Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 10
1.1. Кинематическая схема транспортной машины и анализ повреждений трансмиссии 10
1.2. Основные методы виброзащиты. Принципы динамического гашения механических колебаний 20
1.3. Конструкция гасителей крутильных колебаний в трансмиссиях транспортных машин и методы расчета основных параметров 25
1.4. Задачи исследования 38
2. Разработка метода прогнозирования вибронагруженности трансмиссий транспортных машин и определения параметров динамических гасителей колебаний 39
2.1. Исходные положения при составлении расчетной схемы и динамической модели 39
2.1.1 Расчетная схема механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» 40
2.2. Математическая модель механической системы «двигатель — трансмиссия - транспортная машина» 42
2.3. Формализация структурных составляющих 54
2.4. Прогнозирование вибронагруженности и компьютерное моделирование динамики дотрансформаторной зоны 78
2.5. Выводы 87
3. Экспериментальное исследование 88
3.1. Объект и задачи экспериментального исследования 88
3.2. Комплекс информационно-измерительной аппаратуры 89
3.3. Определение упругих и инерционных свойств механической системы. Определение упруго-диссипативной характеристики гасителей колебаний 95
3.4 Экспериментальное исследование динамической нагруженности дотрансформаторной зоны и привода вентилятора 101
3.5. Выводы 122
4. Обобщение результатов теоретического и экспериментального исследований 124
4.1. Блок-схема алгоритма прогнозирования вибронагруженности и синтеза динамических гасителей колебаний 124
4.2. Оценка общности результатов на основе определения динамической нагруженности дотрансформаторной зоны трансмиссии лесопромышленной машины МЛ-107 138
4.3. Оценка эффективности результатов исследований 148
4.4. Выводы 150
Заключение 152
Список литературы 155
- Основные методы виброзащиты. Принципы динамического гашения механических колебаний
- Расчетная схема механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина»
- Комплекс информационно-измерительной аппаратуры
- Оценка общности результатов на основе определения динамической нагруженности дотрансформаторной зоны трансмиссии лесопромышленной машины МЛ-107
Введение к работе
При разработке транспортных машин с дизельными двигателями и разнесенным моторно-трансмиссионным отделением передача момента от двигателя к гидромеханической трансмиссии осуществляется через карданную передачу, образуя так называемую дотрансформаторную зону.
Гидротрансформатор обычно выполняет роль активного демпфера возмущений, однако в дотрансформаторной зоне возникают высокочастотные процессы с существенной амплитудой. Это приводит к динамической нагруженности элементов дотрансформаторной зоны и ограничению их долговечности. Кроме того, высокий уровень вибраций, колебательные процессы в трансмиссии приводят к вибронагруженности машины в целом, снижая ее комфортабельность.
Учитывая высокую стоимость современных трансмиссий и дополнительные затраты на восстановление в течении ресурса машины, проблема исключения колебаний в трансмиссии транспортных машин является актуальной. Снижению вибронагруженности механических приводов посвящены исследования многих ученых и специалистов, в результате которых предложен ряд методов динамического гашения колебаний.
Предлагаемые исследователями различные методы снижения динамической нагруженности путем оптимизации упруго-инерционных параметров системы, обеспечивающих вывод резонансных режимов работы за пределы рабочего диапазона, синтез динамических гасителей не всегда можно реализовать из-за конструктивных, технологических и экономических ограничений. Эта задача решается обычно путем линеаризации системы, поэтому частоты и формы собственных колебаний не всегда соответствуют действительным.
В трансмиссиях транспортных машин чаще применяются упруго- демпфирующие гасители колебаний. Выбору параметров таких гасителей посвящены многие исследования отечественных и зарубежных специалистов. Установленные рекомендации применимы на этапе доводки механических трансмиссий. При этом не в полной мере учитывается полигармонический характер возмущения и динамика разветвленной нелинейной системы, что не позволяет выявить все параметры, существенно влияющие на частотный спектр динамической системы. Кроме того, в известных работах в недостаточно полном объеме освещены особенности виброзащиты гидромеханических трансмиссий. Недостаточный уровень проработки в области создания гасителей приводит к тому, что при конструировании выбор типа гасителя и его параметров осуществляется на уровне изобретений в процессе доводки конструкции. Необходимость решения этой задачи на ранних стадиях проектирования и определяет актуальность проведения настоящего исследования.
