автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Влияние конструктивных и технологических факторов на неуравновешенность среднеоборотных дизелей

На правах рукописи УДК 621.436

Зигельман Евгений Борисович

ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ФАКТОРОВ НА НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ СРЕДНЕОБОРОТНЫХ

ДИЗЕЛЕЙ

Специальность 05.04.02- Тепловые двигатели Специальность 01.02.06- Динамика, прочность машин, приборов и

аппаратуры

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Работа выполнена в Коломенском институте Московского государственного открытого университета

Научный руководитель: -доктор технических наук, профессор

А.И. Хуциев

Научный консультант: -кандидат технических наук, профессор

Коломенского института МГОУ A.C. Умаров

Официальные оппоненты: -доктор технических наук, профессор, засл.

деят. науки и техн. РФ, академик Академии транспорта, почетный профессор Ташкентского автодорожного института, профессор МГТУ «МАМИ», Доброгаев Ростислав Павлович

-кандидат технических наук, доцент Краснокутский Андрей Николаевич

Ведущая организация : -ГУЛ ВНИКТИ МПС РФ, г.Коломна

Защита диссертации состоится «/? » к€ЯЬрЯ 2003 г. в 14» час. на заседании Диссертационного Совета Д212.141.69 при Московском государственном техническом университете им. Н.Э. Баумана по адресу: 105005, Москва, Рубцовская наб., д. 2/18, учебно-лабораторный корпус, ауд. 936.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГТУ им. Н.Э. Баумана

Ваши отзывы на автореферат в 2-х экземплярах, заверенные печатью, просьба высылать по адресу: 107005,Москва,2-я Бауманская ул., д.5, МГТУ им. Н.Э. Баумана, ученому секретарю Совета Д212.141.09.

Автореферат разослан «J »ШЪЬрЯ 2003 г.

Ученый секретарь Диссертационного Совета ур ,—==»*** кандидат технических наук, доцент Тумашев Р.З.

49452$

Общая характеристика

Актуальность работы Поршневые кривошипные двигатели передают на фундамент или устройство, его заменяющие (раму, опоры) постоянные и переменные силы и моменты. Значительные внешние неуравновешенные силы и моменты сил приводят к трудностям эксплуатации дизельных установок в определенных условиях, например на транспортных средствах, при установке на слабых грунтах. С ростом форсирования двигателей по мощности увеличиваются амплитуды переменных составляющих опрокидывающего момента, влияющие на неуравновешенность и вибрацию.

Однотипные двигатели имеют различные уровни низкочастотной вибрации. Это обусловлено неуравновешенными силами и моментами сил инерции, зависящими от конструктивных особенностей кривошипно-шатунного механизма(КШМ), технологических отклонений деталей КШМ, небалансов элементов валопровода. Существующие критерии неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания (ДВС) имеют ограничения по применению (зависимость от вида закона распределения технологических отклонений, учет только конструктивных особенностей, неуравновешенность только по первому порядку). Исходя из этого, требуются критерии неуравновешенности ДВС, учитывающие влияние конструктивных и технологических факторов.

Особенно важно улучшение критериальной оценки неуравновешенности для среднеоборотных дизелей, так как КШМ имеет достаточно большую массу при частоте вращения коленчатого вала (KB) 500... 1200 мин"1.

Для ДВС неуравновешенность во многом определяется кривошипной схемой КВ. Западные фирмы (MAN B&W, WSrtsila, Rolls-Royce) выпускают ДВС с KB с количеством колен 5,7,9 с равными углами между коленами для обеспечения равномерности крутящего момента. В ряде случаев и при использовании податливых виброизоляторов, применение кривошипных схем с неравными углами между кривошипами позволит либо отказаться от механизмов уравновешивания, либо создать такой механизм с меньшими весогабаритными показателями.

Цель работы

1. Разработка критериев неуравновешенности среднеоборотных дизелей от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков, учитывающих конструктивные и технологические факторы.

2. Разработка критериев неуравновешенности ДВС от опрокидывающих моментов, учитывающие конструктивные факторы и неидентичность цилиндровой мощности.

3. Определение кривошипных схем коленчатых валов ДВС с количеством колен пять, семь и девять с минимальной внешней неуравновешенностью от действия сил и моментов сил инерции и

К»С н» ■ ' '•••■иьМАЯ Ь" >!,*

I ► . + 1

f

рекомендации по созданию уравновешивающих механизмов.

4. Практические рекомендации по созданию среднеоборотных дизелей с нечетным количеством колен КВ типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод».

Методы_исследования Для исследования теоретической

неуравновешенности дизелей и определения кривошипных схем КВ с минимальной внешней неуравновешенностью применялись специальные разработанные автором компьютерные программы расчета относительных внешней и внутренней неуравновешенности от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков КШМ.

Для исследования сил и моментов сил инерции первого и второго порядков, действующих в ДВС, была разработана компьютерная модель кинематики и динамики КШМ с использованием метода статистических исследований (Монте-Карло).

При разработке критериев неуравновешенности ДВС от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков и от опрокидывающих моментов с учетом конструктивных и технологических факторов применялись методы теории вероятности и элементы математической статистики.

Экспериментальный материал по вынужденным низкочастотным установившимся колебаниям силовых дизельных установок получен при динамических испытаниях большой партии среднеоборотных серийных тепловозных дизель-генераторов 16ЧН26/26.

Научная новизна

1. Разработаны критерии неуравновешенности рядных и У-образных ДВС, которые позволяют учитывать влияние конструктивных особенностей и технологических отклонений деталей КШМ на неуравновешенность.

2. Разработаны критерии неуравновешенности ДВС от опрокидывающих моментов, учитывающие влияние неидентичности цилиндровой мощности.

3.Впервые получены варианты кривошипных схем девятиколенного КВ, при применении которых в среднеоборотных ДВС не требуются уравновешивающие механизмы и новые кривошипные схемы КВ с количеством колен пять и семь.

4. Разработан принцип совместного уравновешивания сил и моментов сил инерции второго порядка при минимизации сил инерции первого порядка, что позволит уменьшить габарит и вес механизма уравновешивания.

Достоверность и обоснованность научных положений определяется:

- применением фундаментальных законов теоретической механики, технической динамики и теории механических колебаний;

- экспериментальным подтверждением точности основных положений и гипотез, принятых при расчетно-теоретических исследованиях.

Практическая ценность полученных результатов состоит:

1. В применении разработанных критериев неуравновешенности ДВС на

ОАО «Коломенский завод».

2. В применении полученных кривошипных схем КВ с нечетным количеством колен для расширения мощностного ряда среднеоборотных дизелей ОАО «Коломенский завод».

3. В применении методик и компьютерных программ по расчету неуравновешенности и низкочастотных колебаний виброизолированных двигателей в практике конструкторских бюро ОАО «Коломенский завод».

4. В обосновании установления технологических допусков на изготовление основных элементов КШМ, исходя из ожидаемого уровня вибрации.

Апробация работы. Результаты исследований докладывались:

1. На VII Международном конгрессе двигателестроителей (Украина, Рыбачье, 2002 г.).

2. На заседании кафедры «Двигатели внутреннего сгорания» Коломенского института МГОУ (Коломна, 2002 г.).

3. На общеуниверситетском семинаре МГОУ по механике деформируемого твердого тела (Москва, 2003).

4. На Научно-техническом совете ОАО «Коломенский завод» (Коломна, 2003 г.).

5. На заседании кафедры «Поршневые двигатели» (Э2) МГТУ им. Н.Э.Баумана (Москва, 2003 г.)

Публикация. По материалам исследований опубликованы пять работ.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов и выводов, списка литературы и приложения.

Работа изложена на 166 страницах, содержит 71 рисунок. Список литературы включает 130 наименований.

Содержание работы

Во введении содержится краткое обоснование выбора целей исследования, приводятся сведения об объеме фактического материала, положенного в основу работы.

К основным конструктивным особенностям ДВС, влияющим на динамику КШМ, можно отнести:

1.Число и расположение цилиндров (рядные, V-образные или иные ДВС).

2.Диаметр цилиндра и ход поршня.

3.Кривошипная схема и чередование вспышек по цилиндрам.

4. Длина шатуна.

5.Массы элементов КШМ- шатунов, поршней, колен КВ и других.

В диссертации расчеты проводились для среднеоборотных дизелей типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод». Эти дизели широко применяются на железнодорожном транспорте, в качестве силовых установок для карьерных большегрузных автосамосвалов, судов, буровых

установок, передвижных, стационарных и судовых электростанций. Большое преимущество Коломенских дизелей в высокой унификации узлов, что обеспечивает эффективность производства, эксплуатации и ремонта. В силу этой специфики влияние ряда конструктивных параметров КШМ на неуравновешенность не рассматривалось, поскольку их изменение повлекло бы глобальное изменение конструкции дизелей ЧН26/26, которое экономически нецелесообразно. Поэтому не рассматривались влияние на неуравновешенность: угла развала между цилиндрами У-образных дизелей, угла прицепа прицепного шатуна, длины шатунов, радиус кривошипа. Несмотря на это разработанные расчетные методики, представленные ниже, позволяют в общем случае исследовать влияние всех вышеперечисленных параметров на неуравновешенность.

