Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса, обоснование задач исследования и предлагаемые подходы их решения 11
1.1.Анализ конструкции дисковых фрикционных элементов трансмиссий транспортных машин 11
1.2.Факторы нагружения, характерные виды разрушения и расчет фрикционных элементов трансмиссии 16
1.3. Обоснование предлагаемого подхода решения задачи снижения динамической нагруженности 39
1.4.3адачи исследования трансмиссий транспортных машин 41
Глава 2. Теоретическое исследование динамической нагруженности дисков фрикционных элементов 44
2.1.Исследование переходных процессов в математической модели системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» 44
2.1.1.0бщая характеристика и назначение расчетной модели 45
2.1.2. Общие положения 46
2.1.3. Построение расчетной схемы. Описание работы основных элементов 46
2.1.3.1. Программная реализация математической модели движения 48
2.1.3.2 Сосредоточенные массы 52
2.1.3.3.Упругие соединения 53
2.1.3.4. Фрикционные элементы управления 54
2.1.3.5. Условно жесткие соединения 55
2.1.3.6. Дифференциальные связи-планетарные механизмы 56
2.1.3.7. Работа гидротрансформатора 57
2.1.3.8. Работа двигателя внутреннего сгорания 58
2.1.3.9. Система уравнений «двигатель - трансмиссия -транспортная машина» Стр.
2.1.4. Описание работы и взаимодействий основных узлов расчетной модели 66
2.1.4.1. Алгоритм переключения передач. Описание элементов блок-схемы ЭБУ, осуществляющих переключение 66
2.1.4.2. Описание элементов блока ГБУ, осуществляющих переключение передач 72
2.1.4.3. Управление блокировкой гидротрансформатора. Описание элементов блоков ЭБУ и ГБУ, осуществляющих включение блокировки 76
2.1.4.4. Описание элемента управления подачей топлива 76
2.1.4.5. Описание модели двигателя внутреннего сгорания 78
2.1.5. Результаты моделирования 79
2.2. Расчетная схема «двигатель-гидротрансформатор-барабан-диск» 88
2.3.0пределение спектра собственных частот дисков трения 92
2.4.Имитационное моделирование динамики системы. Оценка
устойчивости на основе аппарата параметрических колебаний 94
2.5.Выводы по главе 2 105
Глава 3. Экспериментальное исследование динамической нагруженное трансмиссии и определение модальных характеристик фрикционных дисков 107
3.1. Анализ результатов динамической нагруженное фрикционных элементов при ходовых испытаниях транспортной машины гидромеханической трансмиссии 107
3.2. Экспериментальное определение спектра собственных частот дисков и стенд для его определения 110
3.3. Определение пространственных модальных характеристик фрикционных дисков гидромеханических трансмиссий 117
3.4. Исследование динамики фрикционных элементов при разблокированном гидротрансформаторе, спектральный анализ Стр. возмущений гидродинамических процессов, пульсации давления
в системе подпитки трансформатора 122
3.5. Выводы по главе 3 125
Глава 4. STRONG Обобщение результатов теоретического и экспериментального
исследования STRONG 127
4.1. Сопоставление результатов теоретического и экспериментального исследования 127
4.2. Обоснование путей отстройки параметрических резонансов 129
4.3. Обоснование методов фильтрации возмущений на входе во фрикционный элемент управления. Основы синтеза гасителя параметрических колебаний 136
4.4. Уточненная методика проектного расчета дисков, учитывающая динамику нелинейной системы 143
4.5. Выводы по главе 4 147
Основные результаты работы и выводы по работе 149
Список литературы
- Обоснование предлагаемого подхода решения задачи снижения динамической нагруженности
- Программная реализация математической модели движения
- Экспериментальное определение спектра собственных частот дисков и стенд для его определения
- Обоснование методов фильтрации возмущений на входе во фрикционный элемент управления. Основы синтеза гасителя параметрических колебаний
Введение к работе
Актуальность проблемы. Для перспективных многоцелевых гусеничных и колесных транспортных машин, эксплуатируемых в особо трудных условиях, разрабатываются все более совершенные конструкции гидромеханических, электромеханических и гибридных трансмиссий. Испытания опытных образцов машин свидетельствуют о высокой динамической нагруженности, ограничивающей долговечность деталей, в частности, фрикционных дисков (ФД) элементов управления и деталей, сопрягаемых с ними. В работе рассматривается не достаточно исследованный ранее вид разрушения – разрыв дисков и пластические деформации элементов сопряжения с другими деталями, которые наблюдаются в проектируемых и существующих трансмиссиях, в том числе в конструкциях мировых лидеров. Следует отметить, что такой же вид разрушения наблюдается в транспортных машинах, оснащенных ступенчатыми трансмиссиями и дизельными двигателями.
