Расчетно-экспериментальный метод повышения надежности элементов гидромеханической трансмисси специального колесного шасси на основе отстройки параметрических субгармонических резонансов тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.05.03, кандидат технических наук Ушенин, Алексей Сергеевич

• Ушенин, Алексей Сергеевич
• кандидат технических наук
• 2013

Оглавление диссертации кандидат технических наук Ушенин, Алексей Сергеевич

СОДЕРЖАНИЕ

Введение

1 Состояние вопроса и обоснование задач исследования

1.1 Обоснование актуальности проблемы динамической нагруженности элементов гидромеханических трансмиссий самоходных колесных шасси

1.2 Конструкции гасителей крутильных колебаний и их

характеристики

1.3 Анализ методов синтеза гасителей крутильных колебаний

1.4 Обоснование предлагаемого подхода решения задачи снижения динамической нагруженности на основе синтеза гасителей крутильных колебаний нового типа

1.5 Задачи исследования

2 Теоретическое исследование динамической нагруженности существенно нелинейной системы «дизельный двигатель -трансмиссия - транспортная машина»

2.1 Объект исследования. Основные характеристики объекта исследования

2.2 Расчетная схема нелинейной системы «дизельный двигатель -трансмиссия - транспортная машина»

2.3 Математическая модель нелинейной системы «дизельный двигатель - трансмиссия - транспортная машина»

2.4 Числовое моделирование существенно нелинейной системы и анализ результатов

2.5 Анализ устойчивости параметрических колебаний в нелинейной системе

2.6 Выводы

3 Экспериментальное исследование динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии транспортной машины

3.1 Объект и задачи экспериментального исследования

3.2 Результаты экспериментального исследования динамической нагруженности элементов трансмиссии в стационарных условиях и в процессе движения специального колесного шасси

3.3 Выводы

4 Обобщение результатов теоретического и экспериментального

исследования динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии

4.1 Анализ сходимости результатов теоретического и экспериментального исследований

4.2 Обоснование метода синтеза гасителей крутильных колебаний нового типа, обеспечивающих устойчивость нелинейной системы

4.3 Разработка конструкции согласующего редуктора трансмиссии с гасителем нового типа и экспериментальная оценка эффективности результатов исследования

4.4 Выводы

Основные результаты работы и выводы по работе

Список использованных источников

Приложение 1 Тягово-динамический расчет автопоезда

Приложение 2 Листинг программы определения амплитуд

субгармонических составляющих

Приложение 3 Листинг программы вычисления коэффициента

гармонической линеаризации

Приложение 4 Листинг программы определения парметров диаграммы

Айнса-Стретта

Приложение 5 Общие положения и условия выполнения градуировки

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Расчетно-экспериментальный метод повышения надежности элементов гидромеханической трансмисси специального колесного шасси на основе отстройки параметрических субгармонических резонансов»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. В вооруженных силах Союзного государства России и Белоруссии большая часть тяжелого ракетно-артиллерийского вооружения, в том числе грунтовые мобильные ракетные комплексы «Тополь», «Тополь-М», «Яре» и другие монтируются на специальных колесных шасси (СКШ) производства Минского и Курганского заводов колесных тягачей. Эти же СКШ широко применяются как транспортные средства и технологическое оборудование в нефтегазовом комплексе страны в экстремальных условиях эксплуатации Крайнего Севера и Западной Сибири. Кроме того, эти шасси эксплуатируются и требуют сервисного обслуживания во Вьетнаме, Таджикистане, Анголе, в Индии, Китае, Кипре и других странах. Указанные шасси оснащены по существу единой гидромеханической трансмиссией, надежность которой, во многом ограничена, в частности, долговечностью согласующих редукторов.

Долговечность трансмиссий колесных тягачей семейства МАЗ и КЗКТ во многом ограничивает надежность функционирования в процессе эксплуатации и конкурентоспособность машины. Самой низкой долговечностью обладают элементы повышающего редуктора из-за усталостного разрушения деталей, а также фрикционные элементы системы управления гидромеханической трансмиссии (ГМТ) и блокировки гидротрансформатора (ГТ) вследствие износа дисков, т.е. условия работы указанных элементов трансмиссии характеризуются нагруженностью высокого уровня.

В то же время ситуация в России характеризуется высокой применимостью машин оснащенных трансмиссиями модели МАЗ 535 (тягачи МАЗ-543, МАЗ-5Э7, КЗКТ-7428, КЗКТ-74286). Кроме того, данные машины эксплуатируются во Вьетнаме, Таджикистане, Анголе, Индии и на Кипре. Значительная часть сервисных и ремонтных работ трансмиссий выполняется специализированными организациями, в частности

предприятиями ОАО 487 Авторемонтный завод МО РФ, ООО «Научно -Производственная фирма «ТЕХНОТРАНС», ООО «Стратегия» и др.

Анализ применимости выполнен по открытому источнику - докладам Начальника ГАБТУ МО РФ и Начальника вооружения ВС РФ на совещании, организованном ОАО «КамАЗ». В настоящее время МО РФ и гражданскими организациями эксплуатируется тягачей использующих трансмиссии МАЗ 535:

• 7412 единиц специальных колесных шасси (СКШ);

• 2336 единиц многоосных колесных тягачей (MKT).

Машины семейств MA3-537 и MA3-543 образуют основу парка СКШ и MKT (61,7%). При этом собственно продукция ОАО «КЗКТ» занимает в структуре парка сегмент объемом 19,1%.

По срокам эксплуатации парк СКШ и MKT имеет следующую структуру:

• до 6 лет - 0,8%,

• от 6 до 12 лет - 29%,

свыше 12 лет - 70,2% (большая часть эксплуатируется 15... 18 лет

и более).

Парк СКШ и MKT состоит из машин, из которых не менее 6500...6800 единиц требуют постоянного внимания с точки зрения необходимости выполнения ремонтных работ и прежде всего это касается трансмиссии. Необходимо отметить, что перспективы замены машин данного класса призрачны в виду отсутствия производственных мощностей на территории бывшего Советского союза. Программа «Платформа», реализуемая на ОАО «КАМАЗ» даст первые результаты не ранее чем через 8... 10 лет.

Фирма «Allison» предлагает проект модернизации тягачей путем монтажа своей моторно-трансмиссионной установки. Однако стоимость проекта составляет 14 млн. рублей, что почти в четыре раза превышает стоимость капитального ремонта всего тягача. Это обуславливает привлекательность предлагаемого нами варианта повышения долговечности

гидромехаыических трансмиссий в процессе сервисного обслуживания и ремонта тягачей.

Фирма «Allison» предлагает проект модернизации СКШ путем монтажа своей моторно-трансмиссионной установки. Однако стоимость проекта составляет 14 млн. рублей, что почти в четыре раза превышает стоимость капитального ремонта всего СКШ. Повышение долговечности согласующих редукторов, разработка конструкций, их реализация, т.е. модернизация трансмиссии в процессе сервисного обслуживания и ремонта шасси является эффективным путем повышения надежности.

Особенностью рассматриваемой конструкции трансмиссии является введение согласующего редуктора с несколькими зубчатыми передачами, обеспечивающими не только кинематическое согласование характеристик двигателя и гидротрансформатора, но и привод агрегатов систем моторной установки. Экспериментально установлено, что в данной конструкции наблюдается субгармонический резонанс при частотах возмущения кратно превышающих частоту свободных колебаний нелинейной системы. Существенная нелинейность системы обусловлена раскрытием зазоров в зубчатых передачах и известные методы исключения резонансов в данном случае неэффективны. В связи с этим тема диссертационной работы, посвященной анализу условий возникновения субгармонических резонансных режимов в существенно нелинейной системе и обоснованию метода их отстройки является актуальной.

Цель и задачи исследования. Целью данной работы является определение путей повышения надежности элементов гидромеханических трансмиссий СКШ, разработка и реализация конструктивных решений, обеспечивающих отстройку от параметрических субгармонических резонансных колебаний на основе синтеза гасителя крутильных колебаний нового типа.

Указанная цель достигается решением следующих задач:

1. Разработка расчетной схемы и математической модели трансмиссии СКШ как существенно нелинейной системы для анализа динамических процессов, их устойчивости.

2. Проведение экспериментальных исследований динамической нагруженности трансмиссии СКШ на установившихся резонансных режимах и на переходных процессах.

3. Обобщение результатов теоретических и экспериментальных исследований, разработка метода выбора параметров конструкции гасителей крутильных колебаний нового типа и оценка эффективности результатов исследований.

Решение этих задач позволит дополнить существующие методы расчета динамической нагруженности дотрансформаторной зоны трансмиссий транспортных машин, как нелинейной системы, создать предпосылки повышения надежности элементов гидромеханических трансмиссий.

Методология и методы исследования. Для решения поставленных в диссертационной работе задач проводится спектральный анализ исследуемых процессов, компьютерное моделирование динамики механической системы «дизельный двигатель - гаситель - насосное колесо гидротрансформатора» как существенно нелинейной, анализ условий возникновения субгармонических колебаний, их устойчивости, экспериментальное исследование динамической нагруженности, а также решается обратная задача выбора параметров упруго-диссипативной характеристики гасителя крутильных колебаний нового типа, обеспечивающих повышение надежности трансмиссии СКШ. Обработка экспериментальных данных велась на основе методов теории вероятности, частотного анализа в программных пакетах, MatLab, Mathcad 2014 и Statistica 5.5.

Научная новизна работы заключается в изучении закономерностей возникновения и обосновании способа исключения резонансных субгармонических режимов в системе «дизельный двигатель -

гидромеханическая трансмиссия» на основе исследования динамики существенно нелинейной системы при полигармоническом возмущении от дизельного двигателя. В работе приводятся новые экспериментальные данные по динамической нагруженности в механической системе на установившихся резонансных режимах, при частотах возмущения кратно превышающих частоту собственных колебаний нелинейной системы, а также при переходных процессах пуска и останова двигателя, трогания СКШ с места, переключения передач и блокировке гидротрансформатора.

Новизна технического решения по отстройке субгармонических резонансных режимов за пределы рабочего диапазона частот работы двигателя подтверждена патентом Российской Федерации.

Практическая ценность.

Разработан метод синтеза гасителя крутильных колебаний, обеспечивающий отстройку субгармонических резонансных режимов в существенно нелинейной системе. Разработана конструкция согласующего редуктора с гасителем нового типа, которая позволила уменьшить амплитуду динамического момента в дотрансформаторной зоне в 5...6 раз и вывести резонансный режим за пределы рабочего диапазона частот вращения двигателя, тем самым создав предпосылки обеспечения требуемой долговечности элементов трансмиссии. Предложенная конструкция гасителя крутильных колебаний максимально унифицирована для семейства СКШ производства Минского и Курганского заводов колесных тягачей и реализуется в процессе выполнения сервисных и ремонтных работ.

