Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Современное вопросов автоматических трансмиссий транспортных колесных машин 15
1.1. Критический анализ тенденций и перспектив развития автоматических трансмиссий колесных машин 15
1.2. Постановка цели и задач диссертационной работы 33
Глава 2. Математріческая модель процесса разгона колесной транспортной мапшны с АМСТ 35
2.1. Выбор и обоснование схемы динамической модели процесса разгона машины с АМСТ 36
2.2. Математические модели характерных режимов движения машины с АМСТ 43
2.3. Внутренние и внешние силы, действующие на транспортную машину при ее разгоне 55
2.4. Моделирование процесса взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью 64
Глава 3. Общие вопросы параметров и характеристрпс колесных транспортных 73
3.1. Формальная постановка задачи оптимального проектирования колесных транспортных машин 74
3.2. Моделирование показателей топливной экономичности и тягово-скоростных свойств транспортной машины
3.3. Методика построения обобщенного критерия оптимальности и учета конструктивных, критериальных и эксплуатационных ограничений при оптимизации 88
3.4. Выбор численного метода поиска оптимального решения 101
Глава 4. Разработка методик оптимизации процесса разгона колесной транспортной машины с АМСТ
4.1. Анализ влияния количества ступеней трансмиссии на эксплуатационные показатели процесса разгона легкового автомобиля ПО
4.2. Разработка методики оптимизации моментов переключения передач на режиме разгона
4.3. Оптимизация передаточных чисел АМСТ с учетом движения машины в различных режимах 137
Глава 5. Экспериментальные исследования 156
5.1. Адекватность разработанных математических моделей движению реальных транспортных машин 157
5.2. Разработка экспериментального образца автоматической механической ступенчатой коробки передач 165
Заключение и выводы 172
Литература 177
- Постановка цели и задач диссертационной работы
- Внутренние и внешние силы, действующие на транспортную машину при ее разгоне
- Моделирование показателей топливной экономичности и тягово-скоростных свойств транспортной машины
- Разработка методики оптимизации моментов переключения передач на режиме разгона
Постановка цели и задач диссертационной работы
Гидростатический силовой привод позволяет легко обеспечивать как вращательное, так и поступательное движение, возможность непрерывного изменения скорости рабочих органов и их реверсивное движение. В связи с этим данный тип привода нашел широкое применение в стационарных машинах в станкостроении и в качестве привода различного навесного рабочего оборудования сельскохозяйственных и строительно-дорожных машин [27, 68]. В автомобилестроении гидростатический привод нашел применение в рулевых приводах, при управлении тормозными механизмами и др. В 50-60-е годы стали создаваться опытные образцы колесных машин, использующие гидростатические приводы в качестве силовых передач движителя. Примеры таких разработок приведены в [173]: западногерманская фирма "Clatte" применила гидростатическую передачу на автобусе, французская фирма "Titan" с таким приводом разработала автопоезд для работы в песках Сахары общим весом 29000 кг, гидростатическая трансмиссия для легкового автомобиля "Triumph Herald" разработана в Англии, в 1964 г. финская фирма "SISU" приступила к выпуску автопоездов с гироста-тическим приводом прицепного состава и др. В нашей стране в 1960 году в Москве на машиностроительном заводе им. М.И. Калинина было налажено производство малогабаритного тягача, предназначенного для механизации земляных работ, проведено ряд теоретических и экспериментальных исследований [12, 74, 173].
Основные достоинства гидростатического силового привода: бесшумность работы, отсутствие коробки передач и других элементов, характерных для механической трансмиссии, возможность реверсивного движения и более простого принципа поворота машин с гусеничным движителем, возможность торможения непосредственно гидростатической передачей и др. Однако эти преимущества полностью перечеркиваются следующими недостатками: большой удельный вес и недостаточная надежность гидравлических агрегатов, работающих при высоких давлениях жидкости, низкие значения КПД, приводящие к высоким расходам топлива, высокая стоимость, большое влияние на работу привода температуры окружающей среды и др. Поэтому гидростатические передачи не нашли широкого применения в конструкциях силовых приводов движителей машин и в дальнейшем их использование в машинах для этих целей проблематично.
Наибольшее распространение в настоящее время при автоматизации управления машиной получили гидродинамические приводы. Сравнительно невысокие коэффициенты трансформации гидротрансформатора, примерно 2-2.5, приводят к тому, что за гидротрансформатором ставят механические редукторы, например, коробку передач. Следовательно, в преобразующей части имеется механическое звено. Поэтому такие автоматические силовые приводы называются гидромеханическими передачами или приводами (ГМП) машин.