В качестве технологических факторов в настоящей диссертации учитываются распределения характеристик элементов КШМ двигателей:

1. масс главных и прицепных поршней;

2. масс комплекта шатунов;

3. масс главных шатунов;

4. расстояний от оси поршневого пальца до центра масс главного шатуна;

5. расстояний от оси поршневого пальца прицепного шатуна до центра масс;

6. углов отклонений колен от чертежного.

Первая глава посвящена вопросам, связанным с критериальной оценкой неуравновешенности ДВС, с выбором кривошипных схем для дизелей с нечетным количеством колен КВ, с проектированием механизмов уравновешивания, с расчетом вынуждающих сил и низкочастотных вынужденных установившихся колебаний дизель-генераторов.

В литературе рассматривается ограниченное количество вариантов кривошипных схем и, в основном, они с равными углами (неуравновешенны моменты сил инерции I и П порядка), или необходимо обеспечить точность углов между кривошипами КВ 0.01°...0.001°, что в реальном серийном производстве пока недостижимо.

Наиболее часто используемые критерии неуравновешенности Стечкина, Каца и Климова при расчете дают сильно заниженные показатели неуравновешенности среднеоборотных дизелей, не учитываются технологические отклонения, не учитываются опрокидывающие моменты.

В первой главе описаны типичные устройства уравновешивания, где реализовано раздельное уравновешивание сил и моментов сил инерции I и П порядка. Анализ этих устройств показал, что они имеют недостатки и существует потребность в новом подходе к принципам уравновешивания.

Вопросам низкочастотных колебаний силовых установок к сегодняшнему дню посвящено большое количество работ, как отечественных, так и

западных. Это работы А.Н.Крылова, О.К.Найденко, Н.И.Иванова, В.М.Великодного, В. Л. Добровольского, А.С.Умарова, В.А.Камаева, Э.Н.Никитина, У.Кер-Вильсона, Х.Хасли, Дину Тараза и многих других.

В диссертации для оценки развития низкочастотных колебаний, предлагается методика расчета, в которой вынуждающие силы рассчитаны методом статистических исследований, а дизель-генератор представляется как абсолютно твердое тело, установленное на податливые виброизоляторы на абсолютно жесткий фундамент.

На основании анализа опубликованных работ и потребностей современного производства двигателестроения формулируются цели и задачи данной диссертационной работы.

Вторая глава посвящена расчетам относительной внешней и внутренней неуравновешенности однорядных однородных ДВС с количеством колен КВ пять, семь и девять.

Примем, что результирующие центробежных сил инерции КВ и их моментов уравновешены (например, нащечными противовесами коленчатого вала), тогда внешняя и внутренняя неуравновешенность однорядных двигателей зависит только от количества кривошипов и их взаимного расположения. Формулы расчета относительной внешней моментной неуравновешенности первого и второго порядков(у= 1 и у=2): Ау

= = ^ш,

ву

+ т

ГУ

(1)

к1 = тпд

ш2М

(2)

к2=куХ (3) тву=й'^ 1*со8(уУ1) (4)

1= 1

1 2

тгу = - ^ ЦзЦуу;) (5) Ф = ап*ё

1= 1

чтп/у

(6)

г -количество колен коленчатого вала; V - номер гармоники; у, - угол между первым и ¡-тым коленом коленчатого вала; 1л - расстояние от центра ¡-того колена коленчатого вала до центра масс ДВС, Н-расстояние между осями цилиндров; Ау-суммарная амплитуда моментов сил (или сил) инерции первого или второго порядков; ^.-постоянная К1Т1М; шПд- масса возвратно-

поступательно движущихся деталей КШМ; ю-угловая скорость КВ, Я-длина кривошипа; ф- направление действия вектора.

Для расчета внешней неуравновешенности от сил инерции (ру) 1л=1.

Внутренние неуравновешенные моменты (тс) сил инерции рассчитываются аналогично внешним, но берется половина КВ (справа или

слева) с центром масс в середине коленчатого вала.

В качестве критериев отбора кривошипных схем КВ ДВС в расчете принимаются следующие показатели: минимальные ру и ту; тс<2.0; минимальное значение вертикальной составляющей критерия Каца, Стечкина и Климова.

Общая методика расчета кривошипных схем КВ разбита на этапы:

1. Вычисляются ру, и тс для кривошипных схем с равными углами между кривошипами с заданными критериями отбора.

2. Выбирается кривошипная заклинка с одинаковыми целыми углами с минимальными параметрами относительной внешней неуравновешенности.

3. Производится варьирование углами между кривошипами через один градус на определенном интервале.

4. Выбирается схема с минимальным одним или несколькими критериями отбора с целыми углами между кривошипами;

5. Производится варьирование углами между коленами с шагом 0.1°...0.5°.

6. Выбирается кривошипная схема, рассчитанная с точностью до десятых градуса.

Для этапа по п.З методики расчета были выбраны кривошипные схемы (рис.1):для пятиколенного КВ - 15234; для семиколенного КВ - 1725436; для девятиколенного КВ - 185293467.

Для рядных и У-образных дизель-генераторов разработан девятиколенный КВ, при котором не требуется механизм уравновешивания. Параметры кривошипной схемы этого КВ, рассчитанные для рядного ДВС: углы между первым и 1-тым кривошипом у11=0°, у12=120.7°, у13=200.5°, у14=245.6°, у15=85.5°,у16=281.1°, у17=326.8°, у18=44.1°, у19=166.4°; р 1=0.00669, р2=0.0695, Ш1 =0.00783, Ш2=0.06719, тс=0.976. ш со со

Рис.1 Схемы кривошипных заклинок коленчатого вала: а) девятиколенного КВ; б) семиколенного КВ; в) пятиколенного КВ

Для рядных и У-образных дизелей разработан пятиколенный КВ с незначительной внешней неуравновешенностью по первому порядку и

механизм уравновешивания, который обеспечивает совместное уравновешивание сил инерции второго порядка и моментов сил инерции второго порядка. За основу была выбрана кривошипная схема 15234 (рис.1). КВ имеет следующие показатели уравновешенности для рядных ДВС:углы между первым и ¡-тым кривошипом у11=0°, у12=140.4°, у13=207.3°, у14=274.9°, у 15= 54.9°;ш1=0.006457, тг- 4.699, Р1 = 0.0002828, р2= 0.751; углы поворота колена КВ пятого цилиндра, соответствующие максимумам: неуравновешенной силы инерции второго порядка фр2« 55°(по обходу кривошипов), неуравновешенного момента силы инерции второго порядка Фш2и-35° "(против обхода кривошипов).

Механизм уравновешивания представлен на рис.2, см. формулы (7), (8).

Шс1

Рис.2 Схема расположения грузов для уравновешивания сил и моментов сил инерции второго порядка: а) на переднем торце дизеля; б) - на заднем торце дизеля

Суммарный статический момент инерции груза переднего торца дизеля: "Ы =Мр + тм (7)

Суммарный статический момент инерции груза заднего торца дизеля: ИЦ2 = тМ ~ тр (8)

тм - статический момент каждого груза, необходимый для уравновешивания только неуравновешенного момента силы инерции второго порядка; Шр - статический момент каждого груза, необходимый для уравновешивания только неуравновешенной силы инерции второго порядка.

В третьей главе описывается методика расчета внешней неуравновешенности ДВС и методика расчета низкочастотных установившихся вынужденных колебаний виброизолированного дизель-генератора методом статистических исследований (Монте-Карло) с учетом

особенностей кинематики механизма V-образного двигателя с прицепным шатуном и разработка критериев неуравновешенности ДВС с учетом конструктивных и технологических факторов.

Математическая модель кинематики и динамики КШМ разработана в Коломенском институте МГОУ Умаровым A.C. и модифицирована для расчетов методом статистических исследований Зигельманом Е.Б.

Модель КШМ разделена на четыре массы: массы поступательно-движущихся частей цилиндра главного шатуна; массы поступательно-движущихся частей цилиндра прицепного шатуна; часть массы прицепного шатуна, помещенной на оси пальца прицепа; вращающаяся часть массы главного шатуна. Такое распределение масс позволяет более точно определять силы, действующие в КШМ.

Вынуждающие силы и моменты для однотипных ДВС различаются, так как массы деталей и их остаточная неуравновешенность из-за различных технологических отклонений не одинаковы. Поэтому, вынуждающие силы и моменты могут рассматриваться как случайные величины. В разработанной методике расчета установившихся низкочастотных колебаний дизель-генераторов произведен расчет вынуждающих сил и моментов методом статистических исследований (Монте-Карло). Выбор метода исследования вызван тем, что по данным взвешиваний шатунно-поршневых комплектов более чем 1000 дизель-генераторов Коломенского завода было выявлено отличие от нормального закона распределения масс шатунов (рис.3). Метод обладает независимостью от вида закона распределения масс деталей.

