Содержание к диссертации
Введение
1. ОБЗОР ВЫПОЛНЕННЫХ РАБОТ, ИХ КРИТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ,ЦЕЛЬ И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ 9
1.1. Работы по исследованию динамических процессов в трансмиссии автомобилей 10
1.2. Работы по исследованию динамики подвески автомобиля 13
1.3. Обзор работ по исследованию взаимосвязанной динамики трансмиссии и подвески автомобиля 15
1.4. Цель и постановка задачи исследования 17
1.5. Краткие выводы 19
2. РАЗРАБОТКА ЇУІАТЕМАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ ДИНАМИКИ МНОГОПРИ ВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ С КОЛЕСНОЙ ФОРМУЛОЙ 6x4 И АНАЛИЗ СОБСТВЕННЫХ ЧАСТОТ КОЛЕБАНИЙ 20
2.1. Структурная схема расчета и ее краткое описание 20
2.2. Вывод дифференциальных уравнений динамики исследуемого автомобиля 26
2.2.1. Кинематические соотношения, связывающие колебания подрессоренной и неподрессоренных масс автомобиля 26
2.2.2. Силовые взаимодействия в системе "трансмиссия-балансирная подвеска-подрессоренная и неподрессоренные массы автомобиля" 29
2.-2.3. Дифференциальные уравнения динамики автомобиля и без учета зазоров в трансмиссии и буксования колес 0 30
2.2.4. Упрощение формы записи системы дифференциальных уравнений с целью учета нелинейных факторов 39
2.3. Частотный анализ 46
2.4. Краткие выводы 59
3. РАСЧЕТНЫЕ И ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ ПРИ РЕЗКО НЕУСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ ДВИЖЕНИЯ ИЗУЧАЕМОГО АВТОМОБИЛЯ . 60
3.1. Анализ по линейной математической модели 60
3.2. Анализ по нелинейной математической модели 71
3.2.1. Влияние зазоров в приводах ведущих мостов 71
3.2.2. Влияние коэффициентов сцепления колесного движителя с дорогой 79
3.3. Анализ предложенных конструктивных изменений 84
3.4. Краткие выводы 90
4. ДИНАМЖА НАГРЛІЕНИЯ ИССЛЕДУЕМОГО АВТОМОБИЛЯ ПРИ БУКСОВАНИИ ВЕДУЩИХ КОЛЕС . 92
4.1. Рассмотрение особенностей автоколебаний на примере простейшей одно-массовой системы 96
4.2. Анализ результатов расчетных и экспериментальных исследований автоколебаний связанных с буксованием ведущих колес автомобиля НО
4.3. Краткие выводы 118
5. КРАТКИЙ ПЕРЕЧЕНЬ ВЫПОЛНЕННЫХ РАБОТ 119
ОБЩИЕ ВЫВОДЫ 122
ЛИТЕРАТУРА 124
ПРИЛОЖЕНИЯ . 137
П.І. Описание экспериментальной установки и оценка точности измерения 137
П.І.І. Объект испытания 137
П.1.2. Измерительная аппаратура 140
П.1.3. Оценка точности результатов измерения 145
П.2. Блок-схема решения на ЭВМ системы дифференциальных уравнений движения автомобиля 6x4 148
П.З. Параметры расчетном схемы автомобиля КрА3-6505 149
- Работы по исследованию динамических процессов в трансмиссии автомобилей
- Структурная схема расчета и ее краткое описание
- Анализ по линейной математической модели
- Рассмотрение особенностей автоколебаний на примере простейшей одно-массовой системы
- КРАТКИЙ ПЕРЕЧЕНЬ ВЫПОЛНЕННЫХ РАБОТ
Работы по исследованию динамических процессов в трансмиссии автомобилей
Экспериментальные исследования переходных процессов в автомобилях с колесными формулами 4x2 и 4x4 [31,38,63,90,107] показали, что максимальные значения крутящего момента при резком трогании автомобиля с места существенно превышают статичеокий момент трения сцепления и колесного движителя в контакте с дорогой. В связи с этим были предприняты теоретические исследования этих явлений на основе рассмотрения цепных крутильных схем, эквивалентных трансмиссии, с сосредоточенными инерционными и жесткостными параметрами. В работах И.С.Лунева, П.П.Лукина, А.К.Фрумкина, И.С.Цитовича, В.М.Семенова, В.Н.Москалева, В.А. Иванова, Р.К.Вафина, В.П.Маркелова и других показано [23,51,73, 88,107,108,112], что, несмотря на наличие в системе трансмиссии ограничивающих моментов трения сцепления и в контакте колесного движителя с дорогой, в ней возможны значительные динамические нагрузки на режимах резкого трогания автомобиля с места. Рассматривались простейшие 3-4 массовые крутильные схемы с естественно сосредоточенными параметрами моментов инерции и жесткостей, приведенными к валу двигателя. Эти работы в теоретическом плане могли оценить лишь общую динамическую нагруженность трансмиссии (ее валов - карданных и полуосей) при движении автомобиля на резко неустановившихся режимах. В качестве начальных условий принималась во внимание угловая скорость маховика двигателя в момент быстрого (мгновенного) включения сцепления, кинетическая энергия которого переходила в упругую закрутку валов трансмиссии. При таком включении сцепления, осевые силы в контакте нажимного диска с ведомым носят динамический характер изменения по времени [43,44,51,73,108] и предполагалось, что при динамическом нагру-жении крутящий момент сцепления в несколько раз превышает статический, тем самым оно не выполняет ограничительных функций. Это же относится и к ведущему колесному движителю, поскольку при резком трогании автомобиля с места он дополнительно нагружается вертикальной силой вследствие динамического перераспределения вертикальной нагрузки, между передними и задними мостами.