На защиту выносятся закономерности возникновения и способ исключения резонансных параметрических субгармонических колебаний в системе «дизельный двигатель - гидромеханическая трансмиссия» на установившихся режимах работы при частотах возмущения кратно превышающих частоту собственных колебаний нелинейной системы, новые экспериментальные данные по динамической нагруженности в механической системе при переходных процессах пуска-останова двигателя, трогания СКШ

с места, переключения передач и блокировке гидротрансформатора, а также конструкция согласующего редуктора с гасителем нового типа, позволяющая осуществить отстройку субгармонических резонансных режимов.

Реализация работы

Теоретические и экспериментальные исследования отражены в 2 отчетах о НИР, подготовленных по результатам выполнения государственных контрактов №7826р/11397 от 15.04.2010, №9874р/11397 от 11.01.2012 с Федеральным государственным бюджетным учреждением «Фонд содействия развитию малых форм предприятий в научно-технической сфере». Разработанная конструкция согласующего редуктора с гасителем нового типа внедрена и используется предприятием ООО «Технотранс», г. Курган при выполнении ремонтных и сервисных работ трансмиссий СКШ.

Результаты работы используются также в учебном процессе при подготовке студентов специальности 190110 в Курганском государственном университете.

Степень достоверности результатов

Достоверность научных результатов работы подтверждается корректностью постановки задач и применяемых методов нелинейной теории колебаний, базирующейся на фундаментальных трудах отечественных и зарубежных ученых. Результаты численного моделирования динамики системы с использованием разработанной математической модели, согласуются с экспериментальными данными в исследуемом частотном диапазоне. Расхождение, наблюдаемое по частоте и амплитуде момента, не превышает 7... 10%, что связано с отклонением начальных условий при моделировании. Достоверность подтверждена результатами измерений с использованием современной высокоточной измерительной аппаратуры. Апробация результатов работы

Основные положения и материалы работы докладывались и обсуждались: на VII Межрегиональной научно-практической конференции

«Инновационные технологии, системы вооружений и военной техники, наука и образование» (Броня 2012). - Омск, 2012; на X Международной научно-технической конференции «Проблемы и достижения автотранспортного комплекса», Екатеринбург, 2012; на 71-ой научно-методической и научно-исследовательской конференции Московского автомобильно-дорожного государственного технического университета (МАДИ) - Москва, 2013; на XVI Всероссийской научно-практической конференции «Актуальные проблемы защиты и безопасности», Санкт-Петербург, 3-6 апреля 2013; на первой международной научно-практической конференции «Инновации и исследования в транспортном комплексе», 23-24 мая 2013 г.; на научных семинарах кафедры гусеничных машин КГУ 2011 - 2013 гг.

В полном объеме диссертационная работа обсуждалась на объединенных семинарах Курганского и Южно-Уральского государственных университетах и на научном семинаре ИМАШ УрО РАН.

Публикации

Все основные положения диссертации опубликованы в 8 печатных работах, в том числе 6 статей, из них 3 в изданиях перечня ВАК РФ, 1 патент РФ на полезную модель, 1 отчет о НИР.

Структура и объем работы

Диссертация состоит из введения, четырех разделов основного текста, выводов, списка использованных источников и приложений. Содержание работы изложено на 125 страницах текста, включающих 54 рисунка, 8 таблиц, списка использованных источников из 75 наименований и шести приложений.

1. Состояние вопроса, степень разработки темы н обоснование задач исследования

В этом разделе приводятся характерные повреждения деталей гидромеханических трансмиссий СКШ и анализ научных работ, посвященных повышению надежности конструкции путем уменьшения динамических нагрузок, обоснование предлагаемого подхода снижения динамической нагруженности и задачи исследования.

1.1 Обоснование актуальности проблемы динамической нагруженности элементов гидромеханических трансмиссий самоходных колесных шасси

Динамическая нагруженность трансмиссии определяется воздействием значительных по величине знакопеременных моментов, возникающих при переходных процессах пуска двигателя и заглохания; разгона и торможения машины; переключении передач и блокировке гидротрансформатора.

Кроме того, весьма велика вероятность возникновения опасных резонансных явлений под влиянием воздействий небольшой амплитуды, с частотой, совпадающей с одной из собственных частот динамической системы. Дизельные двигатели транспортных гусеничных машин являются мощными источниками динамического и вибрационного возмущения, с насыщенным спектром частот. Применение гидротрансформаторов, кроме трансформации крутящего момента, позволяет эффективно демпфировать возмущения на входе и на выходе трансмиссии. Однако в дотрансформаторной зоне двигатель - демпфер крутильных колебаний -карданная передача - гидротрансформатор могут возникнуть колебательные процессы с существенной амплитудой [55] Наибольшее количество поломок элементов механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» приходится именно на участок между дизелем (возбудителем механических колебаний) и насосным колесом гидротрансформатора. Кроме того, анализ эксплуатационной надежности трансмиссий показывает, что

основными элементами, ограничивающими их долговечность является валы, фрикционные устройства, а также зубчатые колеса, подшипники и уплотнения.

При проектировании машин с ГМТ долговечность валов ограничена. Необходимость прогнозирования резонансных режимов и решения обратной задачи возникает не только при разработке новых машин, но и при модернизации существующих. Например, при оснащении автомобилей КАМАЗ с колесной формулой 6x6, 8x8 («Мустанг») двигателем мощностью 240 кВт, гусеничной машины МЛ-107 с двигателем ЯМЗ-238 опытной гидромеханической трансмиссией существенно возрастает момент инерции ведущих частей трансмиссии, определяемый параметрами массивного насосного колеса гидротрансформатора. Это приводит к существенному снижению собственных частот системы с серийным гасителем. На определенном скоростном диапазоне двигателя возникают резонансные режимы, ограничивающие долговечность входного вала трансмиссии. Традиционные меры повышения его прочности приводят к усталостному разрушению коленчатого вала двигателя. Решение задачи снижения динамической нагруженности валов трансмиссии на резонансных режимах приводится в настоящей работе.

Валы и оси механических трансмиссий разрушаются сравнительно редко. Однако, вероятность разрушения этих деталей в ГМТ существенно возрастает. По данным отделов надежности предприятий отрасли имеют место многочисленные факты выхода из строя элементов дотрансформаторной зоны различных машин транспортного и тягового класса (ЧТЗ - Д250, ЧебТЗ - разрушение карданных валов трактора ЧбТ -444, разрушение элементов до трансформаторной зоны СП ГМ569).

В частности по данным бюро надежности ОАО СКБМ (г. Курган) отмечены многочисленные факты разрушения карданных валов ТМ120-2203010 (аналог ЗИЛ431410) до трансформаторной зоны изделия ТМ-120 до наработке не превышающей 2000 км. при гарантийном ресурсе 30000 км.

[13]. Кроме того, регистрируются регулярные отвинчивания болтов крепления фланцев карданов, разрушения подшипников крестовин карданов, преждевременный выход из строя зубчатых и шлицевых соединений раздающего и согласующего редукторов ГМТ (привод вентилятора ТМ-120, шлицы соединительного торсионного вала МЛ-107), разрушение элементов конструкции гасителя колебаний Э236Н.4200006 [13]. Указанное наблюдается в гидромеханических трансмиссиях специальных колесных шасси (СКШ), выполненных на базе тягачей Курганского и Минского заводов колесных тягачей. Образцы разрушенных деталей приведены на рис. 1.1 ниже. Результаты ряда конструкторских работ свидетельствуют, что традиционные методы исключения резонансных режимов не позволяют достичь требуемого эффекта.

Рисунок 1.1- Образцы разрушенных деталей согласующего редуктора

Для повышения надежности создаются конструкции гасителей крутильных колебаний, анализ которых приводится ниже.

1.2 Конструкции гасителей крутильных колебаний трансмиссий транспортных машин

Проблемы снижения динамической нагруженности трансмиссий транспортных машин на установившихся режимах решается многими отечественными и зарубежными фирмами. Предлагаемая исследователями оптимизация упруго-инерционных параметров системы [12,25,46,47, 72,73,74], обеспечивающих вывод резонансных режимов работы за пределы рабочего диапазона, не всегда может быть реализована из-за конструктивных, технологических и экономических ограничений.

Существующие алгоритмы решения подобных задач предполагают редуцирование пространственной системы и сведение ее к цепной модели с последующим определением мажорных собственных частот для консервативной системы, т.е. пренебрегая диссипативными силами и нелинейностями системы. Это приводит к увеличению погрешности определения собственных частот и в отдельных случаях к необоснованному исключению отдельных ветвей первоначальной разветвленной модели. Погрешность при определении частот приводит к ошибкам при построении собственных форм колебаний, на основе которых выбираются параметры гасителя и место его установки с целью наиболее эффективной отстройки собственной частоты от частоты возмущения.

Задача гашение резонансных режимов или их вывод за пределы рабочего диапазона работы двигателя решается обычно путем линеаризации системы, поэтому частоты и формы собственных колебаний не всегда соответствуют действительным [12,55].

Таким образом, снижение динамической нагруженности с учетом реальных свойства (существенные нелинейности, разветвленность, переменность структуры, и др.), не представляется возможным из-за сложной взаимосвязи упруго-демпфирующих элементов. Этим обосновывается необходимость проведения теоретических и экспериментальных

исследований динамической иагруженности при резонансных режимах и бифуркациях [55].

Стремление к повышению производительности машин и скорости транспортных средств, форсирование их по мощностям, нагрузкам и другим рабочим характеристикам неизбежно приводит к увеличению интенсивности и расширению спектра вибраций.

В свою очередь методы виброзащиты весьма разнообразны. Выбор мер по снижению виброактивности в значительной мере определяется характером источника вибраций. В тех случаях, когда невозможно оказать какое-нибудь ощутимое влияние на источник вибраций, применяются разнообразные технические средства, снижающие передачу вибрации и устраняющие ее вредное воздействие на исследуемый объект. Среди мер по снижению виброактивности можно выделить следующие основные методы [70,71]:

снижение виброактивности источника - уменьшение уровней механических воздействий, возбуждаемых источником;

внутренняя виброзащита объекта - изменение конструкции объекта, при котором заданные механические воздействия будут вызывать менее интенсивные колебания объекта или отдельных его частей;

виброизоляция - установка между объектом и источником дополнительной системы, защищающих объект от механических воздействий, возбуждаемых источником.

динамическое гашение колебаний - присоединение к объекту дополнительной механической системы, изменяющей характер его колебаний;

Снижение внброактивности источника. Колебания, возбуждаемые источником разделяются на две группы. К первой относят различные физико-химические процессы, происходящие в источнике: процессы горения в реактивных двигателях и двигателях внутреннего сгорания [27,22,33,34]

разнообразные технологические процессы [21], пульсация жидкости или газа в трубопроводах, гидротрансформаторах, гидрообъемных передачах. Снижение виброактивности факторов этой группы связано с изменением параметров физико-химических процессов и может быть достигнуто способами специфическими для каждого частного случая.