Впервые гидродинамическая передача - гидротрансформатор по патенту Г. Феттингера (Германия) была изготовлена в 1907 году. Первая в мире автоматическая ГМП для автомобиля была спроектирована в 1925 году Германом Рие-зелером и установлена в 1927 году на автомобиль фирмы "Мерседес" [75]. Начиная с 50-х годов ГМП стали широко применяться в силовых приводах машин. В США уже в 1969 году ГМП устанавливались на 90.3 % выпускающихся легковых автомобилях. В эти годы в нашей стране ГМП применяются в легковых автомобилях высшего класса, в трансмиссиях городских автобусов моделей ЛАЗ и ЛИАЗ, в автомобилях особо большой грузоподъемности типа БелАЗ, проводится большой комплекс исследований ГМП по разработке новых конструкций и по решению вопросов эффективности их применению в других типах машин, что описано в ряде книг [40, 93, 100, 105, 154, 177 и др.].
К основным недостаткам ГМП по сравнению с механическими приводами с жесткой связью относятся: меньший КПД, особенно при работе на режиме трансформации; увеличение стоимости и веса машины; несколько худшие показатели топливной экономичности и скоростных свойств.
Широкому применению ГМП способствует ряд существенных преиму 19 ществ в сравнении с другими типами приводов машин. Применение автоматических ГМП позволяет полностью освободить водителя от манипуляции сцеплением и рычагом переключения передач, что облегчает управление машиной, снижает утомляемость водителя, делает езду более легкой и комфортабельной, повышает пассивную безопасность. Оптимальные режимы переключения и отсутствие разрывов потока мощности при переключении передач способствуют быстрому разгону машины. Гидротрансформатор облегчает трогание с места и медленную езду, а также за счет демпфирующих свойств защищает другие элементы привода и двигатель от крутильных колебаний, увеличивая их срок службы. Машина, снабженная ГМП, вследствие плавного нарастания силы тяги на движителе трогается с места без пробуксовки даже на мокрых глинистых грунтах независимо от квалификации водителя, существенно повышается опорная проходимость.
Следует отметить, что в начальной стадии использования ГМП имелась тенденция заменить коробку передач машины одним гидротрансформатором. С этой целью изготавливались и ставились на машинах многоколесные гидротрансформаторы с несколькими турбинами. В связи с большой сложностью и стоимостью они не получили распространения. Развитие ГМП пошло по пути упрощения их конструкций и в настоящее время в основном применяются трехколесные гидротрансформаторы в комбинации со ступенчатой коробкой передач.
Внутренние и внешние силы, действующие на транспортную машину при ее разгоне
Процесс переключения передач существенно зависит от конструктивных особенностей АМСТ. Поэтому перед построением математической модели необходимо определиться с последовательностью этапов, происходящих в АМСТ.
Пусть ведущие детали обеих муфт сцепления соединены с маховиком двигателя, сцепления фрикционные однодисковые. Включение и выключение сцеплений осуществляется воздействием на привод сцепления гидравлических цилиндров. Предположим, что с ведомыми деталями первой муфты сцепления соединены детали четных ступеней коробки передач, с ведомыми деталями второй муфты сцепления - нечетные передачи, т.е. при переключении передач в АМСТ в процессе движения, например, с первой ступени на вторую, система управления выключает вторую муфту и включает первую, которая соединена с соответствующими зубчатыми колесами второй передачи. После выключения второй муфты сцепления и синхронизации частот вращения зубчатых колес за счет работы синхронизатора вводятся в зацепление зубчатые колеса второй передачи, и начинается процесс включения первой муфты сцепления. Промежутки времени выключения первой передачи и включения второй могут перекры 51 ваться. Следовательно, в такой конструкции можно обеспечить тяговое усилие
на ведущих колесах в процессе переключения, и процесс переключения передач будет происходить без разрыва потока мощности.
Начальные моменты включения и выключения сцеплений зависят от алгоритма управления процессом переключения передач. Но при этом следует помнить, что при большом временном перекрытии выключаемой и включаемой передач будет большая работа буксования сцеплений и синхронизаторов, т.е. возрастут потери энергии и износ деталей от действия фрикционных сил. Для реализации у водителя ощущений непрерывности передаточного числа трансмиссии необходимо, чтобы под действием системы автоматики загрузка двигателя в процессе переключения передач увеличивалась, уменьшая его частоту вращения, т.к. уменьшается передаточное число в коробке передач.
Возможен случай, когда процесс включения начинается после выключения предыдущей передачи, но в этом случае необходимо уменьшение подачи топлива в двигатель в процессе переключения передач, т.к. двигатель будет не-загружен, и частота вращения его вала будет увеличиваться.
