Разработка расчетных и экспериментальных методов снижения динамической нагруженности и повышения долговечности гидромеханических трансмиссий транспортных машин
Совершенствование методов прогнозирования динамической нагруженности фрикционных деталей гидромеханических трансмиссий и условий возникновения резонансных режимов их работы. Пути обеспечения необходимой долговечности элементов механической системы.
| Рубрика | Транспорт |
| Вид | автореферат |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 12.02.2018 |
| Размер файла | 2,5 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
На рис. 3 представлены результаты моделирования процесса переключения передач с нижней на верхнюю при различном управлении двигателем и фрикционными элементами. Переключение передач без синхронизирующего управления двигателем (графики 1,2) характеризуется большой величиной момента, а в случае переключения без перекрытия давления управления фрикционными элементами (график 2) также и значительным падением момента относительно его среднего значения. Переключение передач, при котором осуществляется синхронизирующее управление двигателем (график 3,4), характеризуется небольшим моментом, но при этом отмечается значительное его падение, особенно в случае без перекрытия управления по давлению (график 4).
Интегральная оценка качества переходных процессов - работа буксования фрикционных элементов во время переключения передач для различных схем управления двигателем и фрикционными элементами и для различного времени нарастания момента трения характеризируется графиком 5. Из графика (линия 3) следует, что минимальная работа буксования достигается в следующем случае: осуществляется синхронизирующее управление двигателем и отсутствует перекрытие управления давлением. Временная характеристика изменения момента во фрикционе определяется характером нарастания давления в бустерах сервомоторов и регулируется при помощи современных электромагнитных клапанов (пропорциональных PWM - solenoid или с ШИМ управлением).
Рис. 3. Результаты компьютерного моделирования переключения передач
Момент трения фрикциона является функцией многих параметров. В реальных условиях параметры конструкции отличаются от номинальных значений. В связи с этим уравнение момента трения дополняется и приводится к виду:
в котором частная производная при номинальном значении "0" параметров qi(i=1…u) является коэффициентом значимости - степени влияния отклонения каждого параметра. Необходимое давление в конце регулирования определяется из условия обеспечения требуемого момента трения. Временная функция давления определяется для этапов наполнения бустера, буксования фрикциона и полного включения.
Мониторинг технического состояния двигателя и трансмиссии, режимов их функционирования, позволяет не только адаптивно управлять движением машины, но и выполнять функцию контроля. При возникновении фатальных ситуаций (информация о критических значениях параметров: температуры, давления, уровня эксплуатационной жидкости, неполное включение или выключение фрикционов), список которых может быть дополнен, выход параметров технического состояния за пределы допустимых диапазонов системы обеспечивает их локализацию, а выбор режима движения осуществляется из условия обеспечения параметров в допускаемых пределах.
Приоритет управления определяется по значимости параметров технического состояния. Система осуществляет также коррекцию ошибочных действий водителя, выполняя защитную функцию. В ситуации, когда необходимо обеспечить движение независимо от технического состояния, например, в боевой обстановке, при возникновении отказа и невозможности его локализации, системой предусматривается режим ручного или дублирующего управления.
В пятом разделе (Прогнозирование и обоснование путей снижении динамической нагруженности трансмиссий при регулировании направления движения) определяются параметры динамической нагруженности ГМТ машин с непрерывными и дискретными свойствами системы управления поворотом, такие как цикличность включений механизмов поворота, динамический момент, спектральная плотность и числовые характеристики скорости криволинейного движения. Определены пути реализации потенциальных скоростных качеств, которые базируются на дифференцированном сокращении отдельных ограничений, компенсации дивергенции параметров траектории.
Переходные процессы регулирования направления движения (поворота) быстроходных гусеничных машин составляют более 60 % времени и формируют высокую динамическую нагруженность трансмиссии. Цикличность включения механизма поворота определяет уровень динамического момента и скорость движения машины. В результате исследования, аналитически рассматривающего движение как непрерывный марковский процесс, определена цикличность включения системы управления поворотом с непрерывными и дискретными свойствами как положительное число выбросов случайной стационарной функции кривизны траектории "нулевого" уровня при движении по трассе, кривизна которой задана детерминированной или случайной функциями.
Результаты экспериментального исследования показывают, что действительное число включений механизма поворота на единицу пути гораздо выше расчетного, достигая 96 на километр пути при скорости 10 м/с, зависит от удельной мощности машины и свойств системы управления поворотом и ограничивается психофизиологическими свойствами водителя как звена обратной связи. Во многом это связано с принимаемыми допущениями:
- соответствие кривизны дорожной траектории, при этом число включений механизма поворота определяется интенсивностью изменения направления движения;
- движение является полностью управляемым, т.е. продольная ось машины совпадает с касательной к требуемой траектории;
- водитель задает упреждающее управление, не учитывается выполнение им функций звена обратной связи по компенсации отклонения траектории.
Параметры действительного процесса управления отличаются от расчетных. Цикличность включения механизма поворота зависит не только от вероятностных свойств дорожной кривизны, но и от требуемой точности траектории, определяющей условие вписываемости.
