Гашение колебаний в энергосиловом блоке при пуске современного двигателя

Динамическая нагруженность энергосиловых блоков (ЭСБ) транспортных машин на установившихся режимах работы определяется резонансными колебаниями, возбуждаемыми гармоническими составляющими момента двигателя при совпадении частот возмущений и собственных механической системы. Необходимо отметить, что в настоящее время разработаны многочисленные методы их гашения путем введения демпфирующих элементов, синтезом низкочастотных фильтров колебаний [1–4], установкой динамических маятниковых антивибраторов [5–10]. Вывод резонансных колебаний за пределы рабочего диапазона частот вращения вала двигателя может быть обеспечен выбором жесткости С или момента инерции Jпр . В энергосиловом блоке многих транспортных машин с гидромеханической трансмиссией, с литыми колесами ГТ, функцию упругого элемента – гасителя крутильных колебаний – выполняет торсионный вал. Торсионный вал устанавливается между маховиком двигателя и насосным колесом гидротрансформатора. Такое решение позволяет увеличить удельную объемную мощность моторно-трансмиссионного отделения по сравнению с зарубежными конструкциями. Однако вывод резонансных колебаний за пределы рабочего диапазона оборотов двигателя не исключает их возбуждения на низких частотах – при пуске и заглохании двигателя [11]. В связи с высокой энергоемкостью процесса возникает проблема обеспечения прочности упругого элемента – торсионного вала. Расчетные исследования крутильных колебаний в трансмиссиях транспортных машин в нашей стране начались в 50–60-е годы прошлого столетия. За основу были приняты работы В.П. Терских [12], С.Е. Бурцева [13], В.Л. Вейца, А.Е. Кочуры [14], А.И. Гришкевича [15], В.Б. Альгина [16] и др. Эти работы явились основой для разработки метода расчета стационарных крутильных колебаний, возбуждаемых двигателем внутреннего сгорания. На их основе во ВНИИТрансмаш был разработан отраслевой стандарт ОСТ В3-5300, который широко применяется и в настоящее время. Вопросам исследования, прогнозирования и снижения динамической нагруженности, обеспечения долговечности торсионных валов для машин с традиционными двигателями, конструирования гасителей крутильных колебаний трансмиссий транспортных машин посвящены научные работы В.А. Зайцева, М.Г. Жучкова и др.

Особенно остро эффект возбуждения резонансн ы х колебаний проявляется при пуске двигателя с современными интеллектуальными мехатронными системами управления подачей топлива (Common Rail). Создание перспективных энергоси л овых установок треб у ет разрабо т ки новых алгоритмов управления и их программной реализации.

В соответствии с приведенным выше объектом исследования являет с я ЭСБ, включающий ГМТ и дизельный двигатель с интеллектуальной ме х атронной системой у п равления подачей топлива Common Rail.

Цель работы состоит в исследовании процесса ф ормирования динами ч еской нагр у женности элементов ЭСБ при пуске двигателя и разработке рекомендаций по ее уменьшению.

Для оценки и анализа динамических нагрузок в режиме пуска двигателя необходима модель, учитывающая реальное состояние, свойства элементов системы, в том числе нелинейность упруго-диссипативных характеристик гасителей колебан и й. Учитывая неопределенность параметров при численном моделировании процесса пуска необходимо применение большого количества допущений. В связи с этим временные функции кинематических и силовых параметр о в определяются экспериментально по кодам диагностическо г о разъема информаци о нно-измерительной и управляющей системы управления двигателем. На р и с. 1, 2 приведены характер измен е ния параметров двигателя, оснащенного указанной системой: угловой скорости вала, его расч е тного момента, цикловой топливоподачи и угла опережения впрыска.

Рис. 1. Фрагмент осциллограммы с записью действующего момента (1) и оборотов коленчатого вала (2) на режиме пуска и холостого хода

В период времени от 0 до t 1 (рис. 1) стартер вращает вал двигателя до д о стижения пусковой частоты (18 ... 22 рад/с) без подачи топлива. После эт о го при t ^ < t < t₂ начинается подача топлива для осуществления пуска двигателя, и в течение 0 ,7 … 0,8 с происходит интенсивное нарастание угловой скорости вала двигателя. Далее, при совпадении третьей моторной гармоники момента двигателя с собственной частотой механической системы возбуждаю т ся резонан с ные колебания вала двигателя на частоте 26 … 28 Гц, что приводит к замедлени ю ускорения разгона двигателя. Следует отметить, что частота опроса дат ч ика угловой скорости вращения вала по протоколу SAE J1939-71 составляет 20 Гц при требуемой минимальной частоте опроса, в соответствии с теоремой Котельникова 60 Гц [17]. В связи с этим колебательный процесс на рис. 1, 2 можно рассматривать как качественную иллюстрацию. Для корректного определения частоты колебательного процесса в диапазоне, превышающем в озможности CAN-ши н ы (по частоте опроса), параллельно CAN-шине в аналоговом режиме фиксировались колебани я выходных импульсов штатного индукционного датчика оборотов вращения коленчатого вала двигателя.

