Содержание к диссертации
Введение
1 Развитие методов анализа вибрационного состояния поршневых ЛВС 8
1.1 Нормирование вибрации 8
1.2 Источники вибрации 12
1.3 Методы расчета уровней вибрации 16
1.3.1 Упруго-массовые модели 16
1.3.2 Континуальные вибрационные модели ДВС 26
1.4 Программные средства 35
1.5 Выводы к первой главе 39
2 Расчет вынужденных колебаний двигателя с использованием метода конечных элементов ... 40
2.1 Использование программного комплекса ANSYS/LS-DYNA для расчета динамического отклика конструкций ... 40
2.2 Разработка КЭМ для изучения распространения вибрации и обработка полученных данных на примере транспортного дизеля 8 ЧН 13/14 51
2.2.1 Принятые допущения 51
2.2.2 Разработка конечно-элементной модели. 53
2.2.3 Обоснование граничных условий 58
2.2.4. Опции решения и их особенности 63
2.3 Обработка результатов расчета 66
2.3.1 Анализ сигналов 66
2.3.2 Количественная оценка амплитуд колебаний 71
2.3.3 Анализ систем 73
2.4 Выводы ко второй главе 77
3 Разработка мероприятий по совершенствованию вибрационного состояния дизельных двигателей 78
3.1 Пути снижения вибрации 78
3.2 Снижение вибрации ДВС за счёт изменения возмущающего воздействия 79
3.3 Снижение вибрации ДВС за счёт изменения массовых и упруго-диссипативных свойств деталей 86
3.4 Выводы к третьей главе 96
4 Экспериментальная оценка метода анализа вибрационного состояния дизельных двигателей 98
4.1 Проведение испытаний 98
4.2 Анализ результатов испытаний 100
4.3 Выводы к четвёртой главе 106
Основные выводы 107
Список использованных источников
- Нормирование вибрации
- Континуальные вибрационные модели ДВС
- Использование программного комплекса ANSYS/LS-DYNA для расчета динамического отклика конструкций
- Снижение вибрации ДВС за счёт изменения возмущающего воздействия
Введение к работе
Развитие техники привело к появлению различных экологических проблем. Одна из таких проблем - это шумовое загрязнение окружающей среды. Здесь наибольший вклад имеет автотранспорт [35].
Существует ряд документов, нормирующих уровни звукового излучения различных автотранспортных средств (АТС). Так, введённый в России ГОСТ Р 41.51 [32], соответствующий Директиве № 51 Европейской Экономической Комиссии ООН (ЕЭК ООН), устанавливает предельно допустимый уровень внешнего шума автомобиля с дизельным двигателем равный 74...80 дБА в зависимости от категории АТС. Существуют также нормативные документы, регламентирующие шум тепловых двигателей другого назначения [85, 86].
Исследованиями было выявлено, что одним из основных источников шума автомобиля является двигатель внутреннего сгорания (ДВС) [61]. Здесь наиболее существенным является вибрация наружных поверхностей корпусных деталей. Поэтому при создании малошумного двигателя проблеме уменьшения вибрации должно уделяться серьёзное внимание [30]. Немаловажен также вопрос об условиях труда водителя и комфорте пассажиров.
Исследовательские работы по совершенствованию процесса сгорания дизелей для уменьшения их шума ведутся непрерывно. Вместе с этим отмечаются большие возможности, заложенные в совершенствовании самой конструкции, увеличении ее вибропоглощающей способности в диапазоне высоких частот [130]. Многие работы носят скорее исследовательский характер и трудно применимы на практике для снижения вибрации и шума.
Актуальность темы диссертации обусловливается необходимостью разработки основанного на компьютерных технологиях расчёта методом конечных элементов (МКЭ) способа снижения вибрационного состояния двигателей. На сегодняшний день расчётные методы совершенствования
5 вибрационных характеристик тепловых двигателей разработаны недостаточно: зачастую отсутствует общность при решении задач. Созданию аналитических методов расчета -вибрации препятствуют сложная геометрическая форма корпусных деталей, а в случае использования МКЭ - сложности при реализации программных продуктов, позволяющих выполнять динамический анализ конструкций контактирующих друг с другом деталей.
