Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Состояние вопроса и задачи исследования 10
Глава 2. Влияние констрнтивных параметров трансмиссии на амплитуды и частоты крутильных колебаний 27
2.1. Общие положения 27
2.2. Исследование влияния изменений моментов инерции вращающихся масс и крутильных жесткостей валов трансмиссии на амплитуды и частоты крутильных колебаний 35
2.3. Влияние реактивного звена на амплитуды и частоты, кр-утильных колебаний трансмиссии автомобиля 47
2.4. Влияние нелинейности системы трансмиссии на
ее амплитуды и частоты крутильных колебаний 50
2.5. Влияние трения на амплитуды и частоты крутильных колебаний 54
2.6. Влияние передаточного числа коробки передач на амплитуды крутильных колебаний трансмиссии автомобиля ГАЗ-53А 62
2.7. Анализ влияния места приложения возбуждающего крутящего момента 64
2.8. Выводы . 67
Глава 3. Упрощенные методы определения некоторых параметров трансмиссии 70
3.1. УПрощзнный метод определения частот собственных крутильных колебаний 70
3.2. Упрощенное определение оптимального значения трения в демпфере крутильных колебаний . 78
3.3. Выводы 83
Глава 4. Теоретические исследования возможностей снижения амплитуд крутильных колебаний 85
4.1. Анализ возможности снижения амплитуд крутильных колебаний одноузловой формы 87
4.2. Анализ возможности снижения амплитуд и частот треху формы 93
4.3. Выводы 101
Глава 5. Особенности электрического моделирования на малых АВМ применительно к автомобильным трансмиссиям 102
5.1. Общие положения 102
5.2. Моделирование коробки передач Ю7
5.3. Моделирование возмущающих крутящих моментов 108
5.4. Настройка электрической модели ПО
5.5. Особенности моделирования сухого трения ИЗ
5.6. Сравнительный анализ результатов исследований колебательной системы трансмиссии на АВМ с данными дорожных иопытаний автомобиля 120
5.7. Выводы 124
Глава 6. Исследование бездемпферного варианта трансмиссии автомобиля ГАЗ-53А 127
6.1. Экспериментальные исследования 127
6.2. Оценка прочности первичного вала с уменьшенным диаметром шейки 147
6.3. Исследование возможностей использования запасных частей действующего производства 150
6.4. Выводы 154
Заключение 155
Литература 158
Приложения 175
- Исследование влияния изменений моментов инерции вращающихся масс и крутильных жесткостей валов трансмиссии на амплитуды и частоты крутильных колебаний
- Влияние передаточного числа коробки передач на амплитуды крутильных колебаний трансмиссии автомобиля ГАЗ-53А
- Упрощенное определение оптимального значения трения в демпфере крутильных колебаний
- Анализ возможности снижения амплитуд и частот треху формы
Введение к работе
В директивных документах партии и правительства наряду с другими задачами неоднократно ставились и задачи о снижении металлоемкости выпускаемой продукции. В "Основных направлениях экономического и социального развития СССР на I98I-I985 годы и на период до 1990 года", которые были приняты на ХХУІ съезде КПСС, в частности, говорится: "Разработать и осуществить систему мероприятий по снижению удельной металлоемкости машин и оборудования...". Эти задачи и мероприятия касаются и автомобилестроения.
При массовом выпуске даже небольшое снижение металлоемкости трансмиссии автомобиля даст большую экономию металла, упрощение же конструкции автомобильной трансмиссии, кроме экономии металла, снизит себестоимость и повысит ее надежность.
Отмеченное положение говорит об актуальности задач поставленных в настоящей диссертационной работе, которая посвящена исследованию возможностей снижения нагрузок в трансмиссии автомобиля действующего производства, что может обеспечить снижение металлоемкости и увеличение ее долговечности.
В связи с этим можно сказать, что данная работа, проведенная в направлении упрощения конструкции действующей трансмиссии, как частный случай, для грузовых автомобилей Горьковского автозавода, и снижения ее металлоемкости в некоторой степени решает поставленную задачу.
Известно, что решающее влияние на нагруженность трансмиссии автомобиля оказывают крутильные колебания. Трансмиссия автомобиля представляет нелинейную, динамическую, многомассовую крутильную колебательную систему. Поэтому теоретическому исследованию возможности снижения ее металлоемкости должно предшествовать исследование влияния различных факторов на нагруженность и, в пер-
- б -
вую очередь, исследование влияния ее основных конструктивных параметров на частоты и амплитуды крутильных колебаний.
