Исследование мехатронной системы двойного сцепления трансмиссии автомобиля тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.05, кандидат технических наук Зайцев, Александр Русланович

• Зайцев, Александр Русланович
• кандидат технических наук
• 2013

Оглавление диссертации кандидат технических наук Зайцев, Александр Русланович

СОДЕРЖАНИЕ

Стр.

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

ВВЕДЕНИЕ

1. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Основные элементы, структура и принцип работы мехатронных систем двойного сцепления

1.2. Система управления преселективной КПП

1.3. Селектор передач и функция «Типтроник»

1.4. Система автоматического управления

1.5. Описание процесса переключения передач

1.6. Технические требования, предъявляемые к МСДС

1.7. Выводы по первой главе

2. ФОРМИРОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛЬ СТАТИКИ

2.1. Допущения, принятые при моделировании

2.2. Кинематика диафрагменных пружин

2.3. Статические уравнения равновесия сил и моментов

2.4. Составление геометрических цепей системы

2.5. Численное решение системы уравнений

2.6. Выводы по второй главе

3. ФОРМИРОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ

ОСЕВОЙ ДИНАМИКИ

3.1. Формирование расчётной модели

3.2. Составление системы уравнений движения

3.3. Решение задачи о свободных колебаниях

3.4. Поведение системы при вынужденных колебаниях

3.5. Применение ЭВМ для динамического анализа системы

3.6. Выводы по третьей главе

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ

4.1. Методы экспериментального исследования

4.2. Методика экспериментального определения упругих характеристик лепестков диафрагменных пружин

4.3. Методика экспериментального определения осевой жёсткости кожуха и нажимного диска первого сцепления

4.4. Методика экспериментального исследования упругих характеристик центральной плиты

4.5. Методика измерения осевой жёсткости корзины

4.6. Методика измерения осевой жёсткости пакетов пластинчатых пружин

4.7. Испытательная установка для определения нагрузочных характеристик

4.8. Верификация математической модели статики

4.9. Анализ перекрёстного влияния сцеплений

4.10. Верификация математической модели динамики

4.11. Выводы по четвёртой главе

5. ИССЛЕДОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКИХ МОДЕЛЕЙ

5.1. Анализ наиболее критичных функциональных элементов по долговечности и точности

5.2. Методика определения допустимых погрешностей изготовления функциональных элементов

5.3 Определение допустимой величины износа

фрикционных дисков

5.4. Оптимизация конструктивных параметров диафрагменных пружин

5.5. Исследование осевой динамики

5.8. Выводы по пятой главе

6. ОПТИМИЗАЦИЯ АВТОМАТИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯ

6.1. Принцип работы САУ при переключении передач

6.2. Критерии качества автоматического управления

6.3. Методика определения оптимальных значений частных показателей качества

6.4. Настройка алгоритмов системы управления

6.5. Выводы по шестой главе 153 ЗАКЛЮЧЕНИЕ 155 БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 157 ПРИЛОЖЕНИЯ

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ

ДВС — двигатель внутреннего сгорания;

МСДС — мехатронная система двойного сцепления;

КПП — коробка переключения передач;

ОДУ — обыкновенное дифференциальное уравнение;

САУ — система автоматического управления.

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Исследование мехатронной системы двойного сцепления трансмиссии автомобиля»

ВВЕДЕНИЕ

1. Актуальность темы диссертации

В автомобилях, оснащённых двигателями внутреннего сгорания, на время переключения скоростей сцепление разрывает кинематическую связь двигателя с трансмиссией. В этот период прекращается разгон автомобиля, и двигатель работает вхолостую. В 1939 году французским изобретателем Адольфом Кергессе был предложен первый вариант так называемого двойного сцепления, которое позволяет устранить указанный недостаток. Одно сцепление устанавливается в кинематической цепи предыдущей ступени передач, а второе - в следующей ступени в ряде передаточных отношений (большей или меньшей). Процессы размыкания цепи предыдущей ступени передач и замыкания следующей ступени накладываются во времени. В результате существенно сокращается длительность процесса переключения скоростей, экономится потребляемое топливо и снижается уровень выбросов в атмосферу углекислого газа.

По виду трения двойные сцепления разделяют на сухие (работают в воздушной среде) и мокрые (погружены в масляную ванну). Оба типа двойных сцеплений в настоящее время успели получить широкое распространение. Данная диссертационная работа посвящена исследованию только мехатронных систем сухих фрикционных двойных сцеплений (здесь и далее для краткости просто двойных сцеплений).

Двойное сцепление является мехатронной системой, состоящей из механизма сцепления (объекта управления), привода (электрического, гидравлического или комбинированного принципа) и блока автоматического управления. Двойное сцепление, в свою очередь, входит в состав роботизированной коробки переключения передач (КПП) (рисунок 1).

Механизм двойного сцепления состоит из двух независимых кинематических цепей, ведущих к дифференциалу моста автомобиля. Во

время движения автомобиля коленчатый вал двигателя I вращает фрикционную коробку двойного сцепления II. При закрытии первого сцепления через ведущий вал IV включаются первая, третья, пятая или седьмая передачи. Вторая, четвёртая, шестая и задняя передачи включаются при закрытии второго сцепления и подачи момента на ведущий полый вал III. В соответствии с включённой передачей оба ведущих вала передают момент к ведомым валам V, VI и VIII соответственно. Все три ведомых вала КПП соединены с главной передачей дифференциала X.

Селектор передач

И»

И» 4«.

И»

f

ш® Ul

Система автоматического управления ДС

Механизм переключения передач

Система автоматического управления двигателем

Д7

Рисунок 1 : Принципиальная схема роботизированной КПП с механизмом двойного сцепления

Системы автоматического управления сцеплением и автомобилем в целом (САУ) обрабатывают сигналы, поступающие с датчиков (Д1-Д8). Сравнивая частоты вращения ведущих и ведомых валов, они определяют соответствующие разности частот вращения элементов двойного сцепления. Датчик положения педали газа сообщает о намерениях водителя (разгон/торможение). Из селектора передач поступает информация о заданном режиме движения («Winter», «Sport», и т.д.).

На основании полученных данных САУ принимает решение о необходимости переключения передачи, посылает сигнал в привод, который

открывает одно сцепление и через адаптивно регулируемый интервал времени закрывает другое. Момент попеременно передаётся через первое и второе сцепления. Частичное совмещение во времени процессов открытия и закрытия сцеплений обеспечивает практически непрерывную передачу движущего момента (рисунок 2), что является главным достоинством роботизированных КПП с механизмами двойных сцеплений.

Рисунок 2: Цикловая диаграмма открытия-закрытия сцеплений при разгоне автомобиля

Разработка и анализ мехатронных системой двойного сцепления осложняются соревновательными процессами переключения передач. В один и тот же момент времени одна из муфт частично разомкнута, а другая частично замкнута. В этот момент из-за разницы передаточных отношений параллельных ветвей кинематических цепей происходит пробуксовка сцеплений. Передаваемый момент и скорость являются функциями от текущего состояния и параметров сразу двух механизмов сцепления и смежных ступеней передач. Для мехатронных устройств данного вида остро стоит проблема снижения износа и тепловыделения за счет оптимальной настройки средств автоматического управления, а также выбора рациональных схемных решений и оптимизации их конструктивных параметров.

В открытой печати публикации по теории мехатронных систем двойных сцеплений до сих пор представляют большую редкость и не носят системного характера. Тем не менее, нельзя не отметить, что решением различных задач, связанных с вопросами автоматического управления автомобильными трансмиссиями, оснащёнными классическими однодисковыми фрикционными сцеплениями, занимались учёные: Айзерман М.А., Гивартовский Л.А., Воронин H.H., Захарик Ю.М., Карунин A.JL, Кретов A.B., Науменко

8

Б.С., Петров В.А., Румянцев JI.A., Jinsung К., Bataus M.V., Chunsheng N., Seibum B.C. и другие.

Ведущими производителями мехатронных систем двойных сцеплений на сегодняшний день являются фирмы Borg Warner, Getrag, LuK и другие, для которых инновации в данной области являются одним из приоритетных направлений коммерческой деятельности.

Таким образом, актуальность темы диссертационной работы определяется перспективностью мехатронных систем двойных сцеплений и необходимостью теоретического обоснования выбора их схемных и параметрических решений.

2. Цели и задачи работы

Основной задачей работы является теоретическое обоснование выбора схемных решений и конструктивных параметров мехатронных систем двойного сцепления, а также оптимизация алгоритмов их автоматического управления с целью улучшения топливно-экономических, тягово-скоростных и экологических характеристик автомобиля.

3. Основные положения, выносимые на защиту

• Разработанная математическая модель кинематики мехатронной системы двойного сцепления, обеспечивающая основной канал обратной связи автоматического управления по нагрузочным характеристикам.

• Разработанная математическая модель осевой динамики двойного сцепления, позволяющая анализировать влияние внешних динамических возмущений на нагрузочные характеристики и управление двойного сцепления.

• Сформированные законы автоматического управления приводом, позволяющие адаптироваться к износу фрикционных накладок.