При создании метода наиболее важным является выработка научно обоснованных практических рекомендаций, направленных на снижение вибрации корпусных деталей. Особое место в работе уделено созданию вибрационной модели двигателя, позволяющей расчётным путём определить динамический отклик контактирующих друг с другом деталей, что учитывает демпфирование колебаний [19, 50, 84].
В работе используются относительно малоизвестные1 кибернетические методы [20] применительно к решению задач вибрации. Одним из фундаментальных положений кибернетики является описание объектов при помощи передаточной функции Нф, определяемой как отношение выходного сигнала Х(# к возмущению Рф. Это понятие было использовано при анализе виброактивности двигателя.
Целью настоящей диссертации является обоснование метода анализа вибрационного состояния дизельных двигателей на этапах проектирования и доводки. 1 Сами методы известны давно, но в двигателестроении распространены относительно мало.
Для достижения поставленной цели необходимо решение следующих задач: - разработка и верификация метода анализа вибрационного состояния х двигателей, как на стадии проектирования, так и доводки; - обоснование потенциально возможных рекомендаций по совершенствованию вибрационного состояния ДВС.
Достоверность результатов разработанного метода анализа вибрационного состояния дизелей подтверждена сходимостью расчетных данных с экспериментальными, корректным применением математического аппарата, сертифицированного программного обеспечения.
Научная новизна работы заключается в обосновании использования передаточных функций и современных численных методов для управления возмущающим усилием и поиска рациональных значений массовых и упруго-диссипативных свойств деталей конструкции.
Практическая значимость. Разработанный метод позволяет прогнозировать вибрацию двигателей при их проектировании и доводке. Использование предложенного метода в случае модернизации параметров, например, рабочего процесса даёт возможность снизить вибрацию конструкции двигателя. Созданный метод анализа вибрационного состояния предполагает выработку рекомендаций по модификации конструкции деталей. Применение метода позволяет снизить затраты и сократить время на создание опытных образцов деталей и проведение натурных экспериментов по доводке виброакустических характеристик автомобильных дизелей.
Реализация работы. Представленная методика анализа вибрационного состояния дизельных двигателей используется в научно-исследовательских работах отдела двигателей управления главного конструктора ОАО «Автодизель».
Структура диссертации. Диссертации состоит из введения, четырёх глав, заключения, приложений и списка использованной литературы.
7 Во введении обоснованна актуальность темы диссертационной работы, посвященной обоснованию метода снижения вибрационного состояния двигателей. х В первой главе приведен краткий обзор литературы по теме диссертации. Рассмотрены источники вибрации двигателя. Выбран метод расчёта колебаний. Сформулированы задачи, которые необходимо решить для достижения поставленной цели работы.
Во второй главе описана разработанная методика анализа вибрационного состояния двигателей, как на стадии проектирования, так и доводки. Кратко рассмотрен программный комплекс, используемый для реализации МКЭ при вычислении отклика конструкции двигателя. Представлены результаты расчёта вынужденных колебаний транспортного дизеля. Получены передаточные функции, описывающие взаимодействие тел, участвующих в передаче вибрационного импульса.
В третьей главе рассмотрены пути и методы снижения вибрации ДВС как за счёт изменения возмущающего воздействия, так и за счёт изменения массовых и упруго-диссипативных свойств деталей.
В четвёртой главе приведены результаты экспериментальной оценки метода анализа вибрационного состояния дизельных двигателей. Исследования проведены на двигателе ЯМЗ-7511.
В заключении, приведены основные выводы по результатам диссертационной работы.
Нормирование вибрации
В настоящее время на территории Российской Федерации действует стандарт ОСТ.23.3.23-881. Отраслевой стандарт [85] распространяется на дизели, предназначенные для тракторов, сельскохозяйственных комбайнов и других самоходных сельскохозяйственных машин. На рисунке 1.12 представлена номограмма для определения предельных значений общих логарифмических уровней виброскорости в вертикальном Ьь и горизонтальном Lr направлениях для шести-, восьми- и двенадцатицилиндровых дизелей.