Используя достижения науки в области механики и статистической динамики транспортных машин, представляется возможным прогнозировать вибронагруженность дотрансформаторной зоны трансмиссии, решать обратную задачу по выбору типа конструкции гасителя колебаний и определения его параметров.
ЦЕЛЬ ИССЛЕДОВАНИЯ - создание метода прогнозирования вибронагруженности трансмиссий транспортных машин и определения параметров динамических гасителей.
Методы исследования
Для решения поставленных в диссертационной работе задач проводится спектральный анализ характеристик двигателя, компьютерное моделирование динамики механической системы «двигатель - трансмиссия -транспортная машина», как существенно нелинейной, экспериментальное исследование, а также решается обратная задача выбора параметров конструкции, обеспечивающих приемлемую динамическую нагруженность трансмиссии транспортной машины. Обработка экспериментальных данных велась на основе теории вероятности, спектральных функций, прямого преобразования Фурье в программных пакетах Mathcad 2001 и Statistica 5.5.
Научная новизна работы заключается в следующем:
1. Установлена физика ограничения долговечности элементов дотрансформаторной зоны трансмиссий транспортных машин и основные причины высокой динамической нагруженности.
2. Разработана математическая модель дотрансформаторной зоны трансмиссии транспортной машины, в которой на основе использования методов статистической динамики и спектрального анализа впервые учтены существенно нелинейные свойства разветвленной механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» при полигармоническом возмущении от дизельного двигателя с учетом виброзащитных свойств гидромеханической трансмиссии.
3. Получены новые экспериментальные данные о динамических процессах, протекающих в системе «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» при различных режимах работы силовой установки, на основе которых выявлены условия возникновения резонансов в дотрансформаторной зоне, сформулированы исходные допущения к математической модели, выполнена идентификация ее параметров.
4. На основе обобщения результатов расчетных и экспериментальных исследований разработан инженерный метод, позволяющий на ранних этапах проектирования прогнозировать и обеспечивать вывод резонансных режимов за пределы рабочего диапазона и соответственно повысить надежность трансмиссий транспортных машин.
Практическая ценность
Разработанный метод прогнозирования вибронагруженности трансмиссий транспортных машин и определения параметров динамических гасителей колебаний, позволяет на стадии проектирования уменьшить динамическую нагруженность элементов и за счет сокращения доводочных работ ускорить процесс создания новых образцов техники, снизить затраты на ее разработку.
Разработанный пакет компьютерных программ позволяет прогнозировать условия возникновения резонансных режимов при действии периодических моментов, обусловленных работой дизельного двигателя, по совмещенной частотной характеристике ДВС и механической многомассовой системы и решать обратную задачу по выводу резонансных режимов за пределы рабочего диапазона.
Разработан и изготовлен мобильный измерительно-регистрирующий комплекс, состоящий из ПЭВМ PC-совместимого типа в исполнении notebook, 8-канальной системы регистрации данных (СРД) фирмы Conrad Electronic, усилительных ячеек (Burr-Broun) - нормализаторов сигналов низкого уровня от тензометрических мостов и стабилизированного источника питания для питания датчиков, тензомостов, усилителей, СРД и преобразователя импульс-частота-напряжение, блок предачи сигналов по радиоканалам. Система позволяет проводить экспериментальные исследования динамики трансмиссии в реальных условиях движения транспортной машины.
Использование алгоритма решения обратной задачи позволило синтезировать конструкцию гасителя колебаний, что позволило уменьшить амплитуду динамического момента в дотрансформаторной зоне в 5...6 раз и вывести резонансный режим за пределы рабочего диапазона частот вращения двигателя.
На защиту выносятся: Метод прогнозирования вибронагруженности трансмиссий транспортных машин и синтеза динамических гасителей колебаний, математическая модель механической системы «двигатель -трансмиссия - транспортная машина», результаты теоретических и экспериментальных исследований.