Высокая частота опроса позволяет фиксировать неравномерность вращения коленчатого вала, и с использованием циклических функций прикладного программного обеспечения [18, 19] осуществлять выделение гармонических составляющ и х исследуемого колебательного п роцесса. В рассматриваемом случае это резонансные колебания на собственной ча с тоте механической системы при совпадении с третьей моторной гармонико й . Описываемый процесс продолжается в течение 1,5 . „ 2,0 с до момента времени t₃. При этом на момент сопротивления в р ащению накладывается динамический момент со значительной амплитудой М_дин = ]_прАш² (при ф = 6 ... 7 град М_дин составляет ~ 3 ... 4 kNm), а угловое ускорение достигает величин 1500 . „ 3000 рад/с².

Рис. 2. Фрагмент осциллограммы с записью угла опережения впрыска основного импульса (1) и цикловой топливоподачи (2) на режиме пуска и холостого хода

Во время колебаний цикловая подача топлива ост а ется неизменной (см. р ис. 2) и недостаточной для продолжения разгона двигателя. Из-за повышения требуемого уровн я энергозатрат среднее значение скорости вала двигателя на данном режиме увеличивается недостаточно быстро (ускорение прохождения резонансной зоны не превышает 8,5 рад/с².) После выхода угл о вой скорости за пределы резонансной зоны ее значение резко возрастает и достигает величины х олостого хода (и = 750 об/мин). Из-за нестабильности част о ты вращения вала дв и гателя алгоритм работы системы подачи топлива нарушается. При этом со смещением по фазе система регулирует угол впрыска и цикловую подачу топлива, что дополнительно дестабилизирует процесс. В дальнейшем цикловая подача стабилизируется на уровне, соответствующем режи м у холостого хода.

Возбуждение энергоемких резонансных колебаний торсионного вала в процессе пуска двигателя с современной интеллектуальной мехатронной системой растягивает процесс пуска в резуль- тате зависания электронной системы – возникновения так называемого «конфликта задач» [20]. При этом происходит накопление числа циклов нагружения механической системы на резонансном режиме, в том числе и упругого элемента – торсионного вала. Этот режим является нерасчетным и приводит к разрушению торсиона. В работе [11] подробно исследован процесс пуска классического дизеля (с традиционной системой подачи топлива). Автором установлена зависи- мость максимальных динамических нагрузок на торсионном вале от ускорения прохода через резонанс. Как следует из результатов автора, при увеличении ускорения прохода через резонанс- ную зону уровень максимальных динамических нагрузок на торсионном вале снижается на 10 … 20 % по сравнению со стационарным режимом резонансных колебаний (при полном совпадении собственной частоты системы с шестой гармоникой дизеля). При этом исследуется диапазон от 50 до 200 рад/с2. В рассматриваемом нами случае ускорение прохода резонансной зоны находится в диапазоне от 6 до 8,5 рад/с2, т. е. пуск происходит в крайне неблагоприятных условиях (в интервале времени от t2 до t3), и механическая система находится, по существу, в состоянии резонанса на установившемся режиме. Следует отметить, что уровень реализуемых резонансных нагрузок существенно зависит от ускорения механической системы и колеблется в широких пределах, определяемых тепловым состоянием двигателя, способом его пуска (электростартером или пневмосистемой).

Расчетная схема и имитационная модель

Полученные результаты позволяют построить математическую модель для анализа возможностей снижения динамической нагруженности упругого вала. На рис. 3 приведена расчетная схема. Расчетная схема представлена в виде двух сосредоточенных масс – маховика с моментом инерции /d и насосного колеса с моментом инерции Jn, соединенных между собой упругодиссипативной нелинейной связью с жесткостью С = 29 кНм/рад, и моментами предварительного поджатия Мп = 0,35 кНм и моментом трения Мтр = 0,33 кНм. Движение двухмассовой сис- темы описывается дифференциальными уравнениями второго порядка: !йф + М(ф,ф) = Мй,

]пф - М(ф, ф) = 0, где М(ф, ф) - упругий момент, являющийся функцией угла закрутки вала ф и направления ско рости относительного перемещения ф, учитывающий явление нелинеаризованного «сухого» трения гасителя колебаний; Ма - полигармонический возмущающий момент двигателя. Имитационная модель, выполненная в пакете LMS Amesim [21], приведена на рис. 4.