Общие логарифмические уровни виброскорости дизеля (в дБ) в вертикальном и горизонтальном направлениях не должны превышать значений, определяемых номограммой.
Допускается превышение предельных значений Ьь и Lr определяемых номограммой [68]: для дизелей с воздушным охлаждением - 2 дБ; для дизелей с жидкостным охлаждением мощностью При этом значения виброскоростей во всех случаях не должны превышать 119 дБ.
Например, для восьмицилиндрового дизеля ЯМЗ-7511 (рис. 1.1, точка 1) с углом развала 90 и ходом поршня S = 140 мм при номинальной частоте вращения коленчатого вала п = 1900 мин"1 (S-n = 26,6-104 мм-мин 1) допустимый уровень виброскорости в вертикальном направлении будет равен 109,5 дБ, в горизонтальном - 110,5 дБ. Этот двигатель с жидкостным охлаждением и номинальной мощностью 294 кВт, поэтому допускается превышение указанных значений на 2 дБ.
Как правило, в современной технике говорят о необходимости снижения не только виброактивности, но и шумовой (акустической [43]) активности машин [23, 24, 25, 53, 131]. Последняя в настоящее время применительно к различным отраслям техники нормируется различными законодательными актами. Так, введённый в России ГОСТ Р41-51, соответствующий Директиве № 51 ЕЭК ООН, устанавливает следующие предельно допустимые уровни шума, излучаемого автомобилями различных типов (табл. 1.1).
Ранее в России был введен отраслевой стандарт ОСТ 37.001.266-83. Данный стандарт [87], распространяется на ДВС, применяемые на АТС, предназначенных для эксплуатации на общей сети автомобильных дорог.
Далее будет рассматриваться только виброактивность двигателей. Ее исследования проводятся достаточно давно. Значительный вклад в изучение этой проблемы внесли российские ученые: чл.-корр. РАН В.Н. Луканин [66], профессора В.Е. Тольский [111], Л.В. Тузов [54, 104, 112, 113], А.А. Скуридин [41, 105], Е.А. Скобцов [104], М.А. Минасян [46, 75, 76], И.В. Алексеев [3, 4, 5], П.А. Истомин [44, 45, 46], В.Т. Ляпунов [67, 68], В.А. Янчеленко [126, 127, 128, 129] и др.
Исследование вопросов вибрации двигателя имеет ряд направлений, наиболее важными являются: - изучение низкочастотных колебаний двигателя на подвеске (виброизоляция); - изучение низкочастотных колебаний, связанных с деформацией силового агрегата, которые вызывают поломки (вибропрочность); - изучение высокочастотных колебаний наружных поверхностей двигателя, вызывающих структурный шум.
На сегодняшний день, вопросы виброизоляции двигателей являются наиболее изученными. Здесь наибольший вклад внесли специалисты НАМИ под руководством профессора В.Е. Тольского [111].
При достаточно больших деформациях, связанных с низкочастотными колебаниями силового агрегата на подвеске,в составе АТС могут возникать поломки. Так, при доводке транспортного дизеля ЯМЗ-236 возникла проблема поломки картера сцепления, связанная с изгибными колебаниями силового агрегата совместно с трансмиссией. Бороться с поломками можно путём устранения резонансов, а также увеличивая прочность ломающихся деталей (увеличивая выносливость деталей, подвергающихся действию переменной нагрузки). Вибропрочность и виброизоляция двигателей в работе не рассматривается.
Вопросы распространения высокочастотной вибрации в деталях двигателя рассмотрены недостаточно. Изучение процессов передачи и поглощения колебательной энергии в деталях двигателя предполагает достаточно большие возможности для снижения высокочастотной вибрации и связанного с ней структурного шума. Этому вопросу в работе уделено основное место.