Реализация работы
Теоретические и экспериментальные исследования отражены в 2 отчетах о НИР, переданных ОАО "СКБМ" и управлению конструкторских работ ОАО "Автодизель". Результаты работы использованы при доводке трансмиссий серийно выпускаемых изделий производства ОАО "Курганмашзавод" ТМ-120, МЛ-107 и опытного изделия ТМ-130, а также в учебном процессе при подготовке студентов специальности 150300 в Курганском государственном университете.
Апробация работы
Основные положения и материалы работы докладывались и обсуждались: на XIV межгосударственном постоянно действующем научно-техническом семинаре при Саратовском государственном аграрном университете имени Н.И. Вавилова. - Саратов, 2002., на XXII Российской школе по проблемам науки и технологий - Миасс 2002., на межрегиональной научно-практической конференции «Многоцелевые гусеничные и колесные машины: разработка, производство, боевая эффективность, наука и образование» (БРОНЯ-2002). - Омск, 2002., на IV Международной конференции «Динамика систем, механизмов и машин», посвященной 60-летию ОмГТУ. - Омск, 2002.; на технических совещаниях управления конструкторских работ ОАО "Автодизель", г. Ярославль., ОАО "СКБМ"., г. Курган; на научно-технической конференции посвященной 65-летию НИИ Спецмашиностроения - Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003.; на Втором Международном технологическом конгрессе "Военная техника, вооружение и технологии двойного применения в XXI веке". - Омск, 2003.; на Всероссийской научно-технической конференции "Механика и процессы управления моторно-трансмиссионных систем транспортных машин" -Курган, 2003.
Публикации
Все основные положения диссертации опубликованы в 9 печатных работах и двух отчетах о НИР.
Структура и объем работы
Диссертация состоит из введения, четырех разделов основного текста, выводов, списка использованных источников и приложения. Содержание работы изложено на 193 страницах текста, включающих 54 рисунка, 8 таблиц, списка использованных источников из 78 наименований.
Основные методы виброзащиты. Принципы динамического гашения механических колебаний
Стремление к повышению производительности машин и скорости транспортных средств, форсирование их по мощностям, нагрузкам и другим рабочим характеристикам неизбежно приводит к увеличению интенсивности и расширению спектра вибраций.
В свою очередь методы виброзащиты весьма разнообразны. Выбор мер по снижению виброактивности в значительной мере определяется характером источника вибраций. В тех случаях, когда невозможно оказать какое-нибудь ощутимое влияние на источник вибраций, применяются разнообразные технические средства, снижающие передачу вибрации и устраняющие ее вредное воздействибе на исследуемый объект.
Таким образом, среди мер по снижению виброактивности можно выделить следующие основные методы [11]: снижение виброактивности источника - уменьшение уровней механических воздействий, возбуждаемых источником; внутренняя виброзащита объекта - изменение конструкции объекта, при котором заданные механические воздействия будут вызывать менее интенсивные колебания объекта или отдельных его частей; виброизоляция - установка между объектом и источником дополнительной системы, защищающих объект от механических воздействий, возбуждаемых источником. динамическое гашение колебаний - присоединение к объекту дополнительной механической системы, изменяющей характер его колебаний.
Снижение виброактивности источника. Колебания, возбуждаемые источником разделяются на две группы. К первой относят различные физико-химические процессы, происходящие в источнике: процессы горения в реактивных двигателях и двигателях внутреннего сгорания [12,13,14,15], разнообразные технологические процессы (например, процесс резания металлов [16] на металлорежущих станках и т.п.), пульсация жидкости или газа в трубопроводах. Снижение виброактивности факторов этой группы связано с изменением параметров физико-химических процессов и может быть достигнуто способами специфическими для каждого частного случая.
Вторая группа возмущающих факторов связана с движущимися телами. Движение тел внутри источника (вращение кривошипно-шатунных механизмов ДВС, вращение роторов, перемещение звеньев механизмов) сопровождается возникновением динамических реакций связей, соединяющих источник с объектом. В этом случае, снижение виброактивности источника заключается в уменьшении динамических реакций с помощью так называемого уравновешивания движущихся тел.