Вторая группа возмущающих факторов связана с движущимися телами. Движение тел внутри источника (вращение кривошипно-шатунных механизмов ДВС, вращение роторов, перемещение звеньев механизмов) сопровождается возникновением динамических реакций связей, соединяющих источник с объектом. В этом случае, снижение виброактивности источника заключается в уменьшении динамических реакций с помощью так называемого уравновешивания движущихся тел.

Изменение конструкции объекта. Существует два способа снижения механических колебаний, общих для всех механических систем. Первый способ состоит в устранении резонансных явлений. Если объект обладает линейными свойствами, то задача сводится к изменению его собственных частот. Для нелинейных объектов должны выполняться условия отсутствия резонансных явлений. Второй способ заключается в увеличении диссипации механической энергии в объекте. Изучению возможности применения данного способа, исследованию демпфирующих свойств элементов конструкции изделий посвящены работы [49,50].

Виброизоляция. Действие виброизоляции сводится к ослаблению связей между источником и объектом, при этом уменьшаются динамические воздействия, передаваемые объекту. Ослабление связей обычно сопровождается возникновением нежелательных явлений: увеличением статических смещений объекта относительно источника, увеличением амплитуд относительных колебаний, увеличением габаритов. Виброизоляция в ряде случаев является эффективным методом уравновешивания [8,26]. Простейший пример виброизоляции может заключаться в установке виброактивного оборудования на упругих элементах. В этом случае частоты

возмущающих сил должны значительно отличаться от частоты собственных колебаний фундамента на амортизаторах.

Динамическое гашение колебаний. Динамический гаситель, присоединяемый к объекту, формирует дополнительные динамические воздействия, прикладываемые к объекту в точках присоединения гасителя. Динамическое гашение осуществляется при таком выборе параметров гасителя, при котором эти дополнительные воздействия частично уравновешивают динамические воздействия, возбуждаемые источником.

Динамический гаситель колебаний в простейшем исполнении представляет собой массу, присоединяемую к защищаемому объекту посредством упругого элемента. Эффект динамического гашения колебаний известен с начала XX в. и связан с именем Фрама [22], который разработал конструкцию динамического гасителя и предложил использовать виброгасители для уравновешивания кораблей при качке. Далее, эффект динамического гашения колебаний был детально изучен Дж. П. Ден-Гартогом в первой половине XX в., наряду с другими базовыми положениями теории колебаний.

Необходимо отметить, что все приведенные выше основные методы снижения виброактивности машин нашли самое широкое применение при проектировании транспортных систем различного назначения, в том числе колесных и гусеничных машин. В частности разработаны и используются различные методы уравновешивания газовых и инерционных сил в ДВС (снижение виброактивности источника), используются различные демпфирующие устройства, в том числе и управляемые в подвесках автомобилей, тракторов и др. транспортных систем (изменение конструкции объекта), виброизоляция кузовов и кабин транспортных машин. В трансмиссиях машин нашли самое широкое распространение различного рода динамические гасители колебаний о чем свидетельствуют работы многих известных авторов [12,33,62,64,6,7,28,15,16,45,46,47]. Ниже приводятся основные принципы динамического гашения колебаний.

Как известно, метод динамического гашения колебаний состоит в присоединении к объекту виброзащиты дополнительных устройств с целью изменения его вибрационного состояния [71,70]. Работа динамических гасителей основана на формировании силовых воздействий, передаваемых на объект.

Изменение вибрационного состояния объекта при присоединении динамического гасителя может осуществляться как путем перераспределения колебательной энергии от объекта к гасителю, так и в направлении увеличения рассеяния энергии колебаний.

Первое реализуется изменением настройки системы объект-гаситель по отношению к частотам действующих вибрационных возмущений путем корректирования упруго-инерционных свойств системы. Гасители, присоединяемые к объекту в этом случае, называют инерционными. Инерционные гасители применяются для подавления узкополосных случайных колебаний.

При действии вибрационных нагрузок широкого частотного диапазона применяется второй способ, основанный на повышении диссипативных свойств системы путем присоединения к объекту дополнительных специально демпфируемых элементов. Динамические гасители диссипативного типа называют поглотителями колебаний.

Возможны и комбинированные способы динамического гашения, использующие одновременно коррекцию упруго-инерционных и диссипативных свойств системы. Применяемые в этом случае гасители называют динамическими гасителями с трением.

Динамические гасители могут быть конструктивно реализованы на основе пассивных элементов (инерционных масс, пружин, демпферов) и активных, имеющих собственные источники энергии. В последнем случае речь идет о применении систем автоматического регулирования с обратной связью, использующих электрические, гидравлические и пневматические

управляемые элементы. В [8] предлагается классификация управляемых виброзащитных систем (УВС), согласно которой, ABC являются одной из трех групп УВС. Две другие группы - это ВС с переменными параметрами и ВС с переменной структурой. В ABC исполнительные элементы воздействуют непосредственно на защищаемый объект. В системах виброзащиты с переменными параметрами исполнительные устройства воздействуют на пассивные элементы (массу, пружину, демпфер). В виброзащитных системах с переменной структурой предполагается возможность изменения порядка включения различных звеньев. Различают ABC с управлением по возмущению (силовому или кинематическому), ABC с управлением по отклонению (обратная связь по ускорению, скорости, перемещению), самонастраивающиеся ABC

Использование активных элементов расширяет возможности динамического виброгашения, поскольку позволяет проводить непрерывную подстройку параметров динамического гасителя в функции действующих возмущений и, следовательно, осуществлять гашение в условиях меняющихся вибрационных нагрузок. Аналогичные результаты могут быть достигнуты с помощью пассивных устройств, имеющих нелинейные характеристики.

Проблемы снижения динамической нагруженности трансмиссий транспортных машин решается многими отечественными и зарубежными фирмами. Предлагаемая исследователями оптимизация упруго-инерционных параметров системы, обеспечивающих вывод резонансных режимов работы за пределы рабочего диапазона, не всегда может быть реализована из-за конструктивных, технологических и экономических ограничений. Эта задача решается обычно путем линеаризации системы, поэтому частоты и формы собственных колебаний не всегда соответствуют действительным [31].

В отдельных случаях синтезируется динамический гаситель - создается дополнительный колебательный контур, разгружающий основной поток мощности от колебаний (например, установка через резиновые прокладки

зубчатого венца на маховик двигателя сочлененного тягача Ишимбайского машиностроительного завода). В общем, случае гасители содержат упругие элементы и поглотители энергии с сухим или вязким трением. Конструктивно гасители выполняются в виде фрикционно-пружинного демпфера, упругой рессоры с трением, маятникового устройства, гироскопического датчика. В отдельных случаях, как указывалось выше, элементы (рессора и поглотитель энергии) могут быть активными, т.е. управляемыми.

Инерционная масса дополнительного контура выполняет некоторую функцию, например, шестерни привода двигателя от стартера, соединенная с маховиком упруго. Немецкая фирма "Continental ISAD" изготовила совмещенный стартер-генератор, который помимо основной функции выполняет роль управляемого активного гасителя крутильных колебаний. Реализация такого решения возможна на дизель-генераторных моторных установках, затруднительна для двигателей транспортных машин, таких как 6-ТДФ, В-46, так как стартер-генераторы не обладают необходимой инерционной массой, и требуют виброзащиты механического привода, и не осуществима для двигателей транспортных машин общего назначения, обладающих ограниченной мощностью стартера и генератора.

Существующие методики определения параметров гасителей, применяемых в трансмиссиях транспортных машин (гасители колебаний, устанавливаемые в ведомых дисках сцеплений колесных и гусеничных машин), не учитывают нелинейности, вносимые сухим трением и нелинейной упруго-восстанавливающей характеристикой демпфера, предполагают проведение значительного объема дорожных испытаний на опытном образце изделия [62,63,27].

При анализе гасителей, следует обратить особое внимание на конструкции, содержащие упругие и упруго-диссипативные элементы. Они нашли широкое применение в реальных конструкциях трансмиссий транспортных машин. В настоящее время наибольшее распространение

получили упруго-инерционные гасители с поглотителем энергии колебаний фрикционного типа. Основное назначение таких гасителей поглощать энергию колебаний трансмиссии при совершении работы трения фрикционных элементов, размещенных в гасителе (рис. 1.2) [36].

Ступица ведомого диска 6 и сам ведомый диск 1 связаны между собой в тангенциальном направлении пружинами 3 гасителя. Пружины 3 устанавливают с предварительным сжатием на диаметре 80-120 мм в окнах длиной 25-27 мм, расположенных в ступице и самом диске. Размеры пружин: диаметр проволоки 3-5 мм, средний диаметр витка 14-20 мм, число рабочих витков 3-4, зазор между витками 3-4мм. Колебания, возникающие в трансмиссии, вызывают относительное угловое перемещение ведомого диска и его ступицы за счет деформации тангенциальных пружин, сопровождающееся трением фрикционных элементов гасителя.

В некоторых конструкциях ЗИЛ, КамАЗ - (Рисунок \2д) момент трения устанавливается при сборке на заводе и не регулируется в процессе эксплуатации. По мере износа фрикционных элементов гасителя (сухарей 9, дисков-держателей 5) момент трения снижается, что может привести к полному прекращению выполнения этим механизмом своих функций. В ряде конструкций гасителей момент трения регулируемый. Например, в одном из вариантов сцепления автомобилей МАЗ (рис. 1.2г) момент трения гасителя можно регулировать затяжкой болтов 7, каждый из которых сжимает две сферические упругие шайбы 8. В сцеплении автомобиля ГАЗ-ЗЮ2 (рис. 1.2а) момент трения гасителя поддерживается в заданных пределах осевой центральной цилиндрической пружиной 10, которая через изолирующее кольцо создает давление на трущихся поверхностях кольца и ведомого диска. Осевая центральная тарельчатая пружина 10 устанавливается в гасителе крутильных колебаний сцепления автомобилей ВАЗ (рис. 1.2в). Интересна конструкция, использованная на опытных образцах тягача КЗКТ-538 (рис. 1.3 ) [58].