При движении с большой скоростью поворот гусеничной машины сопровождается боковым движением (сносом) относительно требуемой траектории, детерминированной и случайной составляющей углового отклонения направляющего угла, юзом и буксованием движителя. Кроме того, реакция на управляющее воздействие и траектория движения зависят от скорости движения. Большинство перечисленных факторов могут быть учтены при расчете значения коэффициента фазовой напряженности. Величина динамического момента при переходных процессах определяется видом грунта, кривизной траектории и требуемого ускорения.
Рис. 4. Фрагмент осциллограммы с записью изменения кинематических параметров при движении по змейке (грунт, длина полуволны DS = 30 м, IV передача, - угол поворота штурвала, град; - угловая скорость, град/с; - курсовой угол, град; t - время, с)
Из экспериментальных данных следует, что при входе в поворот и выходе из него момент сопротивления определяется не только сопротивлением грунта, но и инерционной составляющей . Числовые значения скорости криволинейного движения определены по зависимости коэффициента фазовой напряженности реакции машины от частоты управляющего воздействия. Коэффициент фазовой напряженности регулирования направлением движения:
принят критерием сложности управления и характеризует фазовое запаздывание реакции машины на управляющее воздействие (рис. 4) Эти данные иллюстрируют существенное запаздывание реакции машины на управляющее воздействие ШТ по угловой скорости и курсовому углу .
При больших значениях фазового отставания водитель вообще не сможет вписаться в заданную кривую пути. Установлены зависимости этого коэффициента от динамических свойств систем управления поворотом с непрерывными и дискретными свойствами при движении по траектории, кривизна которой задана детерминированными и случайными функциями.
На режимах регулирования кривизны траектории, когда проявляются существенные нелинейности системы управления поворотом, установлена вероятность высокочастотных автоколебаний со значительной амплитудой, ограничивая долговечность элементов гидрообъемной передачи. На основе установленных закономерностей представляется возможным прогнозировать условия возникновения колебательных процессов и решать обратную задачу по их исключению.
В шестом разделе (Экспериментальные методы исследования динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии транспортной машины) приводится перечень объектов исследования, а также цель и задачи экспериментального исследования, основные результаты и их анализ.
Объектами экспериментального исследования являются быстроходные гусеничные машины БМП-3, БМД-4 и ТМ-130, полноприводные колесные машины КАМАЗ-43106 (6Ч6), КАМАЗ-6350 8Ч8, оснащенные дизельными двигателями и гидромеханическими трансмиссиями.
Целью экспериментального исследования является определение адекватности математических моделей управляемого движения, динамики системы "двигатель-трансмиссия-транспортная машина", проверка выдвинутых гипотез, корректности основных допущений, принятых при теоретическом исследовании, а также идентификация параметров.
Для достижения цели решаются следующие задачи:
1. Определение динамической нагруженности, формируемой взаимодействием машины с внешней средой в процессе управляемого движения машин;
2. Определение динамической нагруженности элементов до- и послетрансформаторных зон трансмиссии, металлокерамических дисков фрикционных элементов на стационарных режимах;
3. Определение динамической нагруженности ГМТ при переходных процессах управления поступательной скоростью и кривизной траектории.
Экспериментальные исследования по определению силовых и кинематических параметров режимов нагружения проводились в процессе ходовых испытаний, а динамические свойства элементов трансмиссии, такие как упруго-диссипативная характеристика нелинейных элементов, собственные частоты и формы колебаний МКД, определялись по разработанному методу на специально созданных экспериментальных установках.
Для проведения экспериментальных исследований по определению режимов нагружения разработан бортовой комплекс информационно-измерительной аппаратуры, включающий 14-разрядный аналого-цифровой преобразователь "L-Card 14-440" с регистрацией данных на notebook; тензометрические датчики; контактные токосъемники; датчики оборотов ИС 445; датчики давления; датчики виброускорений ADXL, АНС, АТ, МП-95; датчики линейных и угловых перемещений; датчики угловых скоростей MURATA; бесконтактное приемо-передающее устройство.
Разработанный комплекс информационно-измерительной аппаратуры позволяет измерять параметры динамического процесса на стационарных и переходных режимах функционирования трансмиссий транспортных машин и производить статистическую обработку результатов с использованием современного программного обеспечения (PowerGraph Professional и др.).
Экспериментальным исследованием динамики управляемого движения быстроходной гусеничной машины (БГМ) установлено, что величина момента нагружения соединительных валов трансмиссии, формируемого параметрами внешней среды и динамическими процессами, в 3…6 раз превышает принимаемую при расчете. Фрагмент осциллограмм приведен на рис. 5.
Из анализа полученных данных следует, что моменты на соединительных валах трансмиссии формируются сопротивлением грунта, динамикой гусеничного движителя и, в наибольшей степени, динамикой движения машины. С увеличением скорости движения силы, действующие в рабочей ветви гусеничного движителя, возрастают и находятся в пределах от 15 до 69 кН при скорости 46 км/ч и носят случайный характер.