Рис. 3. Расчетная схема динамической системы

Рис. 4. Имитационная модель динамической системы для исследования процесса пуска двигателя

Модель включает в себя блок формирования управляющего воздействия (позволяет задавать ускорение разгона двигателя в процессе пуска), блок двигателя – источника возмущающего момента, позволяющего задавать периодическую и постоянную составляющие; блок гасителя крутильных колебаний и собственно инерционные массы динамической системы.

Результаты имитационного моделирования

Результаты моделирования для различных алгоритмов разгона в процессе запуска сведены в таблицу и приведены на рис. 5.

Результаты моделирования динамической нагруженности механической системы при пуске двигателя

№ п/п	Параметры динамической системы	Амплитуда момента, кНм
	Угловое ускорение при пуске о>, рад/с2	6	50	100
1	Жесткость С = 29, кНм/рад Параметры петли гистерезиса Мтр = 0, Мп = 0	3,0	2,5	2.0
2	Жесткость С = 29, кНм/рад Параметры петли гистерезиса Мтр = 0,33 кНм, Мп = 0,35 кНм	1,2	0,9	0,8

Результаты вычислительного эксперимента, выполненного для исследуемой механической системы, показывают, что снижение динамического момента может быть еще более значительным по сравнению с приведенным в [1]. Это объясняется более низкими значениями резонансной частоты и порядком основной моторной гармоники двигателя (резонансная частота 26 … 28 Гц вместо 52 … 56 Гц и третья основная моторная гармоника вместо шестой).

Гаситель с демпфированием (сухое трение М тр = 0,33 кНм, М п = 0,35 кНм)

Интенсивность прохождения резонансной зоны 6 рад/с2

Рис. 5. Результаты имитационного моделирования по оценке эффективности введения в конструкцию гасителя крутильных колебаний элемента «сухого трения» при различной интенсивности прохождения резонансной зоны при пуске двигателя

Гаситель без демпфирования

Интенсивность прохождения резонансной зоны 100 рад/с2

Рис. 5. Окончание

Таким образом, из результатов выполненной работы следует, что основным способом снижения динамической нагруженности механической системы при пуске двигателя с современной системой управления подачей топлива является обоснованная корректировка алгоритма работы системы управления в режиме «пуск», обеспечивающая быстрый разгон при прохождении через опасную резонансную зону. При этом введение в конструкцию гасителя элемента «сухого трения» приводит к существенному снижению динамического момента при прохождении зоны резонанса (правый столбец рис. 5). Но при значениях резонансных амплитуд момента меньших суммы моментов предварительного поджатия и трения фрикциона фильтрующие свойства гасителя крутильных колебаний (как низкочастотного фильтра) существенно снижаются. Это может привести к возбуждению резонансных колебаний в трансмиссии на более высоких частотах. В связи с этим выбор параметров диссипативной характеристики («сухого трения») для подобной динамической системы требует проведения дополнительных исследований, учитывающих ее особенности. Резонансы в данном случае могут возникать на собственных частотах и формах более высокого порядка.

Выводы

• 1.    Одним из возможных направлений снижения динамической нагруженности механической системы при пуске двигателя с современной системой управления подачей топлива является обоснованная корректировка алгоритма работы системы управления в режиме «пуск», обеспечивающая быстрый разгон при прохождении через опасную резонансную зону.

• 2.    Снижение динамической нагруженности энергосилового блока при пуске двигателя может быть достигнуто введением в конструкцию демпфирующего устройства, например, в виде фрикциона, располагаемого между маховиком и насосным колесом гидротрансформатора. Также требуемый эффект может быть достигнут смещением резонансной частоты до величины 23 … 24 Гц (450 … 460 об/мин). Это может быть достигнуто уменьшением диаметра торсионного вала при исключении «конфликта задач».

• 3.    Учитывая, что при пуске двигателя требуются существенные затраты мощности на привод системы моторной установки и других потребителей, представляется целесообразным их отключение в период пуска. При этом необходимо принять во внимание увеличение собственной частоты механической системы и, соответственно, опасность смещения собственной частоты в зону холостых оборотов двигателя.

Работа выполняется по Президентской программе поддержки молодых ученых (Грант МК-5809.2018.8), а также при частичном финансировании в рамках государственного задания ИМАШ УрО РАН № 0391-2014-007.