Анализ вибрации двигателя в составе автомобильного силового агрегата

• Автор: Новиков, Дмитрий Сергеевич
• Шифр специальности: 05.04.02
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2013
• Место защиты: Ярославль
• Количество страниц: 151 с. : ил.

СОДЕРЖАНИЕ
ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1 РАЗВИТИЕ МЕТОДОВ АНАЛИЗА ВИБРАЦИОННОГО СОСТОЯНИЯ СИЛОВОГО АГРЕГАТА

1Л Основные источники вибрации

1.2 Методы расчета уровней вибрации

1.3 Выводы по первой главе

ГЛАВА 2 РАСЧЕТ КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ,

ВОЗНИКАЮЩИХ В СИЛОВОМ АГРЕГАТЕ НАЗЕМНЫХ ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ, С ИСПОЛЬЗОВАНИЕМ МЕТОДА КОНЕЧНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ

2 Л Разработка расчетной модели

2.2 Модальный анализ силового агрегата

2.3 Расчет вынужденных колебаний
2.4 Определение влияния навесных агрегатов на вибрацию СА
2.5 Замер вибрации коробки передач на стенде и в составе силового агрегата
2.6 Выводы по второй главе
ГЛАВА 3 РАЗРАБОТКА МЕРОПРИЯТИЙ, НАПРАВЛЕННЫХ НА СНИЖЕНИЕ ВИБРАЦИОННОГО ИЗЛУЧЕНИЯ
3.1 Пути снижения вибрации
3.2 Снижение вибрации С А за счет изменения силовой
функции 69
3.3 Снижение вибрации СА за счёт изменения оператора преобразования
3.4 Выводы по третьей главе

ГЛАВА 4 ИЗМЕНЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ ВИБРАЦИИ СИЛОВОГО АГРЕГАТА ПРИ РАБОТЕ ДВИГАТЕЛЯ НА РАЗЛИЧНЫХ РЕЖИМАХ
4.1 Анализ расчетных режимов
4.2 Определение влияния навесных агрегатов на вибрацию
С А с учетом режима работы двигателя
4.3 Экспериментальное определение влияния навесных агрегатов на вибрацию СА с учетом режима работы двигателя
4.5 Выводы по четвертой главе
ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
ПРИЛОЖЕНИЯ

ВВЕДЕНИЕ
Создание современных двигателей внутреннего сгорания производится в условиях жесткой регламентации эффективных показателей и их характеристик, определяемых экологическими и экономическими требованиями.
В соответствии со стандартом РФ ГОСТ Р 41.51-2004 (директива ЕЭК ООН №51) [19] транспортное средство (ТС) должно сертифицироваться на соответствие нормам виброакустического излучения. Сложность заключается в том, что для двигателей стандарты, ограничивающие излучения шума и вибрации, разработаны [55-57,63], а для коробок передач (КП), раздаточных коробок передач, мостов специальных регламентирующих документов нет. Это приводит к тому, что производители элементов трансмиссии сами устанавливают ограничения на свою продукцию, исходя из собственного опыта [133]. Такой подход может приводить к тому, что производителю ТС, которое сертифицируется в соответствии с требованиями стандарта, необходимо срочно снижать его виброактивность дополнительными методами [32, 51, 37]. Кроме того вибрационные и акустические параметры двигателя являются не только экологическими показателями, но и показателем конкурентоспособности продукции.
В настоящее время существует тенденция к изучению силового агрегата как связанной системы. Такой подход используется для расчета крутильных колебаний [23, 24, 33], динамических характеристик [76], прогнозирования эксплуатационных свойств ТС [79], но задача о вибрации силового агрегата до сих пор не решалась.
Двигатель в составе силового агрегата (СА) ТС работает на различных режимах внешней скоростной характеристики (ВСХ) и частичных скоростных характеристик (ЧСХ) со случайным изменением их во времени. Если для ВСХ попытки исследовать изменения виброакустических параметров предпринимались в [70] — при определении низкочастотных колебаний двигателя на подвеске и в [95] - для прогнозирования шумовых параметров двигателя, то задача об определении вибрации на режимах ЧСХ даже не ставилась.

приложена газовая сила, что не позволяло учитывать силы инерции механизма, которые действуют при движении механизма.
Рассматривалось четыре вспышки в цилиндре, что соответствует восьми оборотам коленчатого вала. За данное время вибрационный процесс должен установиться, а его характеристики станут условно постоянными.
Для нахождения отклика механической системы на возмущающие силы давления в цилиндре и силы инерции, возникающие в кривошипно-шатунном механизме, решается задача о вынужденных колебаниях. Подлежащая решению система дифференциальных уравнений имеет вид:
[м){0Ьс1Ш+№}=к(г)*’ <2л -2>
где [С] - матрица демпфирования
[С] = а[М] + р[К) + X Р1 [■К] + [Се ] + X [Ск ], (2ЛЗ)

где [О/ - матрица конструкционного демпфирования,
[С/] - матрица сопротивления отдельного элемента,
Ые1 - номер элемента,
N„01- число материалов в модели,
— коэффициент затухания.
Построить такую матрицу демпфирования довольно сложно, но так как практический интерес представляет только учет сухого трения и гистерезисно-го (внутреннего демпфирования), то поэтому демпфирование будет апрокси-мироваться комбинацией вкладов сопротивлений, связанных с двумя матрицами системы, - матрицей масс и матрицей жесткости:
[с]=а[М]+р[К], (2.1.4)
где а - константа инерционного демпфирования Рэлея, р — константа конструкционного демпфирования Рэлея.
При прямой схеме интегрирования уравнение (2.1.2) может быть решено по схеме Ньюмарка [9].