Для деталей шатунно-поршневых комплектов принимались эмпирические законы распределения масс. В соответствии с методом статистических исследований, генерируются i = nc xNc вариантов каждого параметра КШМ, где пс-количество колен КВ, Ыс-количество вариантов расчета вынужденных колебаний дизелей.

Для каждого варианта КШМ рассчитываются силы и моменты сил инерции КШМ, затем производится расчет остаточных суммарных неуравновешенных сил и моментов сил инерции КШМ первого и второго порядков для количества дизелей Nc.

С помощью разработанной методики расчета внешней неуравновешенности ДВС определялась внешняя неуравновешенность от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков для дизелей 16ЧН26/26(2А-9ДГ), 16ЧН26/26(2А-9ДГ01), 12ЧН26/26(20-6ДГ), 10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26. Для дизелей 10ЧН26/26, 14ЧН26/26,18ЧН26/26 оценка остаточных суммарных неуравновешенных сил и моментов сил инерции КШМ первого и второго порядков будет необходима при их предполагаемом создании.

366 367 36« 349 М„(Р)

92 8 92 9 93 93 1 93 2

Мщк<Р)

-001 -0005 0 0 005 5Г„(Р)

е)

Рис.3 Функции статистического распределения характеристик элементов КШМ дизелей дизель-генераторов 16ЧН26/26 (2А-9ДГ): а) масс главных и прицепных поршней (кг); б) масс комплекта шатунов (кг); в) масс главных шатунов (кг); г) расстояний от оси поршневого пальца до центра масс главного шатуна м); д) расстояний от оси поршневого пальца прицепного шатуна до центра масс (м); е) углов отклонений колен от чертежного (рад).

Амплитуды переменной составляющей опрокидывающего момента г определялись разложением в тригонометрический ряд тангенциальных

' диаграмм форсированного дизеля 20ЧН26/26 с максимальной величиной

' среднего индикаторного давления Рт|, равного 2,06 МПа.

* Из практики известно, что среднеиндикаторное давление может

варьироваться от цилиндра к цилиндру на ±10%. Так как законы распределения отклонений среднеиндикаторного давления недостаточно изучены для дизелей Коломенского завода, то принимается распределение коэффициента отклонения давления по нормальному закону со средним значением 1.0 и с разбросом Зет = 0.1.

В методике расчета низкочастотных вынужденных колебаний виброизолированного дизель-генератора учитываются следующие

вынуждающие силы и моменты сил валопровода: силы и моменты от остаточного небаланса коленчатого вала; силы и моменты от небаланса комбинированного антивибрационного агрегата и соединительной муфты; силы и моменты от небаланса ротора генератора; силы и моменты от радиального биения вала ротора генератора. Фазы принимаются равномерно распределенными в интервале от 0 до 360°.

Дизельный агрегат в методике расчета представляет собой абсолютно твердое тело, установленное на податливые виброизоляторы на абсолютно твердый фундамент и имеет шесть степеней свободы: линейные перемещения вдоль осей х,у,г и повороты вокруг этих осей (рис. 4).

Мг

Центр масс Fz

My*- Fx

Рис.4 Схема виброизолированного дизель-генератора

Оси координатной системы Oxyz совмещаются в положении равновесия с главными центральными осями инерции виброизолированного объекта. Вынуждающие силы и моменты сил прикладываются к центру масс виброизолированного объекта.

Уравнение движения в матричной форме виброизолированного тела под действием гармонических сил можно записать в виде (9).

M&+B&+C-q=Qb-*\aip-v-t+yrv)t (9)

М- диагональная инерционная матрица; С-матрица жесткостей виброизоляторов; Q0 - обобщенная сила; q - обобщенная координата; щ,-начальная фаза вынуждающей обобщенной силы; t - время; v-порядок колебаний; ¿»-угловая частота вращения;В - матрица вязкого демпфирования.

Решение уравнения (9) ищется путем представления вектора q в виде

q = a-cos (vcot) + p-sin(vcot) (Ю)

Определяются суммарные моногармоники перемещений (от действия всех вынуждающих сил по данной гармонике) и полигармонические колебания.

Методика расчета низкочастотных установившихся вынужденных колебаний виброизолированного дизель-генератора методом статистических исследований была применена к расчету низкочастотной вибрации на лапе генератора дизель-генератора 16ЧН26/26 (2А-9ДГ). Зависимость расчетных средних амплитуд колебаний от частоты вращения KB представлена на рис.5.

Для создания критериев неуравновешенности используются суммарные амплитуды сил и моментов, для приближенного исследования принимаем, что максимумы амплитуд совпадают по фазе.

Был произведен расчет суммарных амплитуд сил и моментов сил инерции первого и второго порядков на частоте вращения КВ п=1000 мин"1 дизелей 16ЧН26/26(2А-9ДГ), 16ЧН26/26(2А- ДГО1), 12ЧН26/26,10ЧН26/26,14ЧН26/26, 18ЧН26/26, вычислялись средние значения и средпеквадратические отклонения. Средние значения и среднеквадратические отклонения амплитуд сил инерции первого порядка дизелей 10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26 не превышают таковых у дизеля 16ЧН26/26(2А-9ДГ01) (теоретически полностью уравновешенного). Таким образом, неуравновешенность дизелей с нечетным количеством колен КВ по силам инерции первого порядка является допустимой, а небольшое превышение показателей неуравновешенности по сравнению с 16ЧН26/26(2А-9ДГ01) наблюдается лишь у 18ЧН26/26.

На основе расчетов предлагаются следующие критерии неуравновешенности дизелей:

1.Средние значения и среднеквадратические отклонения амплитуд внешних сил и моментов сил инерции первого порядка- р1( Мь о>ь сгМ1.

2.Средние значения и среднеквадратические отклонения амплитуд внешних сил и моментов сил инерции второго порядка- Рц Мп аип ами-

Если разработанные критерии неуравновешенности дизелей с нечетным количеством колен КВ не превышают аналогичных критериев для теоретически уравновешенных дизелей, то такие дизели можно считать хорошо уравновешенными. В качестве допускаемых критериев [ [ М|], [огр1], [аМ!] и [ Ёц], [ Мц], [стрн], [сгмп] можно рекомендовать значения соответствующих критериев дизеля 16ЧН26/26 (2А-9ДГ01).

Разработаны формулы (11-18) критериев неуравновешенности двигателей:

с2гр8 + кГс2ут8 <^ = с12р5 + кГс1Ут8+ л-~ О О

0*1 = с1ур8 + к2,с1япв +

с2ур8 + к2шС2гт8

(12)

6Ь

аэ =

да

Мт?10

а0 =

а1

к1 = — к2 =

6Ь,

диз

аз а1

У (13)

с1урз>с2урБ, с^хрв.сггрз, -амплитуды сил инерции первого и второго порядков, действующие вдоль осей Оу и От, С1ут5,с2ут5, схат.^яга ~ амплитуды моментов сил инерции первого и второго порядков, действующие вокруг осей Оу и Ог\ Мдв -масса двигателя; Ьдв -длина двигателя; Нда -высота двигателя; п-частота вращения КВ.

Коэффициенты и связаны с перемещениями ДВС в вертикальном и поперечном направлениях (мкм) следующими формулами

Под допустимыми значениями [СУ и [СУ будем понимать такие и С)ф при которых на ДВС нет необходимости устанавливать уравновешивающий механизм. Определить [0^] и [О,] возможно через перемещения Дг и Ду.Перемещения Аг и Ау можно установить, исходя из имеющихся расчетно-экспериментальных данных. Для дизелей типоразмера ЧН26/26 4

воспользуемся экспериментальными измерениями низкочастотной вибрации дизель-генераторов 16ЧН26/26(2Л-9ДГ) и расчетными значениями сил и моментов сил инерции первого и второго порядков. В качестве допустимых перемещений можно принять для дизелей размерности ЧН26/26 максимальные значения Аг =30 мкм и Ау =15 мкм.

Примем в качестве вероятности превышения допустимых уровней нагрузок в дизель-генераторах частоты появления этих событий в трехстах вариантах расчета- в расчетах они составили: Рючн2б/2б=0.33%; Ричн2б/26~5.3%;

Р18ЧН26/26=1-0%.

Итак, в качестве критериев неуравновешенности ДВС разработаны уровни допустимых нагрузок и [0,] и вероятность Р их превышения в дизеле.

Поскольку вероятности того, что в дизель-генераторах 10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26 будут превышены допустимые уровни нагрузки, малы, можно рекомендовать их к созданию и производству.

Представляя дизель как абсолютно твердое тело в пространстве, получаем формулу (16) углового перемещения двигателя относительно продольной оси »

Ох от опрокидывающих моментов.

