационального выбора положения ЦМ шатуна в сьгэдагноы К1И с точки зрения снижения виброактивностн рядного ВОД, обусловленной перекладками поршня, ранее не рассматривалась.

На основании анализа состояния вопроса были сформулированы перечисленные выше основные задачи исследования.

Вторая глава посвяигна разработке методики, позволяющей оценить влияние продольного и поперечного смешений ЦМ шатуна, а также дезаксажа цилиндра на виброактивность рядного ВОД, обусловленную перекладками поршня.

Значительное внимание в работе уделено выбору критерия виброактивности ВОД. Анализ существующих виброакустических характеристик показал, что наиболее объективными из них являются энергетические параметры оценки виброактивности машин и механизмов.Например,для оценки виброактивности дизеля,обусловленной ударами поршня, В.И.Зинченко предложил использовать величину, пропорциональную кинетической энергии удара поршня вблизи рабочей в.м.т. П.А.Истомин и М.А.Шнасян в первом приближении показали, что кинетическая энергия удара поршня при его перекладке около рабочей в.м.т. и амплитуда вибрации на лапах ВСЯ изменяются по аналогичным зависимостям. Следует отметить, что в течение цикла наблюдается несколько перекладок поршня, причем, для ВОД интенсивность перекладки в нерабочей в.м.т. и н.м.т. возрастает пропорционально квадрату частоты вращения вала. Это обусловливает необходимость учета всех ударов поршня, за цикл. Так, аналитические и экспериментальные исследования, выполненные С.Д.Хаддадоы и другими исследователями, показали, что существует близкая к линейной зависимость меяду суммарной за цикл ( обшей ) кинетической анергией Т ударов поршня о втулку цилиндра и вибрацией двигателя. В данной работе для сравнительной оценки вибреактивности различных вариантов КИМ ВОД применяется относительная величинаК^ТУ^, где Т0 - обп^я кинетическая анергия ударов поршня для базового варианта К1Ш исследуемого ВОД . В дальнейшем,для краткости, относительную величину Кт будем называть критерием виброактивности ВОД. Для определения этой величины была составлена динамическая модель смещенного КШМ , учитываются продольное и поперечное смещения ЦМ шатуна, сформирован аналитический алгоритм определения нормальной составляющей силы, вызывающей перекладку поршня, а такие разработана математическая модель этого процесса.

При составлении динамической модели были рассмотрены известные кинематические схемы и динамические модели звеньев ЮШ. На основании рассмотренных моделей звеньев была составлена динамическая модель смещенного КШМ, учитывающая положение ЦМ шатуна( рис.1,а). В данной модели положение ЦМ шатуна

а - модель смещенного КШ , б - схема сип Рис.1

характеризуется: смещением ЦМ шатуна вдоль его оси относительно центра кривошипного подшипника,т.е. продольным смещением

А ; смещением ЦМ шатуна относительно его оси или поперечным к /

смещением ис . Следует отметить, что в этой модели не учтены тепловые и упругие деформации звеньев, а также зазоры и трение в кинематических парах. Основными параметрами смещенного КШМ являются : радиус кривошипа /? ; длина шатуна Ь ; деза-ксаж цилиндра С .'На оси вала ( в точке О) расположена масса Гч^ , заменяющая уравновешенную вращающуюся часть кривошипа и имеющая момент инерции 0 . На оси шатунной шейки вала ( в точке А ) размещена масса М^, заменяющая неуравновешенные вращающиеся детали НМЛ. На оси поршневого пальца ( в точке В ) сосредоточена масса М§ » заменявшая поступательно-движущиеся детали поршневого комплекта. В точке Е размещена масса Л^ , заменяющая поступательно движущуюся часть шатуна. Отметим, что в частном случае при 0 на оси пальца будет сосредоточена эквивалентная масса М — М + М .

5

В точке 0 расположен ЦМ прямоугольной модели шатуна. Дополнительный момент инерции массы в^ модели шатуна представляет собой разность между собственными моментами инерции масс шатуна дд и его статической модели

где М^-масса шатуна, а. ¿^-плечо прямоугольной модели шатуна.