Чтобы понять последовательность этапов, происходящих в АМСТ при переключении передач, вначале рассмотрим процесс ручного переключения в механической ступенчатой коробки передач, который состоит из следующей последовательности действий с соответствующими временными промежутками: одновременное уменьшение частоты вращения вала и крутящего момента двигателя, достигаемое у тепловых двигателей уменьшением подачи топлива, AtaB, и выключение муфты сцепления - At"к, переключение на необходимую передачу - Atnep, плавное включение муфты сцепления при одновременном увеличении частоты вращения и крутящего момента двигателя (для тепловых двигателей увеличение подачи топлива) - А л. Считаем, что в коробке передач имеется устройство, обеспечивающее синхронное вращение зубчатых колес, входящих в зацепление в процессе переключения на другую передачу (синхронизатор).
Предположим, что за время AtAB крутящий момент двигателя, передаваемый ведомым деталям муфты сцепления, уменьшается по линейному закону от значения МдВ до нуля. Это допущение при разработке математической модели, описывающей данный режим работы машины, не принципиально. В начале процесса переключения передач машина продолжает работу с блокированной муфтой сцепления. Поэтому остается справедливой система дифференциальных уравнений (2.12), в которой:
В течение промежутка времени Atnep муфта сцепления выключена. В коробке передач разъединяются зубчатые колеса включенной передачи и вводятся в зацепление зубчатые колеса включаемой передачи. Следовательно, схема динамической модели работы машины становится пятимассовой (рис. 2.2). Частота вращения вала двигателя фдв уменьшается под действием обобщенной силы: M = - М - Мтор, (2.13) дв всп дв где Мтор - крутящий момент, затрачиваемый на механические потери в двигателе. Вторая приведенная масса машины с моментом инерции Jcu тормозится обобщенной силой: М = - М . (2.14) сц тр В промежуток времени Atnep на приведенные массы с моментами инерции J, Jr действует момент трения в синхронизаторе Мсх, направление которого зависит от значений частот вращения фкп, фг. Следовательно, на массу JKn действует обобщенная сила: М = - Мсх8іЄп(фвл/ік - фр)/ік, (2.15) КП -1, если ф /і - ф О где Sign /ik - фг) = 0., если ф /і - ф == 0 кп/ к г 1, если ф /і - ф 0. кп/ к г Обобщенная сила, соответствующая приведенной массе с моментом инерции Jr: Мг = "м + McxSignfaKn/ik - фг). (2.16) тр Значение обобщенной силы для приведенной массы с моментом инерции JM вычисляется по формуле (2.9).
Применив уравнение Лагранжа (2.1) для всех приведенных масс, изображенных на рис. 2.2, с учетом обобщенных сил (2.13) - (2.16) и (2.9) и выражений (2.2) - (2.4), получим систему дифференциальных уравнений, описывающую работу машины в интервале времени AtncP: дії дФ Работа машины в промежуток времени At (плавное включение муфты сцепления при одновременном увеличении частоты вращения и крутящего момента двигателя) описывается системой дифференциальных уравнений (2.10).
Считаем, что в АМСТ происходит перекрытие процессов включения последующей и выключения предыдущей передач, т.е. переключение происходит без разрыва потока мощности от двигателя на ведущие колеса. После начала буксования муфты выключаемой передачи начинается включение муфты сцепления последующей передачи. При этом считаем, что муфты сцепления обеспечивают такую загрузку двигателя, что частота вращения его вала уменьшается и в конце процесса переключения будет соответствовать скорости движения, равной скорости начала переключения передач, с учетом передаточного числа включенной передачи.
В этом случае при буксовании муфт сцепления можно считать (чтобы не усложнять математические модели процесса разгона), что движение машины происходит в соответствии с системой дифференциальных уравнений (2.12), в которой необходимо дополнительно учесть потери энергии, связанные с буксованием муфт сцепления, и осуществлять в необходимый момент изменение значения передаточного числа включенной передачи на передаточное число включаемой передачи. Если считать, что процесс переключения происходит стабильно, то в качестве момента изменения передаточного числа в коробке передач можно брать среднее значение общей продолжительности процесса
Моделирование показателей топливной экономичности и тягово-скоростных свойств транспортной машины
Решение любой задачи, возникающей в процессе проектирования, начинается с ее постановки, что особенно важно в задачах оптимального проектирования. Правильно поставленная задача обычно является гарантией получения приемлемого оптимального решения, реализуемого в реальной машине, и часто требует разработки принципиально новых подходов к ее решению, позволяющих получать новые знания о проектируемой машине. Новые неизвестные знания изменяют представления проектировщика о разрабатываемой машине, что в свою очередь может повлиять на изменение постановки задачи оптимального проектирования и повторного ее решения. Следовательно, поиск оптимального технического решения (оптимальных конструктивных параметров и характеристик) является творческим итерационным процессом, направленным на разработку новой машины, существенно превосходящей свой прототип по эксплуатационным и другим свойствам, заложенным в постановке задачи.