Металлографический анализ разрушенных дисков показывает, что пластические деформации итрещины носят усталостный характер, которые проявляются за ограниченное время эксплуатации, что возможно вследствие возникновения высокочастотных колебаний в процессе функционирования в неисследованном ранее диапазоне частот. В работе показано, что разрушение дисков возможно вследствие резонансных режимов, генерируемых гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве и пульсацией рабочей жидкости в системе подпитки, и обоснованы основные направления повышения долговечности дисков. Однако, из-за нелинейной упругой характеристики взаимодействия диска с барабаном при раскрытии зазора возбуждаются параметрические колебания и резонансы, которые более опасны и не устраняются обычными методами. Это определяет актуальность проведения комплекса расчетно-экспериментальных исследований.
Цель исследованиясостоит в снижении динамической нагруженности фрикционных элементов управления на основе изучения процессов формирования резонансных колебаний дисков, оценке их динамической устойчивости и обосновании основных направлений отстройки параметрических колебаний.
Для достижения поставленной цели в диссертационной работе решаются следующие задачи:
1. Составление расчетной схемы и математической модели системы «Двигатель-
трансмиссия – транспортная машина» для оценки динамической нагруженности
фрикционных элементов в процессе движения машины.
2. Разработка расчетной схемы и математической модели нелинейной системы
«энергетическая установка – преобразователь момента – элементы механической
трансмиссии (барабан и фрикционный диск)». Имитационное моделирование дина
мики нелинейной системы и расчет характеристик возмущающих факторов, дейст
вующих на фрикционный диск.
-
Создание метода определения модальных характеристик дисков трения как неоднородной системы с распределенной массой.
-
Анализ динамической устойчивости нелинейной системы «барабан – диск» на основе аппарата исследования параметрических колебаний.
5. Экспериментальная оценка условий возбуждения резонансных режимов в дисках
фрикционов при ходовых и стендовых испытаниях, определение частотных характе-
1
ристик возмущений, действующих в системе, и модальных характеристик фрикционных дисков.
6. Обобщение результатов исследования, обоснование путей отстройки параметрических резонансов, обеспечивающих повышение долговечности дисков. Методы исследования
Имитационное моделирование осуществляется на основе использования пакета прикладных программ MATLAB, определение частотных характеристик дисков и оценка их долговечности выполняется в программном пакете ANSYSWorkbench. Исследование устойчивости параметрических резонансов ведется на основе математической модели нелинейной системы дифференциальных уравнений. Нелинейная функция момента от угловой деформации относительно барабана определяется экспериментально. На основе имитационного моделирования динамики системы определен спектр частот возмущения, формируемый нелинейностью. Анализ устойчивости и определение путей повышения долговечности ведется по дифференциальному уравнению Матье и диаграмме Айнса-Стретта. Экспериментальные исследования динамики нелинейной системы осуществляются в процессе ходовых испытаний транспортной машины, оснащенной гидромеханической трансмиссией. Обработка экспериментальных данных проводилась с использованием программных пакетов Mathcad и PowerGraph.Частотные характеристики дисков в неисследованном ранее частотном диапазоне определяются на специально созданном стенде, реализующем метод неразрушающего контроля.
Научная новизнаработызаключается в разработке комплекса математических моделейсущественно нелинейной системы, отличающихся тем, что при расчете учитываются модальные характеристики дисков трения как объектов с распределенной массой и неоднородными физико-механическими свойствами, а аналитическое определение собственных частот дисков выполнено на основе уравнения волновых процессов. Выдвинута и обоснована гипотеза о причинах малоизученного явления усталостного разрушения металлической основы фрикционных дисков вследствие резо-нансов, пластических деформаций сопрягаемых деталей. Изучены и установлены новые закономерности возбуждения параметрических резонансов на основе исследования динамики нелинейной системы, обоснованспособы исключения резонансов при вынужденных и параметрических колебаниях. Новизна технических решений под-твержденапатентами РФ на изобретения и полезные модели.
Практическая ценность. Установленные новые закономерности формирования динамической нагруженности фрикционных элементов трансмиссий транспортных машин при параметрических резонансных режимах являются основой дополнения и совершенствования методики проектного расчета фрикционных дисков, учитывающей сложное взаимодействие в нелинейной системе. Это позволяет сократить объем доводочных испытаний при разработке новых трансмиссий и повысить долговечность существующих в процессе их модернизации.