Принято следующее правило знаков. Если ось цилиндра смежна относительно оси коленчатого вала ( КВ ), а ЦМ шатуна смещен относительно оси АВ в направлении движения кривошипа от в.м.т., то

. За обобщенную координату принято угловое перемещение кривошипа Л от в.м.т., зависящее от времени £ и угловой скорости кривошипа ¿^.Рассматривается равномерное движение кривошипа. Движение шатуна характеризуется угловыми перемещением скоростью СО , ускорением 6и. На рил. 1 <Х > О и ¿в> 0."

При аналитическом определении нормальной составляющей силы N > прижимающей поршень к зеркалу цилиндра, учтены: сила избыточного давления газов на поршень Р^ ; сила инерции поступательно движущихся масс поршневого комплекта Р^

И Р^ - составляющие силы инерции заменяющей массы М^ от поступательного движения, тангенциальная и радиальная; $^ - дополнительный момент инерции масс модели шатуна ( рис.1,6). Силы тяжести не учтены ввиду их относительной малости для ВОД. Силы трения не учтены из-за отсутствия достоверных данных для их оценки.

Давление газов на поршень вызывает возникновение в КШ нормальной составляющей

где М - диаметр цилиндра, а р^ - избыточное давление газов на поршень. Для существенного уменьшения объема вводимых данных в ПЭВМ зависимость задана с помощью аналитической аппроксимации, "предложенной А.Н.Горбенко.

Силы инерции Р& и . Р^ обусловливают появление нормальных составляющих, обозначенных теми же индексами

где О ~ ускорение поступательно движущихся масс КШМ.

Тангенциальная и радиальная Р компоненты сипы инерции массы М1$ при ее врашрнии относительно оси поршневого пальца вызывают нормальные составляющие

Дополнительный момент инерции массы модели шатуна обусловливает появление нормальной составляющей

Таким образом, нормальная сила // определяется как алгебраическая сумма приведенных выше составляющих

В реальном КШМ ВОД при изменении знака нормальной силы начинается перекладка поршня в цилиндре. Известно, что она является основной причиной вибрации, кавитационного разрушения охлаждаемых водой поверхностей цилиндровых втулок, а также повышенного износа поршневых колец ВОД.Это обусловило интерес исследователей к разработке моделей перекладки поршня. Анализ этих моделей показал, что точный расчет движения поршня при перекладке возможен только при наличии достоверных данных о силах трения, гидродинамике масляной пленки, упругих свойствах деталей КШМ и массовых свойствах цилиндровой втулки, зависящих от массы присоединенной охлаждающей жидкости.

В данной работе принято, что при перекладке в цилиндре поршень движется в плоскости КШ поступательно. Толщина масляной пленки и вязкость масла между тронком поршня и цилиндровой втулкой предполагаются не изменяющимися.Нормальная сила в моменты перекладок поршня аппроксимируется нелинейной зависимостью вида

где О-^ - коэффициенты аппроксимирующего полинома, оп-

ределяемые методом наименьших квадратов, а продолжительность перекладки поршня. Следует отметить, что 0. Уравнение движения поршня нормально к оси цилиндра в плоскости КШ запишется в следующем виде

Их =а0+а{1

где М - эквивалентная масса, М~ М.

Скорость X и перемещение X поршня при перекладке с учетом начальных условий = О, Х0 - 0, О

В ьюмент удара поршня перемещение равно величине диаметргшь-ного зазора Х^— 8 . Тогда продолжительность перекладки Т-^ определится из уравнения ,

Решение этого уравнения осуществляется с помощью модифицированного метода Ньютона.„На основании полученного значения 2у определяется скорость в момент ¿-го удара поршня. Кинетическая энергия- удара поршня при атом рассчитывается по известной формуле

т---{< ■,

Суммарная за цикл кинетическая энергия « ударов поршня будет

Т^фа-

Применение разработанной методики целесообразно для оценки вкброактивности различных вариантов КШ на ранних стадиях разработки ВОД . Достоверность данной методики определяется следукщиш факторами. Во-первых, объективностью выбранного выше критерия виброактивности рядного ВОД . Во-вторых, точностью определения величины Т , принятой на ранних стадиях разработки ВОД. Отметим, тачке, что для дополнительной оценки достоверности методики в пятой главе диссертации выполнено сопоставление результатов расчетов и экспериментов и показано их качественное совпадение.