М,

v

Г =

(16)

Му- амплитуда опрокидывающего момента у-го порядка; у-порядок.

Для двигателей одного типоразмера при одинаковой частоте вращения (В2+Н2)=Соп81 и яп/ЗОСогЫ. Принимая, что максимальные угловые перемещения совпадают по фазе и

находятся на частоте вращения 1000 мин"1, сумма угловых перемещений

£ Му1

Г£ = 2,-:-- ' <17>

дв

да

1=1

12 V д»

Ы-количество гармоник.

Разделив суммарное угловое перемещение двигателя на суммарное угловое перемещение существующего теоретически уравновешенного двигателя, получим величину показывающую, во сколько раз может увеличиться виброактивность двигателя от действия опрокидывающих моментов в самом неблагоприятном случае (18).

тэт.дв-

N М,

X =

ш,

'ДВ:

£1

N Му эт

к М2

"I- 1

(18)

Таблица 1

Угловое перемещение, мкрад

Гармоника 16ЧН26/26 10ЧН26/26 14ЧН26/26 18ЧН26/26

0.5 2.812 11.278 5.230 4.012

1.0 7.783 13.472 8.131 12.983

1.5 1.153 2.055 1.257 1.860

2.0 0.851 4.543 0.914 1.633

2.5 0.569 44.869 0.567 1.007

3.0 0.155 2.094 0.396 0.265

3.5 0.211 0.577 11.354 0.363

4.0 0.950 0.063 0.069 0.021

4.5 0.071 1.963 0.089 8.997

5.5 0.033 0.917 0.063 0.049

Для расчетов используются средние значения амплитуд опрокидывающих моментов, рассчитанных методом статистических исследований.

Рассчитаны значения х по формуле (18) для дизель-генераторов с дизелями 10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26 и существующим 16ЧН26/26: х,ЮЧН=5.521, х14ЧН=1.895, х18ЧН=2.073. Исходя из значений % , можно рекомендовать планировать мероприятия по уменьшению влияния опрокидывающих моментов, например применение зарезонансной подвески дизель-генератора.

По формуле (17) рассчитаны угловые перемещения для дизель-генераторов

50

-para

Ч астогырпцшо, шв-1 В)

Рис. 5. Сравнение средних значений расчетных и экспериментальных амплитуд (мкм) низкочастотных вынужденных колебаний дизель-генератора 16ЧН26/26 (2А-9ДГ): а) продольные колебания; б) поперечные колебания; в) вертикальные колебания

10ЧН26/26,14ЧН26/26,18ЧН26/26,16ЧН26/26 (таблица 1).

В четвертой главе помещены результаты экспериментальных исследований низкочастотной вибрации серийного тепловозного среднеоборотного дизель-генератора 16ЧН26/26 (дизель 16ЧН26/26, п„=1000 мин"1, Ре=2940 кВт, заводское обозначение 2А-9ДГ), выпускаемого ОАО «Коломенский завод» и устанавливаемого на тепловозы ТЭП70. Для исследования вибрационных характеристик дизель-генератора 16ЧН26/26 при работе в стендовых и тепловозных условиях были проведены измерения вибрации на лапе генератора. Для лапы генератора рассчитаны гистограммы и выровненные графики распределения амплитуд колебаний на номинальной частоте вращения, так как на этой частоте вращения были получены наибольшие показатели вибрации, также рассчитаны средние значения амплитуд колебаний на всех режимах работы. Полученные результаты измерения вибрации подтверждают точность расчетов третьей главы (см. рис.5).

В приложении дается сравнительный технико-экономический анализ дизелей 8ЧН26/26, 10ЧН26/26, 12ЧН26/26, 14ЧН26/26, 16ЧН26/26, 12ДН23/30,18ЧН26/26,20ЧН26/26.Дизели типа ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод» на период работы над диссертацией надежно работали в эксплуатации с рте=1.92 МПа. Исходя из этого, при выборе числа цилиндров моделей с

четным числом колен КВ в качестве ограничения по допускаемой тепломеханической напряженности при п=1000 мин~1 использовались дизели 8ЧН26/26, 12ЧН26/26, 16ЧН26/26, 20ЧН26/26.

Дизели с нечетным количеством колен КВ будут обладать всеми преимуществами традиционных моделей ЧН26/26, но при этом снизятся суммарный объем расходов топлива и масла, суммарный объем эмиссии вредных веществ в выхлопных газах, вес и габарит двигателей по сравнению с традиционными дизелями той же мощности, уменьшится себестоимость (рис.6). Дизель 10ЧН26/26 (рте~1.70 МПа)в ряде случаев сможет заменить дизель 12ЧН26/26, аналогично, дизель 14ЧН26/26 (рте=1.83 МПа)сможет заменить дизель 16ЧН26/26. Так если дизель 10ЧН26/26 будет создан, то он может быть использован для модернизации тепловозов типа 2М62 вместо дизеля 12ЧН26/26, который устанавливают на место дизеля 12ДН23/30. Дизель 14ЧН26/26 может использоваться в качестве тепловозного двигателя вместо дизелей 16ЧН26/26 (типа 1А-9ДГ и 2А-9ДГ).

Количество цилиндров

Количество цилиндров

а) б)

Рис.6. Зависимости а) массы и б) себестоимости У-образного дизеля

ЧН26/26 от количества цилиндров

Основные результаты и выводы

1. Разработанные критерии неуравновешенности среднеоборотных дизелей- средние значения и среднеквадратические отклонения амплитуд внешних сил и моментов сил инерции первого и второго порядков-позволяют учесть конструктивные и технологические факторы при динамических расчетах.

2. Разработанные критерии неуравновешенности ДВС от сил и моментов сил инерции КШМ [СУ и [0П] и вероятности Р их превышения в дизеле, позволяют оценить вероятность того, что совместное действие сил и моментов сил инерции вызовет такой уровень низкочастотный вибрации, при котором необходимо применять уравновешивающие устройства.

3. Разработанные критерии неуравновешенности среднеоборотных дизелей от опрокидывающих моментов позволяют оценить, во сколько раз может увеличиться виброактивность дизель-генератора при изменении амплитуд опрокидывающих моментов, зависящих от неидентичности мощности, вырабатываемой в цилиндрах двигателя и от конструктивных и технологических факторов.

4. В результате исследования кривошипных схем для ДВС с количеством колен КВ 5, 7 и 9 на предмет минимальной внешней и внутренней неуравновешенности предложены новые варианты кривошипных схем.

5. Принцип минимизации сил и моментов сил инерции первого порядка до допустимых значений и совместного уравновешивания только сил и моментов сил инерции второго порядка может быть положен в основу проектирования КВ с механизмом уравновешивания.

6. Разработаны варианты рядных и V-образных дизелей с нечетным количеством колен КВ типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод» и даны рекомендации по технологическим допускам деталей KIIIM.

7.С помощью разработанных методик расчета внешней неуравновешенности ДВС и низкочастотных установившихся вынужденных колебаний виброизолированного двигателя можно оценить влияние технологического допуска детали на общий уровень неуравновешенности и на развитие низкочастотных колебаний рядных и V-образных ДВС.

8. Разработанные критерии и методики расчета неуравновешенности могут применяться как для среднеоборотных ДВС, так и для малооборотных и быстроходных.

Список опубликованных работ по теме диссертации

1.3игельман Е.Б., Умаров A.C. Пятиколенный коленчатый вал с механизмом уравновешивания для двигателей внутреннего сгорания // Новые технологии,- 2002,- №5. -С.17-20.

2.3игельман Е.Б., Умаров A.C. Применение неравномерного расположения кривошипов девятиколенного коленчатого вала для двигателей внутреннего сгорания//Новые технологии.-2002.-№5.-С.21 -24.

3. Исследование возможности расширения типоразмерного ряда дизелей ЧН26/26 /В.А.Рыжов, А.И. Хуциев, A.C. Умаров,

Е.Б. Зигельман // Двигателестроение,- 2003.- №2.-С. 19-21.

4. Пат. 2199036 (Россия), МКИ 7F 16С 3/06. Коленчатый вал/ Умаров A.C., Корощенко И.Н., Зигельман Е.Б. -Опубл. 20.02.2003, Бюл. №5.

5.Умаров A.C., Зигельман Е.Б. Расчет вибрации дизель-генераторов методом статистических исследований // Ав1ацшпо-косм1чна техшка i технологи: Зб.наук.прац,- 2002,- Вип. 31.-С.105-108.

Подписано к печати 02.10.2003. Зах. 135 т. Объем 1.0. п.л. Тир. 100

Типография МГТУ им. Н.Э. Баумана

РНБ Русский фонд

2005-4 17163

Введение.

Глава 1. Состояние вопросов по критериальным оценкам неуравновешенности двигателей, созданию дизелей с нечетным количеством колен коленчатого вала, изучению низкочастотной вибрации дизелей.