б) ^ в) г) <>)

Рисунок 1.2- Конструкции упруго-инерционных гасителей колебаний с поглотителем энергии колебанийа: а)ГАЗ-ЗЮ2; б)фирмы «Фихтель и Сакс»; в)ВАЗ-2101; г)МАЗ, ТМ-120, ТМ-130; д)КАМАЗ [41,42,46]

ууУ/ЛТЬ

Рисунок 1.3 -Упруго-инерционный гаситель с поглотителем КЗКТ-538 В данной конструкции фрикционная накладка 4 демпфера, удерживаемая заклепками на ступице 3, прижимается к диску усилием,

которое регулируется гайкой 7, сжимающей тарельчатую пружину 6. Диск приварен к валу 5, на котором установлена шестерня 9 повышающей передачи. С появлением крутильных колебаний фрикционная накладка 4 скользит по диску, совершая работу трения. Через торсион 1 усилие от пружины 6 передается на ступицу 3, фрикционную накладку 4 и диск.

С целью расширения диапазона нагрузок трансмиссии, при которых гаситель может эффективно гасить колебания, в ряде конструкций сцеплений применяют гаситель со ступенчатой упругой характеристикой. Это достигается тем, что окна в ступице делают одинаковыми, а в ведомом диске часть окон имеет большую длину, поэтому не все пружины начинают деформироваться одновременно. Разница в длине окон может быть в пределах 1,5-2,0 мм. В некоторых гасителях тот же эффект достигается применением пружин разной длины при одинаковых размерах окон.

Широко распространена конструкция упруго-инерционных гасителей без рассеяния энергии. Данный вариант широко используется при отстройке системы от резонанса и при перераспределении энергии колебаний в трансмиссии. Подобные решения применены на изделиях МЛ-107 и БМП-3 производства ОАО «Курганмашзавод», на машинах КЗКТ-7427 и КЗКТ-7428 производства ОАО «Курганский завод колесных тягачей» и многих других.

1.3 Анализ методов синтеза гасителей крутильных колебаний

Наряду с основной функцией по гашению крутильных колебаний гаситель уменьшает вероятность возникновения в трансмиссии резонансных крутильных колебаний значительной амплитуды. Это объясняется нелинейностью упругой характеристики трансмиссии с гасителем. Основными настроечными характеристиками гасителя являются: момент трения Мтр, момент предварительного поджатия пружин Мп, жесткость

пружин Сг , момент замыкания и соответствующий ему угол замыкания гасителя Мг,(рг (Рисунок 1.4) [12]. На участках до срабатывания гасителя

колебаний и после его замыкания жесткость определяется упругими свойствами деталей присоединенных к гасителю. Применительно к дотрансформаторной зоне ТМ-120 это жесткость кардана силовой передачи. В существующих конструкциях момент трения гасителя принимается

Мто = (0.06- 0.17) хМетах

равным шу 4 с HldA. Момент предварительного

поджатия пружин выбирается из условия обеспечения отсутствия зазоров в окнах дисков гасителя и находится в диапазоне

Мп = (0.08 - 0.15) х Ме тах Луг ,

п 4 7 с max Момент гасителя при котором демпфер

Мг = (1.5 -1.8) х М тах - Мп - Мтр выключается ^ LllldA п и соответствующий

ему угол выбирается в диапазоне ~ градуса. На указанные

значения ориентируются при предварительном выборе параметров гасителя. Эти параметры корректируют, рассчитывая амплитудно-частотные характеристики трансмиссии, составной частью которых является гаситель [12]. Следует отметить, что приведенные рекомендации применимы в основном для механических трансмиссий в которых КП управляется синхронизаторами или зубчатыми муфтами и не учитывает особенностей виброзащиты ГМТ. Разработанный вариант гасителя [55,56] обеспечивает вывод резонансного режима основной частоты за пределы рабочего диапазона и десятикратное повышение долговечности. Однако в процессе длительной эксплуатации машин в суровых условиях Сибири и Полярного Урала установлена необходимость решения не только вопросов снижения динамической нагруженности, но и виброзащиты ГМТ, которая существенно влияет на долговечность элементов, расположенных на крыше моторно-трансмиссионной установки (фильтров, трубопроводной арматуры), стеклопакетов кабины и уменьшает уровень комфортабельности машины. Исследованиями установлено, что возбуждение вибраций формируется бифуркационными процессами, свойственными существенно нелинейным системам. Анализ условий возникновения бифуркационных процессов и

исключение условий возникновения супергармонических колебаний приводится в работе И.А. Тараторкина [55, 56]. Кроме упруго-инерционных гасителей с фрикционом сухого трения широкое распространение получили гасители с внутренним трением - резиновые демпферы. Подобные конструкции используются на автобусах ЛИАЗ-637 и тягачах КЗКТ. Резиновый демпфер имеет целый ряд преимуществ по сравнению с упруго-фрикционным. Он лишен таких недостатков, как изменение момента трения в процессе наработки, поломка пружин, высокая сложность и стоимость изготовления обойм упруго-фрикционного демпфера.

м ! ми - Мтр —

А О <Р 0 <р — 0 Ф

Рисунок 1.4- Характеристика упруго-инерционного гасителя с фрикционным поглотителем

В тоже время резиновые втулки с течением времени стареют: резина становится жесткой, хрупкой, сто приводит к ее разрушению. От этого упругая характеристика меняется, поглощающая способность ухудшается.

При выполнении расчетов и математическом моделировании динамическую модель транспортной машины с ГМТ представляют в виде предложенном в работе [72,73]. Насосное колесо, имеющее момент инерции

3 п связано через упругое звено Сп с маховой массой 3^ к которой приложен момент М^. Турбинное колесо, имеющее момент инерции 3т связано через упругое звено Ст с маховой массой 3 м, к которой приложен момент сопротивления Му. Отличие данной расчетной схемы от известных схем механических трансмиссий [12,46,47] заключается в необходимости определения гидродинамических моментов Мпг и Мтг на насосном и

турбинном колесах ГТ. Во всех ранее рассмотренных исследованиях авторы анализировали крутильные колебания в трансмиссиях транспортных машин без учета особенностей гидродинамических передач. В этой связи особый интерес представляют исследования, посвященные изучению динамики гидротрансформатора.

В частности, в работе [57] предлагается для исследование динамики системы с гидротрансформатором использовать линеаризованную статическую модель, где гидротрансформатор может рассматриваться как элемент вязкого трения, обеспечивающий существенное демпфирование. В то же время, для более глубоких исследований используются обобщенные уравнения Эйлера и уравнения баланса энергии для динамики потока рабочей жидкости [48]. В работе [72], для практических расчетов предлагается применять вместо уравнений Эйлера статические характеристики гидротрансформатора: коэффициент момента Лн (/), коэффициент трансформации К(г) и к.п.д. Г](р).

Упругие моменты на валах определяются известными в теории крутильных колебаний методами [30]. Момент сопротивления Му

определяется параметрами внешней среды и в общем случае является случайной величиной: Му = т(Му) + сг(Му), где т{Му)-

математическое ожидание, а сг(Му)- дисперсия момента

спектральная плотность которого известна. Теория случайных

воздействий применительно к транспортным машинам подробно исследуется в работах Силаева A.A. и Савочкина В.А. [51,52].

Для расчетов колебаний в трансмиссии, возбуждаемых неравномерностью работы двигателя достаточной характеристикой является спектральный состав момента двигателя на последней коренной шейке коленчатого вала [11,12,29,21,34]. Крутящий момент двигателя представляется в виде периодической функции, которая разложением в ряд Фурье может быть выражена дискретным спектром. В то же время, необходимо отметить отсутствие корректной методики по определению гармонических составляющих момента двигателя, приемлемой для практики инженерных расчетов машиностроительных предприятий отрасли. В частности, в работе [62] при формализации переменных составляющих момента шестицилиндрового двигателя предлагается ограничиться тремя гармониками: 0.5-й, 1-й и 3-й. В работе [63], при выборе параметров гасителя колебаний, амплитуду гармоники момента двигателя требуемого порядка предлагается определить на основе следующих зависимостей:

Ма = (0.9... 1.0) • Метах - для восьмицилиндровых двигателей;

Ма = (1.0... 1.1) • Метах - для шестицилиндровых двигателей;

Ma — (1.1...1.3) • Метах - для четырехцилиндровых двигателей.

При исследовании влияния, на возникновение крутильных колебаний в трансмиссиях транспортных машин, внутренних силовых факторов ряд авторов [62,24] указывает на необходимость учета влияния моментов, вызываемых неравномерностью вращения зубчатых колес и асинхронных карданных передач.

Снижение амплитуд параметрических колебаний в плоских карданных передачах осуществляется выбором углов установки шарниров и соотношением податливостей валов по известным зависимостям [43]. В пространственных карданных передачах снижение колебаний может быть достигнуто разворотом вилок карданного вала.

Обращают на себя внимание ряд работ, ориентированных на изучение свойств дотрансформаторной зоны при исследовании нагруженности гидромеханической трансмиссии, в частности Тверского Б.М. [58]. По результатам испытаний тягача МАЗ-5Э7 делается вывод о существовании особенностей динамического нагружения элементов дотрансформаторной зоны.

Наиболее полно метод прогнозирования резонансных режимов и решения обратной задачи их вывода за пределы рабочего диапазона изложен в работе И.А. Тараторкина [55]. Он включает этапы;

1. Определение собственной частоты дотрансформаторной зоны по твердотельным чертежам элементов и упругости гасителя.

2. Расчет функции полигармонического возмущающего момента двигателя по индикаторной диаграмме одного цилиндра с учетом порядка работы и особенностей конструкции; на основе спектрального анализа полученой функции определяются «мажорные» гармоники.

3. Построение совмещенной частотной характеристики двигателя и дотрансформаторной зоны трансмиссии. Прогнозирование резонансного режима по точкам пересечения линий собственных частот системы и «мажорных» гармоник двигателя, а также определение соответствующего им диапазона частот вращения вала двигателя.

4. Определение границ допустимого скоростного диапазона частот вращения вала двигателя, за который необходимо вывести резонанс.

5. Расчет требуемых параметров УДХ, разработка конструкции гасителя или выбор из каталогов.

Приведенные выше метод использован при прогнозировании резонансных режимов и решении обратной задачи для дотрансформаторной зоны транспортной машины ТМ-120, ТМ-130, ТМ-140 с двигателем ЯМЗ-236Б.

Необходимость прогнозирования резонансных режимов и решения обратной задачи возникает не только при разработке новых машин, но и при модернизации существующих. Например, при оснащении автомобилей КАМАЗ («Мустанг») с колесной формулой 6x6, 8x8 и двигателем мощностью 240 кВт, гусеничной машины МЛ-107 с двигателем ЯМЗ-238 опытной гидромеханической трансмиссией существенно возрастает момент инерции ведущих частей трансмиссии, определяемый параметрами массивного насосного колеса гидротрансформатора. Это приводит к существенному снижению собственных частот системы с серийным гасителем. На определенном скоростном диапазоне двигателя возникают резонансные режимы, ограничивающие долговечность входного вала трансмиссии. Традиционные меры повышения его прочности приводят к усталостному разрушению коленчатого вала двигателя. Эффективное решение задачи достигается синтезом конструкции гасителя по приведенной методике.