Третья глава посвящэна реализации на ПЭВМ разработанной катодики для исследования влияния продольного и поперечного сиэЕЕний Щ! шатуна, а также дезаксача цилиндра на виброактив-кость ВДД, обусловленную перекладкаыи поршня.

. Исследование основано на известной гипотезе о пропорциональности изменения об се?! кинетической энергии ударов порпня и виброаетизности ВОД. В плане численного эксперимента , на на призере дизеля 14 10,5/13, осуществлялось варьирование каэдьм из вышеназванных параметров КШ при прочих равных условиях. 'По конструктивным соображениям были приняты достаточно ьгалые пределы ка ¡¿знания варьируемых параметров (тай л. 1).

Пределы пз^гнгния варьируемых пераметров КШМ еод 14 ю,5/1з

Пределы И312К8НИЯ Варьируемые параметры

Вэрхккй 0,5 0,1 0,15

0,3 -0,1 -0,15

Вазовый вариант со штатным иатунои характеризуется пера-ыетрами г С = 0 , в. кр'.ггерий виброагаивности

1,0 принят для номинального режима работы ВОД ( мощность Р «■ 7,36 кВт, частота врезания КВ /2=1500 иэГ4). Рассматривались только установившееся рэгаьы работы дизеля.

При варьировании' £_ устенозле::;:, что ще всех р&зе^отрс.ь:-ньк решка работа дудела с центральным К2! С С — 0 > весг-з«-на К монотонно снижается при сиещ&мт ЦП стя'егричного пз-тука С V- 0 ) и центру кривоеипного подтипкгяса ( рис.е. ). Дня номинального рехиаз ушньпешсэ о? 0,45 ( безсзьй вариант ) до 0,3 снийёэт величину (( от 1,00 /;о 0,85. Для доиэ-вык нагрузок при /2» 1500 миГ характер эавкеккостг: А|*^£}пр&г ■егически не изгзняется, а величина А„ незначительно ся по м-зро укэньсэния нагрузки дизеля.При снигекии Ц от 15С0 до 1300 мин~* величина К уменьшается на 0,2.. .0,3.

Варьирование емещэт«« Ц!.5 сатуна относительно гго ос'{ в центральном позволяет снизить величину к^ дэ 0,9 при ¿^=0,45 и [¿в["-0,1 для номинального регииа р&боты дизеля (рис.2,б). Для долевых режимов величина При снигэ-

нии /2- от 1500 до 1300 мин"4 з<Мект сгокэюа /С сутственно

зависит от напрагяешг сиацгния ЦМ щатугга откосстойьно его оси. Так, прм ^=0,1 эффект составляет 0,05...0,1 , а пр:: -0,1 ( общение против направления врег.энкя кривоамла з положении а.и.т.) величина Кт сникается на 0,3. ..0,4.

При смешении оси цилиндра в сторону врацгния криеоикгта ( в положении в.м.т.) величина Кт монотонно убывает и при £•=0,16 достигает 0.93 для номинального рекииа работы дизеля (рис.2,в) . При смещении оси цилиндра в противоположном

Зависимости величины от параметров ^ , С дизеля 14 10,5/13

К

(о

0J5 0,7

V

OA

/ А С Г ■ ■■ -0

м

V<z\

VV // / ^ V / *

/ У

— - -

9.

К

Ofi 0,8 07

W

Q3 0,4

ФК,

ю <»

4 V

0,5

/ д\ 5

и г— /

у уГ / /

""б У г

у \L

-0J

О

ес о, i

0,6 0,5 0,4

/ «2 г—г— 4

/yV// // /

V ! i?" >>

г—* — ta ■—

> ч ■V,

е i -О

-0Д-Ц1 -0,05 О О,OS Ц4 С

I, 2, 3, 4.- нагрузка 100, 75, 50, 25% при/1=1500 мин \ 5, 6 - работа по винтовой характеристике, /t=I400, 1300 мин , 7, 8, 9 - холостой ход, /1- 1500, 1400, 1300 мин"1. Рис.2