Динамическая нагруженность трансмиссии определяется по частотным характеристикам, рассматривается при движении с определенной скоростью как стационарный процесс, спектральная плотность которого определяется с использованием программы PowerGraph, реализующей алгоритм быстрого преобразования Фурье. Анализ спектральной плотности процесса нагружения показывает, что в полосе частот от нуля до 100 Гц спектр колебаний имеет три ярко выраженных диапазона доминирующих частот: 0.25…0.50; 1.5…2.5; 60…75 Гц. Вид спектральной плотности процесса нагружения позволяет произвести соответствующую фильтрацию и разделение нагрузки в соединительных валах на компоненты. Амплитудные значения продольного ускорения продольно-угловых колебаний с ростом скорости увеличиваются, а частота определяется условиями движения и управлением. Величина соответствующей составляющей нагрузки на соединительных валах пропорциональна ускорению и находится в пределах от 1 до 10 кН (график PПР, рис. 5).
При движении машины по малодеформируемому грунту из-за увода отклонение угловой скорости составляет 5...6 град/с, а угловые ускорения до 25…32 град/с2. Величина соответствующей составляющей нагрузки находится в пределах от 0,5 до 8,5 кН (график PУГ, рис. 5.). Специальным исследованием процесса отклонения угловой скорости установлено, что спектр колебаний находится в полосе частот от нуля до 2,5 Гц. Медленные отклонения (до 0,8…1,0 Гц) компенсируются управлением водителя, а более быстрые со значительной амплитудой не только дополнительно нагружают трансмиссию, но и ограничивают управляемость.
"Траковая" частота является линейной функцией скорости движения, за один оборот ведущего колеса происходит 13 колебаний (соответственно числу зубьев ведущего колеса). При движении со скоростью 12 м/с (43,2 км/ч) траковая частота составляет 79 Гц. Амплитудные значения соответствующей составляющей нагрузки достигают ±6 кНм (РТРК, рис. 5). Эти результаты являются основой выводов, изложенных в разделе 2.
Определение динамической нагруженности элементов до- и послетрансформаторных зон трансмиссии, металлокерамических дисков фрикционных элементов осуществлялось на стационарных режимах при "нейтрали" в трансмиссии и при движении машины.
Например, динамическая нагруженность элементов дотрансформаторной зоны определялась по амплитуде момента на соединительном валу и спектральной плотности процесса. Фрагменты осциллограмм, полученных в процессе пуска двигателя, разгона и заглохания, приведены на рис. 6.
Рис. 5. Фрагмент осциллограммы динамической силы на ведущем колесе и результаты фильтрации нагрузки по частотным составляющим
Из экспериментальных данных следует, что в диапазоне частот вращения вала двигателя от 400 до 900 об/мин наблюдается резонансный режим с амплитудой момента, достигающей 1,3 кНм. При этом амплитуда ускорений на опорах трансмиссии по трем координатам составляет X=3 м/сек2, Y=9 м/сек 2, Z=7 м/сек 2. Основная мощность процесса сосредоточена на частоте 98 рад/с. Кроме того, спектр содержит гармоники высших порядков.
Рис. 6. Фрагмент осциллограммы и спектральная плотность момента в процессе пуска двигателя, разгона и заглохания
При дальнейшем увеличении частоты амплитуда момента резко снижается и находится в пределах от 0 до 200 Нм, то есть размах момента составляет 100 Нм. При уменьшении частоты вращения вала двигателя до заглохания в диапазоне частот от 600 до 400 об/мин амплитуда момента вновь возрастает до 0,8 кНм. Приведенная зависимость момента от частоты вращения вала двигателя характерна для существенно нелинейных систем.
По экспериментальным данным построена амплитудно-частотная характеристика (кривая 1 на рис. 7), которая наложена на совмещенную частотную характеристику двигателя ЯМЗ-236Б и дотрансформаторной зоны трансмиссии машины ТМ-120 с различными параметрами конструкций гасителей. Из характера кривой 1 (рис. 7) следует, что система является существенно нелинейной, что может являться причиной генерации колебаний не только основной частоты - 98 рад/с, но и супергармонических, кратных ей.
Высокочастотные колебания приводят к вибронагруженности не только трансмиссии, но и других элементов силового блока, ограничивая их долговечность. Исследованиями установлено, что возбуждение вибраций формируется бифуркационными процессами, свойственными существенно нелинейным системам.
Резонансные режимы в до- и послетрансформаторных зонах возникают и при движении машины на соответствующих режимах работы двигателя (см. рис. 10, приведенный ниже).
Для проверки гипотезы о разрушении МКД вследствие резонансных колебаний экспериментальными исследованиями установлено, что высокочастотные колебания наблюдаются при "нейтрали" в трансмиссии и при движении на V, VI передачах с разблокированным гидротрансформатором (ГТ) и частоте вращения вала двигателя более 2050 об/мин.
Рис. 7. Совмещенная частотная характеристика двигателя ЯМЗ-236Б и дотрансформаторной зоны трансмиссии машины ТМ-120
Амплитуда колебания в вертикальной и горизонтальной плоскостях составляет 1,0…1,5 g (9,8...15,0 м/с 2). Как следует из характера спектральной плотности процесса (рис. 8), основные колебания сосредоточены в диапазоне частот 700…730 Гц. Это происходит при работе гидротрансформатора (ГТ) в режиме гидромуфты при незначительном, 10…15 %, проскальзывании турбины относительно насоса. Выдвинутая гипотеза подтверждается характером спектральной плотности: при блокировке ГТ она является "белым" шумом, т.е. колебания происходят в широком спектре частот, без резонансов.