Теоретические исследования на аналоговой вычислительной машине позволили получить графические зависимости влияния основных конструктивных параметров на амплитуды и частоты крутильных колебаний. С помощью этих зависимостей можно, в допустимых пределах, варьировать величинами крутильных жесткостей основных валов и величинами моментов инерции вращающихся деталей и узлов трансмиссии с целью уменьшения амплитуд крутильных колебаний. Кроме того, исследования показали, что на конкретные формы крутильных колебаний решающее влияние оказывают только моменты инерции и крутильные жесткости определенных масс и узлов.
Исходя из этого было сделано предположение, что для определения частот собственных крутильных колебаний можно применить двухмассовую или, в некоторых случаях, одномассовую систему. Исследования показали, что для автомобилей, имеющих компоновку трансмиссии подобную автомобилю ГАЗ-53А, можно для оценки частот собственных колебаний двухузловой, трехузловой и четырехузловой форм использовать упрощенные зависимости с затратами времени во много раз меньше, чем при анализе сложной математической модели, описывающей крутильные колебательные движения трансмиссии, даже при применении современных вычислительных средств и с такой же точностью. Этот упрощенный метод, не исключая другие способы, позволяет оперативно произвести предварительную оценку частот собственных крутильных колебаний трансмиссии автомобиля и оценить влияние на них значений моментов инерции и жесткостей определенных узлов.
Экспериментальные исследования в дорожных условиях показывают, что в некоторых случаях наблюдается повышение амплитуд
- 7 -крутильных колебаний на частотах несоответствующих расчетным. Это связано с тем, что в теоретических расчетах не учитывалась нелинейность системы. Отсюда возникает необходимость исследования влияния нелинейного элемента сук ого трения демпфера крутильных колебаний на амплитуды и частоты трехузловой формы. Основные результаты теоретических исследований, полученных на аналоговой вычислительной машине, представлены в виде графиков. Из них следует, что частоты резонансов имеют определенный диапазон. Изменение резонансной частоты крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля действующего производства может произойти и от изменения амплитуды возмущающего воздействия.
Выявлена неоднозначность действия вязкого и сухого трения на амплитуды и частоты различных форм крутильных колебаний.
Вязкое трение действует эффективнее сухого. Амплитуды резонансных колебаний определенных форм эффективно уменьшаются введением трения только между определенными инерционными массами. Введение трения для уменьшения амплитуд резонансных колебаний одной из форм, может увеличить амплитуды других форм. Имеются оптимальные значения трения, при которых происходит наибольшее снижение амплитуд той или иной формы.
На основе исследований влияния трения на амплитуды и частоты крутильных колебаний в демпфере ведомого диска сцепления для трансмиссий разных автомобилей и использования упрощенной методики по определению собственных частот, а также применения литературных данных, касающихся этого вопроса, были получены упрощенные зависимости для предварительной оценки сухого и вязкого трения в нем. Они весьма просты, а полученные с их помощью результаты не противоречат результатам решения на аналоговой вычислительной машине.
Полученная упрощенная зависимость по определению оптимальной величины момента сухого трения в демпфере крутильных колебаний дает возможность на стадии проектирования трансмиссии оперативно оценить эту величину.
Исследованы и определены передаточные способности трансмиссии при приложении возмущающего момента к различным ее точкам. В результате этого установлено, что величина передаточной способности существенно зависит от места приложения возмущения. На основе этих исследований можно четко определить, в каких случаях неисправности вызывающие циклические изменения крутящего момента в трансмиссии, могут привести к значительному увеличению нагру-женности определенных ее узлов и в каких, практически, не вызвать дополнительных нагрузок.
Исследования крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля, проведенные на аналоговой вычислительной машине, позволили наметить пути снижения нагрузок, которые вызываются этими колебаниями. На амплитуды одноузловой формы крутильных колебаний наиболее эффективно можно воздействовать изменением крутильной жесткости заднего моста. Введение демпфера с элементом трения в задний мост позволяет снизить амплитуды крутильных колебаний одноузловой формы на 70%. Однако практическая реализация этого вопроса усложнит конструкцию трансмиссии и увеличит ее металлоемкость.