направлении величина Л г достигает максимальных значений при -0,08 < С <-0,04 С П.-1500 мин ), а затем интенсивно снижается по мере приближения к -0,15 до Kf'ùfi для номинального режима работы дизеля . Отметим, что при снижении ÎL от 1500 до 1300 мин-1 зона максимальных значений Кт смешается к С =-0,15, однако величина Кт не превышает 0,8. Зависимости K^J"^С) икеют примерно одинаковый характер (для данной Л). Исключение составляет режим холостого хода при максимальной частоте вращения КБ (П~ 1500 мин"'), когда, по мере приближения к С** 0,15, значения Кт перестают снижаться и остаются на уровне /у« 0,9. Эта особенность объясняется тем, что влияние инерционных составляющих при высокой частоте вращения существенно возрастает, так как их величины пропорциональны квадрату частоты вращения.

В результате численного исследования удалось выявить варианты КОМ, реализация которых позволяет снизить Кт относительно базового варианта КИМ дизеля 14 10,5/13 (табл.2).

Таблица 2

Сравнение вариантов КШ дизеля 14 10,5/13

Варианты с 4 4 HsP М^г 9H,«J кт

Вазовый 0 0,45 0 1,267 1,548 0,047 1.00 / 0,90

А 0 0,45 0,1 1,267 1,548 0,049 0,90 / 0,86

В 0 0,30 0 0,845 1,970 0,040 0,85 / 0,72

С -0,15 0,45 0 1,267 1,548 0,047 0,80 / 0,70

*) В числителе-величина К_ для номинального рекима, а в знаменателе - для холостого хода при /1=1500 мин"*.

Следует отметить, что варианты А (-^=0,1) и С (С--0.15) целесообразны для дизеля 14 10,5/13, работающего по нагрузочной характеристике при П.- 1500 мин"'. В случае работы этого дизеля по винтовой характеристике (Л=уаг ) более предпочтительными являются варианты К111М с ^ = -0,1 (рис.2,б) и С — 0,15 (рис.2,в).

Таким образом, реализация на ПЭВМ разработанной методики на примере дизеля 14 10,5/13 позволила получить зависимости обиэй кинетической энергии ударов поршня от деэаксажа цилиндра, продольного и поперечного смещений ЦМ шатуна. Анализ втих зависимсостей показал, что целесообразное изменение любого из вьсеказванных параметров КШ позволяет уменьшить общую энергию ударов поршня, что способствует снижению виброактивности ВОД.

Четвертая глава посвяшэна минимизации виброактивности ВОД, обусловленной перекладкаьги поршня, путем одновременного варьирования параметрами смешения ЦМ сатуна и деэаксажем цилиндра.

В качестве целевой функции пришшалась относительная величина общей кинетической энергии ударов поршня Кг , для оценки которой использовалась разработанная выше кетодика. Критерием оптимальности являлся условный минимум целевой функции в множестве возможных решений.Пределы изменения варьируемых параметров 1? и £ бьши установлены в соответствии с табл.1.

На основании анализа известных математических методов были разработаны алгоратш, базирующиеся на сеточном и квазиградиентном методах, позволяющие »¿инимизировать виброактивность ВОД за счет рационального сочетания варьируемых параметров КЕМ.

Разработанные алгоритмы были реализованы с помосью ПЗЗМ на примере дизеля 14 10,5/13 в дза этапа. На первом этапе варьирозапи двумя параметрами шатуна ^ и при С = 0 , то есть осуществлялся поиск оптимального положения ЦМ шатуна в двигателе с центральным К1ПМ, что представляет самостоятельный интерес. Второй этап заключался в определении рационального .сочетания трех варьируемых парапетов. Стартовая точка поиска соответствовала базовому варианту КЕМ С 0,45 , = 0 , £ = 0 , 1,0 ). Наиболее эффективным из трех реализованных алгоритмов оказался номинированный алгоритм , заключавшийся в предварительной локализации зоны ьэшииума целевой функции методом сканирования и последующем поиске минимума квааиградиентныу цатодоы с использованием проиаводных целевой функции первого и второго порядков. Последние определялись численно с помощью конечно-разностных аппроксимаций.