Изменение конструкции объекта. Существует два способа снижения механических колебаний, общих для всех механических систем. Первый способ состоит в устранении резонансных явлений. Если объект обладает линейными свойствами, то задача сводится к изменению его собственных частот. Для нелинейных объектов должны выполняться условия отсутствия резонансных явлений, рассмотренных в [17]. Второй способ заключается в увеличении диссипации механической энергии в объекте. Изучению возможности применения данного способа, исследованию демпфирующих свойств элементов конструкции изделий посвящены работы [18,19,20]. Виброизоляция. Действие виброизоляции сводится к ослаблению связей между источником и объектом, при этом уменьшаются динамические воздействия, передаваемые объекту. Ослабление связей обычно сопровождается возникновением нежелательных явлений: увеличением статических смещений объекта относительно источника, увеличением амплитуд относительных колебаний, увеличением габаритов. Виброизоляция в ряде случаев является эффективным методом уравновешивания [21,22,23]. Простейший пример виброизоляции может заключаться в установке виброактивного оборудования на упругих элементах. В этом случае частоты возмущающих сил должны значительно отличаться от частоты собственных колебаний фундамента на амортизаторах.
Динамическое гашение колебаний. Динамический гаситель, присоединяемый к объекту, формирует дополнительные динамические воздействия, прикладываемые к объекту в точках присоединения гасителя. Динамическое гашение осуществляется при таком выборе параметров гасителя, при котором эти дополнительные воздействия частично уравновешивают динамические воздействия, возбуждаемые источником.
Динамический гаситель колебаний в простейшем исполнении представляет собой массу, присоединяемую к защищаемому объекту посредством упругого элемента. Эффект динамического гашения колебаний известен с начала XX в. и связан с именем Фрама [см. 24, с.8], который разработал конструкцию динамического гасителя и предложил использовать виброгасители для уравновешивания кораблей при качке. Далее, эффект динамического гашения колебаний был детально изучен Дж. П. Ден-Гартогом [15] в первой половине XX в., наряду с другими базовыми положениями теории колебаний.
Необходимо отметить, что все приведенные выше основные методы снижения виброактивности машин нашли самое широкое применение при проектировании транспортных систем различного назначения, в том числе колесных и гусеничных машин. В частности разработаны и используются различные методы уравновешивания газовых и инерционных сил в ДВС (снижение виброактивности источника), используются различные демпфирующие устройства, в том числе и управляемые в подвесках автомобилей, тракторов и др. транспортных систем (изменение конструкции объекта), виброизоляция кузовов и кабин транспортных машин. В трансмиссиях машин нашли самое широкое распространение различного рода динамические гасители колебаний о чем свидетельствуют работы многих известных авторов [1,2,25,26,27,28,29,31,32,33. Ниже приводятся основные принципы динамического гашения колебаний.
Как известно, метод динамического гашения колебаний состоит в присоединении к объекту виброзащиты дополнительных устройств с целью изменения его вибрационного состояния [11,15]. Работа динамических гасителей основана на формировании силовых воздействий, передаваемых на объект.
Изменение вибрационного состояния объекта при присоединении динамического гасителя может осуществляться как путем перераспределения колебательной энергии от объекта к гасителю, так и в направлении увеличения рассеяния энергии колебаний.
Первое реализуется изменением настройки системы объект-гаситель по отношению к частотам действующих вибрационных возмущений путем корректирования упруго-инерционных свойств системы. Гасители, присоединяемые к объекту в этом случае, называют инерционными. Инерционные гасители применяются для подавления узкополосных случайных колебаний.
При действии вибрационных нагрузок широкого частотного диапазона применяется второй способ, основанный на повышении диссипативных свойств системы путем присоединения к объекту дополнительных специально демпфируемых элементов. Динамические гасители диссипативного типа называют поглотителями колебаний. Возможны и комбинированные способы динамического гашения, использующие одновременно коррекцию упруго-инерционных и диссипативных свойств системы. Применяемые в этом случае гасители называют динамическими гасителями с трением.
