Чайнов Н.Д. - Конструирование двигателей внутреннего сгорания (1037884), страница 26
Текст из файла (страница 26)
Законодательные нормы по уровню шума непрерывно ужесточаются, требуя понижения уровня внешнего шума оттранспортных средств до 80 дБА.Причиной шума, создаваемогопри работе поршневого двигателя,являются рабочие процессы, протекающие в цилиндре двигателя иего системах.При движении по впускному трубопроводу свежий заряд, взаимодействуя с элементами конструкции,создает шум "впуска". Процессы сжатия, сгорания и расширения в цилиндре вызывают вибрацию деталей,образующих камеру сгорания двигателя, с последующей передачей энергии колебаний на наружные стенкиэлементов корпуса двигателя.На акустическое излучение присгорании влияет и теплота, подводимая к рабочему телу в цилиндре.Колебания двигателя на подвескетакже дают акустическое излучение. Следует указать и на удары сопрягаемых деталей механизма газораспределения, топливной аппаратуры, а также на шум, создаваемыйагрегатами двигателя.Вибрация наружных поверхностей является одной из главныхпричин акустического излучения вокружающее пространство и определяет так называемый структурный шум двигателя.Мощным источником шума является процесс выпуска отработавшихгазов.
В случае отсутствия глушителей уровень шума при выпуске отработавших газов больше уровня всехостальных шумов при работе двига123теля. Однако наличие разнообразныхвариантов глушителей и совершенных конструкций впускных системпозволяет существенно ограничитьуровень внешнего шума, связанногос процессом впуска свежего заряда ивыпуска отработавших газов.Непосредственный шум сгоранияво многом зависит от количества топлива, находящегося в цилиндре кначалу сгорания.
Более позднийвпрыск, меньшая задержка воспламенения, повышение температурыстенок камеры сгорания способствуют снижению уровня шума во времясгорания. Меньшим уровнем шумахарактеризуются двигатели с разделенными камерами сгорания, ноони имеют повышенный расход топлива. Двигатели с принудительнымвоспламенением в целом отличаются меньшим уровнем шума при работе по сравнению с дизелями.При оценке уровня шума двигателя используется ряд показателей,характеризующих звуковое поле впространстве, окружающем работающий двигатель. К ним относятся среднее квадратическое звуковоедавление р, интенсивность звука I,звуковая (акустическая) мощностьW. Причем уровень шума определяют как двадцатикратный логарифм отношения звукового давления к его пороговому значению:L p = 20 lgp,p0-5где р0 = 2,10 Па.Интенсивность звука определяют как десятикратный логарифмотношения интенсивности звука кпороговому значению:L1 = 10 lgгде I0 = 10-122Вт/м .I,I0Звуковая мощность определяется как десятикратный логарифмотношения акустической мощности к пороговому значению:LW =10 lg-12W,W0где W0 = 10 Вт.При использовании приведенных основных характеристик в свободном звуковом поле численныеих значения даются в децибелах иоказываются идентичными независимо от измеряемой величины.Для числовых оценок уровняшума с учетом специфики восприятия человеком звука на различныхчастотах используют частотную характеристику А шумомера.
Приэтом уровень звука выражается в децибелах по шкале А. Согласно стандартам уровень шума работающегодвигателя измеряют в акустическихоктавах со среднегеометрическимичастотами 63, 125, 250, 500, 1000,2000, 4000 и 8000 Гц. Важной характеристикой акустического излучения является спектр шума, показывающий распределение звуковойэнергии по частотам. Различаютдискретные составляющие – наборгармоник и непрерывную, сплошную область спектра шума.При проектировании двигателяего конструкция должна бытьпроанализирована для определения составляющих шума путемсоставления акустического баланса с последующим определениемпутей снижения уровня шума.
Вданном разделе основное внимание уделяется связи виброактивности двигателя с конструкциейкорпусных деталей.Шум, производимый колебаниями наружных поверхностей, называют структурным. Расчет уровняструктурного шума включает чис124ленную оценку источника вибрациив диапазонах октав 63 Гц–8 кГц,расчет уровня вибрации элементовкорпуса двигателя и звукового излучения. Сложная форма корпусныхдеталей двигателя затрудняет использование аналитических методовпри расчете уровня вибрации и делает наиболее эффективными численные методы, к которым относятсяпрежде всего методы конечных элементов (МКЭ) и граничных элементов (МГЭ). Эффективные моделирасчета уровня структурного шумасочетают применение обоих методов.
МКЭ используется для определения собственных частот и формколебаний корпусных деталей двигателя, МГЭ – при расчете излучения шума в окружающую среду.Решение задачи о нахождениисобственных частот и форм колебаний корпусных деталей сводится копределению собственных значенийlj и соответствующих собственныхвекторов {d j }T = [u j v j w j ] линейного оператора [А]. Разрешающее матричное уравнение имеет вид:[ A]{d} = l{d},(3.146)где uj = ujacos(wjt); vj = vjacos(wjt); wj =1= wjacos(wjt); l j = w2j ; [A] = [M] [K];[M] – матрица массы; [K] – матрица жесткости.Последовательность значений wjв порядке возрастания значенийназывается спектром собственныхчастот.