Основной причиной возникновения резонанса трехузлобой формы крутильных колебаний в трансмиссии автомобиля ГАЗ-53А является замыкание демпфера ведомого диска сцепления. Причиной же замыкания демпфера являются большие амплитуды одноузловой формы крутильных колебаний, которые возникают при переходных режимах. Исключив из системы трансмиссии демпфер крутильных колебаний можно снизить эти нагрузки и одновременно упростить ее конструкцию.
- 9 -упрощение же конструкции трансмиссии повысит ее надежность и долговечность. При этом снижаются металлоемкость и трудоемкость изготовления. Резонанс трехузловой формы, который может возникнуть при исключенном демпфере, можно вывести из зоны эксплуатационных скоростей за счет уменьшения крутильной жесткости первичного вала коробки передач. Проведенные расчеты показали, что первичный вал с диаметром шейки 23 мм позволяет сделать это. При этом запас его прочности оказался не ниже чем у вторичного вала коробки передач. Производственные испытания, проведенные Горьковским автозаводом, подтвердили расчетные данные.
Целесообразность постановки демпфера крутильных колебаний и его параметры должны определяться в результате всестороннего анализа нелинейной колебательной системы трансмиссии. Его исключение из системы трансмиссии действующего производства возможно только при соответствующих соотношениях моментов инерции вращающихся масс и крутильных жесткостей валов.
Экономический эффект от внедрения составит величину порядка 600 тыс.руб., а экономия металла - Ш) т. При этом обеспечивается возможность применения в трансмиссиях автомобилей ГАЗ-53А, ГАЗ-66 и FA3-52-04 ведомых дисков сцепления с демпфером и без него с первичными валами коробки передач действующего производства и новой конструкции в любых сочетаниях.
Исследование влияния изменений моментов инерции вращающихся масс и крутильных жесткостей валов трансмиссии на амплитуды и частоты крутильных колебаний
В некоторых случаях для уточнения частот собственных крутильных колебаний, учитывают некоторые реактивные элементы трансмиссии. Значительные из них - это корпус ведущего моста с подвеской, корпус коробки передач, силовой агрегат. Впервые расчетные методы с учетом реактивных элементов трансмиссии были даны В.М.Семеновым и Р.Г.Армадеровым [107] . Более поздние работы, посвященные этому вопросу, есть у И.Н.успенского [ 138, 134, 13б] , у М.С.Мо-саидова[8б_]и А.И.Гришкевича jjf3, 44 J . В этих работах даны расчетные формулы для определения собственных частот системы трансмиссии с учетом реактивных элементов и проведены относительные величины ошибок, которые возникают при расчете без учета реактивных звеньев. Из этих работ выясняется также, что определенные реактивные элементы в основном оказывают влияние на определенные формы крутильных колебаний. Так, например, из работы [I34J И.Н.Успенского видно, что реактивное звено заднего моста, главным образом, влияет на частоты собственных крутильных колебаний одноузловой формы.
Очень трудно поддаются анализу вынужденные колебания в трансмиссии автомобиля. Основными источниками вынужденных крутильных колебаний являются крутящий момент двигателя и момент сопротивления движению автомобиля. Наиболее изучен вопрос о крутящем моменте двигателя. Крутящий момент двигателя представляет из себя периодическую функцию, из которой с помощью гармонического анализа можно выделить главные и второстепенные гармоники и определить их влияние на резонансные режимы трансмиссии. Вопросу анализа крутящего момента двигателя посвящено много работ. Поэтому в списке литературы настоящей работы приводятся несколько последних из них [з, 13 J . Анализу влияния дорожных условий на нагру-женность трансмиссии посвятили свои работы И.Г.Пархиловский [94, 95, 96j , Н.Н.Яценко и В.С.Шупляков [W9, 151, 152] , Н.А. Бухарин [іб] и многие другие. И.И.Филлимончик в своей работе ГІ4І], в связи со сложным спектром нагружения трансмиссии от дороги, предлагает выделять квазистатическую, динамическую циклическую и динамическую импульсную составляющие. Работа И.И.Фил-лимончика показывает, что вопрос влияния дороги на крутильные колебания в трансмиссии автомобиля очень сложен и окончательно не решен.
При теоретическом анализе трансмиссии автомобиля как кру-тильно-колебательной системы, используется метод суперпозиций, т.е. проводится отдельно анализ влияния переменной составляющей двигателя и отдельно анализ влияния переменной составляющей от дороги на амплитуды и частоты крутильных колебаний. В связи с этим встает вопрос о передаточной способности трансмиссии как со стороны двигателя, так и со стороны дороги.