Для оценки корректности принятых допущений при определении собственных частот и форм колебаний партий МКД разрабатывается метод неразрушающего контроля, основанный на определении частотных характеристик при звуковом облучении исследуемых дисков.
Для реализации этого метода разработана экспериментальная установка (рис. 9) в составе: 1 - регистратор-спектроанализатор; 2 - усилитель звуковой частоты (10…10000Гц); 3-излучатель акустического сигнала; 4 - металлокерамический диск (объект исследования); 5 - генератор звуковой частоты (10…10000Гц); 6 - аналого-цифровой преобразователь (L-Card E 14-440); 7 - пьезоакселерометр ADXL105.
Для определения собственных частот исследуемый диск облучается звуковой волной. Важной особенностью установки является способность спектроанализатора в режиме реального времени на основе реализации алгоритма прямого преобразования Фурье определять параметры реакции: частоты, фазы и амплитуды гармонических составляющих регистрируемого сигнала.
Рис. 8. Колебания трансмиссии в резонансном режиме и спектральная плотность процесса
Работа установки возможна в двух режимах: полигармонического и моногармонического возмущений. Первый режим заключается в определении собственных частот на основе спектрального анализа затухающих колебаний диска после придания ему начального возмущения в виде кратковременного импульса. Второй режим предполагает облучение диска моногармоническим возмущением, генерируемым тональным генератором в звуковом диапазоне частот. Собственные частоты диска определяются в режиме вынужденных колебаний при плавном изменении задающей частоты генератора от 0 до 10000 Гц.
Рис. 9. Установка для экспериментального определения собственных частот металлокерамического диска
Определение динамической нагруженности ГМТ при переходных процессах управления поступательной скоростью осуществлялось по изменению кинематических и силовых параметров в процессе трогания с места и переключение передач при разгоне с I по VI (фрагмент осциллограммы приведен на рис. 10), а результаты обработки экспериментальных данных приведены в таблице 1. Из полученных данных следует, что процесс движения характеризуется высокой динамической нагруженностью элементов трансмиссии, особенно при переходных процессах трогания с места, блокировке ГТ и переключении передач.
Рис. 10. Фрагмент осциллограммы, характеризующей динамическую нагруженность при управлении поступательной скоростью (NДВ - обороты двигателя, об/мин; NВВ - обороты выходного вала трансмиссии, об/мин; МВВ - момент на выходном валу трансмиссии, кНм; Т 1, ТДЛ, Ф 3, ФДЛ - давление в бустерах фрикционов)
Максимальное значение момента наблюдается при переключении с IV на V, с V на VI передачи и составляет 1,59…2,15 кНм., что в 1,5…2 раза превышает расчетные значения. При блокировке ГТ динамический момент на IV, V, VI передачах достигает величины 3 кНм. Переключение передач снизу вверх происходит при частоте вращения вала двигателя 1750…1800 об/мин без необходимой синхронизации угловой скорости вращения включаемых элементов. Переключение передач сверху вниз происходит при частоте вращения вала двигателя 1400…1450 об/мин. Эти данные существенно отличаются от принимаемых при расчете.
Таблица 1. Динамическая нагруженность гидромеханической трансмиссии
|
№№ переключаемых передач |
0>I |
I>II |
II>III |
III>IV |
IV>V |
V>VI |
|
|
Максимальные значения моментов при переключении передач, кН•м |
2,3 |
2,34 |
2,83 |
1,5 |
1,7 |
2,3 |
|
|
Коэффициент динамичности |
1,27 |
1,35 |
2,1 |
2,2 |
3,0 |
3,22 |
Определение динамической нагруженности ГМТ при переходных процессах регулирования кривизны траектории осуществлялось по изменению кинематических и силовых параметров при переходных процессах входа в поворот и выхода из него машин, оснащенных непрерывной и дискретной системами управления поворотом. На рис. 11 приведены экспериментальные зависимости изменения кинематических и силовых параметров при переходных процессах управления поворотом гусеничной машины с ГОМП без учета высокочастотных составляющих, обусловленных динамикой гусеничного движителя и упругостью элементов силового блока.
При входе в поворот и выходе из него момент сопротивления определяется не только сопротивлением грунта, но и инерционной составляющей (заштрихованная область на рис. 11). Величина динамического момента в 1,6 раза выше по сравнению с моментом, формируемым сопротивлением грунта.
Рис. 11. Изменение кинематических и силовых параметров в процессе поворота
Для обеспечения высоких динамических качеств поворачивающий момент должен быть достаточен для преодоления сопротивления грунта и инерционных сил. Численная оценка показывает, что для машин массой 20 т необходима установочная мощность ГОП не менее 240 кВт - 50…60 % мощности двигателя. Основными ограничением подвижности являются следующие динамические явления: фазовое запаздывание реакции на управляющее воздействие, из-за которого корпус машины не успевает развернуться на требуемый угол; боковым "сносом"; случайным процессом "быстрых", не компенсируемых водителем отклонений курсового угла, а также вероятностью схода опорных катков с беговой дорожки гусениц забегающего борта на деформируемых грунтах или сбросом гусеницы при переходных процессах входа в поворот на малодеформируемых грунтах. Степень влияния данных явлений может быть уменьшена при соответствующих программах управления поворотом.