• Предложенная методика оптимизации алгоритмов автоматического управления мехатронной системой сцепления по критериям долговечности фрикционных накладок и тягово-скоростным характеристикам автомобиля.

4. Методы исследований

В ходе выполнения работы использовались методы теоретической механики, теории механизмов и машин, сопротивления материалов, теории автоматического управления и теории колебаний.

При выборе и обосновании предлагаемых математических моделей применялся натурный эксперимент и компьютерное моделирование методом конечных элементов в программе Ansys. При проведении на компьютере численных расчетов, выполнении сложных аналитических преобразований и для построения графиков использовался программный пакет Matlab, а также языки программирования С++ и .NET в среде Microsoft Visual Studio Express.

5. Научная новизна работы заключается в следующем:

• Предложены математические модели кинематики и осевой динамики меха-тронных систем двойных сцеплений, необходимые для настройки системы автоматического управления по нагрузочным характеристикам.

• Получены зависимости нагрузочных характеристик мехатронной системы двойного сцепления от геометрических и упруго-диссипативных параметров его элементов.

• Сформированы законы управления привода, позволяющие адаптироваться к износу фрикционных накладок.

• Сформулирована методика настройки САУ мехатронной системы двойного сцепления для случаев последовательного и стандартного режимов переключения передач.

• Предложены методы измерений и комплект оснастки для экспериментального определения осевых жёсткостей деталей и сборочных подгрупп механизма двойного сцепления.

6. Достоверность результатов

Достоверность результатов, содержащихся в диссертации, подтверждена корректным использованием математического аппарата теоретической механики, результатами экспериментальных исследований, а также сходимо-

стью результатов расчётов, полученных с помощью математического моделирования, с результатами компьютерных симуляций, базирующихся на использовании метода конечных элементов.

7. Практическая ценность работы

Выполненные в диссертации исследования доведены до практической реализации в виде пакета расчётных прикладных программ и инженерных рекомендаций, предназначенных для решения задач конструирования, оптимизации и анализа мехатронных систем двойного сцепления.

Разработанные автором методики и математические модели успешно применяются фирмой LuK GmbH & Co. KG при проектировании и оптимизации мехатронных систем двойных сцеплений, устанавливаемых в автомобилях ведущих автомобилестроительных фирм.

8. Апробация работы и публикации

Основные положения диссертационной работы докладывались в Санкт-Петербургском государственном политехническом университете на кафедре «Автоматы», на фирме LuK GmbH & Co. KG в городе Бюль, Германия, а также на третьей международной научно-практической конференции «Современное машиностроение. Наука и образование» в Санкт-Петербурге.

Диссертационная работа выполнена автором самостоятельно, её основные результаты представлены в четырёх научных публикациях.

9. Структура и объём работы

Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, списка литературы и приложений. Общий объём работы составляет 168 страниц, включая 5 таблиц, 87 рисунков, приложение - 2 страницы. Список литературы включает 107 источников.

1. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

В первой главе диссертации определяются границы объекта исследования — мехатронной системы двойного сцепления, освещается его компоновка в рамках автомобильной трансмиссии, формулируется круг решаемых им задач и накладываемых на него ограничений. Кратко рассматривается структура и принцип работы основных компонентов роботизированной КПП. Исследуется взаимодействие между механической частью и приводным механизмом на примере семиступенчатого привода DSG компании Volkswagen.

Рассматривается структура САУ трансмиссией и её место в сети электроконтроллеров, формирующей общую систему управления автомобилем. Подробно описывается принцип работы привода на примере процесса переключения передач во время разгона автомобиля.

Помимо этого, обсуждаются общие проблемы управления, возникающие в процессе эксплуатации мехатронной системы двойного сцепления (МСДС); последствия принятия неправильных управленческих решений; возможный потенциал оптимизации процессов управления и конструкции.

Из всех процессов управления трансмиссией выделяются те, которые напрямую связаны с механической составляющей двойного сцепления. Формулируется перечень требуемых входных и выходных связей между математическими моделями и системой управления трансмиссии при проектировании блока управления.

На основании проведённого анализа формулируются технические требования, предъявляемые к МСДС. Тем самым, задаются предпосылки для дальнейшей разработки математических моделей, на базе которых возможно эффективное решение задач управления, а также проведение многокритериальной оптимизации параметров и структуры.

1.1. Основные элементы, структура и принцип работы мехатронных систем двойного сцепления

Двойное сцепление является частью автомобильной трансмиссии — совокупности агрегатов и механизмов, передающих вращательный момент двигателя валам ведущих колёс и изменяющих его параметры: мощность, частоту и направление вращения. Роботизированная КПП должна обеспечивать широкий диапазон регулирования вращательного момента при высоком коэффициенте полезного действия, возможность трогания с места, движение задним ходом, а также возможность холостой работы двигателя.

Автомобильная трансмиссия

Дифференциал

Рисунок 1.1: Структурная схема автомобильной трансмиссии с двойным сцеплением

Двойное сцепление передаёт вращательный момент и способно временно отсоединять компоненты трансмиссии от работающего двигателя. Периодический характер процесса работы двигателя внутреннего сгорания вызывает крутильные колебания. Пружинно-демпферная система двойного сцепления (иногда эту функцию на себя берёт двухмассовый маховик) должна изолировать эти колебания и обеспечивать равномерную работу всех последующих компонентов автомобильной трансмиссии.

Рассмотрим принцип работы роботизированной КПП, оснащённой МСДС. Схема, представленная на рисунке 1.2, условно разбита на три части: двигатель, двойное сцепление и КПП. Ведомые зубчатые колёса, отвечающие за нечётные передачи, соединены с внутренним валом, на котором крепится первое сцепление. Чётные и задняя передачи включаются через соединение с полым валом, на котором закреплено второе сцепление. Оба вала могут вращаться и передавать момент от двигателя независимо друг от друга.

При трогании автомобиля с места САУ сначала подаёт сигнал механизму переключения передач о необходимости включения первой передачи, после чего с помощью привода закрывается первое сцепление. В таком состоянии момент от двигателя передаётся по внутреннему ведущему валу. При дальнейшем разгоне, когда число оборотов двигателя достигает определённой величины, САУ принимает решение о включении второй передачи и второе сцепление начинает закрываться. Спустя определённый интервал времени подаётся команда на открытие первого сцепления. Момент от двигателя начинает передаваться на главную передачу автомобиля через ведущий полый вал.

Наличие МСДС позволяет не только значительно снижать время разгона автомобиля, но и также существенно экономить расходуемое топливо, ввиду сокращения холостой работы двигателя в моменты прерывания передачи вращательного момента. Современные трансмиссии, оснащённые двойным сцеплением, способны обеспечивать переключение между передачами в пределах 0,1-0,5 миллисекунд и максимально передаваемый момент вплоть до 700 Нм [74, 92, 94].

Рассмотрим основные элементы, входящие в типовую схему МСДС. На рисунке 1.3 схематично изображена половина сечения его конструкции.

1,2 — нажимные диски; 3,4 — фрикционные (ведомые) диски; 5 — центральная плита; 6 — центральный подшипник; 7 — кожух сцепления; 8 — корзина сцепления; 9, 10 — диафрагменные (тарельчатые) пружины; 11, 12 — выжимные подшипники привода.

В качестве основного передаточного элемента в двойном сцеплении используются диафрагменные пружины (9, 10). В литературе их также иногда называют тарельчатыми пружинами. Диафрагменные пружины имеют форму усечённого конуса и состоят из сплошного кольца с расположенными на нём лепестками, выполняющими функцию упругих отжимных рычагов. Данный вид пружин получил широкое распространение благодаря ряду достоинств. Так, например, использование диафрагменных пружин приводит к значительному упрощению конструкции сцеплений, уменьшению осевых размеров, сокращению общего числа деталей, обеспечению равномерного распределения нагрузки на фрикционных дисках, и т.д. [79].

Рисунок 1.4: Диафрагменная пружина

Кожух сцепления (7) и корзина сцепления (8) фиксируются заклёпками на нажимном диске (1) и центральной плите (5) соответственно.

Нажимные диски (1, 2) предназначены для прижатия фрикционных дисков (3, 4) к центральной плите (5), синхронно вращающейся вместе с двигателем. Работа всех фрикционных сцеплений основана на использовании касательных сил трения, возникающих в зоне контакта ведущих и ведомых элементов при их относительном угловом смещении. При этом возникающая сила трения пропорциональна нормальной силе, сжимающей эти элементы.

Рисунок 1.5: Фрикционный диск (ведомый диск)

Для возврата нажимных дисков в исходные позиции при открытии сцеплений, то есть для обеспечения минимально необходимого воздушного зазора при отсоединении трансмиссии от работающего двигателя, используются наборные пакеты пластинчатых пружин (на рисунке 1.3 не отмечены).