Общность полученных результатов подтверждена эффективностью применения приведенной методики для других транспортных машин.

Анализ литературных источников по рассматриваемой проблеме позволил выделить следующие особенности исследований крутильных колебаний механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина»:

Большинство работ по данной проблеме ориентировано на решение задач по определению крутильных колебаний в механических трансмиссиях. В связи с этим в исследованиях не учитывались особенности функционирования гидродинамических передач и их виброзащиты.

Ограниченные возможности проведения экспериментальных исследований, слабые средства реализации полученных моделей в силу недостаточных вычислительных возможностей, не позволили авторам более ранних исследований произвести учет существенных нелинейностей.

Решение конкретных задач затруднено отсутствием объективной

оценки выбора типа конструкции гасителя и определения его параметров. Это предопределяет большой объем экспериментальных и доводочных работ на этапе создания конструкции [6,7], когда внесение изменений требует существенных затрат времени, труда и материалов.

1.4 Обоснование предлагаемого подхода решения задачи снижения динамической иагруженности на основе синтеза гасителей крутильных колебаний нового типа

На основе анализа научных работ, посвященных исследованию вибронагруженности трансмиссий и проектированию гасителей колебаний можно сделать вывод, что установленные рекомендации применимы на этапе доводки механических трансмиссий. При этом не в полной мере учитывается полигармонический характер возмущения и динамика разветвленной существенно нелинейной системы, что не позволяет выявить все параметры, существенно влияющие на частотный спектр динамической системы. Кроме того, в известных работах в недостаточно полном объеме освещены особенности виброзащиты гидромеханических трансмиссий. Недостаточный уровень проработки в области создания гасителей приводит к тому, что при конструировании выбор типа гасителя и его параметров осуществляется на уровне изобретений в процессе доводки конструкции. Необходимость решения этой задачи на ранних стадиях проектирования и определяет актуальность проведения настоящего исследования.

Аналитическое снижение динамической иагруженности и синтез гасителя, учитывающие реальные свойства механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» без дополнительных теоретических и экспериментальных исследований не представляется возможным из-за сложной взаимосвязи упруго-демпфирующих элементов. Необходимо провести теоретические и экспериментальные исследования с использованием современных методов имитационного моделирования и

обработки экспериментальных данных.

Анализ научных работ по снижению динамической нагруженности трансмиссий транспортных машин показал, что динамический момент в дотрансформаторной зоне во многом определяется резонансным режимом, генерируемым дизельным двигателем. Условием возникновения резонанса является совпадение одной из собственных частот системы с моторной гармоникой дизельного двигателя. Соответственно и вывод резонансных режимов за требуемый диапазон частот вращения двигателя достигается варьированием собственной частоты системы. Эти методы разработаны и дают достаточно хорошие результаты для линейных систем. Однако в конструкции рассматриваемого объекта для согласования кинематических характеристик дизеля и гидротрансформатора введен согласующий редуктор. Этот редуктор содержит зубчатые передачи, в которых в процессе колебаний момента и неравномерного вращения валов раскрывается зазор. Это приводит к существенной нелинейности характеристики упругости системы. Как известно, нелинейность порождает спектр частот, а собственная частота системы существенно зависит от амплитуды момента. В частности, в рассматриваемой системе резонансы происходят на частоте в 5 ... 6 раз ниже частоты возмущения. Для отстройки резонансных режимов в такой системе целесообразно использовать аппарат параметрических колебаний. При этом представляется возможность определить не точки, а области неустойчивых колебаний и соответственно резонанса, а также более эффективно решать обратную задачу. В выполненной работе предлагается использование аппарата параметрических колебаний, вызванных пульсацией момента. Это позволяет определить области устойчивости системы и направления отстройки резонансных режимов при одновременном учете двух параметров - коэффициента отстройки системы и глубины модуляции возмущения.

1.5 Задачи исследования

Для достижения поставленной цели данной работы -определение путей

повышения надежности элементов гидромеханических трансмиссий СКШ, разработка и реализация конструктивных решений, обеспечивающих отстройку от параметрических субгармонических резонансных колебаний на основе синтеза гасителя крутильных колебаний нового типа в работе поставлены и решены следующие задачи:

4. Разработана расчетная схема и математические модели трансмиссии СКШ как существенно нелинейной системы для анализа динамических процессов, их устойчивости.

5. Проведены экспериментальные исследования динамической нагруженности трансмиссии СКШ на установившихся резонансных режимах и на переходных процессах при ходовых испытаниях образцов СКШ и в стендовых условиях.

6. Обобщены результаты теоретических и экспериментальных исследований, разработан метод выбора параметров конструкции гасителей крутильных колебаний нового типа и выполнена оценка эффективности результатов исследований.

Решение этих задач позволяет дополнить существующие методы расчета динамической нагруженности дотрансформаторной зоны трансмиссий транспортных машин, как нелинейной системы, создать предпосылки повышения надежности элементов гидромеханических трансмиссий.

2 Теоретическое исследование динамической нагруженности существенно нелинейной системы «дизельный двигатель — трансмиссия — транспортная машина»

В данном разделе представлены общая структурная схема системы «дизельный двигатель - трансмиссия - транспортная машина» и математическая модель прямолинейного движения, на основе которых определены формы и частоты свободных колебаний, исследована устойчивость возможных периодических решений.

2.1 Объект исследования. Основные характеристики объекта исследования

Объектом исследования является гидромеханическая трансмиссия специального колесного шасси (СКШ) выполненном на базе колесных тягачей Курганского и Минского заводов. На эти шасси монтируется большинство артиллерийского вооружения, в том числе грунтовые мобильные ракетные комплексы союзного государства России и Белоруссии. Кроме того, эти шасси используются как транспортное средство - танковоз, машина аэродромно-технического обеспечения (балластный тягач), а также в нефтегазовом комплексе страны в экстремальных условиях эксплуатации Крайнего Севера и Западной Сибири. Кроме того, эти шасси эксплуатируются и требуют сервисного обслуживания во Вьетнаме, Таджикистане, Анголе, в Индии, Китае, Кипре и других странах. Указанные шасси оснащены по существу единой гидромеханической трансмиссией, надежность которой, во многом ограничена, в частности, долговечностью согласующих редукторов.

Общий вид СКШ представлен на рисунке 2.1, а основные технические характеристики приведены в таблице 2.1.

б)

Рисунок 2.1 - Общий вид специального колесного шасси: а) - седельный тягач КЗКТ-7428; б) - седельный тягач МАЭ-537

Основные технические характеристики тягачей

Параметры Специальные колесные шасси на базе

КЗКТ-7428 КЗКТ-74286 MA3-537

Масса снаряженного тягача, т 23.700 23.700 22.720

полная масса автопоезда с тягачем, т до 100 до 100 до 70

Максимальная скорость движения, км/ч 65 55 60

Угол подъема, град

Тип двигателя ЯМЗ-8401. 10 ЯМЗ-240Н ЯМЗ-240Н

Максимальная мощность двигателя, л.с. 650 при оборотах 2100 об/мин 500 при оборотах 2100 об/мин 500 при оборотах 2100 об/мин

Максимальный момент, кНм 2.45 при оборотах 1400 об/мин 1.8 при оборотах 1500 об/мин 1.8 при оборотах 1500 об/мин

Тип гидротрансформатора/ активный диаметр, мм ГТ-543/430

Тип гасителя крутильных колебаний торсионный вал торсионный вал пружинно-фрикционный демпфер и карданная передача повышенной податливости на выходном валу согласующего редуктора

Кинематическая схема трансмиссии приведена на рис. 2.2.

пгуелячл

Рисунок 2.2 - Кинематическая схема трансмиссии

Более полная характеристика тягача КЗКТ-7428 и тягово-динамический расчет приведены в Приложении 1.

2.2 Расчетная схема нелинейной системы «дизельный двигатель -трансмиссия - транспортная машина»

Для определения путей снижения динамической нагруженности, возникающей в процессе блокировки гидротрансформатора, в соответствии с кинематической схемой (рис. 2.2) была разработана расчетная схема (рис.2.3), состоящая из инерционных и упругих звеньев, отражающая динамические связи рассматриваемой системы, в данном случае системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина». При разработке расчетной схемы использованы подходы, сформулированные ранее в работах Альгина В.Б., Гришкевича А.И., Нарбута А.Н., Цитовича И.С. и др. [12, 34,72,73]

Рисунок 2.3 - Динамическая схема системы с гидротрансформатором

Лд» ^н, Лт> Лм - приведенные моменты инерции двигателя, насоса ГТ, турбины ГТ и корпуса машины соответственно; Сн, Ст -приведенные жесткости дотрансформаторной и затрансформаторной зон соответственно; Мд - момент двигателя; - момент сопротивления.

Трансмиссия как подсистема переменной структуры включает двигатель, имеющий момент инерции и движущий момент М^. Момент

инерции насосного колеса Н гидротрансформатора равен . На расчетной схеме упруго-диссипативная связь двигателя с насосным колесом формирует так называемую дотрансформаторную зону, которая характеризуется при определенных частотах вращения вала двигателя резонансными режимами Параметры этой связи выбираются таким образом, чтобы вывести резонансные режимы за пределы рабочего диапазона мажорных частот двигателя (раздел 2.4). Между насосным колесом и турбинным колесом Т с

моментом инерции установлен фрикцион блокировки Фгт. В процессе

блокировки он создает момент трения Мф. Турбинное колесо через

упругое звено С 2 соединяется с массой . Данная масса посредством

упругого звена жесткостью С3 соединена с моментом инерции имитирующим машину, к которой приложен момент сопротивления мс . На схеме переменной Ф; обозначены угловые перемещения элементов.

При этом момент инерции включает приведенные массы

подвижных деталей двигателя; моменты инерции коробки передач и

турбины Jъ, главной передачи и дифференциала Л и момент инерции

/

машины 5 определяются для каждой передачи отдельно.

Представленная расчетная схема позволяет составить соответствующую математическую модель, позволяющую имитировать систему «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» в процессе блокировки гидротрансформатора и исследовать ее поведение в зависимости от различных исходных данных.

2.3 Математическая модель нелинейной системы «дизельный двигатель — трансмиссия - транспортная машина» и структурных составляющих

Математическое представление скоростных и регуляторных характеристик дизельного двигателя

В зависимости от режима работы дизельного двигателя со всережимным регулятором, его статический момент может находиться в области, ограниченной ветвями внешней, регуляторной и тормозной характеристик и является функцией двух переменных: угловой скорости дизельного двигателя фд и положения педали подачи топлива апт., т.е. Мд(<рд, апх) (рис. 2.4)

В работе [6] показано, что внешнюю характеристику статического момента двигателя можно аппроксимировать полиномом второй степени:

2

М — асо +Ь(й + с , где а, Ь, с - постоянные коэффициенты для конкретного двигателя.