Для машин, оснащенных системой управления поворотом с дискретными свойствами, динамическая нагруженность еще выше (рис. 12). Из экспериментальных данных следует, что в упруго-инерционной механической системе "движитель-трансмиссия", включающей сдающие фрикционные элементы (ФЭ) и взаимодействующей с грунтом с буксованием, значение производной изменяется непрерывно в конечных, хотя и значительных пределах. Даже при ограниченном отклонении угловой скорости до 5 град/с с частотой 2,5 Гц (вследствие увода и колебательных процессов в силовом блоке) угловые ускорения достигают 32 град/с 2 (рис. 12), а при циклическом включении механизма на затяжных поворотах - до 74 град/с 2. Дискретность характеристики с существенными нелинейностями системы управления ступенчатых механизмов поворота приводит к высокой цикличности включения механизма поворота из-за несовпадения траекторной кривизны с дорожной, ограничения скорости по условиям вписываемости, особенно на затяжных поворотах ограниченной кривизны.
Рис. 12. Изменение параметров при движении гусеничной машины со ступенчатым механизмом поворота
Величина угловых ускорений при повороте гусеничной машины с дискретными свойствами значительно выше, чем с дифференциальным гидрообъемным механизмом поворота, поворачивающий момент которого создается гидромотором. Поэтому при движении на деформируемых грунтах скоростные качества машин с дискретными свойствами системы управления поворотом могут быть выше, чем с ГОМП. При этом реализация высоких значений боковых ускорений (до 10…11 м/с 2) не сопровождается заносом, т.к. после нескольких заездов образуется колея глубиной 60...80 мм под отстающей гусеницей и до 150 мм под забегающей. Однако при движении на малодеформируемых грунтах эти возможности не удается реализовать из-за ограничения сцепных свойств.
Таким образом, скоростные качества гусеничных машин с дискретными свойствами системы управления поворотом ограничиваются удельной мощностью машины, динамическими явлениями при циклическом включении механизма поворота, отклонением (дивергенцией) параметров траектории движения от заданной вследствие несовпадения траекторной кривизны с дорожной, психофизиологическими возможностями выполнения водителем функции обратной связи, а также быстродействием системы управления переключением передач.
Динамические свойства гусеничной машины наиболее полно проявляются при движении по тестовой "змейке". На рис. 4 приведен фрагмент осциллограмм, характеризующих фазовое отставание кинематических параметров угловой скорости и курсового угла от управляющего воздействия.
Экспериментальная зависимость коэффициента фазовой напряженности от скорости движения при фиксированных значениях длины волны DS приведена на рис. 13. Предельная скорость движения соответствует значению kц=0,75, при котором водитель в принципе может управлять направлением движения. По этим данным построена зависимость предельной скорости движения от длины волны DS тестовой "змейки" (график 1, рис. 14). На этом же рисунке приведены экспериментальные зависимости средней скорости движения от DS по бетону (график 2) и по грунту (график 3). Из сравнения данных следует, что ограничение подвижности машины в повороте достаточно точно прогнозируется по коэффициенту фазовой напряженности.
Результаты экспериментального исследования показывают, что действительное число включений механизма поворота на единицу пути гораздо выше расчетного, достигая 96 на километр пути при скорости 10 м/с, и ограничивается психофизиологическими свойствами водителя как звена обратной связи. В этих же условиях движения для этой же машины с непрерывными свойствами системы управления поворотом действительное число включений механизма также превышает расчетное и составляет до 16 включений на километр пути.
Рис. 13. Зависимость коэффициента фазовой напряженности от скорости движения
Рис. 14. Зависимость скорости движения от длины волны тестовой змейки
В седьмом разделе (Обобщение результатов теоретического и экспериментального исследований) приводится анализ сходимости результатов теоретического и экспериментального исследований, блок-схема алгоритма прогнозирования динамической нагруженности трансмиссии, научное обоснование путей снижения динамической нагруженности валов и фрикционных элементов на установившихся режимах, синтез адаптивных программ управления переходными процессами обеспечивающих повышения долговечности гидромеханических трансмиссий транспортных машин и оценка эффективности результатов исследований.
Блок-схема алгоритма прогнозирования динамической нагруженности включает анализ исходных данных, тяговый расчет и эскизное проектирование. В дальнейшем прогнозирование осуществляется по двум путям: при установившихся режимах и на переходных процессах при взаимодействии с внешней средой.
Прогнозирование резонансных режимов в до- и послетрансформаторной зонах и во фрикционных элементах осуществляется в соответствии с результатами диссертационного исследования.
Прогнозирование динамической нагруженности трансмиссии на переходных процессах осуществляется на основе имитационного моделирования и экспериментального исследования управляемого движения. Производится расчет качества переходных процессов при управлении поступательной скоростью и направлением движения, вероятности цикличности переключения передач, включения механизма поворота и соответствующего им динамического момента. В дальнейшем осуществляется синтез адаптивных программ управления переходными процессами на основе мониторинга требуемых режимов движения и технического состояния элементов систем. На основе полученных результатов разрабатываются конструкции систем управления движением.