Расчетная схема механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина»
Транспортная машина ТМ - 120 (ТМ-130) оснащена двигателем ЯМЗ -236Б мощностью 180 кВт при частоте вращения вала 2100 об/мин и моментом М =1100 Н-м на режиме максимального момента. На маховике двигателя устанавливается фрикционно-механический демпфер крутильных колебаний Э236Н.4200006-10СБ, ведомый диск которого соединен через карданную передачу с геометрическими размерами ЗИЛ 431420 с насосным колесом гидротрансформатора 1TK-XV-380. Кинематическая схема приведена Расчетная схема гусеничной машины Данная схема предусматривает возможность учета при расчете крутильных колебаний механической системы «двигатель - трансмиссия -транспортная машина» нелинейных свойств гасителя колебаний, а также возможность работы трансмиссии в режиме трансформации момента (незаблокированный ТТ, при включении одного из фрикционов ФІ5 Ф2, Фз), где динамика гидродинамической передачи может быть описана по методике, изложенной в работе [38] (рис. 11). При блокировке ГТ или при включении прямой 4-й передаче (фрикцион Ф ) расчетная схема описывает работу механической трансмиссии.
В соответствии с рекомендациями, приведенными в работе [1] момент инерции заменяет собой приведенные массы подвижных деталей двигателя (поскольку рассматриваемые частоты колебаний в трансмиссии не превышаю 250 Гц). Момент инерции гусеничной машины Jгм определяется полигармоническое возбуждение двигателя М и переменная составляющая квазистатического момента сопротивления движению Мс. Данная модель предусматривает так же возможность учета переменного упругого момента с так называемой «траковои частотой», возникающего, вследствие перекладки траков по зубьям ведущего колеса гусеничной машины.
При разработке математической модели в данной работе использованы подходы, сформулированные ранее в работах Дмитриева А.А., Благонравова А.А., Платонова В.Ф., Держанского В.Б., Цитовича И.С. и др. В этих работах решались задачи оценки влияния силовых и кинематических факторов, возникающих в подвеске, двигателе, гусеничном движителе, влияние свойств гидродинамических передач, различных элементов конструкции, имеющих существенно нелинейные характеристики, условий движения на формирование динамической и вибрационной нагруженности моторно-трансмиссионной установки транспортных и специальных машин. В то же время, несмотря на глубину подходов при решении данных задач уделялось не достаточно внимания изучению свойств дотрансформаторной зоны гидромеханических трансмиссий машин различного назначения. В связи с решением возникших в последнее время в практике ряда машиностроительных предприятий задач снижения вибрационной нагруженности и повышения долговечности элементов дотрансформаторной зоны транспортных гусеничных и колесных машин, автором диссертации рассматривается в целом несколько упрощенная модель механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина», при более глубоком и детальном исследовании участка дотрансформаторной зоны гмт.
Комплекс информационно-измерительной аппаратуры
Качественное решение исследовательских задач при исследовании динамики транспортных машин предполагает автоматизацию трудоемкого процесса сбора и обработки экспериментальной информации на основе целенаправленного повышения основных технических показателей информационно-измерительных систем.
В соответствии с этим для решения поставленных в диссертационной работе задач разработан и изготовлен бортовой измерительно-регистрирующий комплекс (БИРК), состоящий из ПЭВМ РС-совместимого типа в исполнении notebook, многоканальной системы регистрации данных фирмы Conrad Electronic (далее СРД), усилительных ячеек - нормализаторов сигналов низкого уровня от тензометрических мостов и стабилизированного источника питания для питания датчиков, тензомостов, усилителей и СРД.
Обмен данными СРД и ПЭВМ ведется через СОМ - порт, что позволяет использовать достаточно длинный кабель для связи и размещать измерительную часть комплекса в любом удобном месте. При этом управление системой регистрации данных (выбор каналов, оперативное отображение результатов измерений и их запись на магнитный носитель) производится с помощью поставляемого вместе с СРД программного обеспечения SER10BIT.