1.2. Система управления преселективной КПП

Помимо системы управления трансмиссией в современных автомобилях присутствует целый ряд других мехатронных блоков управления, оснащённых электроконтроллерами. Среди них можно отметить системы управления двигателем, АБС, механизмом инжекторного впрыска, приборной индикации, рулевой стойки, бортовой электрической сети, системы диагностики и т.д. Все электроконтроллеры объединены шинами в единую CAN-сеть (англ. Controller Area Network). Это позволяет им своевременно обмениваться между собой необходимой информацией для принятия управленческих решенийЬ [49, 80]. Так, например, система управления двигателем может сообщать мехатронному блоку трансмиссии о показаниях своих датчиков числа оборотов двигателя, а система управления сенсорным пакетом селектора передач обрабатывает и посылает команды, поступающие непосредственно от водителя. На рисунке 1.6 представлен пример CAN-сети электроконтроллеров системы управления современным автомобилем.

Диагностический штекер Рисунок 1.6: СА'Ы-сеть электроконтроллеров системы управления автомобиля

Где: 1 — Устройство индикации приборной панели; 2 — Интерфейс диагностики шины данных; 3 — Блок управления АБС; 4 — Блок управления датчиками селектора передач; 5 — Блок управления инжекторным впрыском;

6 — Блок управления МСДС; 7 — Блок управления бортовой электрической сетью; 8 — Блок управления электроникой рулевой стойки; 9 — Блок управления двигателем.

В большинстве случаев преселективные КПП требуют более сложного и точного управления по сравнению со стандартными автоматическими КПП. Это вызвано высокоскоростными и синхронизированными во времени процессами открытия-закрытия сцеплений и переключения передач. Структура системы управления определяется конструктивным исполнением трансмиссии и приводных механизмов двойного сцепленя. Так, например, в трансмиссиях DSG приводные механизмы выполнены в виде системы механических рычагов и каскада гидравлических поршней [80]. В приводах компании Huyndai, устанавливаемых с 2011 года на спортивные автомобили марки Veloster, используется принцип прямого электрического закрытия сцепления посредствам линейных электродвигателей без промежуточных механических передаточных механизмов. В преселективных коробках Ford и Renault, разработанных компанией Getrag, используется электромеханический приводной механизм [103, 106].

Каждый новый концепт накладывает ряд уникальных граничных условий на исполнение системы управления. Дальнейшее рассмотрение будет сосредоточено на примере САУ семиступенчатого привода DSG. Структурная и электрическая схемы его системы управления приведены в приложениях П1 и П2 [104].

1.3. Селектор передач и функция «Типтроник»

Для ввода команд, поступающих непосредственно от водителя автомобиля, в преселективных КПП используется селектор передач,

выполненный аналогично рычагам управления в стандартных автоматических КПП. В него интегрирован ряд датчиков, определяющих его положение, и система магнитной блокировки. Положение селектора считывается с помощью сенсоров и передаётся через сеть CAN-контроллеров в САУ трансмиссии. В случае если система управления не может определить положение селектора по причине выхода из строя одного из датчиков, оба сцепления принудительно переводятся в открытое положение до устранения неисправности.

В большинстве случаев на селекторе доступны следующие опции:

Р — «Parken» Парковка;

R — «Rückwärtsgang» Задняя передача;

N — «Neutralstellung» Нейтральная передача;

D — «Dauerstellung für Vorwärtsfahrt» Стандартный режим автоматического переключения передач;

«+» и «-» — Функция «Tiptronic».

Помимо этого, во многих современных автомобилях, оснащённых автоматическими Kl Ш, встречаются переключатели режимов работы трансмиссии, оказывающие непосредственное влияние на настройки САУ. Кроме стандартного режима наиболее распространены установки [49]:

• «Sport» — переключение передач на более высоких оборотах двигателя. Более динамичный разгон в ущерб расходу топлива и износу фрикционных дисков сцеплений;

• «Winter» — трогание со второй передачи при плавном закрытии сцеплений для предотвращения возможной пробуксовки колес.

Типтроник (у некоторых автопроизводителей также известный, как Steptronic, AutoStick, S-Matic и т.д.) — возможность ручного (последовательного) переключения передач. Для выбора ручного режима селектор заходит в специальный паз на панели, где он может перемещаться в двух направлениях — «плюс» или «минус». Также на некоторых моделях

автомобилей возможно ручное переключение на руле с помощью кнопок, аналогичное селектору. Метод ручного переключения представляет собой подачу с помощью селектора передач команды системе управления о желании повысить или понизить используемую передачу. Далее система управления принимает решение, что делать в ответ на поступившую команду.

При достижении двигателем максимально разрешённого числа оборотов в режиме «Типтроник» система управления принудительно повышает передачу. Аналогичным образом при достижении минимального числа оборотов происходит автоматическое понижение передачи или переход в нейтральную передачу.

1.4. Система автоматического управления

В семиступенчатом приводе DSG система управления двойным сцеплением оснащена независимой от редуктора системой циркуляции масла. Обрабатывая сигналы ряда периферийных датчиков, она регулирует работу электрогидравлической приводной системы сцеплений, а также приводных механизмов переключения передач.

САУ обрабатывает сигналы датчиков, а также сигналы других систем управления автомобилем, поступающие через сеть CAN-контроллеров. Ей принимаются решения и возбуждаются все действия и измерения. Анализируя показания датчиков, САУ способна адаптивно учитывать положение выжимных подшипников приводных механизмов и вилок переключения передач для автоматического управления состоянием всех электромагнитных клапанов гидравлической цепи.

Благодаря встроенной насосной станции САУ поддерживает уровень давления масла, необходимый для переключения передач и закрытия-

открытия сцеплений. В приводе гидравлический аккумулятор имеет

рабочий объём 0,2 литра и обеспечивает постоянство давления, прилагаемого к магнитным клапанам, даже при кратковременных отключениях насоса. Общий объём масла гидравлической системы составляет 1,1 литра [104]. Принципиальная гидравлическая схема циркуляции масла МСДС представлена на рисунке 1.7.

•-гш

Приводной механизм 1

Приводной механизм 2

Вилка переключения передач 1/3

Вилка переключения передач 5П

Вилка переключения Вилка переключения

передач 2/4

передач 6Ш

Рисунок 1.7: Принципиальная гидравлическая схема циркуляции масла

в МСДС привода ОБО

Насос подаёт масло через фильтр в сторону редукционного клапана, гидроаккумулятора и гидравлического датчика давления. Направление вращения электродвигателя насосной станции, и, соответственно, циклы подачи масла регулируются САУ, которая своевременно переключает схему запитки статора. При переключении полюсов между возможными фазами происходит изменение направления вращения магнитного поля статора, что приводит к изменению в направлении вращения ротора. В случае неполадки

в электродвигателе давление масла в системе падает, и оба сцепления открываются автоматически под действием сил сопротивления пакетов пластинчатых пружин. Это способствует предотвращению возможных поломок трансмиссии.

Предохранительные магнитные клапаны 1 и 2 (см. рисунок 1.8) регулируют уровень давления масла в распределительных механизмах. При наличии неисправности в механической части двойного сцепления, данные магнитные клапаны в состоянии полностью отключить соответствующую кинематическую цепь привода во избежание серьёзной поломки трансмиссии.

Масленый речурвуар Гидравлический насос

Магигтный клапан передач б/Я

Предохр ампельный магнитный клапан 1

Магншный клапан ШІ2

Магнитный клапан передач 2'4

Электромотор гидравлической станции

Рисунок 1.8: Система управления МСДС привода ОБО [104]

Магнитные клапаны передач 1/3, 2/4, 5/7 и 6/Я отвечают за подачу масла к приводным механизмам переключения передач. С помощью привода могут быть включены две различные передачи. В случае включения на селекторе режима «Нейтральная передача», все приводные механизмы переводятся системой управления в нейтральное положение. При включении

Электрогидравлнческая СУ

Исполнительный механизм 1

Псполнитепьный механизм 1

Предохр ампельный магнитный клапан 1

Магнитный клапан передач 1/3

режима «Парковка» и выключенном зажигании система управления включает одновременно первую и заднюю передачи. В таком состоянии из-за разницы в передаточных отношениях и направлении вращения ведомых валов замкнутых кинематических цепей автомобильный привод становится полностью обездвиженным.

Магнитные клапаны ПМ1 и ПМ2 регулируют уровень давления масла, подаваемого на приводной механизм, обеспечивающий закрытие и открытие обоих сцеплений. При отсутствии напряжения в электрической цепи оба клапана, а вместе с ними и оба управляемых сцепления переходят автоматически в открытое состояние.

Датчик числа оборотов на входном валу трансмиссии расположен в корпусе привода. Число оборотов на входном валу соответствует числу оборотов двигателя (при пренебрежении небольшой разницы из-за демпфирования крутильных колебаний во время переходных процессов). При выходе датчика из строя, система управления способна использовать в качестве сигнала-заменителя информацию о числе оборотов двигателя. Эта информация поступает в систему управления двойным сцеплением от системы управления двигателем через сеть САЫ-контроллеров.