Мало освещен в технической литературе вопрос о влиянии нелинейных элементов трансмиссии автомобиля на ее амплитудно-частотную характеристику. В основном работы на эту тему проведены с применением аналоговых вычислительных машин. Вопрос о влиянии нелинейных элементов на амплитуды и частоты резонансов очень сложен, а проведение экспериментов с нелинейными элементами требует много времени и средств. В работе П.П.Лукина \?b \ представлена экспериментальная кривая влияния нелинейности сухого трения в демпфере крутильных колебаний автомобиля "Москвич11 на амплитуды резонанса крутильных колебаний трехузловой формы. В.В.Ломанович, Л.А.Черепанов, В.Н.Веремеюк и В.Е.Писарев рассмотрели влияние нелинейности в зависимости от места ее приложения в пятимассовой динамической системе трансмиссии автомобиля, указывая при этом, что изучение упрощенных, линейных систем трансмиссии автомобиля дает и упрощенное представление о действительных процессах в системе и не позволяет раскрыть ее свойств J_?0,7Ij. Ф.Р.Геккер, С.Г.Борисов, С.А.Лапшин, Ф.В.Кальянов и Г.А.Карасева рассматривают влияние упругого элемента муфты сцепления совместно с линейным (вязким) трением на амплитудно-частотную характеристику тракторной трансмиссии 41 ] .
Теоретическому исследованию диссипативных сил в трансмиссии автомобиля посвятил свои некоторые работы Ю.Г.Стефанович ГіІЗ, Ш-J. Он справедливо указывает на то, что анализ трансмиссии, как многомассовой системы, с наличием сухого трения весьма сложен. В его работе ГП4J уделено большое внимание исследованию сухого трения в упруго-фрикционном демпфере, который, как правило, устанавливается на всех автомобилях с фрикционным сцеплением и механической коробкой передач. Автор отмечает, что до сего времени для вновь проектируемых трансмиссий автомобиля характеристику демпфера принимают по аналогии существующих моделей [lI4] . Говорится и о том, что представляет определенный интерес и инженерные методы расчета основных параметров демпфера крутильных колебаний. Приводимая в указанной работе формула для определения момента сухого трения в демпфере крутильных колебаний проста. Некоторую сложность представляет определение степени демпфирования и коэффициентов демпфирования.
Влияние передаточного числа коробки передач на амплитуды крутильных колебаний трансмиссии автомобиля ГАЗ-53А
Сравнительные исследования влияния сухого (нелинейного) и вязкого (линейного) трения на изменение крутильных колебаний проводились, в основном, на примере трансмиссии автомобиля ГАЗ-53А методом электрического моделирования на аналоговой вычислительной машине.
Трансмиссия автомобиля FA3-53A имеет в своем составе демпфер крутильных колебаний с элементом сухого трения. Было исследовано влияние различных значений вязкого и сухого трения в этом демпфере на величину коэффициента передачи В . На рис.2.5.1 графиками представлены результаты исследований при включенной прямой передаче. Аналогичные графики были получены и при включении отдельных передач. Анализ полученных данных позволил сделать следующие выводы: 2.5.1. Демпфер крутильных колебаний с элементом сухого тре ния активно гасит амплитуды резонанса трехузловой формы, несколь ко увеличивая амплитуды четырехузловой формы и незначительно сникает амплитуды колебаний одноузловой формы. На остальных передачах происходит то же самое, но в меньшей степени. Однако на второй передаче амплитуда колебаний четырехузловой формы повышается несколько больше. 2.5.2. Вязкое трение в демпфере более активно влияет на амплитуды колебаний всех форм, несколько снижает амплитуды коле баний одноузловой формы и повышает амплитуды колебаний четырех узловой формы. Кривые йс (К) I, 2, 3 - для одноузловой формы колебаний на Ср С2, Cg соответственно; 4- - для резонанса трехузловой формы на C-j-; 5 - для резонанса четырехузловой формы на Ср. Кривые р = WMT) б, 7,-8 - для одноузловой формы колебаний на Cj, С2, Cg соответственно; 9 - для резонанса трехузловой формы на Cj-; 10 - для резонанса четырехузловой формы на Ср. 2.5.3. Частота резонанса трехузловой формы при включенной прямой передаче и отсутствии элемента трения в демпфере составляет 31 Гц, при включенной третьей передаче - 42 Гц, второй передаче - 54 Гц и первой передаче - 58 Гц. Ранее проведенными экспериментами было установлено, что резонанс трехузловой формы колебаний вызывается главной гармоникой колебаний крутящего момента двигателя, минимальная частота которой составляет величину 80 Гц. Таким образом, резонансы трехузловой формы на всех передачах не возникнут. Отсюда следует, что надобности в элементе трения в демпфере для уменьшения амплитуд трехузловой формы нет. Однако из графика следует, что исключение элемента трения несколько повысит амплитуду одноузловой формы колебаний на валах при включенной прямой передаче. С повышением передаточного числа коробки передач влияние этого фактора уменьшается. 