Континуальные вибрационные модели ДВС
Известны различные по степени дискретизации, мерности, детализации и пр. модели. Значительная часть конечно-элементной модели (КЭМ) ранее выполнялась при помощи изгибно-мембранных двухмерных конечных элементов (КЭ) с шестью степенями свободы в узле, наделяемых толщиной. Пример такой КЭМ, разработанной В.Н. Луканиным и П.Р. Доброгаевым, показан на рисунке 1.9. Наличие ряда навесных агрегатов в этой модели учтено тем, что КЭ имеют различные значения толщины (в месте присоединения к блоку цилиндров тех или иных навесных агрегатов толщина КЭ была соответствующим образом увеличена). Подобные КЭМ использовались также М. Г. Шатровым, А. Ю. Трушем, Ю. В. Галевко, Л. О. Слуцкиным, Й. Аффенцеллером и др. Погрешность определения частот и форм колебаний при этом как правило находилась в пределах 10...15 %, что является весьма существенной величиной для виброакустических исследований.
Помимо двухмерных КЭ применялись КЭМ из одномерных элементов. Так, И. А. Зубакиным в 1991 г. осуществлено моделирование виброакустических характеристик корпусных деталей двигателя ВАЗ-21083 с помощью пространственной шарнирно-стержневой модели. В последней, реальная конструкция представлена совокупностью невесомых стержней, испытывающих деформации только растяжения - сжатия; при этом вся масса моделируемой детали была заменена системой эквивалентных масс, располагавшихся в шарнирных соединениях стержней (рис. 1.10).
С учетом современных возможностей вычислительной техники и программного обеспечения представляется более разумным использовать для виброакустических исследований объемные КЭМ, отличающиеся наибольшим соответствием реальной конструкции [81, 82].
Заметные дискуссии имеют место по степени детализации КЭМ. В большинстве первоначальных разработок в модель включались только наиболее массивные корпусные детали, впоследствии совместно с коленчатым валом. Й. Аффенцеллером показано, что установка в блок цилиндров деталей КШМ оказывает на основные собственные частоты и формы колебаний последнего незначительное влияние. Однако при этом наблюдается заметное изменение собственных частот перегородок для установки коренных подшипников с крышками. В [132] этот факт объяснен тем, что заметного повышения частоты собственных колебаний блок-картера при установке в него коленчатого вала (вследствие увеличения жесткости) не наблюдается вследствие увеличения величины колеблющейся массы и ее моментов инерции, приводящих к снижению собственных частот. Влияние установленных в корпусе двигателя деталей на частоты его собственных колебаний (с различными формами) показано на рисунке 1.11. Однако тем же Й. Аффенцеллером и рядом других авторов [99, 100] показано, что для учета местных колебательных явлений следует учитывать наличие КШМ и навесных агрегатов, а также деталей, связанных с коленчатым валом. На собственные частоты колебаний коленчатого вала [73, 120, 121] оказывают влияние масса маховика, ременного шкива, шатунов [55, 56, 74] и поршней [133]. Влияние этих масс на частоту колебаний коленчатого вала может превосходить влияние жесткости коренных подшипников. Наличие в модели коленчатого вала существенно повышает показатели демпфирования а) колебаний [51, 92].
На величину частот и форм собственных (а также и вынужденных) колебаний существенное влияние оказывают зазоры в кинематических парах. Наличие этих зазоров приводит к нелинейности уравнений колебаний. И. Аффенцеллером предложено простой, но достаточно эффективный способ моделирования таких зазоров стержневыми КЭ (рис. 1.12).
В основном модели, аналогичные показанным, предназначались для определения частот и форм свободных колебаний корпуса двигателя (как совокупности наиболее массивных деталей последнего). При этом задача сводилась к решению системы линейных алгебраических уравнений, описываемой матричным равенством
Использование программного комплекса ANSYS/LS-DYNA для расчета динамического отклика конструкций
В настоящее время одной из самых мощных и популярных конечно-элементных расчётных систем в мире является ANSYS. Для расчёта высоконелинейных кратковременных динамических процессов в ANSYS применяется модуль LS-DYNA, входящий в число лучших в своём классе. Программный комплекс ANSYS/LS-DYNA обеспечивает прямой доступ пользователей ANSYS к возможностям пакета LS-DYNA.