Датчик положения приводного механизма переключения передач б 'К

Температурный датчик

Датчик числа оборотов ведущего вала трансмиссии 2

Датчик положения приводного механизма переключения передач 5/7

Датчик числа оборотов ведущего ваші трансмиссии 1

'Электроконтроллер

Датчик положения прів одно го механизма переключения передач 1/3

Крепёжный элемент

Датчик положения приводного механизма переключения передач 4/2

Датчик числа оборотов входного вала трансмиссии

Рисунок 1.9: Расположение датчиков в системе управления [104]

Показания датчиков числа оборотов ведущих валов сравниваются с данными датчика числа оборотов входного вала для вычисления и регулирования величины проскальзывания сцепления. При выходе одного из внутренних датчиков из строя система управления полностью отключает соответствующую кинематическую цепь, тем самым вдвое уменьшая общее число доступных передач.

Температурный датчик системы управления установлен в непосредственной близости с электроконтроллером, корпус которого постоянно находится в контакте с горячим маслом, что приводит к неизбежному нагреву. Высокая температура может привести к выходу из строя ряда электронных компонентов. При достижении критической температуры система управления способна принудительно снизить передаваемый вращательный момент двигателя, что позволяет избежать дальнейшего повышения температуры масла и перегрева электроники.

Мембранный датчик давления масла интегрирован в гидравлическую цепь. Система управления использует показания данного датчика для управления электродвигателем гидравлической станции. При достижении максимально допустимого уровня давления масла происходит отключение насоса. При дальнейшем падении уровня давления насосная станция снова включается. При выходе датчика из строя отключения насоса не происходит, а регуляция уровня давления осуществляется через редукционный клапан ограничения давления.

Датчики положения приводных механизмов переключения передач посылают в систему управления данные по положению приводных механизмов. При выходе из строя одного из датчиков система управления не может установить, включена ли соответствующая передача или нет. Поэтому для предотвращения возможного повреждения механизма переключения передач происходит полное отключение соответствующей кинематической цепи привода.

Необходимый уровень проскальзывания сцепления и разница в числе оборотов на входном и выходном валах привода достигается благодаря САУ, регулирующей положение приводных механизмов через адаптивное управление. Настройка алгоритмов управления осуществляется на основании нагрузочных характеристик обоих сцеплений — зависимости значения максимально передаваемого момента от положения выжимных подшипников привода. Для обеспечения простоты и надёжности вырабатываемых законов управления, рабочая характеристика разрабатываемого двойного сцепления должна быть известна уже на стадии эскизной проработки проекта.

Выбор и оптимизация алгоритмов настройки САУ проводится неразрывно с настройкой системы управления всей трансмиссии. Обычно для каждого режима работы автомобиля («Sport», «Winter» и т.д.) вырабатываются свои уникальные законы управления. При разработке подобных законов необходимо опираться на обширные данные, получаемые с помощью математического моделирования всех компонентов трансмиссии.

1.5. Описание процесса переключения передач

Переключение передач происходит с помощью вилок переключения передач и синхронизаторов. Каждая из вилок, выполняющая переключение между двумя передачами, приводится в движение приводными механизмами.

Система управления изменяет состояния магнитных клапанов, в результате чего уровень давления масла меняется, что приводит к перемещению поршней приводных механизмов. В момент переключения поршни сдвигают вилки переключения и сцепную муфту, сцепная муфта нажимает на синхронизатор и передача переключается. Благодаря датчикам положения приводных механизмов, система управления определяет текущее

положение вилок переключения передач и, соответственно, включённую в данный момент передачу.

Приводной механизм переключения передач 1/3

Приводной механизм переключения передач 2/4

Приводной механизм перекшочемія передач

Приводной механизм переключения передач бИ

ЦіШИНДер ТфНВОДНОГО

Датчик положения механизма переключения передач

Поршень приводного механизма переключения передач

Постоянный VI а гни

Вилка переключения передэт

Сцепная муфта

Синхронизатор

Рисунок 1.10: Приводные механизмы переключения передач [104]

Рассмотрим более детально процедуру включения первой передачи. САУ синхронизирует во времени определённым образом процессы переключения передач и открытия-закрытия сцеплений. Для этих целей в приводе установлены два поршневых механизма. Перед включением любой передачи соответствующее сцепление сначала должно быть переведено в открытое состояние.

Постоянный ыагнш Гндраілнческнй штнндр / Манжета

Поршень

Исполнтпетьный ыеханшы сцепления 1

штанга

Защитный кожух

ШуМтыной рычаг

Опорное кольцо Ведущее ко льцо

Рисунок 1.11: Приводной механизм [104]

Первый поршень привода находится в рабочем положении (первое сцепление закрыто). Магнитный клапан ПМ1 находится в открытом состоянии и масло из распределительного механизма перетекает в гидравлический цилиндр, создавая требуемое усилие на поршне, для удержания сцепления в закрытом состоянии. При поступлении команды включения первой передачи система управления изменяет состояние магнитного клапана ПМ1. При этом канал, ведущий к цилиндру привода, закрывается, и давление масла начинает падать. Поршень, в свою очередь, возвращается в нейтральное положение, попутно перемещая первый нажимной рычаг, и, тем самым, открывая первое сцепление.

Система управления получает информацию от датчиков о состоянии сцепления, положении привода и разнице в числе оборотов на входном и выходном валах привода. При выполнении всех необходимых условий, то есть после полного открытия сцепления и прерывания передачи вращательного момента от двигателя на приводные валы соответствующей кинематической цепи, система управления запускает процедуру переключения передачи. В начальный момент поршень привода переключения передач 1/3 удерживается в нейтральном положении «1М». Для включения первой передачи магнитный клапан увеличивает давление в цилиндре, поршень сдвигается и смещает вилку переключения передач вместе со сцепной муфтой. Благодаря перемещению сцепной муфты включается первая передача.

После поступления в систему управления сигнала с датчика положения привода об удачном включении передачи, запускается процедура закрытия сцепления. Для этого система управления снова изменяет состояние магнитного клапана ПМ1 и переводит его в открытое состояние. Масло из распределительного механизма перестаёт перетекать в масляный резервуар, и давление в цилиндре привода возрастает. Поршень сдвигает нажимной рычаг

и сцепление закрывается. Включение остальных передач происходит аналогично.

1.6. Технические требования, предъявляемые к МСДС

При проектировании МСДС наибольшее внимание уделяется нагрузочной характеристике. Зная эту характеристику, можно определить один из основных показателей качества автомобильного сцепления — способность к передаче крутящего момента. Для его оценки используется коэффициент запаса сцепления /?, определяемый следующим образом [10]:

Мг„

1Г (,л>

тах

где: Мсц — максимально передаваемый вращательный момент; Мтах — максимальный вращательный момент двигателя.

Для надёжной и эффективной передачи вращательного момента коэффициент запаса должен лежать в заданном диапазоне величин. Слишком низкое его значение приводит к увеличению времени буксования сцеплений при трогании автомобиля, повышенному нагреву и износу. Слишком большое значение коэффициента приводит к увеличению габаритных размеров и массы, повышению требуемых приводных усилий и ухудшению способности к предохранению трансмиссии и двигателя от перегрузок.

Обычно значение коэффициента запаса однодисковых фрикционных сцеплений составляет 1,4-1,7 для легковых и 1,5-2,0 для грузовых автомобилей, увеличиваясь до 2,3 на тяжелых тягачах и тракторах [52].

Помимо общих технических требований, касающихся каждого узла автомобиля, ко всем типам механизмов сцеплений предъявляется ряд специфических требований, среди которых стоит отметить:

Плавность включения. В преселективных КПП обеспечивается за счёт правильной настройки алгоритмов САУ, а также некоторыми элементами конструкции МСДС, осуществляющими демпфирование осевых и крутильных колебаний в трансмиссии.

Чистота выключения. Обеспечение минимально необходимого воздушного зазора между нажимными дисками для полного открытия сцепления во избежание возможного заклинивания фрикционных дисков во время переключения передач.

Минимизация значения величины момента инерции ведомых частей. Нарушение этого требования приводит к увеличению динамических нагрузок в зубчатых зацеплениях КПП и снижению срока службы синхронизаторов из-за увеличения скорости их изнашивания.

Удобство управления. Это общее для всех органов управления требование конкретизируется в виде законов перемещений выжимных подшипников и необходимых для их осуществления усилий.

Кроме того на МСДС накладывается также и ряд дополнительных ограничений:

• Максимальное сокращение времени холостой работы двигателя при переключении передач во время разгона автомобиля;

• возможность полного отключения кинематических цепей обоих сцеплений в случае аварийной ситуации или поломки трансмиссии;

• плавность переключения между сцеплениями для уменьшения динамических нагрузок в трансмиссии;

• постоянство момента трения при закрытии обоих сцеплений.

Для эффективного управления величинами передаваемых моментов А/,, м2 по значению приводных усилий рвт, гВП2, необходимо определить передаточные функции (1.2), которые представляют собой нагрузочные характеристики обоих сцеплений:

М1=/(Рвт> Рвпг) М2 =/{Рвт,

(1.2)

Рисунок 1.12: Структурная схема информационных и управляющих связей в мехатронной системе двойного сцепления: Х5, Хр — требуемые положения выжимных подшипников привода, Рвт, ГВП2 — управляющие приводные усилия, М1, М2 — моменты, передаваемые двойным сцеплением.