На защиту выносятся: 1. Математическаямультифункциональнаямодельмоторно-трансмиссионной установки транспортной машины, отличающаяся тем, что в нее дополнительно включены электронные и гидравлические блоки управления двигателем и трансмиссией при переходных процессах.
-
Математическая модель существенно нелинейной системы«энергетическая установка – преобразователь момента – элементы механической трансмиссии (барабан и фрикционный диск)», отличающуюся тем, что учет нелинейного взаимодействия элементов системы позволяет определить амплитудно-частотные характеристики периодических возмущений в не рассматриваемом ранее диапазоне час-тот.Установленные возмущения являются источником возбуждения резонансных режимов фрикционных дисков трения, рассматриваемых как объект с распределенной массой и неоднородными физико-механическими свойствами, определяемыми их пространственными модальными характеристиками.
-
Закономерности возбуждения параметрических резонансов во фрикционных дисках на основе исследования динамики нелинейной системы.
-
Способы исключения резонансов при вынужденных и параметрических колебаниях, возбуждаемых в дисках, на основе снижения параметра модуляции жесткости системы путем фильтрации возмущенийи (или) целенаправленной вариации частотных характеристик системы.
-
Запатентованные технические решения по определению модальных характеристик и повышению долговечности дисков трения путем исключения параметрических резонансных режимов.
-
Результаты теоретических и экспериментальных исследований динамики сложной нелинейной системы и условий возбуждения параметрических резонансов.
Реализация работы.Результаты теоретических и экспериментальных исследований отражены в двух отчетах по ОКР, переданных в ОАО «СКБМ», г. Кургани отчетах о НИОКР, подготовленных по результатам выполнения государственных контрактов №7826р/11397 от 15.04.2010, №9874р/11397 от 11.01.2012 с Федеральным государственным бюджетным учреждением «Фонд содействия развитию малых форм предприятий в научно-технической сфере», при выполнении проекта №2714 «Колебания, динамическая устойчивость и долговечность фрикционных дисков системы управления трансмиссий транспортных средств специального назначения», выполняемому по госзаданиюМинобрнауки РФ (номер госрегистрации в ЕГИСУ НИ-ОКР№ 01201461775). Результаты диссертационной работы также использованы в учебном процессе при подготовке студентов специальности 190110.65 в МГТУ им. Н.Э. Баумана и в Курганском государственном университете, что подтверждено соответствующими актами о внедрении.
Достоверность
Достоверность научных результатов работы подтверждается корректностью постановки задач и применяемых методов нелинейной теории колебаний, изложенных в фундаментальных трудах отечественных и зарубежных ученых. При решении поставленных задач эффективно используются методы системного анализа, теории управления, методы математического программирования, а также результаты имитационного моделирования на ЭВМ и экспериментальных исследований.
Научные положения диссертации обоснованы и подтверждены сопоставлением результатов расчета с данными экспериментальных исследований.
Результаты численного моделирования динамики системы с использованием разработанных математической модели, согласуются с экспериментальными данными в исследуемом частотном диапазоне. Расхождение, наблюдаемое по частоте и ам-
плитуде момента, не превышает 7…10%, что связано с отклонением начальных условий при моделировании.
Апробация работы. Основные положения и материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались: на конгрессах FISITA 2010-2012-2014; на научных конференциях, проводимых ОИМ НАН Беларуси; вмеждународной школе молодых ученых «Нелинейная динамика машин «School-NDM»»; на XVII Симпозиуме «Динамика виброударных (сильно нелинейных) систем «DYVIS-2012» (Москва – Клин) в 2012 году; на международном конгрессе «InternationalCongressofHeavyVehicles, RoadTrainsandUrbanTransport» (Минск) в 2010 г.; на XXV, XXVI Международнойин-новационно-ориентированной конференции молодых ученых и студентов в ИМАШ РАН (МИКМУС) (Москва) в 2013, 2014 гг.; на научно-технической конференции «Броня – 2013»(Омск) в 2013 г.; на XVI иXVII Всероссийской научно-практической конференции РАРАН (Санкт-Петербург) в2013, 2014 гг. В полномобъеме диссертация была обсуждена и одобрена на научных семинарах кафедр СМ-9, СМ-10 МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Публикации. По теме диссертации опубликовано 22научные работы (из них 4 в изданиях, рекомендованных ВАКРФ; в изданиях, входящих в международную систему цитирования SCOPUS –2), общим объемом 3,935 п.л.. Получено 4 патента РФ на изобретения и полезные модели.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, основных результатов работы и выводов по работе, списка литературы из 80 наиме-нований.Работа содержит 158 страницу машинописного текста, включая 49 рисунков, 7 таблиц, и приложения на 67 стр..