2.5.4. Существуют оптимальные значения величин вязкого и сухого трения, обеспечивающие активное рассеивание энергии колебаний той или иной формы. Кроме того, было установлено, что на амплитуду резонанса двухузловой формы колебаний очень сильно влияет трение в шинах ведущих колес. Резонанс этой формы крутильных колебаний не был обнаружен в реальной трансмиссии, а на электрическом аналоге его удалось обнаружить только тогда, когда была значительно уменьшена величина трения в шинах. Амплитуда резонансных колебаний трехузловой формы ничтожно мала на полуосях, а амплитуда резонансных колебаний четырехузловой формы ощутимо проявляется только на карданном валу. То же самое наблюдается и в реальной трансмиссии. 2.5.5. При введении трения в демпфер крутильных колебаний значительно сдвигается частота трехузловой формы. При увеличении трения резонансная частота смещается от 31 Гц до 80 Гц, т.е. Кривые Аг./(К) I, 2, 3 - для одноузловой формы колебаний на Cj, С2» Сд соответственно; 4, 5, б - для резонанса трехузло-вой формы на Ср С2 и Сд соответственно; 7 - для резонанса четы» рехузловой формы на С2. Кривые #гг(Мт) 8, 9, 10 - для одноузловой формы колебаний соответственно; II, I2t ІЗ - для резонанса трехузловой формы на Ср С2, Сд соответственно; 14 - для резонанса четырехузловой формы на С2. при больших значениях трения происходит блокировка демпфера крутильных колебаний. При повышении величины трения частота одноуз-ловой формы колебаний снижается незначительно. Результаты исследований влияния вязкого и сухого трения, вводимого между массами J2. и Js показаны на рис.2.5.2. Из графиков этого рисунка ясно, что: 2.5.6. Даже небольшие значения трения почти полностью рас сеивают энергию резонансных колебаний четырехузловой формы. Иссле дования, проведенные на Горьковском автозаводе 49 J, показали, что в реальной трансмиссии автомобиля резонанс четырехузловой формы может возбуждаться неравномерностью работы шестерен глав ной передачи. При этом амплитуда колебаний момента достигает 76 Н.м на карданном валу [ 9j. Однако, учитывая, что величина среднего крутящего момента, передаваемого карданным валом составляет величину около 2000 И»м, а пиковое значение при одноузловой форме еще выше, эти крутильные колебания четырехузловой формы существенного влияния на прочность и долговечность основных валов трансмиссии не окажут. При этом следует иметь в виду, что они проявляются только на карданном валу. Следовательно, введение трения между массами t/2 и J3 положительного эффекта может не дать.
Упрощенное определение оптимального значения трения в демпфере крутильных колебаний
Сравнивая результаты, приведенные в табл.3.1.2 с данными табл.3.1.3 и 3.1.4, можно увидеть, что погрешности решения системы дифференциальных уравнений из-за неточности определения исходных параметров вполне соизмеримы с погрешностями упрощенного метода.
Кроме того, следует иметь ввиду, что резонансные колебания с частотой Рд по результатам дорожных испытаний имеют существенную амплитуду только при движении автомобиля на высших передачах. На низших передачах их амплитуда весьма мала и частоты их могут существенно отличаться от расчетных, так как при малых амплитудах значительно сказывается нелинейность системы.
Исходя из изложенного выше можно заключить, что для автомобилей, имеющих компоновку трансмиссии и соотношения масс и жест-костей ее, подобные автомобилям ГАЗ-24- и ГАЗ-53А, можно для оценки частот собственных колебаний Р» Рд и Ря использовать упрощенные формулы 3.1.I - 3.1.3. При этом во всех случаях, кроме определения Рд на низших передачах, ошибка будет порядка 10%, что вполне достаточно для практических целей конструирования трансмиссий. Можно предложить, что для автомобилей, имеющих другую компоновку трансмиссии удастся получить аналогичные формулы, обладающие достаточной точностью, проводя исследования по выявлению необходимых масс и жесткостей для подстановки в упрощенные -формулы.