Механизм двойного сцепления описывается большим числом конструктивных параметров. Использование в электроконтроллерах САУ точных аналитических зависимостей нагрузочных характеристик сцеплений от конструктивных параметров, условий функционирования и управляющего воздействия, на сегодняшний день технически не реализуемо из-за требований по быстродействию, предъявляемых к САУ. Вместо этого широкое распространение получили упрощённые предсказательные метамодели, использующие эмпирические зависимости, получаемые обычно по результатам натурных экспериментов. Метамодели имеют существенно более высокую вычислительную эффективность по сравнению с исходными моделями [1].

Однако натурные испытания зачастую могут быть осуществлены лишь на заключительных этапах проектирования, когда созданы первые рабочие прототипы двойного сцепления, готовые к эксплуатации, а значительные конструктивные изменения уже невозможны или сопряжены с большими финансовыми затратами.

Поэтому для правильной параметризации САУ в процессе проектирования необходимо применение результатов моделирования, полученных с помощью высокоточных математических моделей.

Следующие главы диссертационного исследования посвящены теоретической разработке и экспериментальному подтверждению достоверности данных математических моделей.

1.7. Выводы по первой главе

1. Кратко освещен принцип работы преселективной КПП.

2. На примере привода ББО описаны механизмы взаимодействия МСДС с остальными элементами автомобильной трансмиссии.

3. Определена структура САУ трансмиссии, и её место в общей системе управления автомобилем. Описан процесс переключения передач.

4. Перечислены основные технические требования, накладываемые на систему МСДС.

В ходе анализа технических требований было показано, что для эффективной настройки алгоритмов САУ автомобильной трансмиссией необходимо знание нагрузочной характеристики, степени перекрёстного влияния обоих сцеплений, допустимой максимальной скорости закрытия сцеплений, и т.д. Помимо этого, при заданном положении выжимных подшипников привода необходимо с достаточной степенью точности предсказывать степень зажатия фрикционных дисков и величину передаваемого сцеплениями момента.

Получение всех этих данных ещё на стадии эскизной проработки проектируемой МСДС и всей преселективной КПП в целом, возможно лишь путём применения методов современного компьютерного моделирования.

На сегодняшний день описание методов моделирования подобного рода объектов в открытой печати отсутствует. Таким образом, по итогам первой главы были заданы необходимые предпосылки для дальнейшей

разработки математических моделей, на базе которых возможно эффективное решение задач управления, а также проведение оптимизации параметров и структуры МСДС. Именно этим исследованиям будут посвящены следующие главы диссертационной работы.

2. ФОРМИРОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ СТАТИКИ

Для эффективной оптимизации алгоритмов настройки системы управления преселективной КПП необходимо знание нагрузочной характеристики МСДС. Получение зависимости данной характеристики от геометрических, кинематических и упругих параметров функциональных элементов возможно путём построения математической модели, учитывающей статический баланс сил и моментов в системе при произвольном положении выжимных подшипников приводных механизмов. Помимо этого, статическая модель должна учитывать влияние сил трения, возникающих при контакте подвижных деталей, и перекрёстное влияние обоих сцеплений.

В данной главе рассмотрено моделирование процессов открытия и закрытия МСДС на ЭВМ, позволяющее уже на ранних этапах проектирования представить систему как целостный объект. Анализируя поведение математической модели, можно принимать научно обоснованные решения по выбору наиболее подходящей реализации отдельных компонентов с точки зрения их взаимного функционирования, учесть заранее различные факторы, влияющие на систему в целом, условия её функционирования, выбрать оптимальную структуру и наиболее эффективные режимы работы.

Построение точной математической модели статики направлено на расширение возможностей проектировщика для прогнозирования поведения системы в различных условиях эксплуатации и выбора адекватных этим условиям решений. Компьютерное моделирование позволит значительно расширить аналитические средства, повысить качество и обоснованность решений проектных задач и существенно сократить время их выработки.

2.1. Допущения, принятые при моделировании

При квазистатическом рассмотрении кинематика механизма двойного сцепления может быть описана путём перебора дискретных состояний системы, соответствующих статическому равновесию при различных положениях выжимных подшипников привода. Для определения состояния всех элементов системы в каждом рассматриваемом положении составляется система нелинейных алгебраических уравнений, решаемая с применением численных методов. В дальнейшем все дискретные решения интерполируются в непрерывное поле решений, соответствующее в пределе бесконечно медленному процессу открытия-закрытия сцеплений.

Используемый численный метод решения составляемой системы нелинейных алгебраических уравнений должен обеспечивать сходимость и устойчивость получаемых результатов. То есть, порядок погрешности результатов должен быть не больше порядка погрешности исходных данных.

При рассмотрении статического равновесия механизма двойного сцепления принимается допущение об абсолютной симметричности конструкции относительно оси вращения и отсутствия эксцентриситета. Таким образом, все силы, моменты и деформации распределяются во всех элементах конструкции осесимметрично. В таком случае при построении математической модели достаточно рассматривать лишь одну половину сечения, проходящего через ось вращения. Как будет показано позже, подобное допущение позволяет значительно упростить математические выкладки, так как сводит сложную трёхмерную структуру исследуемого агрегата к двухмерному рычажному механизму, не внося при этом серьёзных погрешностей в получаемые результаты.

Помимо этого в модели статики двойного сцепления не будут учитываться влияния силы тяжести всей конструкции и термомеханические эффекты.

В качестве входных данных статической модели необходима информация о геометрических размерах всех деталей, а также их упругие характеристики.

2.2. Кинематика диафрагменных пружин

Одним из важнейших элементов механической части двойного сцепления являются диафрагменные пружины, которые служат для передачи и нелинейной мультипликации приводного усилия по принципу рычажного механизма.

Силовое кольцо — элемент диафрагменной пружины, передающий усилие в осевом направлении. При отжатии лепестков пружины силовое кольцо совершает вращательное движение относительно неподвижной оси, проходящей через мгновенный центр скоростей радиального сечения кольца.

Внешний диаметр силового кольца О0 Внутренний диаметр силового кольца Di_

-^ !

- Ні ■ Ч

Диаметр оси вращения силового кольца

Рисунок 2.1: Радиальное сечение силового кольца диафрагменной пружины

В большинстве существующих методик по расчёту диафрагменных пружин допускается, что диаметр оси вращения силового кольца при изменении углового положения пружины остаётся примерно постоянным, а само кольцо является условно недеформируемым [52, 83, 85, 105].

Диаметр оси вращения сечения силового кольца определяется по следующей формуле [73]:

<Мп(£) (2Л)

где: 8 — отношение внешнего и внутреннего диаметров кольца:

А,

5 =

Д (2-2)

Введём понятие угла наклона силового кольца ос. Для удобства примем следующее правило знаков, соответствующих различным угловым положениям диафрагменной пружины:

/;;:л О

Г А -- 4

а< 0 / _

' ы (7)

Опорное КОЛЬЦО У У

Рисунок 2.2: Определение знаков угла наклона силового кольца 1 — предплоское положение; 2 — плоское положение; 3 — послеплоское положение

Основной характеристикой диафрагменных пружин является момент сопротивления, представляющий собой зависимость момента, вызванного эластичной деформацией силового кольца и лепестков пружины относительно угла наклона ос. Его качественные и количественные свойства определяются материалом пружины, её геометрией и способом изготовления. Значение момента сопротивления может быть определено экспериментально, методом конечных элементов или с помощью приближённого расчёта по эмпирическим формулам, сформулированным Альмен И. и Ласцло А. [73].

-0,2 -0,15 -0,1 -0,05 0 0,05 ОД 0,15 0,2

Угол наклона силового кольца, [рад]

Рисунок 2.3: Пример характеристики диафрагменной пружины

2.3. Статические уравнения равновесия сил и моментов

Значения действующих сил и моментов в системе при заданном положении выжимного подшипника, а также возникающие под действием этих сил деформации и перемещения считаются неизвестными величинами и подлежат нахождению путём решения алгебраической системы уравнений.

При составлении уравнений все силы, направленные от привода, и моменты, действующие против часовой стрелки, принимаются положительными.

Составим уравнения статического равновесия осевых сил для всех деталей системы, заменив связи соответствующими реакциями:

Рисунок 2.4: Осевое равновесие сил отдельных деталей двойного сцепления

Для пяти деталей, представленных на рисунке 2.4 можно составить следующую систему уравнений:

У, ^Axial КОЖ — 0 — Fml FK0X

Axial КОЖ

Заключение диссертации по теме «Роботы, мехатроника и робототехнические системы», Зайцев, Александр Русланович

6.5. Выводы по шестой главе

1. Введено понятие безразмерного коэффициента перекрытия — величены, описывающей степень синхронизации движений приводных механизмов, определяющей эффективность автоматического управления соревновательным процессом переключения передач.