При известных значениях максимального момента Мм {Мм —2450 Нм), момента при максимальной мощности М;у {Мм ~2174 Нм), соответствующих им значениях угловых скоростей Мм (пм=1400 об/мин), Мц(пх=2200 об/мин), а также при условии, что точка максимального момента является вершиной параболы, коэффициенты сг,Ь,с могут быть определены из системы уравнений:

2 а

Мм

- Ъ 2 -4 ас 4 а

2

М//=аоодг + ¿0) дг + с,

Мм-Мм

2 '

(ШМ ~(йN) Ь=2(йм(Мм-М/)=-2асйм,

2

(Мм~Мх)(0М 2 г.

Регуляторные ветви (линии 2) аппроксимируются в виде параллельных линейных функций, проходящих через заданные точки. При работе без нагрузки и полной подаче топлива вал двигателя вращается с максимальной угловой скоростью ПхХтах •

Уравнение прямой, проходящей через точку Мд—к(пхх тах )? где к -коэффициент, равный тангенсу угла наклона прямой:

-Мл

к =

N

Оххшах"^'

Мы

откуда МДР = ( ^ > Ы а - о>А).

Значение максимальной угловой скорости холостого хода соХха определяется следующим образом. При нулевом положении педали подачи топлива а)Хха — %хтт> а ПРИ максимальном положении педали подачи

топлива (х)Хха = шххтах■ Считая, что с изменением положения педали подачи топлива угловая скорость изменяется линейно, нетрудно установить,

что при любом положении педали подачи топлива в0 времени t

аттах

аХХа = шХХтт + ХХтах ~ ШХХтЬтг)' ^

а

тах

Точка перехода с регуляторной характеристики на внешнюю о)Ма определяется равенством моментов Мдв=Мдр на регуляторной ветви и внешней скоростной характеристики.

=-((Ь + к)±у]((Ь + к)2 -4-а-(с-к-а>ХХа))/2-а

Тормозная характеристика (линия 3 рис. 2.3) определяется экспериментально и может быть аппроксимирована уравнением квадратичной параболы.

Мт = -(¿Мм + едй)д + /дШд), где ед,/д - эмпирические коэффициенты.

Таким образом, статистический момент дизельного двигателя может быть определен следующей системой

мд = <

аш\ + Ьа)д + с при шХХтЫ <о)д<

К^ХХсс-Ыд) при й)Ыа < 0)Д < й)хх а (1.1)

~ (2'Мм + 6д0)д + при > Шхх а

При переходных процессах работы движение вала двигателя описывается дифференциальным уравнением, которое наряду со статической характеристикой моментов двигателя и сопротивления, включает также введенный коэффициент неустановившегося режима. Это позволяет учесть инерционность двигателя из-за несовершенства топливной системы, запаздывание термодинамического процесса и другое. Уравнение движения вала двигателя при разгоне приводится к неоднородному

дифференциальному уравнению Бернулли второй степени [13,21,35]. Интегрирование уравнения при известных начальных условиях осуществляется в зависимости от управления подачей топлива или вариацией момента. В результате представляется возможным определить угловое ускорение вала двигателя, длительность переходного процесса и другое.

Математическое представление частотных характеристик дизельного двигателя

Одним из наиболее сильных источников динамического возмущения является двигатель внутреннего сгорания. Для расчетов параметров колебаний в трансмиссии, возбуждаемых неравномерностью работы двигателя, достаточной характеристикой воздействия является спектральный состав момента двигателя на последней коренной шейке коленчатого вала [35]. Крутящий момент двигателя представляет собой периодическую функцию, которая разложением в ряд Фурье (1.2) может быть представлена дискретным спектром [12]. Параметры гармонической составляющей зависят от режима работы двигателя.

М

+ + (1.2)

где Мо - постоянная составляющая момента двигателя;

аI, со^, у/- амплитуда, частота и фаза /-й гармоники двигателя.

Для сокращения вычислений гармонический анализ следует выполнять только для одного какого-либо режима, принятого за расчетный, но раздельно для моментов сил давления газов и моментов сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс. Обычно расчетным режимом является режим максимального эффективного момента двигателя. С достаточной точностью можно считать, что амплитуды гармоник от сил

давления газов пропорциональны среднему индикаторному давлению р^, а

амплитуды сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс

пропорциональны квадрату частоты вращения п коленчатого вала двигателя. Это дает возможность результаты гармонического анализа момента двигателя на выбранном режиме работы распространить на все другие расчетные режимы [11,12,67].

Кривую крутящего момента сил давления газов получают по индикаторной диаграмме работы одного цилиндра двигателя. Для этого по индикаторной диаграмме определяется зависимость силы давления газов на поршень от угла поворота коленчатого вала. Полученная зависимость используется для построения графика тангенциальной силы, действующей на кривошип. График представляет зависимость крутящего момента одного цилиндра от газовых сил. Для четырехтактных двигателей график строится в пределах 0...7200. График крутящего момента двигателя от газовых сил получается суммированием моментов, передающихся на коленчатый вал от каждого цилиндра с учетом их фазового сдвига. Суммирование для двигателей с равномерным чередованием вспышек проводится на интервале 0...180 t/z, для двигателей с неравномерным чередованием вспышек - на интервале 0 ... 360 t/z (t = 4 - для четырехтактных двигателей и t - 2 - для двухтактных двигателей; z. - число цилиндров).

Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс определяется выражением (1.3):

Р = —mRco1. (cos(a) + Я cos(2 а)) (1.3)

где тj - масса поступательно движущихся частей кривошипно-

шатунного механизма; R - радиус кривошипа; CD - угловая скорость коленчатого вала двигателя; ОС - угол поворота коленчатого вала; Я -отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

График зависимости крутящего момента двигателя от сил инерции строится в том же порядке, что и график момента газовых сил.

Определение амплитуд гармонических составляющих момента двигателя проводится по методике, предложенной в работе [47]. Отрезок,

соответствующий периоду момента условно принимается равным , и через промежутки измеряются ординаты. Коэффициенты Фурье и

средний крутящий момент Мд определяются по следующим формулам (1.4):

А=—Еу, соя^х)

т 1

ш{*х,) (1.4)

т 1

1 Л,

Заключение диссертации по теме «Колесные и гусеничные машины», Ушенин, Алексей Сергеевич

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ:

3. В диссертационной работе изложены научно обоснованные технические решения по снижению динамической нагруженности элементов гидромеханических трансмиссий специальных колесных шасси на основе отстройки субгармонических резонасов, внедрение которых обеспечивает требуемый ресурс элементов, что вносит значительный вклад в развитие экономики страны и повышение ее обороноспособности

4. Предложенные математическая модель и пакет компьютерных программ дают возможность исследовать динамику существенно нелинейной системы, установить закономерности возникновения резонансных режимов, подтвержденные экспериментально

5. Установлено, что одной из основных причин высокой динамической нагруженности и ограничения долговечности элементов ГМТ являются субгармонические параметрические резонансы, вызванные близким совпадением частот свободных колебаний нелинейной системы с возмущения дизельного двигателя в кратное число раз превосходящих их по частоте. На основе установленных закономерностей определена область устойчивости и направление вариации параметров для ее обеспечения.

6. Экспериментально установлено, что коэффициент динамичности нагрузки при переходных процессах трогания с места, переключения передач и блокировки ГТ составляет 1,7-3,2. В связи с этим конструкция серийного гасителя, используемая в ГМТ не выполняет свою роль. Резонансные явления являются высокочастотными (до 17 Гц) и за 100 часов работы трансмиссии число циклов нагружения превышает базовое число циклов кривой усталости (7,2 млн).

7. Проведенные экспериментальные исследования динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии трех моделей СКШ, статистическая обработка их результатов подтверждает достоверность разработанной математической модели, отражающей физические процессы при резонансных режимах и корректность основных допущений.

8. На основе полученных результатов предложены технические решения, позволяющие уменьшить динамическую нагруженность трансмиссии и разработанны конструкции гасителей нового типа для согласующих редукторов ГМТ СКШ различных моделей. Это позволило вывести резонансные режимы за пределы рабочего диапазона оборотов двигателя и уменьшить динамическую нагруженность трансмиссии в 5.6 раз, тем самым создать предпосылки повышения ресурса элементов гидромеханической трансмиссии.

Список литературы диссертационного исследования кандидат технических наук Ушенин, Алексей Сергеевич, 2013 год

Список использованных источников

1. Автомобиль МАЗ-5Э7Г. каталог узлов и деталей в пяти книгах. Изд. №

6/175749р-П88.

2. Арав Б.Л., Бондарь В.Н., Келлер A.B., Беседин С.Н. Анализ концепций гибридных моторно-трансмиссионных установок транспортных средств Журнал Автомобильных Инженеров. 2011. № 5. С. 35-39.

3. Басов К.А. ANSYS. Справочник пользователя / Басов К.А., Мовчан Д.А. -

Издательство: ДМК-Пресс, 2011. - 640 с.

4. В.Б. Держанский, Е.Б. Сарач, И.А. Тараторкин, Е.Ю. Юдин; под ред. Е.Г.

Юдина. Прогнозирование динамической нагруженности трансмиссий транспортных машин Учеб. Пособие. - Ч. 1 /- М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2010. - 63, [1] е.: ил.

5. Временная инструкция по эксплуатации и обслуживанию стенда для

испытаний гидромеханической трансмиссии типа 932, чертежный ОМ 9955.025. Издано: Курганский завод колесных тягачей им. Д.Н. Карбышева, 21.11.86.

6. Геккер Ф.Р. К методике определения оптимального момента трения

демпфера трансмиссий автомобиля // Автомобильная промышленность. -1969.-№2.-С. 24-26.

7. Геккер Ф.Р. Сцепления транспортных и тяговых машин. - М.:

Машиностроение, 1989. - 344 е., ил.

8. Генкин М.Д. Методы управляемой виброзащиты машин. - М.: Наука, 1985. -

240 е., ил.

9. ГОСТ Р ИСО 5725-2002. Точность (правильность и прецизионность)

методов и результатов измерений. В 6-ти частях. Изд. Госстандарт России, Москва.

10. ГОСТ РВ 15.211-2002. СРПП Вт. Порядок разработки программ и методик

испытаний опытных образцов изделий. Основные положения. Изд. Госстандарт - 21 с.

П.Гришкевич А.И. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Трансмиссия: Учебное пособие. - Минск: Вышейшая школа, 1985. - 240 е., ил.

12.Гришкевич А.И. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / Под общ. ред. А.И. Гришкевича; - М.: Машиностроение, 1984. - 272 е., ил.