(О

0,5

Векторы минимизации целевой функции при варьировании двумя (а) и треыя (б) независимыми параметрами

* /6

- ^

Ъ / й

„0.5

О ¿0 20 50 О Ю 20 30 4-0 50 ВО 70 Г,пин.

1,2,3 -сеточный, квазиградиентный, комбинированный алгоритмы

Рис.3.

Рис.3 иллюстрирует процесс поиска условного минимума при варьировании двумя(а) и тремя (б) параметрами КЕМ дизеля 14 10,5/13 с помощью упомянутых алгоритмов. По оси абсцисс дано время вычислений целевой функции. При верьисспании дву-

у

(.к параметрами все алгоритмы обеспечили >.«ним;зацию Л т до 0,66. Причем, намиеньсих затрат времени потребовал комбинированный алгоритм. Последний, при варьировании тремя парамэтра-151, ииникйзкровал величину /С ДО 0,СЗ, что не сног обеспечить чисто кваэнградаентнкй поиск , прекращенный при /у — 0,03. Бреет поиска при использовании кваэиградиентного метода оказалось в 2...3 раза !.;еньЕе, чей для сеточного'алгоритма.

В результате поиска определены р&циональнне варианты КЕМ дизеля 14 10,5/13 (табл.3) .

Тсолиио, 3

Сравнение параметров базового и рациональных вариантов КЕп дизеля 14 10,5/13

Варианты КИЛ С 4 / С /с49!

Базовый 0 0,45 \ 0 |

Вс?:;акт с С~0 0 0,20 -0,1 о,е.б

Вариант с С> 0 0.15 0,30 -0,1 0,64

Вермонт с С < 0 -0,15 0,30 0,1 0,53

а)- для номинального реяима

Вариант с С=0 и оптимальным расположением ЦМ шатуна может быть реализован ( если позволят размеры картера ) в готовых двигателях. Отметим, что данный вариант целесообразно использовать в нереверсивных моделях,так как при реверсе виброактивность ВОД существенно возрастет. Деэаксиальные варианты требуют изменения конструкции двигателя, поэтому их реализация целесообразна только при разработке новых двигателей. Оба дезаксиальных варианта (табл.3) могут быть использованы для реверсивных моделей, поскольку их виброактивность при реверсе остается существенно ниже базового варианта КИМ.

Таким образом, реализация с помощью ПЭВМ разработанных алгоритмов на примере дизеля 14 10,5/13 показала возможность снижения обшей кинетической энергии ударов поршня для номинального режима:

- на 34% за счет оптимального расположения ЦМ шатуна в центральном КШМ;

- на 47% путем рационального сочетания продольного и пи-перечного смещений ЦМ шатуна, а также дезаксажа цилиндра.

В пятой главе выполнена оценка достоверности разработанной выше методики путем сопоставления результатов расчетных и экспериментальных исследований влияния положения ЦМ шатуна на виброактивность ВОД с центральным КШМ.

Сначала были сопоставлены результаты расчетной оценки и измерений вибрации дизеля 14 10,5/13 с тремя вариантами КШ, отличающимися положением ЦМ шатуна (табл.4)

Таблица 4

Параметры вариантов КПМ дизеля 14 10<5/13

Вариант 4 4 К *

1 0,45 0 1,267 1,548 1,00/0,85

2 0,30 0,023 0,345 1.970 0,91/0,77

3 0,30 -0.023 0,845 1.970 0.84/0.72

л) - номинальный режим / холостой ход при /I = 1500 мин"'

Расчет показал, что для снижения виброактивности дизеля целесообразно применение шатуна со смещенным ЦМ (вар.2 и 3).

Так, применение варианта 3 уменьшает величину /у на 0,16 для

номинального режима и на 0,13 для режима холостого хода при

П.—1500 мин"'. При снижении нагрузки и частоты вращения КВ дизеля его виброактивность уменьшается (рис.4).