2. Сформулирован упрощённый интегральный критерий качества автоматического управления двойным сцеплением, представленный в виде суммы частных показателей качества с соответствующими экспертными весовыми коэффициентами.

3. Приведён комплексный критерий оценки нагруженности фрикционных пар трения — работа буксования двойного сцепления, которая согласно экспериментальным исследованиям Г.М. Щеренкова и А.И. Коряевой [48, 70] может быть соотнешена с числом циклов включения сцеплений до достижения предельно допустимого износа.

4. На примере внешней скоростной характеристики двигателя автомобиля Skoda Rapid 1,2 TSI проведён ряд динамических симуляций процесса переключения передач для различных значений коэффициента перекрытия.

5. Для каждого расчётного варианта определено допустимое быстродействие процесса переключения передач, выраженное в требованиях заказчика по долговечности сцепления.

6. Приведена методика настройки алгоритмов САУ МСДС для случаев последовательного и стандартного режимов переключения передач.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Проведенные в диссертации теоретические и экспериментальные исследования позволили получить следующие основные результаты решения актуальной научно-технической задачи оптимизации законов управления МСДС, а также методик для выбора их основных схемных и параметрических решений:

1. Разработаны кинематические и динамические математические модели, на базе которых были получены зависимости нагрузочных характеристик сцеплений от геометрических, кинематических и упругих параметров функциональных элементов.

2. Исследованы потери энергии в мехатронной системе двойного сцепления, вызванные внутренним трением, неизбежно возникающим в процессе обкатки диафрагменных пружин по опорным кольцам ведомых деталей.

3. Разработана математическая модель осевой динамики мехатронной системы двойного сцепления, позволяющая определять собственные частоты и параметры режимов резонансных и околорезонансных колебаний с учетом диссипативных сил и нелинейностей системы.

4. Проведено экспериментальное исследование мехатронной системы двойного сцепления, обеспечивающее верификацию и определение параметров разработанных математических моделей.

5. Предложена методика измерений и разработано оснащение для экспериментального исследования осевой жесткости механизма сцепления.

6. Методами конечно-элементного моделирования исследована осевая жесткость механизмов сцепления. Показано, что расхождение между определенными теоретически и экспериментально значениями осевой жесткости не превышает 3-5%.

7. Экспериментально исследованы нагрузочные характеристики сцеплений и их взаимное влияние в зависимости от положений выжимных подшипников привода. Выявлено, что результаты определенных экспериментально и теоретически этих зависимостей отличаются не более чем на 5%.

8. Методами математического моделирования случайных процессов исследована зависимость воздушного зазора и максимально передаваемого вращательного момента от погрешностей изготовления и сборки механизма сцепления. Установлены требования по точности механизма, обеспечивающие заданные потребительские свойства системы сцепления.

9. Сформулированы и обоснованы программные законы автоматического управления положениями выжимных подшипников привода сцепления в зависимости от величины возникающего износа, позволяющие увеличивать долговечность механизма МСДС.

10. Сформулирован упрощённый интегральный критерий качества автоматического управления МСДС во время соревновательного процесса переключения передач, представленный в виде суммы частных показателей качества с соответствующими экспертными весовыми коэффициентами.

11. Разработана методика настройки алгоритмов САУ для случаев ручного (последовательного) и стандартного автоматического режимов переключения передач, которая базируясь на экспертных весовых коэффициентах, позволяет оптимизировать качество управления двойным сцеплением по ряду потребительских показателей, при этом учитывая степень интенсивности износа фрикционных дисков, и как следствие, общую долговечность МСДС.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Зайцев, Александр Русланович, 2013 год

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

1. Агалаков Ю.Г., Бернштейн A.B. Сокращение размерности данных в задачах имитационного моделирования // Информационные технологии и вычислительные системы N.3 (2012), —Инс-т. сист. анализа РАН, с. 3-17

2. Алексеев Е.Р., Чеснокова О.В. Решение задач вычислительной математики в пакетах Mathcad 12, MATLAB 7, Maple 9. // — Серия: Самоучитель. HT Пресс, 2006, — 496 с.

3. Аникеенко А.Д., Валетов В.А., Ларичкин М.П., Мусолимое В.М., [и др.] Идентификация динамики процесса циклического изнашивания. // — Изд-во. СПбГУИТМО: Научно-технический вестник информационных технологий, механики и оптики., N.3(9), 2003, с.154-158.

4. Анухин В.И. Допуски и посадки. Выбор и расчёт, указания на чертежах. // Учеб. пособие. 2-е изд., перераб. и доп. — СПб.: СПбГТУ, 2001. — 219 с.

5. Аьимарин Ю.А., Виноградова A.A., Коваленко П.П., Мусолимое В.М., [и др.] Бесконтактный способ измерения геометрических размеров тел. // — Изд-во. СПбГУИТМО: Научно-технический вестник информационных технологий, механики и оптики., N. 3, Т. 48, 2008, с. 90-94.

6. Белов М.П., Новиков В.А., Рассудов JI.H. Автоматизированный электропривод типовых производственных механизмов и технологических комплексов. // — 3-е изд., испр., — М.: Издательский центр «Академия», 2007. — 575 с.

7. Беспалъко U.U., Брусенков A.B., Мелисаров В.М. Автомобиль. Анализ конструкций, элементы расчета: методические разработки. // — Тамбов: Изд-во Тамб. гос. техн. ун-та, 2008. — 84 с.

8. Бронштейн И.Н., Семендяев К.А. Справочник по математике для инженеров и учащихся втузов. // — 13-е изд. — М.: Наука, Гл. изд. физмат. лит., 1986. — с. 608.

9. Бьёрн С. Программирование: принципы и практика использования С++, исправленное издание. // — М.: «Вильяме», 2011. — с. 1248.

10. Воронин H.H., Кравченко П.А. Расчёт сцепления автомобилей. // — СПбГАСУ, уч.-изд. л. 2, 12, 2007. — 30 с.

11. Вульфсон ИИ. Аналитическое исследование вынужденных крутильных колебаний приводов цикловых машин разветвлённо-кольцевой структуры. // Теория механизмов и машин. Т.6. N.2 (12). 2008. — с. 82-90.

12. Вульфсон ИИ Динамические расчёты цикловых механизмов. // — JL «Машиностроение» (Ленингр. отд-ние) 1976, — 328 с.

13. Вульфсон ИИ Учёт нелинейных диссипативных сил при ограниченной исходной информации. // Теория механизмов и машин. — T.l. N.l (1). 2003. —с. 70-77.

14. Гивартоеский Л.А. Исследование режимов работы сцепления автомобиля: Дис. канд. техн. наук. // Московский автомеханический институт. — М., 1965. —147 с.

15. Гилл Ф., Мюррей У., Райт М. Практическая оптимизация. // — М.: Мир, 1985. —509 с.

16. Гируцкий О.И., Селифонов В.В. Автоматические сцепления и гидродинамические передачи автомобилей. // — М.: МГТУ «МАМИ», 1998. —90 с.

17. Гольд Б.В. Износостойкость автомобиля и пути её повышения: Учеб. пособие по курсу «Конструирование и расчёт автомобиля». // — М.: МГТУ «МАМИ», 1973. — 61 с.

18. Горелов JI.P. Исследование режимов работы сцепления автомобиля: Дис. канд. техн. наук. // Моск. автомех. ин-т. — М., 1976. — 181 с.

19. ГОСТ 2.703-68 (2007) ЕСКД. Правила выполнения кинематических схем. [Текст]. // Введ. 2007-11-01. — М.: Изд-во стандартов, 2007., — 7 с.

20. ГОСТ 2.770-68 (2000) ЕСКД. Обозначения условные графические в схемах. Элементы кинематики. [Текст]. // Издание октябрь 2000., — М.: Изд-во стандартов, 2000., — 16 с.

21. ГОСТ 21624-81. Система технического обслуживания и ремонта автомобильной техники. Требования к эксплуатационной технологичности и ремонтопригодности изделий. [Текст]. // Введ. октябрь 1983-01-01, — М.: Государственный комитет по стандартам СССР, 1983., — 15 с.

22. ГОСТ 3057-90. Пружины тарельчатые. Общие технические условия. [Текст]. // Введ. 1991-07-01., — М.: Изд-во стандартов, 1991., — 39 с.

23. ГОСТ Р 51709-2001. Автотранспортные средства. Требования безопасности к техническому состоянию и методы проверки. [Текст]. // Введ. 2001-02-01., — М.: Изд-во стандартов, 2001., — 78 с.

24. ГОСТ Р 52302-2004. Автотранспортные средства. Управляемость и устойчивость. Технические требования. Методы испытаний. [Текст]. // Введ. 2004-12-30., — М.: Изд-во стандартов, 2005., — 31 с.

25. ГОСТ 7.1-2003. Библиографическая запись. Библиографическое описание. Общие требования и правила составления. [Текст]. // Введ. 2004-07-01., — М.: Изд-во стандартов, 2004., — 170 с.

26. ГОСТ 7.0.5-2008. Библиографическая ссылка. Общие правила и требования составления. [Текст]. // Введ. 2008-04-28., — М.: Изд-во стандартов, 2008., — 22 с.