Система регистрации данных выполнена на открытой печатной плате небольших размеров, и для повышения надежности была помешена в механически прочный корпус, на котором смонтированы входные и выходные разъемы, индикаторы работы и т.п. Для снижения уровня наводок входные цепи СРД были шунтированы резисторами (50 кОм) и защищены диодами от подачи входного напряжения отрицательной полярности. Для получения временных отметок на первый канал СРД может быть подан сигнал от таймера, специально разработанного для этих целей и смонтированного в корпусе вместе с платой СРД.
В ходе испытаний сигнал от датчиков подавался непосредственно на вход СРД. Сигналы низкого уровня (десятки мВ) от тензомостов подавались на СРД после предварительной нормализации уровня.
Для усиления сигнала от тензомостов разработан усилитель-нормализатор. Он представляет собой универсальную ячейку для обеспечения работы микросхемы дифференциального измерительного усилителя. Функциональная организация таких усилителей широко описана [71], а микросхемы, отличающиеся техническими характеристиками, но одинаковые с точки зрения расположения выводов, выпускаются большим количеством фирм. Таким образом, универсальность ячейки заключается в возможности путем замены микросхемы измерительного усилителя получать усилители-нормализаторы с различными техническими характеристиками. В данном случае была использована микросхема INA111AP фирмы Burr-Brown. Кроме микросхемы усилителя INA111 ячейка дополнительно содержит сумматор на операционном усилителе с единичным коэффициентом передачи, позволяющий конвертировать биполярный сигнал от измерительного усилителя в однополярныи, пригодный для подачи на входы СРД. Коэффициент передачи каждой ячейки определяется коэффициентом передачи измерительного усилителя и легко изменяется подбором одного резистора, а высокая степень помехозащищенности обеспечивается большим коэффициентом подавления синфазной помехи дифференциального измерительного усилителя.
Стабилизированный источник питания обеспечивает стабилизированными напряжениями +5, ±15, +12 все узлы БИРК, питание датчиков. Блок питания требует входного напряжения 12 или 24 В. Питание ПЭВМ осуществляется от бортовой сети транспортной машины. Особенностью данной СРД является применение радиоканалов -коммутирующих устройств, обеспечивает передачу информации о крутящем моменте или упругих деформациях вращающегося вала или других деталей, совершающих более сложные движения в пространстве (трак гусеничной ленты) на устройство сбора данных. Традиционно используемые для этой цели контактные устройства, несмотря на их простоту, обладают целым рядом недостатков, затрудняющих и ограничивающих возможность их применения.
Радиоканал состоит из передатчика и приемника радиосигнала (см. рисунок). Передатчик радиосигнала выполнен в виде модуля с батарейным питанием размером 30x50x15 мм, закрепленного на валу. Регистрация упругих деформаций осуществляется сбалансированным тензомостом, выходной сигнал которого усиливается дифференциальным усилителем и обрабатывается широтно-импульсным преобразователем. Для уменьшения влияния на работу усилителя и преобразователя величины напряжения батареи в передатчик введена специальная схема компенсации синфазной составляющей сигнала тензомоста. Оцифрованный сигнал с помощью модулятора осуществляет импульсную модуляцию сигнала передатчика, работающего на частоте 400 МГц.
Особенностью передатчика радиосигнала является малый (не более 2 мА) ток потребления, что позволяет проводить длительный эксперимент без замены батарей. Приемник радиосигнала обеспечивает уверенный прием в радиусе не менее 10 м от передатчика и крепится на неподвижной части установки. В приемной части радиосигнал усиливается и преобразуется по частоте приемником прямого преобразования, а затем с помощью преобразователя широтномодулированного сигнала преобразуется в аналоговое напряжение 0. ..5 В. Отношение сигнал/шум канала не менее 40 дБ, полоса пропускания -0...2кГц.
Оценка общности результатов на основе определения динамической нагруженности дотрансформаторной зоны трансмиссии лесопромышленной машины МЛ-107
Прогнозирование вибронагруженности дотрансформаторной зоны трансмиссии лесопромышленной машины МЛ-107 выполнялось в соответствии с алгоритмом, представленном на рис. 43. Исходные данные приведены в таблице 8. Параметры двигателя, такие как индикаторный момент одного цилиндра для различных режимов работы, порядок работы цилиндров и диссипативные характеристики приведены в Приложении 2. Кинематическая схема представлена на рис. 1.