Обоснование предлагаемого подхода решения задачи снижения динамической нагруженности
Фрикционные элементы управления нашли широкое применение в самых разных областях машиностроения. Условия их работы зависят от общего назначения машины и определяют выбор расчетных режимов, учитывающих специфические особенности каждого типа машин. Однако во всех случаях необходимо стремиться к созданию фрикционных устройств минимальных габаритов, высокой надежности и долговечности.
С увеличением срока службы узлов машин уменьшаются эксплуатационные расходы и расходы на ремонт. При создании новых машин, узлы и агрегаты которых должны работать в условиях повышенных скоростей, больших давлений и высоких температур, необходимо учитывать все достижения науки и техники, путем конструктивных мероприятий, улучшением технологии изготовления и условий эксплуатации повышать долговечность и надежность узлов машин.
В гидромеханических передачах наибольшее распространение получили фрикционные муфты и тормоза с гидравлическим нажимным устройством. Такие устройства по конструктивному исполнению подразделяют на дисковые, конусные, ленточные и колодочные. Наиболее широко используются многодисковые фрикционные муфты и тормоза, которые отличаются высокой эффективностью по сравнению с другими типами элементов управления, компактностью, отсутствием регулировки при эксплуатации, равномерным нагревом в процессе эксплуатации и другими положительными качествами [1]. Дисковые элементы управления одинаково эффективно работают при разнонаправленном вращении ведущего и ведомого валов, а также могут использоваться в качестве вращающейся муфты или неподвижного фрикционного тормоза. Такие элементы управления хорошо компонуются в планетарных коробках передач, при этом, не нагружая валы и подшипниковые опоры радиальными силами.
К недостаткам многодисковых фрикционных элементов управления относятся большие по сравнению с другими типами элементов управления потери в выключенном состоянии, обусловленные трением при относительном вращении дисков и действием центробежных сил, что накладывает ограничения при синтезе кинематических схем и усложняет конструкции элементов управления из-за необходимости введения клапанов опорожнения [2].
Включение фрикционных элементов управления осуществляется, как правило, гидравлически, подачей давления в бустер муфты или тормоза. Применение гидравлического привода управления обосновывается рядом его преимуществ, среди которых гибкость при передаче энергии, высокий коэффициент полезного действия, точное и простое управление, а также высокое быстродействие. Удельные силы, получаемые при помощи таких устройств, в 10 -20 раз превышают аналогичные силы, развиваемые электромагнитами [3]. Кроме того, применение гидравлического привода обусловлено тем, что большинство гидромеханических трансмиссий содержат основные элементы гидросистем -насосы, фильтры, баки, теплообменники для обеспечения функционирования гидротрансформатора и системы охлаждения, то есть целесообразность выбора указанного привода очевидна.
Принцип работы фрикционного дискового тормоза аналогичен принципу работы фрикционной дисковой муфты [4]. Отличие заключается в том, что дисковый тормоз соединяет какое-либо звено коробки передач (КП) с неподвижным картером, а блокировочная муфта соединяет между собой два вращающихся звена КП.
Дисковый фрикционный элемент управления состоит из следующих основных элементов (см. Рис. 1.1): - диски с фрикционными накладками (как правило, с внутренними шлицами); диски без накладок (как правило, со шлицами на наружном диаметре); упорный диск; поршень; бустер; однатарельчатая или нескольковинтовых отжимных пружин; барабаны дисков. В конструкцияхсоединение фрикционных дисков с барабаном осуществляется по подвижной посадке с центрированием по диаметру делительной окружности зубьев с гарантированным зазором, обеспечивающим осевое перемещение дисков относительно барабана при включении выключении. Рис. 1.1. Конструкция фрикционного многодискового элемента управления: 1 - диски с внутренним зубчатым венцом (с накладками); 2 - диски с наружным зубчатым венцом (без накладок); 3 - упорный диск; 4 - поршень; 5 - бустер; 6 - отжимная пружина; 7 - барабан; 8 - стопорное кольцо; 9 упорное кольцо Работа фрикционного элемента управления происходит следующим образом. Поршень расположен в задней части барабана и удерживается в таком состоянии возвратными пружинами. Так обеспечивается необходимый зазор между фрикционными дисками.
Для включения элемента управления масло под давлением подается в пространство, называемое бустером. Под действием силы давления масла поршень начинает перемещаться, сжимая при этом возвратные пружины.