27. ГОСТ Р 7.0.11-2011. Диссертация и автореферат диссертации. Структура и правила оформления. [Текст]. // Введ. 2012-09-01., — М.: Изд-во стандартов, 2012., — 17 с.

28. ГОСТ 2.704-76 (2002) ЕСКД. Правила выполнения гидравлических и пневматических схем [Текст]. // Издание сентябрь 2000., — М.: Изд-во стандартов, 2000., — 12 с.

29. ГОСТ 2.702-75 ЕСКД. Правила выполнения электрических схем [Текст]. // Введ. 1977-07-01., — М.: Государственный комитет по стандартам СССР, 1977., —23 с.

30. Гусев Н.П., Панкин A.B., Deutsch-Russisches polytechnisches Wörterbuch. //

— М., «Сов. Энциклопедия», 1970, — 631 с.

31. Дмитриев П.А., Мусолимое В.М. Кинематические и динамические параметры движения автомобиля. // — Приборостроение: Известия высших учебных заведений, N. 3, Т. 53, 2010, с. 78-82.

32. Емельянов В.В., Курейчик В.В., Курейчик В.М. Теория и практика эволюционного моделирования. // — М: Физматлит, 2003. — с. 432.

33. Емельянов И.П. Исследование динамики управляемого электромеханического привода сцепления автомобиля: Дис. канд. техн. наук. // Курский государственный технический университет. — Курск, 2007. —121 с.

34. Есаков А.Е. Методика создания алгоритмов для систем управления фрикционными сцеплениями автомобильных автоматических трансмиссий: Дис. канд. техн. наук. // Московский государственный технический университет. — М., 2010. — 161 с.

35. Зайцев А.Р. Исследование осевой динамики механизма сухого фрикционного двойного сцепления. // Теория механизмов и машин. 2013.

— T.11.N.1. —с. 32-42.

36. Зайцев А.Р. Исследование статического равновесия сухого фрикционного двойного сцепления. // Механизация строительства. 2013 N.1. — с. 14-19.

37. Зайцев А.Р. Методика определения оптимальных параметров настройки системы управления сухим фрикционным двойным сцеплением. // Механизация строительства. — 2013. — N.3. — с. 10-13.

38. Захарик Ю.М. Алгоритм AWS автоматического управления сцеплением, снижающий темп изнашивания накладок дисков сцеплений. // Автомобильная промышленность. — 2007. — N.1. — с. 23 — 24.

39. Захарик Ю.М. Системы управления сцеплением. Тенденции развития. // Автомобильная промышленность. 2003. — N.1. — с. 13-15.

40. Захарик Ю.М., [и др.] Системы автоматического управления сцеплением. // Автомобильная промышленность. — 2003. — N.3. — с. 38-39.

41. Иглин С.П. Математические расчеты на базе Matlab. // — BHV-Санкт-Петербург, 2005. — 640 с.

42. Игнатенко В.Н. Выбор основных параметров и методика ресурсных стендовых испытаний тракторных муфт сцепления. // Дис. канд. техн. Наук — М., 1988. —196 с.

43. Каплун А.Б., Морозов Е.М., Олферьева М.А. ANS YS в руках инженера: Практическое руководство. // — М.: Едиториал УРСС, 2003. — 272 с.

44. Карунин A.JI. Исследование автомобилей с различными по степени автоматизации трансмиссиями. // Дис.... канд. техн. наук, [Моск. автомех. ин-т]. —М., 1973., — 186 с.

45. Коваленко A.B., Путято A.B. Расчёт размерных цепей: Учебно-методическое пособие для студентов технических специальностей. // М.во образования Респ. Беларусь; Белорус, гос. университет транспорта. — Гомель: БелГУТ, 2008. — 32 с.

46. Корн Г. Справочник по математике (для научных работников и инженеров). // — Пер. с англ. — М.: Наука, 1974. — 832 с.

47. Коробка Volkswagen DSG-7 DQ200 оАМ. [Электронный ресурс]: Коллективная претензия. // — Режим доступа: http://dsg7.com.

48. Коряева А.И. Прогнозирование долговечности пар трения сцеплений большегрузных автомобилей по результатам стендовых испытаний: Дис. канд. техн. наук. // МАМИ. — М., 1974. — 159 с.

49. Косенков A.A. Устройство автоматических коробок передач и трансмиссий. // — Ростов-на-Дону: Феникс, 2003. — 412 с.

50. Кравец В.Н., [и др.] Испытания автомобилей. // — М.: Машиностроение, 1978.— 199 с.

51. Кретов А.В. Выбор параметров и законов регулирования автоматического сцепления по критериям минимизации нагрузочных режимов трансмиссии: Дис. канд. техн. наук. // Московский автомеханический институт. — М., 1987. — 214 с.

52. Кузьмин Ю.А. Конструирование и расчет автомобиля. Расчет пружин: методические указания по выполнению курсовой работы для студентов специальности 19020165 «Автомобиле- и тракторостроение». // — Ульяновск: УлГТУ, 2008. — 29 с.

53. Лашко В.А., Лейбович М.В. Матричные методы в расчетах крутильных колебаний силовых установок ДВС. //—Хабаровск, ХГТУ, 2003., —с. 213.

54. Лукин 77.77., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для студентов втузов, обучающихся по специальности «Автомобили и тракторы». // — М.: Машиностроение, 1984. —376 с.

55. Минаев М.А., Прокди Р.Г. Pro/Engineer Wildfire 2.0/3.0/4.0. Самоучитель. Книга + Видеокурс. // — СПб.: Наука и Техника, 2008. — 352 е.: ил, (+ DVD с видеоуроками).

56. Подураев Ю.В. Мехатроника: основы, методы, применение. // — Учеб. пособие для студентов вузов. — М.: Машиностроение, 2006. — 256 с.

57. Прохоренко В.П. SolidWorks. Практическое руководство. // — М.: ООО «Бином-Пресс», 2004. — 448 с.

58. Ремонт КПП [Электронный ресурс]: Автосервис "Планета Железяка" // — Режим доступа: http://www.mkadservis.ru/remont kpp.html.

59. Ремонт, обслуживание и эксплуатация Volkswagen. Полные технические характеристики. Диагностика. Электросхемы [Электронный ресурс] // — Режим доступа: http://www.autoprospect.ru/volkswagen/.

60. Ремонт роботизированной коробки DSG. [Электронный ресурс]: Автосервис №1 (СТО №1): диагностика и ремонт автомобилей, техцентр,

авторемонт. Автосервис №1 Краснодар. // — Режим доступа: http://avtoservis-n 1 .ru/ремонт-роботизированной-коробки-рем/.

61. Стренг Г. Линейная алгебра и ее применения. //—М.: Мир, 1980. — 454 с.

62. Тейлор Дж. Введение в теорию ошибок. Пособие по математической обработке результатов измерений в учебных физических лабораториях. // Пер. с англ.— М.: Мир, 1985. —272 с.

63. Ткаченко H.H. Автоматическая коробка передач. // Серия «Техномир». — Ростов н/Д: Феникс, 2001. — 160 с.

64. Фаворин М.В. Моменты инерции тел: Справочник. // — М.: Машиностроение, 1977. — 511 с.

65. Фридман A.B. Динамика многомассовой упруго-демпферной системы с разрывными связями: Автореф. дис. канд. техн. наук. // — СПб.: СПбГПУ, 2009. —18 с.

66. Цикунов А.К. Сборник математических формул Под редакцией докт. физ.-мат. наук, проф. В.И. Довноровича. // — СПб.: «Питер», 1993. — 160 с.

67. Чабан Д. Тест-драйв Skoda Rapid 1,2 TSI: Генетический код. // — Автоцентр N.32 2012.

68. Шарипое В.М., Шарипова H.H., Шевелёв A.C., Щетинин Ю.С., Теория и проектирование фрикционных сцеплений колёсных и гусеничных машин. // — М.: Машиностроение, 2010. — 170 с.

69. Шор. Я.Б. Статистические методы анализа и контроля качества и надежности. // — М.: Госэнергоиздат, 1962, — с. 552, с. 92-98.

70. Щеренков Г.М. Пары трения автомобильных сцеплений (теория, испытания и расчёт): Дис. докт. техн. наук. // ВНИИАТИ — Ярославль, 1976. —370 с.

71. Яблонский A.A., Норейко С. С. Курс теории колебаний. // — М.: Высш. шк., 1975. —248 с.

72. Яворский Б.М. Справочник по физике для инженеров и студентов вузов. // — 8-е изд., перераб. и испр. — М.: Оникс: Мир и Образование, 2006. — 1056 с.

73. Almen I.O., Läszld A., The Uniform-Section Disc-Springs. // — American Society of Mechanical Engineers, 1936, 58. Jahrgang, — s. 305-314.

74. Bataus M. V., Vasiliu N. Modeling of a dual clutch transmission for real-time simulation. // — U.P.B. Sei. Bull., Series D, Vol. 74, Iss. 2, 2012, p. 251-264.