Приведенный упрощенный метод, не исключая другие способы, позволяет оперативно произвести предварительную оценку частот собственных колебаний трансмиссии автомобиля. Использование в инженерных расчетах простых формул имеет важное значение для предварительной оценки сложной колебательной системы трансмиссии автомобиля. На первый взгйяд можно подумать, что представленный метод широко использовался и используется ["74, 116 ] . Однако надо сказать, что в работе ( ІІбД в 91 "О приближенных методах определения собственных частот и векторов" говорится, что при некоторых условиях в системе с двумя степенями свободы собственные частоты могут приближаться к парциальным. В нашем же случае система с пятью степенями свободы. Там же (в 58) указывается, что парциальные частоты лежат между собственными и отмечен один частный случай равенства собственных частот парциальным, когда парциальные частоты равны между собой в системе с двумя степенями свободы. Во всей работе С.П.Стрелкова нет рекомендаций по использованию парциальных частот вместо собственных в системах со степенями свободы больше двух.
В работе [74-] П.П.Лукина рассматриваются системы с одной степенью свободы, полученные в результате объединения некоторых масс и жесткостей пятимассовой системы. В этой работе указывается, что собственные частоты таких упрощенных систем могут быть использованы для приближенного определения первых трех собственных частот системы. Однако в данной работе не приведено таких схем для определения собственной частоты четырехузловой формы колебаний; не имеется оценки точности данного приближенного метода и нигде в работе не указано, что частоты и зависимости, полученные из этих простых схем, можно использовать для оценки -резонансных режимов реальной трансмиссии и корректировки ее параметров в случае необходимости, а полученные приближенные значения частот используются для определения частот собственных колебаний путем решения частотного уравнения четвертой степени методом Гольцера. П.П.Лукин прямо говорит: "Для того, чтобы воспользоваться методом Гольцера, нужно приближенно найти первые три, нас интересующие, частоты собственных колебаний. Для предварительного приближенного определения первой частоты приведем многомассовую систему к системе одной массы..." Т.е. нет никаких рекомендаций по непосредственному использованию простых зависимостей в инженерных расчетах параметров трансмиссии в отличие от изложенной выше методики.
Известно, что на трехузловую форму крутильных колебаний решающее значение оказывает величина жесткости узла между массой маховика, сцепления в сборе с одной стороны и массой вращающихся деталей коробки передач. Так как резонанс трехузловой формы возникает из-за совпадения третьей частоты свободных колебаний трансмиссии с главной гармоникой переменной составляющей крутящего момента двигателя, то можно, пользуясь приведенной методикой определения частот собственных колебаний, определить вышеуказанную жесткость для автомобилей с четырехтактными двигателями по формуле: П - минимально возможная частота вращения двигателя; Z - число цилиндров двигателя; J - момент инерции маховика, сцепления в сборе и коленчатого вала двигателя; момент инерции вращающихся масс коробки передач, барабана трансмиссионного тормоза. В случае, если по конструктивным соображениям реализовать жесткость, полученную по формуле 3.1.4 невозможно, то можно определить жесткость упругой муфты, которую необходимо поставить в указанный узел для тех же условий: В этом случае необходимости в элементе трения в упругой муфте нет. Если же установка такой муфты не обеспечивает исключение резонанса, то уменьшить его амплитуду можно путем рассеивания энергии колебаний за счет трения.
Анализ возможности снижения амплитуд и частот треху формы
Экспериментальные исследования трансмиссии автомобиля ГАЗ-53А, проведенные ранее [21» І38І показали, что амплитуды колебаний одноузловой формы на всех валах и трехузловой формы на первичном валу коробки передач имеют существенную величину. Имеющийся в действующей трансмиссии демпфер крутильных колебаний смещает частоту резонанса трехузловой формы, вызываемого неравномерностью работы двигателя, в зону нерабочих скоростей автомобиля. При переключении с третьей передачи на четвертую и при резком включении сцепления возникают затухающие колебания одноузловой формы с большой первоначальной амплитудой. В результате этого происходит замыкание пруаин демпфера крутильных колебаний, значительно повышается жесткость этого узла системы и, при скорости около 30 км/ч, наступает резонанс трехузловой формы. Это приводит к тому, что максимальное значение крутящего момента на первичном валу коробки передач (рис.6.3.1) достигает весьма большого значения - 800 Н«м [217 .