Включение любого дискового элемента управления можно разделить на два этапа. На первом - в результате перемещения поршня происходит выборка зазоров между фрикционными дисками. После того, как все зазоры между дисками будут полностью выбраны, наступает второй этап включения, а именно -начинается процесс сжатия фрикционного пакета дисков. На втором этапе перемещения поршня незначительно и обуславливается в основном деформацией фрикционных накладок. Сжатие дисков приводит к возникновению момента трения, который препятствует относительному скольжению дисков. При достижении момента трения определенной величины относительное скольжение дисков становится равным нулю, и два звена коробки передач в случае муфты начинают вращаться как одно целое, либо звено коробки передач затормаживается о картер в случае тормоза. Для выключения муфты ее бустер соединяют со сливной магистралью, и поршень под действием возвратных пружин возвращается в исходное положение. Усилие, сжимающее пакет фрикционных дисков, уменьшается до нуля, и элемент управления выключается.
Как было отмечено выше, во фрикционном элементе управления существуют два вида дисков - с накладками и без них. Диски с накладками состоят из стальнойосновы и приклеенных к ней с одной или с двух сторон фрикционных накладок. В настоящее время нашли применение фрикционные накладки, выполняемые на бумажной основе из целлюлозных волокон, графитовых материалов, углеродистых материалов, а также спекаемой бронзы или металлокерамики, напекаемой на стальные диски. Каждый из этих материалов имеет как ряд достоинств, так и недостатков[5].
Для улучшения охлаждения фрикционных дисков, снижения момента сопротивления свободному вращению пакета дисков в выключенном состоянии элемента управления и стабилизации коэффициента трения на поверхностях накладок делают специальные канавки. Большинство структур канавок конструируются так, чтобы принуждать смазку перетекать от внутреннего радиуса к наружному под действием центробежных сил дляотвода тепла с поверхностей трения в процессе буксования фрикционного пакета.
Программная реализация математической модели движения
Транспортная машина представляет собой совокупность множества функциональных систем и узлов, которые находятся в динамической взаимосвязи между собой. Конструктивные параметры этих элементов и их выходные характеристики влияют на выходные характеристики транспортного средства в целом, к которым относятся скоростные, динамические, экономические показатели, нагруженность систем и звеньев. В процессе движения автомобиль находится под непрерывно меняющимися воздействиями внешней среды, системы управления и водителя. При проектировании следует учитывать влияние различных вариантов исполнения конструкции и параметров элементов автомобиля на выходные характеристики его функционирования. Для этого все элементы и узлы автомобиля должны рассматриваться в единой системе -модели, в которой учитывается взаимосвязь изменений отдельных входных воздействий и выходных характеристик отдельных элементов и узлов [72].
В каждом конкретном случае расчетная схема должна соответствовать задачам исследования. Поставленные в настоящей работе задачи не допускают значительных упрощений расчетной схемы, так как для их решения должны определяться все внутренние и внешние динамические процессы, изменение скорости и ускорения автомобиля, должны учитываться изменения угловых скоростей, ускорений и крутящих моментов звеньев. 2.1.1. Общая характеристика и назначение расчетной модели
Расчетная модель должна отражать динамическую взаимосвязь всех элементов, их входных и выходных характеристик и состоять из математических моделей функциональных систем и узлов транспортного средства. Элементы таких моделей могут находиться в различных состояниях. Так, в работе фрикционных элементов управления гидромеханической коробки передач и гидродинамической передачи, зубчатых муфт, раздаточной коробки и элементов блокировки дифференциала стационарная кинематическая связь во включенном состоянии переходит в нестационарную в выключенном [73]. Поэтому такие математические модели как правило имеют переменную структуру. Такой подход, изложенный в работах [47, 25, 40, 41, 34], значительно усложняет программу и алгоритм расчета, однако возможности современных вычислительных машин и программных средств позволяют разработать такую программу расчета, которая способна без явного структурного разбиения переходных процессов, происходящих в автомобиле, позволяет решать системы дифференциальных уравнений.
Применение расчетной математической модели динамических процессов в системе «двигатель - трансмиссия - транспортное средство» осуществляется в последовательном изучении конкретных наиболее характерных переходных режимов работы трансмиссии при помощи ЭВМ в разработанной модели в пакете MATLAB в приложении Simulink Simriveline. Построенная математическая модель позволяет: - определять характеристики динамической нагруженное элементов силовых цепей системы «двигатель - трансмиссия - транспортное средство», используемых при формировании спектров их нагруженности и оценке долговечности соответствующих элементов; - определять параметры буксования фрикционных элементов, используемые для оценки их работоспособности и долговечности; - определять процессы изменения во времени скоростей и ускорений исследуемого транспортного средства, частоту вращения отдельных звеньев трансмиссии, используемых для оценки качества переходных режимов работы.