При проектировании машин в настоящее время используют все более сложные математические модели. Причина этому следующая - стремление повысить адекватность разрабатываемых математических моделей работе реальных агрегатов или машине в целом и необходимость исследования взаимовлияния агрегатов машины при их совместной работе. Предельным теоретическим случаем усложнения является разработка для конкретной машины единой математической модели, позволяющей проектировщику получать любую информацию о разрабатываемой машине. Естественно, что такую математическую модель реально невозможно разработать и тем более исследовать. Выход из данного положения - совершенствование методов исследования.
Постановка задачи оптимального проектирования предполагает наличие критериев, позволяющих сравнивать количественно возможные конструктив 75 ные решения и выбирать из них лучшее. Простейший идеальный случай, практически никогда не встречающийся в реальных задачах, - один критерий. В общем случае задачи оптимального проектирования многокритериальные [26, 65, 144, 163, 170, 175], т.е. на практике к сожалению приходится рассматривать множество частных критериев оптимальности. Основными причинами много-критериальности задач поиска оптимальных конструктивных параметров и характеристик современных машин является, во-первых, большое количество технических требований, предъявляемых к машине; во-вторых, разнообразие условий и режимов ее эксплуатации; в-третьих, сложность самой конструкции. При проектировании машины мы всегда стремимся к улучшению экономичности эксплуатации, производительности, долговечности, прочности, КПД, к снижению уровней вибрации и шума, материалоемкости, затрат на производство и т.д. и т.п. как отдельных машинных агрегатов, так и машины в целом. При этом каждый из перечисленных показателей влияет на качество машины и обычно оценивается одним или более критериями оптимальности, т.е. получаем множество частных критериев оптимальности, которое часто называют векторным критерием оптимальности: Qi = Qi(K, X, Р, Y),i = Ї7!п\ (3.1) Частные критерии оптимальности Qi(K, X, Р, Y) представляют собой обычно сложные функции, зависящие от векторов конструктивных параметров К = (кь кг, ... , к ) и характеристик X = (х\, х2, ... , х ) машины, а также от векторов параметров Р = (pi, р2,..., Рп3) и характеристик Y = (yi, у2,..., у ), характеризующих условия ее эксплуатации. При этом количество частных критериев оптимальности т\ и компонент пь п2, Пз, п4 векторов К, X, Р и Y зависит от типа решаемой задачи и требований к адекватности частных критериев соответствующим показателям реально исследуемой машины.
При исследовании объекта проектирования (машина, ее агрегат, узел и т.д.) с целью выбора оптимальных конструктивных параметров и характери 76 стик необходимо учитывать по возможности как можно больше частных критериев оптимальности. Чем больше частных критериев вводится в рассмотрение, тем с большей достоверностью можно судить о качестве проектируемого объекта. Критерии оптимальности должны позволять сравнивать конструктивные решения между собой, т.е. они должны выражать показатели качества объекта проектирования в количественном виде. При этом в качестве критериев оптимальности необходимо брать такие показатели, которые характеризуют эксплуатационные или другие важные свойства объекта проектирования и оказывают существенное влияние на его уровень качества.
Все множество частных критериев оптимальности Qi(K, X, Р, Y) (і = 1, m ) можно разделить на четыре группы [59, 82, 123, 124]: функциональные, технологические, экономические и антропологические. Например, к функциональным критериям проектируемой транспортной машины относятся: долговечность, безотказность, производительность, максимально возможная скорость и время разгона на заданном мерном участке пути и др. Технологические критерии: трудоемкость изготовления, показатели унификации, стандартизации и использования материала и др. Экономические критерии: показатели расхода энергии при эксплуатации, материальные затраты на техническое обслуживание и на производство и др. Антропологическая группа критериев: показатели эргономичности, безопасности, экологичности и др. Естественно, что для каждого машинного агрегата, узла или детали машины будут свои наборы частных критериев оптимальности, характеризующие их качество.