Зависимость критерия виброактивности Кт от частоты вращения (а) и нагрузки (б) дизеля 14 10,5/13

б

К

0,9 М 0,7 0,6

Нг — ■о

/ —у 2

N

41

1500 1400 г^нин'1

К

0,9 0,8 0,7 0,6

\1

**

л= >500 мин*

0 25 50 75 Р€,%

1, 2, 3 - варианты КПМ (табл.4) Рис.4

Анализ данных измерений вибрации дизеля показал, что для снижения его виброактивности целесообразно применение варианта 3. При Л=1500 мин"* эффект снижения общего уровня вибрации дизеля составил 3 дБ для 50£-нагрузки и,2 дБ для режима холостого хода. Отметим, что при снижении нагрузки и частоты вращения дизеля наблюдается снижение уровней вибрации для рассмотренных вариантов КШМ (рис.5).

Зависимость общего уровня вибрации дизеля 14 10,5/13 от частоты вращения (а) и нагрузки- (б) (по данным М.А.Минасяна)

ЛИС

/

Г'"

'г- мм «Ц ГИ

то шо п,мин'

п-1500 мин

1, 2, 3 - варианты КШМ (табл.4) Рис.5

Сопоставление результатов расчета и испытаний дизеля 14 10,5/13 позволяет отметить качественное совпадение характеров изменения принятого критерия виброактивности и общего уровня вибрации дизеля в зависимости от его нагрузки и частоты вращения КВ. Вывод расчетного исследования о целесообразности применения варианта 3 (табл.4) подтверждается данными измерений вибрации дизеля.

Для дополнительной оценки достоверности расчетной методики был реализован физический модельный эксперимент на безмоторном стенде. В качестве модели был принят одноцилиндровый поршневой компрессор с центральным КШ (А= 0,25), снабженный опытным шатуном с изменяемым положением ЦМ (рис.6,а). Смещение ЦМ шатуна 1 осущэствлялось путем перемещения и закрепления на его пластине 2 грузиков 3. Были реализованы четыре варианта расположения ЦМ шатуна (рис.6,6). Параметры этих вариантов приведены в табл.5.

Рис.6 •

Таблица Б

Параметры вариантов физической модели

Варианты 4 4 М^.*г //„.кг Ш кг *>

1 . 0,30 0 0,084 0,196 1,00

2 0,22 0 0,062 0,218 1,10

3 0,30 0,08 0,084 0,196 1.35

4 0,30 -0,08 0,084 0,196 0,70

*) - холостой ход при /г = 1000 мин-'.

В качестве базового принимался шатун с параметрами £»0,30 , £ = 0 (вар.1). В результате расчета установлена возможность снижения виброактивности модели за счет применения шатуна с отрицательным смещением ЦМ (вар.4). При этом величина уменьшается на 30% относительно базового варианта.

Испытания модели показали, что при смещении ЦМ базового шатуна на 8% его длины к центру кривошипного подшипника (вар.2) вибрация модели практически не изменяется. Смешение ЦМ шатуна относительно его оси на ту же величину в направлении вращения кривошипа в положении в.ы.т.(вар.З) увеличивает вибрацию модели, а смешение в противоположном направлении (вер.4) снижает ее на 3-4 дБ (рис.?). Это соответствует результатам расчетной оценки виброактивности модели и измерений вибрации дизеля 14 10,5/13 , что представляется ватаьщ качественным подтверждением принятой гипотезы.

Влияние положения ЦМ шатуна на вибрацию модели

иав

Рис .7

Таким образом, достоверность разработанной методики подтверждается качественным совпадением результатов расчета и измерений вибрации модели и дизеля 14 10,5/13.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработана методика, позволяющая оценить влияние параметров смещения ЦМ шатуна и дезаксажа цилиндра на виброактивность ВОД,обусловленную перекладками поршня. Показано, что в качестве критерия последней целесообразно принимать относительную величину общей кинетической энергии ударов поршня.

2. На основании реализации разработанной методики с помощью ПЭВМ получены зависимости принятого критерия виброактивности от вышеназванных параметров КШ применительно к ВОД 1410,5/13 для различных режимов его эксплуатации. Анализ полученных зависимостей показал возможность снижения виброактивности ВСЩ за счет изменения любого из этих параметров.

3. В результате численного эксперимента, выполненного для дизеля 1410,5/13 с центральным КОД и симметричным шатуном, показана целесообразность смешения ЦМ шатуна вдоль его оси к центру кривошипного подшипника на 0,15 длины шатуна для всех рассмотренных режимов работы дизеля. Так, на номинальном режиме это снижает виброактивность дизеля на 15X.