ANSYS/LS-DYNA объединяет в себе расчетный модуль LS-DYNA со средствами подготовки исходных данных и обработки результатов в пакете ANSYS. Соответственно, не выходя из сеанса ANSYS, можно создавать КЭМ в препроцессоре ANSYS, получать решение по явной схеме интегрирования, используя LS-DYNA, и просматривать результаты с помощью стандартных постпроцессоров ANSYS. Доступны все команды моделирования ANSYS, возможна оптимизация с учетом результатов LS-DYNA, поддерживаются основные опции постпроцессинга и макросы анимации.
Созданный препроцессором ANSYS текстовый исходный файл .к можно в случае необходимости отредактировать и дополнить специальными командами LS-DYNA. Затем возможны не только запуск отредактированного файла из сеанса ANSYS, но и использование постпроцессора ANSYS для обработки полученных результатов. Можно также выйти из ANSYS, запустить непосредственно LS-DYNA и применить постпроцессоры LSAURUS и LS-POST.
В ANSYS/LS-DYNA не очень много типов элементов, но для каждого из них имеется выбор множества формулировок, причём, поддерживаются практически все модели материалов.
Доступные в настоящее время КЭ приведены на рисунке 2.1. В модуле ANSYS/LS-DYNA к «нуль» - мерным элементам относятся точечные массы, к одномерным - дискретные пружины, амортизаторы, балочные и стержневые элементы, к двухмерным - мембранные и оболочечные, а также имеются трёхмерные (объёмные) элементы. Все классы элементов почти на 100% векторизованы. КЭ всех классов могут быть включены как части твердого тела.
Мембранные элементы (рис. 2.1, в) можно определить непосредственно как оболочечные элементы при соответствующем выборе опции или как оболочечные элементы только с одной точкой интегрирования по толщине. В последнем случае не исключается наличие жесткости поперечного сдвига, что может оказаться неуместным.
Доступны два типа балочных элементов: с вычислением напряжений по заданным характеристикам поперечного сечения балки (на основе гипотезе плоских сечений) и с интегрированием по поперечному сечению в одной точке. Интегрирование по поперечному сечению позволяет учесть нелинейность материала при произвольной форме сечения.
Пружины и амортизаторы (рис. 2.1, б) могут иметь поступательные или поворотные степени свободы. Имеется возможность задавать многие опции поведения, например, произвольное нелинейное поведение КЭ с блокированием и разделением их соединений.
При высоких скоростях нагружения КЭМ, а также при повышенных значениях возмущающих сил некоторые элементы модели принимают неправильную форму. Искажения формы оболочечных или объемных элементов могут компенсироваться1 введением дополнительной вязкости или жесткости.
Объемные элементы в программе LS-DYNA могут быть заданы четырёх- или восьмиузловыми. Стандартные элементы построены на функциях линейной формы и используют одноточечное интегрирование с подавлением искажений формы типа песочных часов. Восьмиузловой элемент с избирательно пониженным порядком интегрирования (называемый полноинтегрируемым) полезен в ситуациях, когда подавление искажений формы элемента в форме песочных часов затруднено. Кроме того, имеются два дополнительных объемных элемента: четырёхузловой тетраэдный и восьмиузловой шестигранный с поворотными степенями свободы в узлах -для реализации идеи о замене поступательных степеней свободы в узлах на серединах сторон элементов с квадратичными функциями формы, соответствующими поворотными степенями свободы в угловых узлах. Эти элементы, не нуждающиеся в подавлении искажений формы, требуют выполнения большего числа арифметических операций по сравнению с элементами, подавляющими искажения, и должны использоваться там, где последние не справляются. Однако хорошо известно, что элементы, которые используют более одной точки интегрирования, в большей степени чувствительны к искажениям формы, чем элементы с одноточечным интегрированием.