Разработка методики оптимизации моментов переключения передач на режиме разгона
Более существенные противоречия имеются у исследователей по показателям топливной экономичности процесса разгона. Простейшим показателем оценки экономичности является абсолютный расход топлива за разгон Qpa3r-Проведенные исследования показали, что этого показателя практически достаточно для оценки экономичности разгона, если дополнительно имеется показатель тягово-скоростных свойств - путь разгона Spa3r - позволяющий рассчитывать удельный расход топлива на единицу пройденного пути Qpasr/Sp r- Эта оговорка существенна, т. к. в соответствии с проведенными расчетами оценка экономичности разгона по показателю QPa3r/Spa3r приводит практически к противоположным результатам в сравнении с показателем Qpa3r- В соответствии с показателем QPa3r/Spa3r наиболее экономичен разгон с малыми ускорениями, т. е. при малых углах органа подачи топлива и на более высоких передачах, а в соответствии с Qpasr наиболее экономичен разгон скоростной, близкий к разгону, обеспечивающему минимум показателю Тразг.
Существуют и другие показатели эффективности разгона, которые в некоторой степени являются комбинацией рассмотренных элементарных показателей, либо берутся подобные, например, ускорения при разгоне, удельные расходы топлива двигателем на единицу мощности и другие показатели [48, 50, 87, 89, 106, 121 и др.]. Все сказанное подтверждает сложность проблемы и не разрешенность ее до настоящего времени. Больший интерес научный и практический представляют работы, в которых прослеживаются две принципиально разные позиции. Первая - процесс разгона необходимо рассматривать как самостоятельный режим движения [61, 88, 91 и др.]. Вторая - экономичность разгона необходимо рассматривать при движении машины в цикле, т. к. кинетическая энергия, накопленная в процессе разгона, расходуется при движении в других режимах - установившаяся скорость и движение накатом [120, 167, 192 и др.].
По нашему мнению, отчасти правы обе стороны. Действительно, нелогично отделять процесс разгона от других режимов движения. Но все ездовые циклы строго регламентированы и при их построении берутся усредненные ускорения в режимах разгона, от которых не следует отклоняться. Разгоны с меньшими ускорениями приведут к необоснованному торможению транспортных потоков в крупных городах. Реализация более интенсивных режимов разгона на практике будет сдерживаться возможностями транспортных потоков. При этом в нашей стране широкий диапазон условий эксплуатации для различных типов машин как по природно-климатическим условиям, так и по интенсивности транспортных потоков. Поэтому возможен индивидуальный подход к выбору показателей эффективности разгона в зависимости от типа машины и условий ее эксплуатации. Но для этого необходимо разработать соответствующую методику расчета.
Практически компромиссным вариантом и является разработанная методика расчета оптимальных моментов переключения передач, которая будет рассмотрена ниже. Предложен многокритериальный подход к оптимизации процесса разгона, реализованный на ПЭВМ в виде пакета прикладных программ. Выбрано шесть частных критериев оценки тягово-скоростных свойств и топливной экономичности. Расчет этих показателей проводится по математическим моделям движения машины, рассмотренным выше. Исследователь может формировать обобщенные критерии оптимальности или проводить анализ частных критериев. При этом подход к исследованию инвариантен по отношению к количеству рассматриваемых критериев, при необходимости можно разрабатывать и дополнять пакет прикладных программ новыми частными критериями. После обоснования оптимального решения по частным критериям его можно всегда проверить с точки зрения эффективности движения в различных ездовых циклах по методикам моделирования, рассмотренным в пятой по тягово-скоростным свойствам, так и показателям топливной экономичности. В данном случае проектировщик принимает компромиссное решение на основе расчетных исследований. В процессе выбора и обоснования наилучшего решения используются как показатели топливной экономичности, так и тягово-скоростных свойств, что является важным условием и отличием от многих исследований, проведенных различными исследователями ранее.
Рассматриваемая методика позволяет также реализовывать и два альтернативных режима движения - скоростной и экономичный. В этом случае для расчета скоростного режима разгона используются только критерии тягово-скоростных свойств, а для реализации экономичного процесса разгона применяются критерии топливной экономичности, а на критерии тягово-скоростных свойств накладывают ограничения, т. е. задают наихудшие, но еще приемлемые их значения. Эти альтернативные режимы движения можно реализовать в машине, и водитель сам будет выбирать наиболее приемлемый режим движения в зависимости от состояния окружающей дорожной обстановки и своих потребностей простым переключением кнопки выбора режима движения в необходимое положение.
В общем случае в разработанной методике независимыми переменными (аргументами критериев оптимальности) являются конструктивные параметры машины и мощностные параметры двигателя, а также совокупность действий водителя при управлении силовым агрегатом машины (выбор положения органа подачи топлива, передачи, моментов переключения передач и др.). При оптимизации процесса разгона реальной машины, как правило, определяют оптимальные моменты переключения передач и положение органа подачи топлива при заданных других параметрах.