13.Держанский В.Б., Тараторкин И. А. Прогнозирование динамической нагруженности гидромеханических трансмиссий транспортных машин / Монография. Екатеринбург: УрО РАН, 2010. - с. 176.

14.3альцерман И.М. Фрикционные муфты и тормоза гусеничных машин / Зальцерман И.М., Каменский Д.М., Онопко А.Д. - М.: Машиностроение, 1965.-384 с.

15. Иванов С.Н. Крутильные колебания карданной передачи в трансмиссии

автомобиля // Автомобильная промышленность. -1974. -№4. С. 36 - 37.

16. Иванов Ю.Б. Методика расчета гасителя крутильных колебаний //

Автомобильная промышленность. - 1968. - №5. - С. 22 - 23.

17. Ильин М.М., Колесников К.С., Саратов Ю.С. Теория колебаний: Учеб. для вузов / Под общ. ред. К.С. Колесникова. - 2-е изд., стереотип. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2003. - 272 е., ил.: (Сет. Механика в техническом университете; Т.4).

18. Инструкция ИК 37.158.014-87. Гидромеханическая коробка передач.

Сборка, обкатка, стендовые испытания, комплектация, маркировка, хранение и транспортировка. Согласовано п/з 965. Издано: Курганский завод колесных тягачей им. Д.Н. Карбышева, 24.12.87.

19. Келлер A.B. Методологические принципы оптимизации распределения мощности между движителями колесных машин / Вестник ЮжноУральского государственного университета. Серия: Машиностроение. 2006. № 11 (66). С. 96-101.

20. Келлер A.B., Мурог И.А., Хмара Р.Ю., Торопов А.Н., Ганиченко С.И., Шустов А.О., Мешечков A.A., Гулько С.А., Панков A.M., Шатов Н.М.,

Ермаков А.Ю., Чалов A.B., Копылов Е.В. Трансмиссия транспортного средства / Патент на полезную модель RUS 83231 22.12.2008

21.Колчин А.И. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов. - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. Школа, 1980. -400 е., ил.

22. Коренев Б.Г. Динамические гасители колебаний: Теория и технические

приложения. -М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. лит., 1988. - 304 е., ил.

23. Красневский Л.Г. Состояние и перспективы развития автоматических

трансмиссий мобильных машин / Красневский Л.Г. // Актуальные вопросы машиноведения: сб. науч. тр. ОИМ HAH Беларуси, Минск - 2012, Вып. 1 -С. 108-114.

24. Лапшин С.А. Некоторые нагрузки в трансмиссии автомобиля, вызванные

работой карданной передачи // Труды НАМИ. - 1965. - Вып. 72. - С. 152 — 156.

25. Лахтюхов М.Г., Иванов В.А., Лопотов В.А. Бесступенчатая трансмиссия

транспортного средства // Материал международной научно-технической конференции, посвященной 70-летию кафедры «Колесные машины» МГТУ.-М., 2006.-С.262-270

26. Левитский Н.И. Колебания в механизмах: Учебное пособие для втузов. -М.:

Наука, 1988.-336 е., ил.

27. Лукин П.П. Определение оптимального момента трения демпфера

крутильных колебаний // Автомобильная промышленность. - 1978. - №5. -С. 62 -64.

28. Лурье А.И. Некоторые нелинейные задачи теории

автоматического управления. - М.: Гостехиздат, 1951. - 314 с.

29. Мангушев В.А. Основы теории и конструкции двигателей внутреннего

сгорания. - М.: Воениздат, 1973. - 422 е., ил.

30. Маслов М.Г. Расчеты колебаний валов. Справочник. - М.: Наука, 1980. -

151 с.

31. Молибошко JT.А., Гришкевич А.И., Руктешель О.С. Динамические расчеты

трансмиссий транспортных машин. Учебное пособие по курсу

«Конструирование и расчет автомобилей». - Минск: Изд-во БПИ, 1977. -

69 е., ил.

32. Муфты Centa для соединенных фланцами приводов. Каталог CentaMax RUS-03-05. -м 2008.- 82 с.

33. Нарбут А.Н. О расчете неустановившихся режимов движения .

автомобиля с гидротрансформатором // Автомобильная промышленность. - 1973. -№ 1.-С. 20-23.

34. Нарбут А.Н. Гидромеханические передачи фирмы Zahnradfabrik //

Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 1994. - №12. - С. 42 - 46.

35. Николаенко, A.B. Теория, конструкция и расчет автотракторных двигателей / A.B. Никлаенко; М.: Колос, 1984. - 335 е., ил.

36. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы

расчета: Учебник для студентов ВУЗов. - М.:

Машиностроение, 1989. - 304 е., ил.

37. ОСТ ВЗ-8.061-80. Отраслевая система обеспечения единства измерений.

Средства измерений для испытаний опытных сборочных единиц шасси

военных гусенисных машин. Общие технические требования, 240с.

38. ОСТ ВЗ-8.061-84. Машины гусеничные военные. Методы определения

допускаемых погрешностей измерения параметров и характеристик, 78с.

39. Отчет о выполнении НИОКР по теме: "Исследование динамической нагруженности гидромеханических трансмиссий транспортных машин. Разработка конструкции согласующего редуктора и системы управления блокировкой гидротрансформатора" (контракт №9874р/11397 от 11.01.2012) (заключительный), Регистрационный номер прикладной НИР №01201263190, Инвентарный номер № 02201355660.

40. Пальтов И.П., Попов Е.П. Приближенные методы исследования нелинейных автоматических систем / М.: Физматгиз -792 с.

41.Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний: Учебное пособие 2-е изд., перераб. - М.: Наука. Главная редакция физико-математической литературы, 1980. - 272 е., ил.

42. Патент на полезную модель № 122952 от 20.12.2012 «Согласующий редуктор гидромеханической трансмиссии транспортной машины». Авторы: Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Гизатуллин Ю.Н., Ушенин С.А.

43. Платонов В.Ф. Колесные и гусеничные машины. Т. IV-15. Энциклопедия. /

Ред совет: К.В. Фролов (пред), В.Ф. Платонов, B.C. Азаев, Е.Б. Александров, Под общ. Ред. В.Ф. Платонова. -М.: Машиностроение, 1997. - 688 е., ил.

44. Платонов В.Ф. Полноприводные автомобили. - М.: Машиностроение, 1989.

-308 с.

45. Полунгян A.A. Изменение частотного спектра динамической системы

силовой передачи транспортной машины градиентным методом с целью устранения резонансных режимов работы // Исследование и проектирование колесных и гусеничных машин высокой проходимости. Сб. научных трудов МАДИ(ТУ). - М., 2001. - С. 20-30.

46. Полунгян A.A., Фоминых А.Б., Кондрашкин С.И. Комбинированный метод

упрощения расчетной динамической системы трансмиссии многоприводной колесной машины // Известия вузов. Машиностроение. -1970.-№10.-С. 136-141.

47. ПолунгянА.А. К вопросу о выборе числа степеней свободы расчетной

динамической системы трансмиссии многоприводной колесной машины / A.A. Полунгян, А.Б. Фоминых, С.И. Кондрашкин, Ф.К. Бурумкулов // Известия вузов. Машиностроение. - 1969. -№11. - С. 165- 170.

48. Прокофьев Ю.В. Баланс энергии гидродинамического трансформатора при

неустановившихся режимах работы // Сб. н. трудов Всесоюзного научно-исследовательского института гидромашиностроения. - М., 1963. - Вып. 32.-С. 28-43.

49. Решетов Д.Н., Левина З.М. Демпфирование колебаний в деталях станков //

Исследование колебаний металлорежущих станков. - М.: Машгиз, 1958. — С. 17-24.

50. Ривин, Е.И. Некоторые вопросы виброизоляции станков. Динамика машин /

Под ред. И.И. Артоболевского. - М.: Наука, 1969. - 238 с.

51. Савочкин В.А., Дмитриев A.A. Статистическая динамика транспортных и

тяговых машин. - М.: Машиностроение, 1993. - 320 с.

52. Силаев A.A. Спектральная теория подрессоривания транспортных машин. -

М.: Машиностроение, 1972. - 192 е., ил.

53. Специальный колесный тягач КЗКТ- 7428 и его модификации. Руководство

по эксплуатации. Курганская городская типография. Ф. 1, 1993. - 520 с.

54. Специальный колесный тягач МАЗ - 537 и его модификации. Руководство

по эксплуатации. Курганская городская типография. Ф. 1, 1987. -492 с.

55. Тараторкин И.А. Разработка расчетных и экспериментальных методов снижения динамической нагруженности и повышения долговечности гидромеханических трансмиссий транспортных машин : диссертация ... доктора технических наук : 05.05.03 / Тараторкин Игорь Александрович; [Место защиты: Моск. гос. техн. ун-т им. Н.Э. Баумана].- Курган, 2009.- 302 е.: ил. РГБ ОД, 71 09-5/247.

56. Тараторкин И.А., Кротов И.А. Обоснование выбора параметров гасителя

крутильных колебаний гидромеханической трансмиссии автомобиля Урал Вестник академии военных наук, № 2 (35) - 2011, М.: ФГУП «Военное издательство МО РФ «Типография Воениздата» с. 298 - 304

57. Таубес Л.Е. К вопросу о прохождении колебаний через

гидротрансформатор // Основные направления научно-исследовательских и опытно-конструкторских работ по выбору рациональных параметров и эксплуатационных качеств автомобильной техники. - Минск, 1976. - С. 67 -68.

58. Тверсков Б.М. Исследование нагруженности трансмиссий тягачей с

демпферами различных конструкций // Автомобильная промышленность. -

1983. -№3.- С. 22-23.

59. Тверсков, Б.М. Нагруженность трансмиссии автомобиля крутильными колебаниями: Учебное пособие / Б.М. Тверсков; Курган: Изд-во КГУ, 1997. - 124 е., ил.

60.Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле / Тимошенко С.П., Янг Д.Х.,

Уивер У. - Изд-во: М.: Машиностроение, 1985. - 435 с.

61. ТУ 37.001.1736-91 Специальный седельный тягач КЗКТ 74286 и его

модификации.

62. Успенский И.Н. Проектирование трансмиссии автомобиля. Учебное

пособие / Горький: Изд-во ГПИ, 1977. - 66 с.

63. Успенский И.Н., Вайсман М.И. Исследование крутильных колебаний и

пиковых нагрузок в трансмиссии грузовых автомобилей ГАЗ //

Автомобильная промышленность. - 1969. - №12. - С. 33 - 36.

64. Уфимцев A.C., С.А. Уфимцев Нелинейные крутильные колебания в

двигателе внутреннего сгорания и механической трансмиссии автомобиля .

- Екатеринбург - Миасс: УрО РАН, 2001. - 160 е., ил.