Дальнейшее совершенствование расчетных схем, а следовательно, и математических моделей динамики (под этим понимается совокупность расчетных схем и систем дифференциальных уравнений второго порядка их описывающих) шло по пути их уточнения, главным образом, за счет учета, так называемых, реактивных элементов трансмиссии. Это понятие и математическая модель, использующая его при исследовании динамики трансмиссии, было введено В.М.Се - 12 меновым [75]. Понятие реактивного элемента в первую очередь относится к коробкам передач вместе с двигателями (силовым агрегатам), раздаточным коробкам и ведущим мостам, картеры которых подвешены на раме автомобиля и могут перемещаться на упругих опорах. Частоты собственных колебаний реактивных элементов часто совпадают с парциальными частотами собственно валов трансмиссии, их учет позволяет более точнее исследовать динамические процессы, чем по цепным крутильным математическим моделям.
В дальнейшем это направление по динамике трансмиссии было развито в работах Н.А.Микулика, Н.Л.Островерхова, М.С.Масаидо-ва, В.В.Чумакова, Й.И.Малашкова, В.С.Лукинского и др. [ 54-,64-, 65,97,109]. Уточнялись параметры расчетных схем, возникающие силы трения и демпфирования, начальные и граничные условия, увеличивалось число степеней свободы. Все эти работы относились к исследованиям динамики автомобилей с колесными формулами 4x2 и 4x4. Первые попытки исследования динамики трансмиссии трехосного автомобиля с учетом реактивных элементов были предприняты в работе В.В.Ломакина [96].
Структурная схема расчета и ее краткое описание
Для решения поставленных задач была разработана плоская расчетная схема, отражающая динамику поступательного движения трехосного автомобиля с двумя ведущими мостами и балансирной подвеской [68], учитывающая характеристику двигателя, динамику включения сцепления, крутильные колебания трансмиссии совместно с вертикальными, продольными и угловыми колебаниями автомобиля на упругих элементах подвески и шин (рис.2.I). Расчетная схема составлена путем замены распределенных масс сосредоточенными, соединенными упругодемпфирующими связями по методу, изложенному в работе [21],и ограничивается рассмотрением колебаний в диапазоне частот от нуля до 300 Гц. В ней учитывается связанность реактивных звеньев с динамической системой трансмиссии, а также с системой подрессоривания балансирной тележки, В представленной схеме учитывается взаимосвязь относительных колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс автомобиля, определяемая кинематикой реактивных штанг и балансира, передающего вертикальную нагрузку на ведущие мосты через упругие элементы, суммарная жесткость которых равна жесткости рессор.
Анализ по линейной математической модели
На рис.3.1, 3.2 приведены расчетные кривые динамических процессов в изучаемой системе автомобиля при резком строгании с места на П и ІУ передачах, полученные по линейной математической модели (привод ведущих мостов блокированный, По = 1400 мин"1). Как видно из графиков, динамические процессы в трансмиссии формируют динамическую нагруженность и деталей ходовой части. В силу взаимосвязанности системы динамический крутящий момент мостов обуславливает динамическое перераспределение вертикальных сил в контакте колесного движителя с дорогой. Причем наблюдается весьма сложная картинаІ Если максимальное (пиковое) значение разгружающей динамической вертикальной силы Рш1 в контакте колесного движителя переднего моста с дорогой при резком трогании на П передаче составляет 53 кн, то на ось балансира приходится такое же значение догружающей вертикальной динамической силы ( Ррг + + РРЗ ) Одновременно под воздействием реактивных моментов ведущих мостов имеет место перераспределение вертикальных сил в контакте колесного движителя с дорогой. В начале, под воздействием реактивных моментов мостов, вертикальная сила в контакте колесного движителя промежуточного моста с дорогой уменьшается и достигает наименьшей величины при і = 0,13 с. Вертикальная сила в контакте колесного движителя заднего моста с дорогой все время увеличивается.
В конце концов, под воздействием вертикальной силы, приходящейся на ось балансира, динамические вертикальные силы в контакте колесных движителей с дорогой становятся положительными при і =0,36 с.
Как видно из рисунков, динамические тяговые силы ведущих мостов также формируются динамическим крутящим моментом трансмиссии .