Формы главных колебанийdj являются собственными векторами матрицы [А].Для построения трехмерной конечноэлементной модели корпусных деталей в сборе создается твердотельная модель с последующейгенерацией конечноэлементнойсетки. На рис. 3.34 представленаобъемная конечноэлементная модель корпуса рядного четырехцилиндрового автомобильного дизеля, содержащая около 100 тыс.
элементов и 40 тыс. узлов.Рис. 3.34. Конечноэлементная модель корпуса рядного четырехцилиндрового автомобильного дизеля125При расчете уровня структурного шума двигателя выделяютсяусилия, оказывающие наибольшее влияние на вибрацию корпусных деталей и соответственноих шумоизлучение. В возникновении вибрации и структурногошума участвуют воздействия отработы большинства механизмови систем двигателя, прежде всегосилы, действующие в кривошипношатунном механизме, в механизме газораспределения, в приводах различных агрегатов, в топливной аппаратуре.С учетом логарифмической зависимости между громкостью, воспринимаемой человеческим ухом,и энергией шумового сигнала источники шума, уровень звуковогодавления которых ниже на 10 дБАнаиболее громкого источника,можно не учитывать при расчетах иограничиться учетом основных источников.
Осевая сила Р (сила отдавления газов, силы инерции), боковая сила N и опрокидывающиймомент Моп = -Мкр относятся к основным силовым факторам, инициирующим структурный шум. Переменная по величине и направлению сила N, воздействуя непосредственно или через гильзу цилиндрана корпус двигателя, вызывает вибрацию его наружных поверхностей.Сила Р непосредственно воздействует на головки цилиндров, черезопоры коленчатого вала – на нижнюю часть картера, а также различные крышки, включая поддондвигателя.Существенное влияние на вибрацию может оказывать вторичнаядинамика поршня, связанная с егоперекладками в течение рабочегоцикла двигателя. В общем случаекаждое из рассматриваемых усилийFdj приводится к неподвижным точкам их воздействия на корпус.
Определяются гармонические коэффициенты ряда Фурье. При анализе виброакустических процессоввместо тригонометрических функций часто используют показательную функцию:e iwt = cos wt + i sin wt.Для нахождения отклика механической системы на возмущающие силы давления газов в цилиндре и силы инерции, возникающие в кривошипношатунноммеханизме, решается задача о вынужденных колебаниях. Подлежащая решению система дифференциальных уравнений имеетвид:ì ¶ 2d üì ¶d ü[M]í 2 ý -[c]í ý +[K]{d} = {F б (t)} ,¶tî ¶t þþî(3.147)где [c] = a[М] + b[К] – матрицадемпфирования; Fб{t} = (Cj +iwt+ iDj)e – гармоническая составляющая возмущающей силы; dj{t} =iwt= (Aj + iBj)e – узловые перемещения; i = -1 – мнимая единица.На каждой гармонике линейчатого спектра прикладывается амплитуда силового воздействия и сучетом демпфирования вычисляется отклик – перемещение и виброскорость.В случае систем с большим числом степеней свободы, к которымотносят корпусные детали двигателя, решение системы (3.146) осуществляется методом разложенияпо базису собственных векторов:æöd = ç åa j d j + i åb j d j ÷e iwt .
(3.148)mè møИспользуя выражение (3.148),получают m систем уравнений для126нахождения пар коэффициентовaj и bj :é-M j w2 + K jê-C j wëìC j ü=í ý.îD j þили производную давления по нормали n к границе тела Г2¶p= Q(x, t).¶n Г 2ù ìa j üCj wúí ý=2-M j w + K j û î b j þ(3.149)Для нахождения производной вуравнении (3.152) используют граничное условие ГельмгольцаДля определения излучения звука корпусом двигателя решаетсяволновое уравнениеÑ2p =1 ¶2p,c 2 ¶t 2(3.150)где р = р(x, y, z) – звуковое давление.В качестве граничных условийиспользуют изменение во временидавления на границе Г1 телаPг1 = y (x, t)(3.151)(3.152)¶p¶ 2 dn= -r 2 ,¶n¶t(3.153)где r – плотность воздуха.Решение волнового уравнения(3.150) с граничными условиями(3.151)–(3.153) производится МГЭ.На рис.
3.35 приведена граничноэлементная модель корпуса рядного четырехцилиндрового автомобильного дизеля, содержащая 2000четырехугольных граничных элементов.Рис. 3.35. Граничноэлементная модель корпусных деталей рядного четырехцилиндрового автомобильного дизеля127Рис. 3.36. Конструкция корпуса четырехцилиндрового быстроходного автомобильного дизеля:а – исходная; б – измененнаяИзложенный подход с применением МКЭ и МГЭ позволяет оценить влияние изменения конструкции корпусных деталей на виброакустические характеристики двигателя.На рис.
3.36 представлены исходная и измененная конструкциикорпуса четырехцилиндрового быстроходного автомобильного дизеля. За счет введения дополнительных ребер жесткости был сниженуровень структурного шума приблизительно на 3 дБА. В дальнейшем при рассмотрении основныхдеталей двигателя будут рассмотрены конкретные конструкторскиемероприятия, направленные наулучшение виброакустических характеристик современных двигателей, уровень шума которых не должен превышать 90–95 дБА.Глава 4ПОРШНЕВАЯ ГРУППА4.1.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