На начальном этапе по индикаторному моменту одного цилиндра была определена кривая момента на выходе (маховике) двигателя ЯМЗ-238Д для различных режимов работы. Выполнен спектральный анализ, результаты которого для режима 600 об/мин приведены на рис. 46. Как следует из рисунка «мажорными» или «сильными» являются четвертая и восьмая гармоники двигателя.
Момент инерции, кг - м- двигателя (включая маховик,демпфер)- насосного колеса- турбинного колеса- гусеничной машины- вентилятораЖесткость, кН-м/рад- упругой рессоры- карданного вала трансмиссии- карданного вала приводавентилятора МТУ- клиноременной передачи приводавентилятораУгол установки кардана привода вентилятора, градУгол установки кардана привода трансмиссии, град Ід1н 1т ІШ ївСд квСвсР авОСхр 3,772.048 0,4 0.17927,0 32050,00.86085
Как следует из рис. 47, отличие данной схемы от расчетной схемы изделия ТМ-120, заключается в отсутствии упруго-демпфирующего гасителя колебаний, обладающего нелинейными упруго-восстанвливающей и диссипативнои характеристиками, а также высокой податливостью линейного участка гасителя Сг. Таким образом, дотрансформаторная зона МЛ-107 является линейной разветвленной механической системой.
На следующем этапе численным моделированием выполнен расчет модальных характеристик механической системы. На основе спектрального анализа результатов расчета выделены основные частоты.
Согласно приведенным осциллограммам в диапазоне частот вращения двигателя от 200 до 350 об/мин наблюдаются высокочастотные колебания момента с значительными амплитудами (±160 даН-м) на собственной частоте дотрансформаторной зоны («120 рад/сек), что подтверждает правильность сделанных выводов.
Таким образом, совмещение двигателя ЯМЗ-238 и дотрансформаторной зоны МЛ-107 не вызывает опасных резонансов в рабочем диапазоне частот вращения двигателя. Тем не менее, при совпадении не «мажорных» гармоник с собственной частотой системы возможно возникновение резонансных явлений с незначительными амплитудами. Кроме того, на фоне этих незначительных амплитуд могут проявиться периодические движения, вызванные другими возмущающими факторами. К таковым можно отнести переменную составляющую момента сопротивления вентилятора, возникающую за счет неравномерности потока мощности вследствие параметрических колебаний, вызванных пространственной асинхронной карданной передачей. Эта периодическая составляющая может привести к возникновению резонансов в основном потоке разветвленной механической системы.
Данное предположение полностью подтверждается результатами экспериментальных исследований динамики дотрансформаторной зоны МЛ-107. На рис. 51 приведены фрагменты осциллограмм, характеризующих изменение момента на карданном валу привода гидротрансформатора и частоты вращения вала двигателя в процессе пуска и разгона двигателя в штатной комплектации (сверху) и при отсоедішенном приводе вентилятора (снизу).
Фрагмент осциллограммы с записью момента на карданном валу трансмисси на установившихся режимах При разгоне после пуска в диапазоне частот вращения п$ — 500...,700 об/мин наблюдаются высокочастотные колебания момента на кардане привода гидротрансформатора с максимальными значениями 65.. .70 даН-м. Данный процесс объясняется совпадением «не мажорных» гармоник 3-го, 2,5-го, 2-го и возможно 1,5-го порядков (См. рис. 48) с собственной частотой системы. При дальнейшем увеличении частоты амплитуда момента плавно снижается (в промежутке между точками пересечения 1,5-й и 1-й гармоник с линией собственной частоты системы) и находится в пределах от 8 до 30 даН-м. На частоте п = 1100... 1200 об/мин наблюдается всплеск высокочастотных колебаний момента вследствие совпадения 1-й гармоники двигателя с собственной частотой. Последующее увеличение оборотов двигателя до максимума сопровождается плавным нарастанием момента на карданном валу трансмиссии. Такой же характер момента наблюдается и при уменьшении частоты.