1.1. Схемы кривошипных заклинок коленчатых валов однородных двигателей внутреннего сгорания.

1.2.Механизмы уравновешивания двигателей внутреннего сгорания.

1.3.Обзор некоторых существующих силовых дизельных установок с коленчатыми валами с нечетным количеством колен.

1.4.Краткий обзор работ и методик по исследованию вибрации силовых установок.

1.5.Вывод ы.

Глава 2. Теоретическое исследование неуравновешенности однорядных однородных пятицилиндровых, семицилиндровых и девятицилиндровых двигателей внутреннего сгорания.

2.1. Метод расчета теоретической внешней и внутренней неуравновешенности двигателей.

2.2. Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных пятицилиндровых двигателей.

2.3. Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных семицилиндровых двигателей.

2.4. Теоретическое исследование и минимизация неуравновешенности однорядных девятицилиндровых двигателей.

2.5.Вывод ы.

Глава 3. Расчетно-экспериментальное исследование показателей неуравновешенности и низкочастотной вибрации среднеоборотных дизель-генераторов методом статистических исследований.

3.1. Расчет суммарных остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции кривошипно-шатунных механизмов двигателя.

3.1.1. Математическое моделирование кинематики кривошипно-шатунных механизмов двигателя.

3.1.2. Статистическое распределение и расчет массовых и геометрических характеристик кривошипно-шатунных механизмов.

3.1.3. Определение остаточных суммарных неуравновешенных сил и моментов сил инерции кривошипно-шатунных механизмов первого и второго порядков.

3.1.4. Определение остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции первого и второго порядковдизелей 12ЧН26/26, 16ЧН26/26, 10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26.

3.2. Анализ результатов расчета показателей уравновешенности дизелей.

3.2.1. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 16ЧН26/26 методом статистических исследований.

3.2.2. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 10ЧН26/26 методом статистических исследований.

3.2.3. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 14ЧН26/26 методом статистических исследований.

3.2.4. Анализ результатов расчета сил и моментов сил инерции дизеля 18ЧН26/26 методом статистических исследований.

3.3. Критерии неуравновешенности двигателей, основанные на понятиях о среднем значении и среднеквадратическом отклонении амплитуд сил и моментов сил инерции.

3.4. Расчет опрокидывающих моментов среднеоборотных дизелей.

3.5. Критерии неуравновешенности двигателей от опрокидывающих моментов.

3.6. Расчетная математическая модель дизель-генератора и методика расчета установившихся низкочастотных колебаний.

3.7. Вынуждающие силы и моменты сил валопровода дизель-генератора.

3.8. Применение методик расчета вынуждающих сил, свободных и вынужденных низкочастотных колебаний для дизель-генератора 16ЧН26/26.

3.9. Результаты расчета свободных колебаний дизельгенератора 16ЧН26/26.

3.10. Результаты расчета вынужденных колебаний дизельгенератора 16ЧН26/26.

3.11. Критерии неуравновешенности двигателей от сил и моментов сил инерции, основанные на понятии о допустимой нагрузке.

3.12. Влияние остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции КШМ на амплитуды низкочастотных колебаний двигателя.

3.13. Выводы.

Глава 4. Экспериментальное исследование низкочастотной вибрации среднеоборотного дизель-генератора.

4.1. Методика проведения испытаний и аппаратура.

4.2. Краткое описание дизель-генератора 16ЧН26/26.

4.3. Техническое описание виброанализатора 3513 фирмы

Брюль и Къер».

4.4. Сравнение экспериментальных и расчетных исследований низкочастотной вибрации среднеоборотного дизель-генератора.

4.5. Выводы.

Поршневые кривошипные двигатели передают на фундамент или устройство, его заменяющие (раму, опоры) постоянные и переменные силы и моменты. Вибрации силовых установок вызывают вибрации на рабочих местах обслуживающего персонала, сбои в работе приборов и вспомогательных агрегатах, также чем больше внешние неуравновешенные силы и моменты сил, тем больших размеров должен быть фундамент и стоимость его сооружения. Значительные внешние неуравновешенные силы и моменты сил приводят к трудностям эксплуатации дизельных установок в определенных условиях, например на транспортных средствах, при установке на слабых грунтах или на сваях. С ростом форсирования двигателей по мощности (рабочему процессу) увеличиваются амплитуды переменных составляющих опрокидывающего момента, которые влияют на неуравновешенность и вибрацию, увеличивается влияние неидентичности мощности, вырабатываемой в цилиндрах дизеля. В связи с повышающимися требованиями к допустимой вибрации силовых установок необходимо обеспечивать низкий уровень неуравновешенности как от сил и моментов сил инерции, так и от опрокидывающих моментов. Для этого требуются критерии неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания.

Особенно важно улучшение критериальной оценки неуравновешенности для среднеоборотных дизелей, так как детали кривошипно-шатунных механизмов обладают достаточно большой массой при частоте вращения коленчатого вала 500. 1200 мин"1.

В настоящее время для оценки неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания (ДВС), в основном, применяются критерии Каца, Стечкина и Климова [71]. При определении действующих на двигатель амплитудных значений сил и моментов сил инерции при расчете по указанным критериям принимается, что геометрические и массовые характеристики деталей кривошипно-шатунных механизмов (КШМ) идентичны.

Расчету неуравновешенности многоцилиндровых двигателей посвящена статья Дину Тараза [130]. Автор статьи предлагает учитывать при расчете остаточных неуравновешенных сил и моментов сил инерции КШМ технологические допуски на возвратно-поступательно движущуюся массу КШМ, радиусы кривошипов и углы заклинки кривошипов. Отклонения от номинальных значений принимаются распределенными по нормальному закону. В статье исследуются только рядные двигатели.

В работе Григорьева Е.А. [25] рассмотрены теоретические и экспериментальные методы анализа номинальных, а также случайных составляющих сил инерции, связанных с отклонениями параметров КШМ. Оценку отклонений предлагается производить, основываясь на законах нормального распределения и равномерной плотности.

Опыт производства Коломенским заводом теоретически уравновешенных среднеоборотных дизелей типоразмеров ЧН26/26 и ЧН30/38 показал, что каждый двигатель имеет свою картину протекания процессов низкочастотной вибрации и ее уровень на двигателях одной модификации может отличаться в несколько раз. Это обусловлено остаточными небалансами элементов валопровода, неуравновешенными силами и моментами сил инерции, зависящими как от конструктивных особенностей двигателя, так и от технологических отклонений деталей КШМ.

К основным конструктивным особенностям двигателя, влияющим на динамику КШМ, можно отнести:

1. Число и расположение цилиндров (рядные, V-образные или иные ДВС).

2. Диаметр цилиндра и ход поршня.

3. Кривошипная схема и чередование вспышек по цилиндрам.

4. Длина шатуна.

5. Массы элементов КШМ- шатунов, поршней, колен KB и других.

В диссертации расчеты проводились для среднеоборотных дизелей типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод». Эти дизели широко применяются на железнодорожном транспорте, в качестве силовых установок для карьерных большегрузных автосамосвалов, судов, буровых установок, передвижных, стационарных и судовых электростанций. Большое преимущество Коломенских дизелей в высокой унификации узлов, что обеспечивает эффективность производства, эксплуатации и ремонта. В силу этой специфики влияние ряда конструктивных параметров КШМ на неуравновешенность не рассматривалось, поскольку их изменение повлекло бы глобальное изменение конструкции дизелей ЧН26/26, которое экономически нецелесообразно. Поэтому не рассматривались влияние на неуравновешенность: угла развала между цилиндрами V-образных дизелей, угла прицепа прицепного шатуна, длины шатунов, радиус кривошипа. Несмотря на это разработанные расчетные методики, представленные ниже, позволяют в общем случае исследовать влияние всех вышеперечисленных параметров на неуравновешенность.

В качестве технологических факторов в настоящей диссертации учитываются распределения характеристик элементов КШМ двигателей: масс главных и прицепных поршней;масс комплекта шатунов;масс главных шатунов;расстояний от оси поршневого пальца до центра масс главного шатуна;расстояний от оси поршневого пальца прицепного шатуна до центра масс;углов отклонений колен от чертежного.

По данным взвешиваний шатунно-поршневых комплектов более чем 1000 дизель-генераторов Коломенского завода было выявлено отличие от нормального закона распределения масс шатунов. Исходя из этого, критерии неуравновешенности должны учитывать влияние конструктивных и технологических факторов на неуравновешенность ДВС при произвольном виде закона распределения параметров деталей КШМ.

Важным направлением совершенствования локомотивных двигателей является повышение их удельной мощности, которое достигается форсированием рабочего процесса при неизменном количестве цилиндров, либо с одновременным их уменьшением. В первом случае решается задача увеличения агрегатной мощности, а во втором, как правило, ее сохранение с одновременным снижением веса и габаритов двигателя. Причем, наиболее часто, из-за ограничения мощности и веса локомотива, конструкторам приходится решать вторую задачу. Такая задача может быть решена введением в традиционный типоразмер ЧН26/26 нового ряда V-образных дизелей - 10-ти, 14-ти и 18-ти цилиндровых модификаций.