65. Ушенин A.C. Гашение субгармонических колебаний в гидромеханической трансмиссии [Электронный ресурс] / Держанский В.Б., Тараторкин И.А. // Электрон, журн. «Наука и образование: электронное научно-техническое издание», М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, # 03, март 2013 DOI: 10.7463/0413.0548552 Режим доступа: http://technomag.bmstu.ru/doc/548552.html, свободный.

66. Ушенин A.C. Динамическая нагруженность гидромеханической трансмиссии специального колесного шасси / Ушенин A.C., Тараторкин И.А. // Леса России и хозяйство в них. 2012. Т. 1-2. № 42-43. С. 90-92.

67. Ушенин A.C. Повышение долговечности согласующего редуктора гидромеханической трансмиссии специального колесного шасси / Ушенин

А.С., Держанский В.Б., Тараторкин И.А. // Транспорт Урала. 2013. № 2(37) С. 77-81.

68. Ушенин А.С. Экспериментальное исследование динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии колесного тягача / Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Гизатуллин Ю.Н., Кротов И.А. // Вестник Академии военных наук. - 2012. - № 3(40). - С. 36-43.

69. Ушенин А.С. Анализ динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии специального колесного шасси // Держанский В.Б., Тараторкин И.А. / Инновации и исследования в транспортном комплексе: Материалы первой международной научно-практической конференции. — Курган: С. 276 -280.

70. Фролов К.В. Вибрации в технике; В 6-ти томах / Под общ. ред. Академика

РАН К.В. Фролова; М.: Машиностроение, 1995. - Т.6. - 456 е., ил.

71. Фролов К.В. Методы совершенствования машин и современные проблемы

машиностроения. -М.: Машиностроение, 1984. - 224 с.

72. Цитович И.С. Альгин. В.Б. Динамика автомобиля. Учебное пособие. -

Минск: Наука и техника, 1981.-191 е., ил.

73. Цитович И.С., Каноник И.В., Вавуло В.А. Трансмиссии автомобилей. -

Минск: Наука и техника, 1979. - 366 с.

74. Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов: Учебник для

студентов вузгов. 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2009. -752 е.: ил.

75.Taratorkin Alexandr, Decrease in Dynamic Loading of Transmission Elements of the Vehicle / Taratorkin Alexandr, Derzhanskii Viktor, Taratorkin Igor // Proceedings of the FISITA 2012 World Automotive Congress, Volume 10: Chassis Systems and Integration Technology. Beijing, 27 - 30 ноября, 2012.: Institute of Technology Press, Beijing - 2012, p. 495-504.

Тшоио-дшшмическин расчёт антопосада стягачо.м КЗКТ-7428

(линии ель Я.МЗ 7428.10 -14, ГТ-543, икр » 5.625, Са = 95 т)

оглавление

1. исходные данные лист I

2. решим соамесшой работы дингатедя и пглрофансформатора лист 4 3.1 ягово - динамические показатели аытопоезд» по

лиига'1 елю л нреодолсиаемые подъемы лист 6

4, тягони - динамические показатели аигоновзда но сцепному весу лист 9

5, определение ускорения лист У

6. время Л пуп. района ааноноечда лист 1 ]

7. иыыоды лис? 12

I. Исходны« данные

полная масса аитомоонля, кг GA - 95000

сцошшй вес автомобили, ft, ( кис} GC 509600, (52030)

марка двигателя; ЯМЗ 8401.10-14 марка 1 нлритрамсформатора: !Т-543

максимальный крутящий моменi динплелн. М*м , (кгс*м) М мах я 2450, (.250)

частота иращения при лом, об/мни n- HQ0

максимальная мошносп» двнгателч, кВт, (л.с) N m;ix -« 47SS. (650)

максимальная частоiи ирищення, иб'''мнм и мах -> 2100 потерн мощности на исномогятге.'и.ные агрегазы до ivr (х - п/имах) NE пот - N мах*1Л0 г А1*х > Л2*х2 -» ЛЗ'хЗ) АО ~ (I Л1 - 0 Л2 « 0 A3 .15

потерн мощности на исполнжпельлие фрегаты после гг (х ~ гг'пмах)

М ног - N мах*(В0~ ВИх • В2*х2 ~ НЗГхЗ) ВО ~ 0 В! ~ 0 В2 - 0 ВЗ - О

ширина по кабине, м В - 2.34

иыеота по кабине, м Н = 2.825

радиус качения колес«, м К к ' .725

коэффициент оогекасмостп Коб - ,06

пере:ипочиь:е числа трансмиссии

таблица 1.1

передача U к.п.Д

пимышакипая передача .йЗЗ ,95

1 « н передача к,п. 3.2 .93

2 - я передача к.п. I 5 .923

3 - я передача к.н. I ,943 I - И тадниП ход к.п. .923 высшая передача р.к, I ,95 низшая передача р.к. I.SS .95 центральный редуктор 1,923 .95 колесная передача 5.625 .96

момен г инерции насосного колеса гг. кгс'м'с" Jit и .5

момент инерции зурбннного колеса гг, кгс'м*с' Jt =■ .25

момен г инерции колеса автомобиля. kic"m*c~ Jk ** 12

число колес анюмойнля Zk = 8

¿иигатвля ЯМЗ 8401,10-1-5

п - ирашения двигателя

N - мо1::носп. миттеля

N ног - мощность, плутая на вспомогательные агрегаты

М пот = К пот * N мах * (п !п мич) Л 3 К си - снодаллия мощность К са = N - N нот М - кр\ (киши люмен г М си - свободный КрУ'ГИШНЙ МО.МОНП

М = 716.2 • N / п; М- • кг с'м, N - л .с. п- об/мин

М = 9549.: 3 * N/11: м - Н\ч. N - кВт, и - оа'мин

таблица 1.2

П N N пот К св М М си

об/;-! ни кВт л. с. хВч л.с. кВт л .с. Н*м кгс*м Н*м кгс*

1000 1 5и.О 203.9 7.7 10.5 142.3 193.4 1432 146 . 1358

139

1100 225.0 305.9 10.3 14.0 214.7 291.9 1953 199 1864 190

1200 275.0 373.9 13.4 18.2 261.6 355.7 2188 223 2082 212

1300 322.5 438.5 17.0 23.1 305.5 415.4 2369 242 2244 229

1400 357.5 486.1 21.2 28.9 336.3 457.2 2438 249 2294 :з4

1500 3X7.5 526.9 26.1 35.5 361.4 491.3 2467 252 2301 235

1600 •1(15.0 550.fi 31,7 43.1 373.3 507.5 2437 '246 2228 227

1700 425.0 577.8 38.0 51.7 387.0 52 6.1 2387 243 2174 212

1800 437.5 594.8 45.2 61.4 392.3 53 3.4 2324 237 2081 212

1900 455.0 ' 618.6 53.1 72.2 401.9 546.4 2287 233 2020 206

2000 467.5 635.6 61,9 84,2 405,6 551.4 228 1936 197

2100 478.0 649.9 71.7 97,5 406.3 552.4 2174 222 1848 1 88

хирйкчершлика гндрогрпнефорчаюра ГТ-543

I пт пи • передаточное числи ГГ К = Мт/ Мп - коэффициент трансформации момента кли;. =Кт/ N"11 * 100% 1,-Ми* 10*6/пн'2

где пт. Мт, Мт- соотистсшенлу чапша нр;лшш.ч, \ta\scMi, мощность на турбин ним коле« ГГ Ш1, М||, N»5 - Нй 1ШСОС1ЮМ колесе ГГ

таблица I.3

! К 1. Х.И.

о.оооо 3.5000 29.20 00

0.2000 2.6500 31.50 53.6

О.3650 2.0500 32.50 75.0

0.4350 1.8400 31,90 К 0.0

0.5500 1.5400 31,20 85.0

0.6400 1.3600 30.20 87.0

0.8000 1.0550 26.90 84.3

0.5300 1.0000 26.00 84,0

0.8400 0.9580 25.08 83,0

0.8542 0.9857 23.46 84.4

1.0000 1.0000 0.00 100.0

1,0001) 1.0000 0.00 100.0

1.0000 1.0000 0,00 100.0

Рис. I. I Характерна нка.лннгатсля Я M'i 840 1.10-14

5 350 «

X. о

§ 300

ь СО

z" 250

-N.KBT

-- Ncs, кВт

-M, H'м

-Mes, H*M

1500 1700 п,об/мин

î

Pue. 1.2 Характеристика гидротрансформатора ГТ-543

2, Режим соа.мсстион работы xiuhi utcjih и гидротрансформатора

PevKins совместной работы двигателя н гидротрансформатора (ГТ) определяется по формула: М лн,1!М и ,

где М лt).it - свободный момент диигателя на «аду насосного колеса ГТ

М ли.it = М cu * U ли * кл.д.нп .

М н - крутящий момент на насосном колесе ГТ:

М н ~ 1J '* Y * D^5 * пн'"*2

где Li - коэффициент первичного крутящего момент, 1/(м:*м) Y - удельны» нес рабочей жидкости, кгс/м} пн - частота »ращения насосного колеса ГТ, 1/мни

п - пн / U шз

таблпиа 2.1

пн М ;ш,ц

об/мин кгс"м 11фм

1200.48 109.6218 1075.02

1320.528 150.4009 1474,925

1440.576 168.0015 1647.527

1560.624 181.082 1775.802

1680,672 185.0812 1815.021

1800.72 185.6445 3 820.545

1920.768 ¡79.7815 1763.049

2040.816 175,4047 1720.127

2160.864 167.9653 1647.172

2280.912 162,9978 1598.457

2400.96 156.2604 1532.386

2521.008 149.09 1462.068

точка Д соо)нс1стиует режиму максимальной мощности двигателя.

момент на налу турбинного колеса гидротрднефирмаюра определится по формуле:

Мт = К • Мн где К - коэффициент трансформации момента

Мн - момент на насосном колесе гидротрансформатора, определяемый сю графику совместной работы двигателя и гидротрансформатора

частота крашенил нала турбинного колеса гидротрансформатора определяется по формуле: пт = t * пн

где 1 - передаточное число гидротрансформашра

пн - частота вращения вала насосного колеса, определяемая по графику совместной работы двигателя и гидро трансформатора .

График совмещения двигателя ЯМЗ 84Q1.1Ü-14 с гидротрансформатором ГТо 43

20DO.O

1000,0

1600,0

1400,0

1200.0

5 «

х„ 10СО.О

X

5

600,0 6Э0.0 403,0 200,0

-M

-1=0

— i=o,3ôe

-1=0.435

-1=0.55

-1=0.64

—-1=0,8

-1=0,83

1=0,84 1=0,854

-1=0,88

---1=09

!=0,®

0,0

1000 1200 1400 10СО 1800 2000 2200 2400 2600

П.О&МИН