Под переходными динамическими процессами в силовых цепях транспортных машин понимаются процессы, возникающие при изменении управляющих воздействий в системе управления двигателем и трансмиссией.
Управляющими воздействиями являются для управляемых фрикционных элементов (ФЭ) трансмиссии - текущее давление рабочей жидкости в системе гидравлического управления или осевые силы, сжимающие пакеты дисков трения; для двигателя - положение рейки топливного насоса высокого давления [74].
Анализ переходных процессов осуществляется на основе математической модели силовой цепи транспортного средства, которая включает в себя двигатель, трансмиссию и корпус транспортного средства при движении по местности с заданными характеристиками грунта.
При расчете переходных режимов работы происходит неоднократная структурная перестройка динамической модели, что учтено при схематизации функционирования моторно-трансмиссионой установки (МТУ).
Динамическая систематизация основных элементов МТУ (двигатель, гидротрансформатор, планетарная коробка передач с фрикционами управления, соединительные валы, связывающие элементы и обладающие определенной упругостью, ведущие колеса и др.) построена без редуцирования, так как это не целесообразно из-за переменности структуры в трансмиссии. Поэтому, в модели а)
МТУ отражаются кинематические связи основных элементов трансмиссии, включая как простые редукторные, так и дифференциальные, когда скорость одного элемента выражается через скорости двух других элементов. Расчетная схема структурно соответствует кинематической схеме и состоит из элементарных структурных звеньев. Обобщенные координаты («истинные координаты») в математической модели соответствуют инерционным массам, показанным на расчетной схеме (см. Рис. 2.1). Моделирование осуществляется в соответствии с динамической схемой без приведения масс. Этот прием позволяет исключить необходимость в составлении эквивалентных приведенных схем, соответствующих отдельным передачам в коробке передач.
Экспериментальное определение спектра собственных частот дисков и стенд для его определения
В динамическом отношении жесткое соединение играет роль постоянно-замкнутого соединения, аналогично замкнутому фрикционному элементу, в котором на каждом шаге интегрирования определяется реактивный момент, представляющий собой текущее значение нагрузки в соединении.
Жесткие соединения как структурные элементы играют важную роль в построении расчетных динамических схем моторно-трансмиссионных установок и используются, в частности, в тех случаях, когда требуется определять динамические нагрузки в таких элементах трансмиссии, податливость которых относительно невелика. Введение в динамическую схему упругих соединений, соответствующих таких элементам, нецелесообразно, так как приведет к появлению высокочастотных процессов и резкому увеличению времени счета вследствие уменьшения шага интегрирования.
Не менее важна роль жесткого соединения как структурного элемента, связывающего отдельные блоки динамической схемы. Именно с помощью жестких соединений для любой трансмиссии со сколько угодно сложной кинематикой расчетная динамическая схема включает только простейшие структурные элементы.
Известно, что в любом планетарном механизме связь между угловыми скоростями основных звеньев описывается любым из шести уравнений, одинаковых по структуре, но выраженных через разные внутренние передаточные отношения. Если обозначить звенья планетарного механизма через р, q, г, а передаточное отношение между двумя первыми звеньями при остановленном третьем iva = — у =о;ТО уравнение, описывающее кинематическую связь в любом планетарном механизме, записывается следующим образом (2.9): (і - ipq) 0)r = (Dp- ipq (Dq (2.9)
Определение моментов, действующих на звенья планетарного механизма, осуществляется следующим образом. Для заданного планетарного механизма, состоящего из звеньев р, q, гзаписывается условие равновесия и сохранения энергии (2.10): Мр + Mq + Мг = 0 (2.10) Мр сор + Mq coq + Mr й)г = 0 При принятии допущения о том, что все звенья коробки передач вращаются с постоянными заданными угловыми скоростями и потери в планетарных рядах отсутствуют, то получают зависимости, описывающие возникающие на звеньях крутящие моменты (2.11): гидротрансформатора в МТУ в соответствии с рекомендациями РТМ ВЗ-1401-80 - РТМ ВЗ-1407-80. Гидротрансформатор представлен в виде двух инерционных масс / гт турбИнаи /гт насос соответственно турбинного и насосного колес гидротрансформатора, имеющих гидравлическую связь друг с другом. Гидротрансформатор оснащен блокировочной фрикционной муфтой, обеспечивающей фрикционную связь между колесами ГТ параллельно гидравлической. При замкнутом блокировочном фрикционе реакции гидравлической связи на массы насосного и турбинного колес ГТ равны нулю. В случае неравенства частот вращения насосного колеса ф2 и турбинного колеса ф3 на насосное колесо действует момент МГТн, играющий роль сопротивления и входящий в правые части соответствующих дифференциальных уравнений со знаком минус; на турбинное колесо действует момент МГТт, являющийся движущим моментом и входящий в правые части дифференциальных уравнений со знаком плюс. Момент МГТн и МГТт определяются по следующим формулам (2.12) и (2.13):
При анализе работы транспортного средства требуется информация о показателях функционирования двигателя в широких диапазонах скоростных и нагрузочных режимов. Включение в модель движения транспортной машины полной модели двигателя практически проблематично и нецелесообразно в виду ее большого объема. Поэтому используется модель скоростных характеристик, которая получается на основе расчетных и экспериментальных показателей работы двигателя.