Для двигателей уравновешенность во многом определяется кривошипной схемой. Западные фирмы (MAN B&W, Wartsila, Rolls-Royce) выпускают рядные (5, 7, 9 цилиндров) и V-образные (10, 14, 18 цилиндров) дизели с коленчатыми валами с равными углами между коленами для обеспечения равномерного протекания крутящего момента. Для уменьшения влияния неуравновешенности по моментам первого и второго порядков двигатель устанавливается на податливые виброизоляторы, также применяются уравновешивающие механизмы. Но применение механизмов уравновешивания ведет к усложнению конструкции двигателя и уменьшению механического к.п.д., что отрицательно сказывается на экономичности двигателя. Поэтому следует рассмотреть применение кривошипных схем с неравными углами между кривошипами. В ряде случаев и при использовании податливых виброизоляторов, применение кривошипных схем с неравными углами между кривошипами позволит отказаться от использования механизмов уравновешивания.

Цель работы:

1. Разработка критериев неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания от сил и моментов сил инерции, учитывающих конструктивные и технологические факторы.

2.Разработка критериев неуравновешенности ДВС от опрокидывающих моментов, учитывающие конструктивные факторы и неидентичность цилиндровой мощности.

3.Определение кривошипных схем коленчатых валов двигателей внутреннего сгорания с количеством колен пять, семь и девять с минимальной внешней неуравновешенностью от действия сил и моментов сил инерции и рекомендации по созданию уравновешивающих механизмов. 4.Практические рекомендации по созданию среднеоборотных дизелей с нечетным количеством колен коленчатого вала типоразмера ЧН26/26 ОАО «Коломенский завод».

При разработке критериев неуравновешенности двигателей внутреннего сгорания от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков и от опрокидывающих моментов применялись методы теории вероятности и элементы математической статистики.

Для исследования сил и моментов сил инерции первого и второго порядков, действующих в двигателях внутреннего сгорания, использовалось компьютерное моделирование кинематики и динамики кривошипно-шатунных механизмов с использованием метода статистических исследований (Монте-Карло) и заданием исходных данных в виде статистических рядов распределения.

Экспериментальный материал по низкочастотным колебаниям силовых дизельных установок получен при динамических испытаниях большой партии среднеоборотных тепловозных дизель-генераторов 16ЧН26/26.

Для исследования теоретической неуравновешенности однорядных пятицилиндровых, семицилиндровых и девятицилиндровых дизелей и определения кривошипных схем коленчатых валов (KB) с минимальной неуравновешенностью применялись специальные компьютерные программы расчета относительных внешней и внутренней неуравновешенностей от сил и моментов сил инерции первого и второго порядков с отбором схем с минимальными показателями внешней неуравновешенности.

Научную новизну в диссертационной работе представляют: 1. Разработанные критерии неуравновешенности ДВС от сил и моментов сил инерции, которые позволяют учитывать влияние конструктивных особенностей и технологических отклонений деталей КШМ на неуравновешенность.

2. Критерии неуравновешенности ДВС от опрокидывающих моментов, которые учитывают влияние неидентичности мощности, вырабатываемой в цилиндрах.

3. Варианты кривошипных схем девятиколенного KB, использование которых в среднеоборотных ДВС не влечет за собой необходимости применения уравновешивающих устройств и новые кривошипные схемы KB с количеством колен пять и семь.

4. Разработанный принцип совместного уравновешивания сил и моментов сил инерции второго порядка при минимизации до допустимого уровня сил инерции первого порядка, который позволит существенно уменьшить габарит и вес механизма уравновешивания.

Практическая ценность полученных результатов состоит:

1. в применении созданных критериев неуравновешенности ДВС на ОАО «Коломенский завод»;

2. в применении полученных кривошипных схем KB с нечетным количеством колен для расширения мощностного ряда среднеоборотных дизелей ОАО «Коломенский завод»;

3. в применении методик и компьютерных программ по расчету неуравновешенности и низкочастотных колебаний виброизолированных двигателей в практике конструкторских бюро ОАО «Коломенский завод»;

4. в обосновании установления технологических допусков на изготовление основных элементов кривошипно-шатунного механизма, исходя из ожидаемого уровня неуравновешенности.

Основные результаты и выводы

1. Разработанные критерии степени неуравновешенности среднеоборотных дизелей от сил и моментов сил инерции- средние значения и среднеквадратические отклонения амплитуд внешних сил и моментов сил инерции первого и второго порядков- позволяют учесть конструктивные особенности и технологические отклонения деталей КШМ и за счет этого значительно повысить точность расчета.

2. Разработанные критерии степени неуравновешенности двигателей от сил и моментов сил инерции КШМ [Q?] и [Qn] и вероятности Р их превышения в дизеле, позволяют оценить, какова вероятность того, что совместное действие сил и моментов сил инерции первого и второго порядков вызовет такой уровень низкочастотный вибрации, при котором необходимо применять уравновешивающие устройства.

3. Разработанные критерии степени неуравновешенности среднеоборотных дизелей от опрокидывающих моментов позволяют оценить, во сколько раз может увеличиться виброактивность дизель-генератора при изменении амплитуд опрокидывающих моментов, зависящих от неидентичности мощности, вырабатываемой в цилиндрах двигателя и от конструктивных и технологических факторов.

4. В результате исследования кривошипных схем для ДВС с количеством колен коленчатого вала пять, семь и девять на предмет минимальной внешней и внутренней неуравновешенности предложены новые варианты кривошипных схем.

5. Принцип минимизации сил и моментов сил инерции первого порядка до допустимых значений и совместного уравновешивания только сил и моментов сил инерции второго порядка может быть положен в основу проектирования коленчатых валов с механизмом уравновешивания.

6. По методике расчета внешней неуравновешенности дизелей методом статистических исследований разработаны варианты V-образных дизелей 10ЧН26/26, 14ЧН26/26, 18ЧН26/26 на базе типоразмера 26/26 ОАО «Коломенский завод» и даны рекомендации по установлению технологических отклонений деталей КШМ.

7. С помощью разработанных методик расчета внешней неуравновешенности дизелей и низкочастотных установившихся вынужденных колебаний виброизолированного двигателя можно оценить влияние технологического допуска детали на общий уровень неуравновешенности и на развитие низкочастотных колебаний рядных и V-образных ДВС.

8. Разработанные критерии степени неуравновешенности могут применяться как для среднеоборотных ДВС, так и для малооборотных и быстроходных.

145

1. Алексеев A.M., Сборовский А.К. Судовые виброгасители.-Л.:Судпромгиз, 1962.-291 с.

2. Алексеев С.П.,Казаков A.M., Колотилов Н.Н. Борьба с шумом и вибрацией в машиностроении.-М.:Машиностроение, 1970.-208 с.

3. Ананьев И.В.Амортизация винтомоторных установок// Техника воздушного флота.-1945 .-№3 .-С.78.

4. Бабаев Н.Н., Лентяков В.Г.Некоторые вопросы общей вибрации судов.-Л.:Судпромгиз, 1961.-243 с.

5. Бабаков И.М. Теория колебаний.-М.-Наука, 1965.-554 с.

6. Беляковский А.Г.Конструктивная амортизация механизмов, приборов и аппаратуры на судах.-Л.Судостроение, 1965.-524 с.

7. Бидерман В.Л. Прикладная теория механических колебаний.-М.:Высшая школа, 1972.-387 с.

8. Бобин Е.В.Борьба с шумом и вибрацией на железнодорожном транспорте.-М.:Транспорт, 1973.-302 с.

9. Бурков С.Н. Исследование виброизолирующих подвесок судовых энергетических установок с пневмогидравлическим компенсатором жесткости:Дис. . канд.техн.наук.-Новосибирск, 2000.-170 с.

10. Ю.Бутаков Г.В. Способы защиты от шума и вибрации железнодорожного подвижного состава.-М.:Транспорт, 1978.-231 с.

11. Быховский И.И. Основы теории вибрационной техники.-М.Машиностроение, 1969.-363 с.

12. Вайнберг Д.В., Писаренко Г.С. Механические колебания и их роль в технике.-М.:Наука, 1965.-315 с.

13. Вентцель Е.С. Теория вероятностей. -М.: Наука, 1969.-576 с.

14. Вибрации в технике: Справочник: В 6 т.-М. Машиностроение, 1978.Т. 1 :Колебания линейных систем / Под ред. В.В. Болотина.-352 с.

15. Вибрации в технике: Справочник: В 6 т.-М.Машиностроение, 1995.-Т.6:3ащита от вибрации и ударов / Под ред. К.В. Фролова.- 456 с.

16. Вибрация и шум в текстильной и легкой промышленности /Под ред. Я.И.Коритысского.-М.:Легкая индустрия, 1974.-319 с.