Снижение вибрации ДВС за счёт изменения возмущающего воздействия
Рассмотрим этот вопрос на примере транспортного дизеля 8 ЧН 13/14. Изменение давления газов в камере сгорания при работе ДВС является основным источником возникновения вибрации. Характер индикаторной диаграммы определяет колебания конструкции. Существует множество факторов, формирующих закон изменения давления в камере сгорания. Одним из них является угол опережения впрыскивания топлива в [103, 134].
Для вычисления индикаторных диаграмм с разными углами опережения впрыскивания топлива был использован программный продукт ДИЗЕЛЬ-РК1 [59].
На рисунке 3.2 представлены результаты расчёта индикаторных диаграмм с различными углами опережения впрыскивания топлива2, полученные для номинального режима работы двигателя. Расчётные данные, имеют хорошую сходимость с результатами индицирования опытного двигателя (рис. 3.3), расхождения не превышают 10%.
Индикаторные диаграммы подвергались спектральному анализу (рис. 3.4). Кривые обладают сплошным спектром и способны возбуждать колебания в широком диапазоне частот.
Ранее при изучении распространения вибрационного импульса от камеры сгорания к картеру блока цилиндров через КШМ была получена передаточная функция (рис. 2.19). С использованием передаточной функции, по выражению (2.11) определялся спектр вибрации картерной части двигателя (точка G на рис. 2.9). На рисунке 3.5 приведены спектры вибрации в точке G (рис. 2.9). Для различных углов опережения впрыскивания топлива, огибающие спектров схожи.
По полученным графикам трудно оценить влияние угла в на вибрацию картера блока цилиндров в целом. Поэтому для количественной оценки амплитуд механических колебаний использовался предложенный ранее критерий СКЗ вибрации.
Для рассматриваемой конструкции дизеля 8 ЧН 13/14 оно лежит в пределах 1...3 угла поворота коленчатого вала после ВМТ. При современной организации рабочего процесса, изменение угла опережения впрыскивания топлива в рассмотренных пределах приводит к незначительному снижению уровней вибрации (около 10 %).
Основными преимуществами представленного алгоритма в сравнении с предложенными ранее методиками рационализации параметров рабочего процесс [3] является простота использования и возможность подбора большого количества приемлемых значений параметров, формирующих индикаторную диаграмму.
Таким образом, используя передаточные функции можно изучать динамическое поведение конструкции, варьируя возмущающей силой. Рассмотренный пример снижения вибрации блока цилиндров на номинальном режиме за счёт изменения возмущающего усилия может быть представлен в виде универсального алгоритма (рис. 3.7).
Снижение колебаний конструкции за счёт изменения массовых и упруго-диссипативных свойств (воздействуя на Нф, рис. 3.1) может быть осуществлено путём изменения динамических характеристик деталей, участвующих в передаче вибрации. К динамическим характеристикам системы относятся демпфирование, собственные частота и формы колебаний.
Демпфирование конструкции можно условно разделить на два вида: гистерезисное и вязкое. При рассмотрении металлических деталей двигателя, гистерезисное демпфирование незначительно и в данной работе не рассматривается [84]. Вязкое демпфирование определяется взаимодействием деталей друг с другом. Оно учитывается в опциях контактного алгоритма (выражение (2.1)) при построении модели расчёта вибрации.
На рисунке 2.19 приведена АЧХ подвижности стенки блока между опорами. На графике существует ряд характерных максимумов, снижение которых явно приведет к уменьшению общего уровня вибрации исследуемой части конструкции. Рассмотрим в качестве примера снижение амплитуды подвижности на частоте 2060 Гц.
Одним из фундаментальных методов исследования динамических свойств конструкций является анализ собственных частот и форм колебаний (модальный анализ). Для выявления собственных форм колебаний, соответствующих изучаемым максимумам передаточной функции, был предварительно выполнен модальный анализ по КЭМ дизеля ЯМЗ-7511 (рис. 2.6).