В соответствии с приведенными результатами предложен следующий алгоритм прогнозирования резонансных режимов и решения обратной задачи их вывода за пределы рабочего диапазона.
1. Определение собственных частот до- и послетрансформаторных зон, а также МКД по установленным закономерностям, твердотельным чертежам элементов и упругости гасителя.
2. Расчет функции и спектральной плотности полигармонического возмущающего момента двигателя и гидротрансформатора.
3. Построение совмещенной частотной характеристики двигателя и механической части трансмиссии, гидротрансформатора и МКД, прогнозирование резонансных режимов, а также определение соответствующего им диапазона частот вращения вала двигателя и режимов работы гидродинамической передачи.
4. Определение границ допустимого скоростного диапазона частот вращения вала двигателя, режимов работы ГТ за которые необходимо вывести резонанс.
5. Расчет частотных характеристик элементов системы, параметров УДХ, разработка конструкции гасителей или выбор из каталогов.
Синтез адаптивных программ управления переходными процессами при регулировании поступательной скорости заключается в определении законов связного управления двигателем, ГТ или муфтой начала движения в процессе трогания с места. При управлении переключением передач решение задачи выбора условия переключения осуществляется в зависимости от требуемых режимов движения, а временная функция связного управления - на основе мониторинга и идентификации технического состояния элементов системы из условия минимизации работы буксования фрикционных элементов, ограничения динамического момента и других функциональных ограничений.
Синтез адаптивных программ управления переходными процессами при регулировании кривизны траектории осуществляется на основе измерения отклонений от заданной траектории и создания жестких и гибких обратных связей, а также введения форсирующих интегро-дифференцирующих динамических звеньев, позволяющих сократить фазовое отставание реакции, установившуюся ошибку регулирования, а также повысить устойчивость функционирования гусеничного движителя.
Результаты выполненных исследований позволили вывести резонансные режимы за пределы рабочего диапазона оборотов двигателя и уменьшить динамическую нагруженность и вибронагруженность моторно-трансмиссионной установки машин ТМ-130, полноприводных автомобилей КАМАЗ-43106 (6Ч6), КАМАЗ-6350 8Ч8 и других машин до 26 раз и обеспечить десятикратное повышение долговечности, выполнить прогноз высокой динамической нагруженности трансмиссий вновь проектируемых машин и решить обратную задачу. На основе результатов исследования динамической нагруженности МКД выполнен прогноз и установлена вероятность возникновения резонансных режимов в проектируемых для широкого спектра машин перспективных 6-ступенчатых ГМТ с тремя степенями свободы на прямой передаче, а также во фрикционных элементах управления отдельных передач, серийно выпускаемых 4-ступенчатых ГМТ. Последнее подтверждено практикой эксплуатации и соответствующим анализом разрушений ФЭ. Исключение резонансных режимов может быть достигнуто повышением частоты и уменьшением амплитуды колебаний, возбуждаемых гидродинамическими процессами в межлопаточных пространствах ГТ, выбором числа лопаток рабочих колес, корректировкой программы управления блокировкой ГТ, исключающей режим, при котором возможны высокочастотные колебания, синтезом гасителя колебаний турбины, противофазным гашением, а также корректировкой спектра собственных частот МКД, созданием специальной формы дисков.
В условиях производственных ограничений возможности варьирования параметров конструкции, исключающих резонансные режимы, необходимая долговечность МКД обеспечивается введением технологических мероприятий по снижению концентрации напряжений у основания зубьев и повышению несущей способности путем пластической деформации до 15 %, а также повышением поверхностной твердости у основания зуба на основе нанотехнологий (лазерное насыщение карбидами тугоплавких металлов - WC, TiC и др.). Приведенный комплекс мероприятий позволяет повысить долговечность МКД в 10…15 раз.
Эффективность синтезируемых программ управления поступательной скоростью и поворотом заключается в снижении динамического момента, цикличности переключения и повышения средней скорости движения, в том числе на криволинейных участках трассы. Адаптация программ управления позволяет снизить динамическую нагруженность в 2,1 раза, работу буксования фрикционных элементов в 1,4 раза. Средняя скорость движения по совокупности грунтовых дорог с числовыми характеристиками распределения случайных величин параметров внешней среды принятыми в статистической динамике транспортных машин при автоматическом управлении повышается до 19,5 %. При движении по дорогам с твердым покрытием, по грязным или по заснеженным с большой интенсивностью изменения кривизны траектории результаты исследования дают еще больший эффект. Во всех условиях движения эффективность программ управления заключается в уменьшении вероятности выхода за ограниченный динамический коридор, снижении уровня требований к квалификации водителя.
Основная эффективность диссертационной работы заключается в создании алгоритмов прогнозирования и снижения динамической нагруженности на ранних стадиях проектирования, обеспечения требуемой долговечности элементов трансмиссии.
ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ
1. Разработанные методы снижения динамической нагруженности гидромеханических трансмиссий адаптацией программ управления переходными процессами при регулировании поступательной и угловой скоростей движения транспортной машины на основе мониторинга, идентификации технического состояния системы и требуемых режимов движения позволяет снизить динамическую нагруженность в 1,5…2,1 раза. Методы вывода резонансных режимов работы и исключения бифуркационных процессов позволяют снизить амплитуду динамического момента в 5…6 раз и обеспечить требуемый ресурс элементов, лимитирующих долговечность трансмиссии.