17. Вибрация энергетических машин: Справочное пособие / Под ред. Н.В. Григорьева.- Л.: Машиностроение, 1974.-С. 184-300.

18. Виброизоляция машин и виброзащита человека оператора. Сборник статей.-М.:Наука, 1973.-194 с.

19. Выгодский М.Я.Справочник по высшей математике.-М.: 2000.-864 с.

20. Галынин Н.А. К вопросу снижения вибраций на рабочем месте машиниста локомотива//Борьба с вибрацией: I Всесоюзная конференция по проблемам защиты от шума и вибрации на железнодорожном транспорте и транспортном строительстве.-Л.,1972.-126 с.

21. Гладких А.П. Борьба с вибрацией и шумом в машиностроении.-М. Машиностроение, 1966.-100 с.

22. Гольд Б.В., Оболенский Е.П. Основы прочности и долговечности автомобиля.-М.Машиностроение, 1967.-155 с.

23. Горонович П.И., Никитин Э.Н. Исследования вибраций и шума гусеничных транспортных машин// Доклады VI Всесоюзной акустической конференции.-М.,1968.-65 с.

24. Григоренко Н.А.Определение параметров упругого подвешивания силовых агрегатов дизель-поездов:Автореф.дис. . канд.техн.наук,-Л.,1969.-22 с.

25. Григорьев Е.А. Периодические и случайные силы, действующие в поршневом двигателе.-М.: Машиностроение, 2002.-272 с.

26. Гросман Е.Н., Пановко Я.Г. Упругие колебания частей самолетов.-Л.Юборониздат, 1947.-347 с.

27. Двигатели внутреннего сгорания: Конструирование и расчет на прочность поршневых и комбинированных двигателей/Д.Н. Вырубов, С.И. Ефимов, Н.А. Иващенко и др.-М.: Машиностроение, 1984.-384 с.

28. Дизели/Под ред. В.А. Ваншейдта, Н.Н. Иванченко, JI.K. Коллерова -Л.: Машиностроение, 1977. 480 с.

29. Добровольский B.J1. Исследование вертикальных вибраций тепловозов, возбуждаемых работающими механизмами:Автореф.дис. . канд.техн.наук.-Харьков, 1968.-29 с.

30. Дондошанский В.К. Расчеты колебаний упругих систем на электронных вычислительных машинах.-М.Машиностроение, 1965.-368 с.31 .Житомирский В.К. Механические колебания и практика их устранения.-М.-.Машиностроение, 1966.-267 с.

31. Заборов В.И., Клячко JI.H., Росин Т.С. Защита от шума и вибрации в черной металлургии.-М.:Металлургия, 1976.-248 с.

32. Зуев А.К.Синтез виброизолирующих подвесок судового энергетического оборудования:Дис.докт.техн.наук.-СПб, 1995.-365 с.

33. Иванов Н.И. Борьба с шумом и вибрацией на путевых и строительных машинах.-М.:Транспорт, 1979.-271 с.

34. Иванов Н.И. Исследование вибрации путевых машин//Тр. ЛИИЖТ(Л).- 1968.-Вып.268.-184 с.

35. Иванов Н.И. Снижение шума и вибрации при работе тяжелых путевых машин/ЯДентр. науч. исслед. ин-т информации, техн.-экон. исследований и пропаганды ж.-д. трансп.-1968.-46 с.

36. Иванов Н.И., Чепульский Ю.П. Виброзащитные сиденья операторов путевых и строительных машин//Охрана труда. Центр, науч. исслед. ин-т информации, техн.-экон. исследований и пропаганды ж.-д. трансп.-1973.-№3 (51).- С.11-21.

37. Исаков В.М., Федорович М.А. Виброшумозащита в электромашиностроении.-Д.: Энергоатомиздат, 1986.-С.98-105.

38. Исследование шума и вибрации на рабочих местах обслуживающего персонала тепловоза "Кестрел":Отчет о НИР/В НИТИ; Руководитель В.М. Белоедов.- № ГР 71023844; Инв. № А 119679.-Коломна, 1973.-43 с.

39. Камаев В.А. О совместной оптимизации параметров амортизации кабины и дизеля тепловоза. Динамика подвижного состава железных дорог.-Брянск: БИТМ, 1974.-С.125-130.

40. Камаев В.А., Сдобников Е.Ф. Об оптимизации параметров пространственной амортизации кабины. Динамика подвижного состава железных дорог.-Брянск: БИТМ, 1974.-С.143-147.

41. Камаев В.А., Сорокин И.В., Фомин А.И. Об оптимизации системы виброизоляции амортизированного объекта//Борьба с вибрацией: III Всесоюзная конференция по борьбе с шумом и вибрацией.-Челябинск, 1980.-С.114-116.

42. Кер. Вильсон. Вибрационная техника.-М.:Машгиз, 1963.-281 с.

43. Клюкин И.И. Борьба с шумом и вибрацией на судах.-JI.Судостроение, 1971.-153 с.

44. Коловский М.З. Нелинейная теория виброзащитных систем.-М.:Наука, 1966.-317 с.

45. Курдюмов А.А. Вибрация корабля.-Л.:Судпромгиз, 1961.-235 с.

46. Ларин А.И. Вопросы уменьшения вибрации на сиденья машиниста// Сб. научно-технических работ БМЗ.-Брянск, 1971.-71 с.

47. Лошаков В.И.Виброактивность поперечных колебаний судовых малооборотных дизелей:Дис.канд.техн.наук.-Л., 1984.-231 с.

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

49. Максимов Л.С., Штейнин И.С. Измерение вибрации сооружений.-Л.:Стройиздат, 1974.-242 с.

50. Малиновский Е.Ю., Гайцгори М.М., Солодовников Ю.Н. Экспериментальная оценка колебаний самоходных скреперов//Строительные и дорожные машины.-1969.-Вып.5.-93 с.

51. Машиностроение.Энциклопедия/Ред. совет: К.В.Фролов и др.

52. М.Машиностроение, 1994.- Т. 1-3. Кн.1 /К.С.Колесников и др.-534 с.

53. Машиностроение.Энциклопедия/Ред. совет: К.В.Фролов и др.

54. М.Машиностроение, 1995.- Т.1-3. Кн.2 /К.С.Колесников и др.-534 с.

55. Нажжар Р.Х.Исследование связных колебаний силового агрегата автомобиля и трактора с учетом и без учета гироскопического момента:Автореф.дис.канд.техн.наук.-Москва, 1976.-26 с.

56. Найденко O.K., Петров П.П. Амортизация судовых двигателей и механизмов.-Л.:Судпромгиз, 1972.-271 с.

57. Никитин Э.Н. Исследование вибрационного воздействия дизель-генераторных установок на раму магистральных тепловозов и выбор упругой подвески:Автореф.дис.канд.техн.наук.-Харьков, 1975.-24 с.

58. Никифоров А.С.Вибропоглощение на судах.-Л. Судостроение, 1979.184 с.

59. Никифоров А.С., Будрин С.В.Распространение и поглощение звуковой вибрации на судах.-Л.Судостроение, 1968.-209 с.

60. Оптимизация параметров виброзащиты кабины тепловоза: Отчет о НИР/БИТМ; Руководитель В.А. Камаев,- № ГР.76025996; Инв.

61. Б 339175.-Брянск, 1978.-139 с.

62. Павлов В.Е., Иванов Н.И., Чепульский Ю.П. Исследование систем виброзащиты и выбор их параметров// Тр. МИИТа(М.).-1974.-Вып. 11.-С.89-99.

63. Пановко Л.Г., Губанов И.И. Устойчивость и колебания упругих систем.-М. :Наука, 1967.-321 с.

64. Пархиловский И.Т. Автомобильные листовые рессоры.-М.Машиностроение, 1978.-227 с.

65. Пат. 2199036 (Россия), МКИ 7F 16С 3/06.Коленчатый вал/ А.С.Умаров, И.Н. Корощенко, Е.Б.Зигельман. -Опубл. 20.02.2003, Бюл. №5.

66. Постнов В.А., Калинин B.C., Ростовцев Д.М. Вибрация корабля.-Л.:Судостроение, 1983.-240 с.

67. Потемкин Г.А. Вибрационная защита и проблемы стандартизации.-М.:Изд-во Стандартов, 1969.-196 с.

68. Родионов В.Ф. Проектирование подвески силового агрегата легковых автомобилей // Автомобильная промышленность.-1962.-№4.-С.28-30.

69. Сафронов П.В.Моделирование колебаний двигателя на подвеске на режимах с высокой цикловой нестабильностью:Дис.канд.техн.наук.-М., 1999.-157 с.

70. Сегаль В.Ф. Динамические расчеты двигателей внутреннего сгорания. -Л.: Машиностроение, 1974. 248 с.

71. Силаев А.А. Спектральная теория подрессоривания транспортных машин.-М.Машиностроение, 1972.-192 с.