В связи с тем, что в переходных режимах работы в силовых цепях транспортных машин возбуждаются относительно низкочастотные колебания, при расчетном исследовании переходных процессов принята упрощенная схематизация двигателя в виде одной сосредоточенной массы.
Важнейшей динамической характеристикой двигателя при исследовании переходных процессов является его эффективный крутящий момент Гд. Он определяется на каждом шаге интегрирования как функция текущих значений частоты вращения вала двигателя содвси положения дроссельной заслонки в цилиндры двигателя. При моделировании учитывается неравномерность крутящего момента двигателя.
Основными характеристиками двигателя внутреннего сгорания являются: внешняя двн дво д)? тормозная Гдт(содвс, ад) и регуляторные др( двс двсхх д)- Каждому положению привода подачи топлива в цилиндры двигателя, то есть каждому положению педали «газа», на установившемся режим соответствует своя регуляторная характеристика. Упрощенно регуляторные характеристики можно считать прямыми линиями, точки пересечения которых с осью частот вращения представляют собой соответствующие этим характеристикам частоты вращения вала двигателя на холостом ходу &)двсхх. Таким образом, каждому положению педали «газа» соответствует своё значение содвсхх, которому в свою очередь соответствует определенная регуляторная характеристика двигателя.
В расчетной модели принято содвс тіп - минимальная частота вращения вала двигателя на холостом ходу, соответствующая минимальной подаче топлива; а)двс ххтах максимальная частота вращения вала двигателя на холостом ходу,соответствующая полной подаче топлива (полностью выжатой педали «газа»). В качестве внешнего управляющего воздействия задается закон изменения во времени нормированного параметра управления двигателем aA(t). Параметр ад нормируется таким образом, что значению содвс min соответствует аА = 0, а значению содвс ххтах д — 100. При этом ад изменяется в пределах 0 ад 100, а текущее значение частоты вращения двигателя на холостом ходу определяется по формуле (2.13):
Обоснование методов фильтрации возмущений на входе во фрикционный элемент управления. Основы синтеза гасителя параметрических колебаний
Работает стенд следующим образом. Для определения спектра собственных частот на неподвижный штатив 1 вывешивается исследуемый диск 2 с закрепленным на нем акселерометром 6. При включении генератора низкочастотных сигналов 3 синусоидальный сигнал через усилитель мощности 4 подается на акустический излучатель 5. При этом происходит воздействие акустического сигнала на диск 2. Аналоговый сигнал с акселерометра 6 через аналого-цифровой преобразователь 7 передается на вход персональной электронной вычислительной машины 8 в цифровой форме. В режиме реального времени на основе реализации алгоритма прямого преобразования Фурье рассчитывается спектральная плотность процесса колебаний диска 2, определяются параметры реакции, то есть амплитуда, фаза и частота колебаний. Спектральная плотность процесса колебаний выводится на экран. Значения собственных частот определяются по локальным максимумам спектральной плотности процесса колебаний МКД. Вариация значения частоты, формируемого низкочастотным генератором сигналов 3, в определенном диапазоне осуществляется программно в соответствии с заданным шагом.
Предлагаемая конструкция стенда позволяет экспериментально определить с высокой точностью спектр собственных частот дисков в одной плоскости, в том числе партии дисков, при устранении субъективного фактора, повысить производительность, снизить трудоемкость измерений путем автоматизации измерения спектра, последующей обработки результатов, анализа и хранения информации.
При помощи данной установки были определены собственные частоты и амплитуды колебаний при них для диска с фрикционными металлокерамическими накладками, металлического диска без металлокерамики и идеального металлического кольца тех же размеров.