2. На основе имитационного моделирования динамики гидромеханической трансмиссии транспортной машины как существенно нелинейной, разветвленной системы переменной структуры, содержащей кольцевые элементы, установлено, что динамическая нагруженность определяется не только переходными процессами, но и резонансными режимами, бифуркациями. Резонансные явления являются высокочастотными и за 100…200 часов работы трансмиссии число циклов нагружения превышает базовое число циклов кривой усталости (7,2 млн.). В соответствии с результатами работы разработаны методы прогнозирования динамической нагруженности и решения обратной задачи. Разработанные конструкции гасителей для ГМТ транспортных машин позволили вывести резонансные режимы за пределы рабочего диапазона до 450-500 об/мин двигателя и уменьшить динамическую нагруженность и вибрации моторно-трансмиссионной установки машин в 5…6 раз, а на некоторых до 26-ти раз. Разработанные конструкции гасителей исключают не только резонансные режимы на основных частотах, но и супергармонические колебания, ограничивающие долговечность элементов моторно-трансмиссионной установки, стеклопакетов кабины и снижают уровень комфортабельности машины.
3. В результате исследований выдвинута и подтверждена гипотеза о разрушении МКД фрикционных элементов вследствие возникновения резонансных режимов, генерируемых гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве гидротрансформатора в не исследованном ранее диапазоне частот (700 Гц и выше). Обоснованы пути исключения резонанса повышением частоты, уменьшением амплитуды возбуждающих колебаний, корректировкой программы управления блокировкой ГТ и спектром собственных частот МКД, динамическим противофазным гашением. Долговечность МКД может быть в 10…15 раз повышена на основе технологических мероприятий, в том числе нанотехнологий.
4. На основе имитационного моделирования управляемого движения транспортной машины, в которой водитель осуществляет функции упреждающего управления и звена обратной связи, установлено, что в процессе взаимодействия с внешней средой реальная нагруженность трансмиссии в 5…6 раз превышает принимаемую при расчетах.
5. Исследованием динамики переходных процессов управления поступательной скоростью (трогание с места, переключение передач при разгоне) установлена необходимость адаптации известных программ управления на основе мониторинга и идентификации требуемых режимов движения и технического состояния. На основе численного моделирования динамики механической системы в процессе трогания с места установлена зависимость интегральных оценочных показателей от параметров управления. Величины основных параметров, определяющих процесс трогания, такие как работа буксования гидротрансформатора или фрикциона, ускорение и длительность разгона, динамичность нагрузки в трансмиссии, плавность хода и др., существенно (до 40 %) зависят от податливости элементов кинематической цепи, дифферента корпуса, управления двигателем и фрикционами. Анализ результатов позволил найти область оптимальных параметров управления, обеспечивающих минимум работы буксования и ограничение до 1,5…2,1 раза динамической нагруженности.
6. Минимум интегральной оценки качества переходных процессов переключения передач - работы буксования фрикционных элементов и длительности переключения достигается при связном управлении двигателем и давлением управления в исполнительных элементах. Адаптация программы управления переключением передач позволяет снизить динамическую нагруженность в 2,1 раза, работу буксования фрикционных элементов в 1,4 раза, а также уменьшить цикличность переключений передач.
7. Эффективным путем снижения динамической нагруженности трансмиссий при движении машин на дорогах с интенсивным изменением направления движения, повышения управляемости и подвижности машин, оснащенных системами управления поворотом с непрерывными и дискретными свойствами, наряду с совершенствованием известных решений, является синтез алгоритмов, реализующих оптимальное управление с учетом установленных новых динамических эффектов (запаздывание в системе, дивергенция параметров траектории, колебания в существенно нелинейных системах, ограничения психофизиологических свойств водителя и др.).
ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ СЛЕДУЮЩИЕ ОСНОВНЫЕ РАБОТЫ
1. Тараторкин И.А. Динамическая нагруженность гидромеханических трансмиссий транспортных машин: Монография. - Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2008. - 150 с.
2. Тараторкин И.А. Адаптивное управление переключением передач гидромеханической трансмиссии на основе мониторинга технического состояния и режимов функционирования // Вестник ЮУрГУ. Машиностроение. - 2005. - № 14 (54), вып. 7. - С. 75-84.
3. Тараторкин И.А. Исследование динамики управляемого движения быстроходных гусеничных машин // Вестник ЮУрГУ. Машиностроение. - 2006. - № 11 (66), вып. 8. - С. 114-121.
4. Тараторкин И.А. Зависимость быстроходности транспортных гусеничных машин от их динамических свойств // Транспорт Урала: Научно-технический журнал. Машиностроение. - 2007. - № 2 (13). - С. 16-27.
5. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Прогнозирование динамической нагруженности гидромеханических трансмиссий транспортных машин // Приводная техника. - 2007. - № 6 (70). С. 29-35.
6. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Повышение долговечности фрикционных элементов перспективных гидромеханических трансмиссий // Приводная техника. - 2008. - № 1 (71). - С. 16-22.