72. Скобцев Е.А., Изотов А.Д., Тузов Л.В. Методы снижения вибрации и шума дизелей.-М.:Машгиз, 1962.-217 с.

73. Скуридин А.А., Михеев Е.М. Борьба с шумом и вибрацией судовых ДВС.-Л. Судостроение, 1970.-273 с.

74. Степанов М.Г.Исследование внешней неуравновешенности газомотокомпрессоров:Автореф.дис.канд.техн.наук.-Горький, 1974.-28 с.

75. Суконкин В.Н.Разработка методов оценки и снижения низкочастотной вибрации силовой установки многоприводного автомобиля:Дис.канд.техн.наук.-Минск, 1988.-214 с.

76. Терских В.П. Крутильные колебания валопровода силовых установок. Исследования и методы расчета.-JI. .Судостроение, 1969.-Т.1. Элементы системы и возмущающие моменты.- 300 с.

77. Техническая справка. Результаты измерений вибрации дизель-генератора 2А-9ДГ в стендовых условиях и на тепловозах ТЭП70.ИКС-069-88.-Коломна,1988.- 31 с.

78. Тольский В.Е., Корчемный JI.B., Латышев Г.В. Колебания силового агрегата автомобиля.-М. Машиностроение, 1976.-264 с.

79. Умаров А.С.Исследование и разработка метода расчета низкочастотных вибраций тепловозных дизель-генераторов и мероприятий по их снижению: Автореф. . дис.канд.техн.наук.-Москва, 1981-28 с.

80. Умаров А.С., Зигельман Е.Б. Расчет вибрации дизель-генераторов методом статистических исследований // Ав1ацшно-косм1чна технка i технолопя: Зб.наук.прац.-2002.- Вип. 31.- С.105-108.

81. Умаров А.С.Компьютерное моделирование динамических процессов ДВС.-Коломна, 1999.-45 с.

82. Хан Г., Шапиро С. Статистические модели в инженерных задачах.-М.:Мир, 1969.-С.273-299.

83. Херхагер М., Партолль X. Mathcad 2000: Полное руководство. -Киев: Ирина,BHV, 2000.-416 с.

84. Хронин Д.В. Теория и расчет колебаний в двигателях летательных аппаратов.-М.-.Машиностроение, 1970.-210 с.

85. Diesel & Gas Turbines Worldwide Catalog.-2002.- Vol. 67.-966 p.

86. Рат. ЕР1256852 (European Patent Office), Int. CI. F 02 B.Improvements concerning the balancing of an engine/Honda Giken Kogyo Kabuschiki.-1995.

87. Рат. EP0915267 A1 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26. Brennkraftmaschine mit einer Massenausgleichs-Vorrichiung II.Ordnung/Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft.-1999.

88. Рат. EP0916833 A2 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 5/26.Antriebsanordnung fur eine Ausgleichsvorrichung II. Ordnung fur eine Hubkolben-Brennkraftmaschine/ Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft-1999.

89. Рат.ЕР 1074763 A1 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26. Brennkraftmaschine/DaimlerCrhysler. -2000.

90. Рат. EP0058475 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Improvements in engine balancing/M.S.William.- 1982.

91. Рат.ЕР0417482 (European Patent Office), Int. CI. F 16C 3/20.A system for balancing a four-stroke internal combustion engine, particularly with five cilinders in line/M.Giovanni.- 1991.

92. Рат. EP0501096 (European Patent Office), Int. CI. F 16C 3/06.Crankshaft/A.H.Dipl.- 1992.

93. Рат. EP0599125 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Driving arrangement for the balancing shaft of a V-type engine/Ford Werke.- 1994.

94. Рат. EP0640776 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Balancing mechanism for an internal-combustion engine/Honda Motor Co Ltd.- 1995.

95. Рат.ЕР0670876 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26. Balancing system for a crankshaft/ Daimler Benz AG .- 1991.

96. Рат. GB2058223 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Balancing device for reciprocating machine/Nissan Motor.- 1981.

97. Рат. GB2065781 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26. Balancing Reciprocating-piston Mechanisms/Fichtel & Sachs AG.- 1984.

98. Рат. GB2079375 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Five-cylinder in line internal combustion engine with weight-balancing arrangment/Daimler Benz.- 1982.

99. Рат. GB2117837 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/20.Internal combustion engine with mass balancing/A.Manfred, K.Herbert.- 1983.

100. Рат. GB2306578 A (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Vibration compensation for 1С engine/I.P. Kreuter.- 1996.

101. Рат. GB01/36839 A1 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Internal combustion engine comprising a balancing shaft unit for balancing torques of the second order/Steyr Daimler Puch Fahrzeugtechnik AG & Co.- 2000.

102. Рат. EP91890258.6 (European Patent Office), Int. CI. F 16C 3/06.Crancshaft/ DaimlerCrhysler.- 1991.

103. Рат. DE19641792 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Internal combustion engine with cranckshaft and balancing shafts/R.Axel,1. Lothar.- 1997.

104. Рат. DE3119362 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Four-cylinder internal combustion engine with a second-order mass balance/Daimler Benz AG.- 1982.

105. Рат. DE3132144 (European Patent Office), Int. CI. F 16F15/26. Arrangement for the complete mass balancing of a reciprocating-piston cranckshaft machine/G.W.Diptched.- 1983.

106. Рат. DE3204163 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Multi-cylinder reciprocating piston internal combustion engine with a mass balancing rocker/Volkswagenwerk AG.- 1983.

107. Рат. DE3312105 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Mass-balancing device/W.M.Inggrad, S.U. Dyplong.- 1984.

108. Рат. DE3417349 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Machine with complete balancing of the effects of mass/V.H.Viet, N.T.Sanh, A. Hermann.- 1985.

109. Рат. DE3625246 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Reciprocating-piston V8 internal combustion engine/W.Klaus.- 1988.

110. Рат. DE3737296 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Balancing system for a crank mechanism/ T.T.Dat.- 1988.

111. Рат. DE3903419 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Mass-balancing arrangement/ Volkswagenwerk AG.- 1989.

112. Рат. 4119065 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.IC engine secondary force balancing-involves cut-of-balancing compensation shaft rotating at twice cranckshaft speed/K.Hermann.- 1992.

113. Рат. DE4211629 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.Balancing system for reciprocating engine-incorporates out-of-balance weights on shafts geared to cranckshaft/W. Wolfgang, O. Ulrich.- 1993.

114. Рат. DE4229907 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26. Internal combustion engine with mass balancing/ Daimler Benz.- 1993.

115. Рат. DE4319333 (European Patent Office), Int. CI. F 16F 15/26.

116. Cranckshaft with mass balancing of second order/Tran Toan Dipling.- 1994.

117. Рат. 5564379 (USA), Int. CL F 16F 15/20.Arrangement for balancing varying moments/W.Christian.- 1996.

118. Рат. 6263853 (USA), Int. CI. F 02B 75/06.Reciprocating piston engine with harmonic balancing and method of making same/E.Rau. 2000.

119. Рат. 4290395 (USA), Int. CI. F 02B 75/06.Balancing device for an engine/K. Sakano, M. Yamashita, K. Yamashita.-1981.

120. Рат. 4470387 (USA), Int. CI. F 02B 75/06.Mass balancing arrangement for a reciprocating-piston engine/W. Gonska.- 1984.

121. Рат. 4545341 (USA), Int. CI. F 16F 15/22.Means and method of balancing multi-cylinder reciprocating machines/ J. Corey, M. Walsh.- 1985.

122. Рат.4651689 (USA), Int. CI. F 02B 75/06.Internal combustion engine with first order mass balancing/G. Feichtinger.- 1987.

123. Рат. 4926810 (USA), Int. CI. F 02B 75/06.Engine vibration balancer/Ford Motor Company.- 1988.

124. Рат. 6029541 (USA), Int. CI. F 16C 3/04.Reciprocating machine with neutralization of free inertial forces/P. Schrick, B. Hanula.- 2000.

125. Рат. 6189499 Bl (USA), Int. CI. F 16F 15/26.Balancing device for reciprocating engine/ K. Iwata, T. Niizato.- 2001.

126. Рат. 4377992 (USA), Int. CI. F 02B 75/06.Internal combustion engine with mass balance/Daimler Benz AG.- 1983.

127. Рат. FR2627803 (European Patent Office), Int. CI. F 02B75/06.Inertia force balancer for piston crank shaft machines/J.Neumann, K.-D. Emmenthal.- 1989.

128. Рат. FR2144916/25-27 (European Patent Office), Int. CI. F 16C 3/20.Cranckshaft/ Volkswagenwerk AG.- 1978.

129. Рат. JP7004425 (European Patent Office), Int. CI. F 16F15/26.Balancing structure for cranckshafit/S. Hakunori.- 1995.

130. Taraza Dinu.A probabilistic approach to engine balance//Trans.ASME.J.Eng. Gas Turbines and Power.-2000.-N4.-P.526-532.