Сравнение результатов показало, что устанавливаемая металлокерамика на исследуемые фрикционные диски обладает диссипативными свойствами, то есть является гасителем колебаний на определенных частотах (см. Рис.3.6).
Различные участки колебаний круговых колец подразделяют на «пучности» (места с наивысшей амплитудой колебаний), на «узлы» (места с наименьшей амплитудой колебаний) и на промежуточные участки. Поэтому кроме определения собственных частот и амплитуд колебаний, установка позволяет определить форму колебаний диска (см. Рис. 3.7).
Определение пространственных модальных характеристик фрикционных дисков гидромеханических трансмиссий Конструкция стенда, описанного выше, позволяет определить спектр собственных частот колебаний диска лишь в одной плоскости из трех. Кроме того, крепление акселерометра к диску изменяет его собственную частоту, что снижает точность измерений. В связи с этим разработана конструкция стенда, которая лишена этого недостатка (Приложение 4).
На Рисунке 3.8 изображена схема предлагаемого стенда дляопределения пространственных модальных характеристик (спектра собственных частот и форм колебаний) фрикционных дисков гидромеханических трансмиссий. Стенд состоит из штатива 1, на который вывешен испытуемый фрикционный диск 2, генератора низкочастотных сигналов 3, выход которого соединен через усилитель мощности 4 с акустическим излучателем 5, воздействующим на исследуемый диск 2. Частотный режим работы генератора 3 определяется программой, реализуемой компьютером управления 6. Конструкция стенда дополнительно оснащена сканирующим лазерным доплеровским виброметром, выполненном в виде трех лазерных головок 7, 8, 9. Оптическая ось головки 7 перпендикулярна плоскости исследуемого диска 2, а оси головок 8 и 9 устанавливаются симметрично под углом в. В каждую лазерную головку встроен лазерный интерферометр, сканер и видеокамера. Электронный выход лазерных головок, как и выход генератора 3 низкочастотных сигналов соединен с входным декодирующим каскадом 10, связанным с компьютером 6. На Рисунке 3.9 представлен внешний вид стенда. Рис. 3.8. Схема стенда для определения пространственных модальных характеристик фрикционных дисков гидромеханических трансмиссий: 1 штатив; 2 - испытуемый фрикционный диск; 3 - генератор низкочастотных сигналов; 4 - усилитель мощности; 5 - акустический излучатель; 6 компьютер; 7 - лазерные головки; 10 - декодирующий каскад характеристик фрикционных дисков гидромеханических трансмиссий
Работает стенд следующим образом. Для определения пространственных модальных характеристик дисков гидромеханических трансмиссий на неподвижный штатив 1 вывешивается исследуемый диск 2. При включении сканирующего лазерного виброметра изображение диска 2 выводится на экран компьютера 6. Оператор наносит на видеоизображение диска 2 сетку точек измерений и сводит лучи лазера в одну из точек. При включении генератора низкочастотных сигналов 3 синусоидальный сигнал через усилитель мощности 4 подается на акустический излучатель 5. При этом происходит воздействие акустического сигнала на диск 2. После этого лазерный луч автоматически сканирует всю сетку точек и выполняет измерение виброскорости и виброперемещения в каждой из них. При этом производится оптимальная фокусировка лазера, постоянно отслеживается и оптимизируется отношение сигнал-шум. В процессе сканирования отображаются временные характеристики и частотные спектры сигналов. Измерение основано на эффекте Доплера, позволяющего определить сдвиг частоты и длины световой волны, отраженной от перемещающейся (колеблющейся) поверхности диска. В соответствии с теорией, описывающей эффект Доплера, частота колебаний фрикционных дисков сои длина волны Я определяются по уравнениям (3.1) и (3.2): где со0- собственная частота диска; V- измеренное значение виброскорости точки; с - скорость света; в- угол между лучами лазерных головок. Компоненты вибраций по осям х, у и z определяются путем обработки измерений лучей трех лазерных головок, падающих на поверхность диска под различными углами.
Управление сканерами, процессом сбора результатов измеренийи синхронизация производится компьютером в соответствии с алгоритмом, заложенным в программе управления. Для визуализации динамических процессов используются современные алгоритмы трехмерной графики, включающих пространственную анимацию твердотельных объектов. Формы колебаний выводятся на экран в виде двух- или трехмерных графиков с цветовой кодировкой. Собственные частоты определяются оператором по спектру. Само видеоизображение может быть визуализировано в пространстве для отображения, увеличенных перемещений элементов конструкций (форм колебаний).