Все вышеизложенное для П передачи, в части динамической взаимосвязи динамической системы исследуемого автомобиля, относится и для других передач (см.рис.3.2).
На рис.3.3, ЗЛ приведены расчетные и экспериментальные кривые изменения во времени динамических крутящих моментов полуосей ( Mm, Мпз ) ведущих мостов (приведенных к двигателю), вертикальных сил в контакте колесного движителя ведущих мостов с дорогой ( Рщі , Ршз ) и тяговых сил этих мостов Рг , Р3 при резном трогании автомобиля на П и ІУ передачах (,привод ведущих мостов блокированный; Щ = 1400 мин"1). Как видно из этих графиков, качественная и количественная картина динамических процессов, полученная расчетом,довольно удовлетворительно согласуется с экспериментальными данными.
Рассмотрение особенностей автоколебаний на примере простейшей одно-массовой системы
В качестве примера на графике (рисА,7) приведены кривые изменения fa/jT при У к = 30 кг м2 и Ук = 73,7 кг м2. На рис Л. 8 показан характер изменения /а$Гт в зависимости от момента инерции колес Ук , при разных угловых скоростях вращения вала, в сравнении с собственной частотой системы. Как видно, У(хвг. нелинейно изменяется в зависимости от Ук . Для объяснения особенностей изменения авт. от угловой скорости вала привода рассмотрим процесс во времени более подробно. Вначале рассмотрим процесс, соответствующий почти чисто релаксационным колебаниям при . = 0,1 кгм2; СО = 0,5 с ;СсЬіи = Ч с "1 (рис.4.б,б).
При увеличении закрутки вала привода, упругий моментMQ действующий на колесо, достигает максимально возможной величины по сцеплению. В этот момент происходит срыв. При малом Ук скорость колесного движителя почти мгновенно (в пределе, при 7к 0 мгновенно) возрастает, вследствие этого упругий момент и момент буксования Н(о уменьшаются. При достижении СОк скорости, соответствующей М(р . ҐСЙ»нц) » момент буксования Му резко увеличивается и становится больше упругого момента. Результирующий момент, действующий на колесо и равный сумме моментов Мс и My , становится отрицательным, а так как ,% »/?.
Краткий перечень выполненных работ
В процессе совместных работ с УГК КрАЗ комплексные расчетные и тензометрические исследования были направлены на анализ уровня нагруженности основных узлов и агрегатов базового автомобиля-самосвала КрАЗ-6505 грузоподъемностью 160 кН при движении его в экстремальных условиях. К этим условиям движения относятся режимы резкого строгания с места на твердых дорогах с различными сцепными свойствами и при выезде из карьеров.
Исследуемый автомобиль подвергался анализу по загруженности на пиковые значения моментов и сил следующих деталей, узлов и агрегатов: трансмиссии, деталей подвески (рессоры, реактивные штанги, ось балансира); колесных движителей» Кроме того, в процессе исследования проводилась серия доводочных работ, направленных на совершенствование эксплуатационных качеств нового автомобиля.
Это позволило установить картину формирования нагрузочных режимов деталей трансмиссии, подвески, проводя расчеты на ЭВМ в общем комплексе исследований, представляя автомобиль как много массовую взаимосвязанную динамическую систему, и провести общую экспертно-расчетную оценку загруженности основных узлов и агрегатов трансмиссии и ходовой части нового автомобиля-самосвала.
Итоговым результатом явилась разработка методики построения сложных математических моделей много приводных автомобилей-самосвалов с колесной формулой 6x4, которая позволила моделировать режимы движения и нагружения основных узлов и агрегатов в экстремальных условиях эксплуатации этих автомобилей. Исследования показали, что уже на стадии проектирования можно прогнозировать максимальные нагрузки основных деталей автомобиля.
Методики, программы и алгоритмы переданы ПО АвтоКрАЗ с предва рительным экономическим эффектом около 60 тыс.рублей.
Проведенная общая расчетная оценка нагруженности основных узлов и агрегатов трансмиссии и ходовой части нового автомобиля-самосвала, как показано в разделах 3 и 4, по уровню динамической нагруженности при работе в экстремальных условиях не превышает нагруженности агрегатов существующих автомобилей (табл.5.1), несмотря на повышение грузоподъемности и снижение металлоемкости. Это достигнуто за счет рационального подбора параметров сцепления, трансмиссии, основных элементов балансир-ной тележки.
Собственно полученные режимы нагружения узлов и агрегатов исследуемого автомобиля явились основой для формирования нагрузок при испытаниях ведущих мостов на стендах замкнутого силового контура, а также коробок передач, полуосей и других деталей на заводе КрАЗ.
В результате проведенных комплексных расчетных исследований с использованием современных ЭВМ, программ и методик, а также экспериментальных испытаний для УГК КрАЗ было подтвержде но новое направление завода, ориентированное на разработку, со здание и внедрение новых конструкций автомобилей-самосвалов повышенной грузоподъемности на базе модели 6505.