4. Установлена возможность снижения виброактивности дизеля 14 10,5/13 с центральным КШМ и <£=0,45 за счет смещения ЦМ шатуна относительно его оси на 0,1 длины шатуна. На номинальном режиме эффект снижения составляет 10%. При наибольшей частоте вращения /1—1500 мин"' и нагрузках от 100 до 25% варианты с ^=0,1 и ^,=-0,1 практически равноценны. Для поименных частот вращения нереверсивного дизеля, работающего по винтовой характеристике, предпочтителен вариант с ^.=-0,1.

5. Для дизеля 14 10,5/13 с параметрами цитуна ¿£=0,45 и

показано, что дезаксаж цилиндра позволяет уменьшить суммарную за цикл кинетическую энергию ударов поршня при его перекладках в цилиндре. При работе дизеля по нагрузочной характеристике и ЛЧбОО мин"1 целесообразно введение дезаксажа цилиндра £'=-0,15. На ношнальном режиме такой дезаксаж снижает виброагегивность дизеля на 20%. При пониженных частотах вращения цизеля, работающего по винтовой характеристике, предпочтителен вариант КШ с £-0,15.

6. Разработаны к реализованы на ПЭВМ алгоритмы, базирующиеся на сеточном и квазиградиентном методах, позволившие минимизировать виброактивность ВОД за счет рационального сочетания варьируемых параметров КШМ. Показана возможность снижения в.иброактивности ВОД 1410,5/13 для номинального режима:

- на 34Х аа счет оптимального располомэния ЦМ шатуна в центральном КШМ I ; £ =-0,1 );

- на 47Х при за счет рационального сочетания дезаксажа цилиндра и расположения ЦМ шатуна (С =-0,15 ,^=0,1).

7. Сопоставление результатов расчета и испытаний дизеля 1410,5/13 выявило качественное совпадение характеров изменения обшей кинетической энергии ударов поршня и общих уровней вибрации е зависимости от нагрузки и частоты вращения дизеля. Расчет показал целесообразность применения шатуна со смененным ЦМ, что подтвеждается данными испытаний дизеля.

8. Создана и испытана новая физическая модель, снабженная опытным шатуном с изменяемым положением ЦМ , позволившая оценить влияние продольного и поперечного смевдэний цм шатуна на вибрацию ВОД для режимов холостого хода.

9. Испытания физической модели дизеля показали возможность снижения ее вибрации на 3*4 дБ путем смешения ЦМ опыт-шатуна относительно его оси против направления вращения кривошипа в положении в. м.т. ( г? =-0,08). Сравнение результатов численного и физического экспериментов подтвердило качественное совпадение характера изменения принятого критерия виброактивности и вибрации в зависимости от положения ЦМ шатуна.

ПУБЛИКАЦИИ

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах:

1. ■ Шчипоренко А. К Оценка виброактивности двигателя в зависимости от динамических особенностей кривошипно-шатунного механизма // Научно-технические проблемы снижения вибрации и воздушного шума на судах. Тез. докл. кснф. Л., 1988, с. 12.

2. Нечипоренко А. В., Рябошапка П. П. Исследование эффективности мероприятий по улучшению виброшумовых характеристик судовых агрегатов // Научно-технические проблемы снижения вибрации и зоздушного шума на судах. Тез. докл. конф. Л., 1988, с. 16.

3. Истомин П. А., Нечипоренко А. В. Аналитическая оценка виброактивности двигателя в зависимости от динамических особенностей кривошипно-шатунного механизма // Тез. докл. И конф. "Научные проблемы современного машиноведения". Л. ,1988, с. 18.

4. Истомин Е А., Нечипоренко А. Е Аналитическая оценка виброактивности двигателя в зависимости от динамических особенностей кривошипно-шатунного механизма . Л., 1988, 25с., Рукопись деп. в ЦНИИ "РУМБ", N ДР3055.

5. Нечипоренко А. а , Истомин П. А. Влияние особенностей кривошипно-шатунного механиама на виброактивность поршневого двигателя // Сб. ВИТО им. акад. А. а Крылова, Л., 1989, Вып. 475, с. 29-36.

:11Р"Перас" >.к.813 Тир.^О.