Анализ осциллограмм показал, что максимальный крутящий момент в этом случае состоит из величины среднего момента (21$), амплитуды колебаний одноузловой формы (63%) и амплитуды колебаний трехузловой формы (16$). Такие высокие значения момента возникают только в первоначальный момент включения сцепления. Последующие периоды одноузловых колебаний имеют меньшую амплитуду, однако амплитуда колебаний трехузловой формы уменьшается значительно меньше и при этом растет их доля. Например, максимальный крутящий момент при третьем периоде одноузловых колебаний состоит из 40% среднего момента, 34% амплитуды одноузловой формы крутильных колебаний и 26% амплитуды трехузловой формы. Следует иметь в виду, что колебания трехузловой формы имеют довольно большую частоту-80 Гц, что может отрицательно сказаться на долговечности деталей трансмиссии.
На карданном валу и полуосях при включенной прямой передаче амплитуды колебаний одноузловой формы не опасны. Однако на первой передаче, в результате сложения амплитуды колебаний одноузловой формы со средним моментом, максимальные значения крутящего момента достигают 3300 Н»м на карданном валу и II600 Н«м на полуоси [138] .
Двухузловая форма крутильных колебаний в действующей трансмиссии автомобиля не проявляется в связи с действием сухого и вязкого трения в шинах ведущих колес.
Четырехузловая форма крутильных колебаний, возникающая главным образом на карданном валу, имеет высокую частоту (147 Гц) и весьма малую амплитуду.
Из вышеизложенного следует, что, главным.образом, одноузло-вая форма крутильных колебаний вызывает значительные переменные нагрузки в трансмиссии автомобиля. Эпизодический резонанс трехузловой формы можно ликвидировать,увеличив момент замыкания пружин демпфера или значительно снизив амплитуды колебаний одноузловой формы.
Таким образом, ясно, что для уменьшения нагрузок, вызываемых крутильными колебаниями, в трансмиссии необходимо уменьшить амплитуды колебаний одноузловой формы. Кроме того, из вышеизложенного следует, что с целью определения путей снижения амплитуд этих колебанйі необходимо в первую очередь исследовать развитие крутильных колебаний на первой и четвертой передачах.
При теоретическом решении вопроса о снижении амплитуд одно-узловой формы крутильных колебаний необходимо воспользоваться данными о влиянии конструктивных параметров на амплитуды и частоты крутильных колебаний (глава 2). Изменять величину массы маховика в сторону уменьшения не представляется возможным по соображениям условий работы двигателя. На увеличении массы маховика рассчитывать тоже нельзя, так как это приведет к увеличению металлоемкости. Тоже можно сказать и о других вращающихся массах трансмиссии автомобиля. Таким образом, остается снизить амплитуды колебаний одноузловой формы путем снижения жесткости Со заднего моста трансмиссии и введения трения в соответствии с известным положением С79]« 0Т уменьшения величины Сд амплитуда трехузловой формы крутильных колебаний должна увеличиваться (глава 2, рис.2.2.6), но это не опасно, так как резонанс трехузловой формы крутильных колебаний должен быть выведен из зоны рабочих скоростей автомобиля. Амплитуда четырехузловой формы при этом тоже возрастает, но этот прирост практически не скажется на нагружен-ности валов трансмиссии, так как коэффициент передачи по валам, по сравнению с одноузловой и трехузловой формам, очень мал.
При конструктивном решении вопроса о снижении жесткости, если нет других возможностей, обычно используют демпфер, который состоит из упругого элемента и элемента трения, предназначенного для рассеивания энергии крутильных колебаний. Так как вопрос разрешается относительно одноузловой формы колебаний, то никакой речи о выводе их из зоны рабочих скоростей автомобиля быть не может.
В связи с этим были проведены исследования влияния демпферов с различными значениями жееткостей и различными значениями величин сухого и вязкого трений на амплитуды одноузловой формы колебаний. На рис.4.1.I представлены графики зависимости относительного изменения амплитуды резонансных колебаний от величины коэффициента сопротивления вязкого трения при включенной прямой передаче при величине жесткости демпфера равной 600 Н»м/рад (Cn = 4120 Н»м/рад) и возбуждении трансмиссии со стороны двигателя.