75. Berger R., Meinhard R., Bünder С. Das Parallel-Schalt-Getriebe PSG. Doppelkupplungsgetriebe mit Trockenkupplungen. // — LuK GmbH & Co. oHG, 7. LuK KOLLOQUIUM., 11.-12. April 2002., — s.235-249.

76. Brisset J.F. Erstellung eines analytischen Berechnungsmodells Einer Doppelkupplung. // — LuK Versuchsbericht EB2008034 [Stand 13.07.2008].

77. Brisset J.F. Hysterese an Tellerfedern. // — LuK Versuchsbericht EB2004005, 2004.

78. Campbell S.C. Wear indicator for adjustable clutch. // — U.S. Patent 5238093 A, Aug 24, 1993.

79. Chatelin J.P. Diaphragm Springs. // — U.S. Patent 4465267, 14. August 1985.

80. Chunsheng N., Tongli L., Jianwu Z. Gearshift control for dry dual-clutch transmissions. // — WSEAS TRANSACTIONS on SYSTEMS, Issue 11, Volume 8, November 2009, p. 1177-1186.

81. Damm, A., Metzner, F.-T., Rudolph, F., Schäfer, M., The Innovative Seven Speed Dual Clutch Gearbox for Volkswagen's Compact Cars. // — 28. Wiener Motoren-Symposium, 26.-27. April 2007, VDI-Fortschritt-Berichte Reihe 12, Nr. 639. — s. 242-264, Düsseldorf, 2007.

82. Denecke К. Dauerfestigkeitsuntersuchungen an Tellerfedern. // — Diss. TH Ilmenau, 1970.

83. DePuy D.M., Steiskal W.L. Adjustable throw-out lever assembly. // — U.S. Patent US 3983983 A, Oct 5, 1976.

84. DIN 2092 Disc springs calculations (Tellerfedernberechnungen).

85. DIN 2093 Disc springs (Tellerfedern und Werksnorm).

86. Dresig H. Schwingungen Mechanischer Antriebssysteme: Modellbildung, Berechnung, Analyse, Synthese. // — Ausgabe 2, Springer, 2005.

87. Fit für Hybrid: Luftgekühltes Siebengang-DSG von VW. [Электронный ресурс]: P.M. Welt des Wissens // — Режим доступа: http://www.pm-magazin.de/de/vermischtes/vm id395.htm.

88. Holzer H. Die Berechnung der Drehschwingungen und ihre Anwendung im Maschinenbau. // — Berlin: Springier, 1921. — s. 389.

89. ISO 3952 Kinematic diagrams — Graphical symbols.

90. Istvän S. Einführung in die Technische Mechanik. // — 8. neu bearbeitete Auflage 1975, Nachdruck 2003.

91. Jinsung K, Seibum B.C. Control of Dry Clutch Engagement for Vehicle Launches via a Shaft Torque Observer. // — 2010 American Control Conference Marriott Waterfront, Baltimore, MD, USA, June 30-July 02, 2010, p. 676-681.

92. Jinsung K, Kwanghyun C., Seibum B.C. Gear Shift Control of Dual Clutch Transmissions with a Torque Rate Limitation Trajectory. // — 2011 American Control Conference on O'Farrell Street, San Francisco, CA, USA, June 29 -July 01, 2011, p. 3338-3343.

93. Kergesse A. Automatic Variable Speed Transmission. // — U.S. Patent 2386217, 10. July 1940.

94. Kimmig K-L. Automatically adjustable friction clutch. // — U.S. Patent 5409091 A, Apr 25, 1995.

95. Kimmig K-L., Agner I. Doppelkupplung - Nass oder trocken, das ist hier die Frage. // — LuK GmbH & Co. oHG, 8. LuK KOLLOQUIUM., 4.-5. Mai 2006., — s.l 19-135.

96. Kimmig K-L., [u. a.] Mit Effizienz und Komfort zum Erfolg. Die trockene Doppelkupplung etabliert sich auf dem Automatikmarkt. // — Schäffler

Technologies GmbH & Co. KG, 9. Schaeffler KOLLOQUIUM., 13./14. April 2010., —s. 153-162.

97. Korn G., Korn Т., Mathematical handbook for scientists and engineers. // — New York, 1974.

98. Linear Algebra PACKage LAPACK. [Электронный источник]. // — Режим доступа: http://www.netlib.org/lapack/.

99. Löscheter Т. Sustainable Concepts for Future Powertrain Technologies by Volkswagen. // — Horst Manager Advanced Gasoline Engines Sal. Oppenheim, Frankfurt 3 September 2008.

100. LuK-Aftermarket Service oHG. Вводный курс. Техника сцепления автомобиля. Легковые автомобили. // — АС Аутотайле-Сервис Фервальтунгс КГ, 2004.

101. Mahil S. On the application of Lagrange's method to the description of dynamic systems. // — IEEE Trans, on SMC, vol SMC-12, N 6, 1982.

102. Muhs D., Wittel H., Jannasch D., VoßiekJ. Matek Maschinenelemente, 18., vollständig überarbeite Auflage. // — Viewegs Fachbücher der Technik, 2007.

103. Müller В., [u. a.] Kleiner, Flexibler, Intelligenter. Weiterentwickelte Komponenten für Doppelkupplungsgetriebe. // — Schäffler Technologies GmbH & Co. KG, 9. Schaeffler KOLLOQUIUM., 13./14. April 2010., — s. 165-177.

104. Service Training: Selbststudienprogramm 390 «Das 7-Gang-Doppelkupplungsgetriebe 0АМ: Konstruktion und Funktion». // Technischer Stand 12.2007.

105. Untersuchungen an geschlitzten Tellerfedern. // — VDI Verlag 1987, s. 104.

106. Wagner U., Berger R., Ehrlich M., Homm M. Elektromotorische Aktorik für Doppelkupplungsgetriebe - Bester Wirkungsgrad aus eigenem Antrieb. II — LuK GmbH & Co. oHG, 8. LuK KOLLOQUIUM., 4.Mai 2006., — s. 137-153.

107. Weidemann H. Schwingungsanalyse in der Antriebstechnik. // — Verlag Springer, 2003. —s. 258.

«

я ж

й> «

а с

Сенсоры

Датчик числа оборотов входного вала трансмиссии

В! 5

Я

щ

*

о ч я

Ом

Я

<и н о

к

о

<и х о

§

я ,—-,

Он ЧО

^ 21

£ О сл

н Г\

и

ш 5 X

о>

О

ч

О.

Я

л

ч

о

я

к

о.

с

о

X

о

1=! ю

л к к о

03 X V 2

Датчики числа оборотов ведущих Балов

Датчики положения исполнительных механизмов

Датчики положения приводных механизмов переключения передач

Мембранный датчик давления масла

Температурный датчик

Кнопки управления функцией Тптроннк

г-чо

Электроконтроллер

САЫ

; Электродвигатель насосной станции

Магнитные клапаны І исполнительных механизмов

Предохранительные магнитные клапаны

Магнитные клапаны передач

Диагностический штекер

Приборная индикация Селектор передач

Электрогидравлическая СУ

Приложение п2: Электрическая схема системы управления [96]

кл и»

5

о

ч

гаї« мім ¥ ГП

(ЕЕНЕЗ) СЗ І11

т-г-1—т—т

[РЯКЕЗБІ

її

іїпі

йййй 07'в от от об» «17

0К7

Днагносппесып] штекер

Входной енгнап Вькодной сигнал Двухсторонний СНПШ!

Плюс Масса САК-цин»

Условные обозначения:

ЕЗ13 Селектор переключения передач

Е438 Рулевая кнопка типтроника «+»

Е439 Рулевая кнопка типтроника «-»

ИЗ 19 Переключатель селектора в положении «Р»

0182 Датчик числа оборотов входного вала трансмиссии

С270 Датчик давления масла

0487 Датчик положения привода переключения передач 1/3

0488 Датчик положения привода переключения передач 5/7 С489 Датчик положения привода переключения передач 2/4 0490 Датчик положения привода переключения передач 6/Я 0510 Температурный датчик

0612 Датчик числа оборотов ведущего вала 1

0617 Датчик положения выжимного подшипника 1

0618 Датчик положения выжимного подшипника 2 0632 Датчик числа оборотов ведущего вала 2

J119 Многофункциональная индикация

^85 Блок управления индикацией приборной панели

1453 Блок управления рулевой стойкой

]519 Блок управления бортовой электрической сетью

Л527 Блок управления рулевой стойкой

1533 Интерфейс диагностики

^81 Реле 2 источника питания

^43 Мехатронный блок управления двойным сцеплением N110 Магнит блокировки селектора передача N433 Магнитный клапан ИМ1 N434 Магнитный клапан ИМ2

N435 Предохранительный магнитный клапан 1 N436 Предохранительный магнитный клапан 2

N437 Магнитный клапан передач 1/3

N438 Магнитный клапан передач 5/7

N439 Магнитный клапан передач 2/4

N440 Магнитный клапан передач б/И.

У401 Электродвигатель насосной станции

У6 Устройство индикации положения селектора передач