7. Тараторкин И.А. Адаптация программы управления переключением передач гидромеханической трансмиссии // Вестник Академии военных наук. - 2008. - № 3 (24). - С. 123-128.
8. Держанский В.Б., Жебелев К.С., Тараторкин И.А. Динамика нелинейной системы управления поворотом быстроходной гусеничной машины // Вестник Академии военных наук. - 2008. - № 3 (24). - С. 133-138.
9. Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Бураков Е.А. Механика и прогнозирование резонансных режимов металлокерамических дисков перспективных гидромеханических трансмиссий транспортных машин // Известия вузов. Машиностроение. - 2007. - № 11. - С. 15-23.
10. Прогнозирование подвижности быстроходных гусеничных машин при криволинейном движении. Держанский В.Б., Наумов В.Н., Тараторкин И.А., Сарач Е.Б. // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Машиностроение. - 2008. - № 2(71). - С. 76-96.
11. Исследование динамики управляемого движения быстроходных гусеничных машин. Держанский В.Б., Жебелев К.С., Тараторкин И.А., Наумов В.Н., Харитонов С.А. // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Машиностроение. - 2008. - № 3(72). - С. 86-99.
12. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Анализ управляемости быстроходной гусеничной машины с нелинейной системой управления поворотом // Известия вузов. Машиностроение. 2008. - № 12. - С. 15-18.
13. Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Шеломков С.А. Прогнозирование динамической нагруженности дотрансформаторной зоны ГМП // Автомобильная промышленность. - 2008. - № 11. - С. 32-34.
14. Прогнозирование цикличности переключения передач трансмиссии гусеничных машин. Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Рылеев А.В., Бураков Е.А. // Вестник ЮУрГУ. Машиностроение. - 2007. - № 25 (97), вып. - 10. - С. 66-69.
15. Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Климова А.С. Прогнозирование резонансных режимов в гидромеханической трансмиссии транспортной машины // Вестник ЮУрГУ. Машиностроение. - 2008. - № 10 (110), вып. - 11. - С. 30-35.
16. Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Голосеев Б.А. Формирование высокочастотного нагружения элементов ходовой части гусеничной машины // Вестник Курганского государственного университета. Технические науки. - 2008. - № 3 (13), вып. - 4. - С. 23-28.
17. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Основы методики прогнозирования динамической нагруженности дотрансформаторной зоны ГМП // Вестник Курганского государственного университета. Технические науки. - 2008. - № 3 (13), вып. - 4. - С. 28-33.
18. Тараторкин И.А., Кротов И.А. Исследование динамических процессов в трансмиссиях с существенными нелинейностями элементов // Вооружение. Технология. Безопасность. Управление: Материалы II научно-технической конференции аспирантов и молодых ученых. - Ковров, 2007. - С. 122-127.
19. Тараторкин И.А., Климова А.С., Кротов И.А. Прогнозирование динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии транспортных машин с элементами, обладающими существенно нелинейными свойствами // Молодые ученые - транспорту - 2007. - Екатеринбург, 2007. - С. 154-166.
20. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Исследование механики и прогнозирование разрушений деталей перспективных гидромеханических трансмиссий транспортных машин // III Российская научно-техническая конференция "Разрушение, контроль и диагностика материалов и конструкций". - Екатеринбург, 2007. - С. 78-82.
21. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Разработка методов повышения долговечности металлокерамических дисков трансмиссий транспортных машин // Материалы IV Международного технологического конгресса (МТК) "Военная техника, вооружение и современные технологии при создании продукции военного и гражданского назначения". - Омск, 2007. - С. 277-288.
22.Тараторкин И.А. Экспериментальное определение динамики системы "ДВС - гидротрансформатор" при вариации параметров // Актуальные проблемы теории и практики современного двигателестроения: Труды Международной научно-технической конференции. - Челябинск, 2006. - С. 83-88.
Размещено на Allbest.ru
...Подобные документы
Трансмиссия - силовая передача, осуществляющая связь двигателя с ведущими колесами автомобиля. Описание трансмиссий и их преимуществ: механических ступенчатых и бесступенчатых, гидрообъемных, электрических, гидромеханических и трансмиссий автопоездов.
реферат [191,7 K], добавлен 29.01.2010Ознакомление с условиями работы трансмиссий горных машин. Проведение стендовых программных испытаний для оценки влияния кратковременных максимальных нагрузок на работу трансмиссий очистных комбайнов. Причины развития усталостных повреждений зубьев.
реферат [64,8 K], добавлен 17.01.2012Индикация современных средств диагностирования, стенды для диагностики тягово-экономических качеств автомобилей. Методика диагностирования автоматических трансмиссий на тягово-силовом стенде К467М. Датчик частоты вращения коленчатого вала автомобиля.
дипломная работа [7,6 M], добавлен 20.06.2010Эффективность транспортного обслуживания территориально-распределенного производства. Управление грузопотоками и вагонопотоками на железнодорожном транспорте на базе математических методов. Формулировка варианты решения динамической транспортной задачи.
лабораторная работа [607,3 K], добавлен 04.06.2019Расчет буксовых подшипников и динамической грузоподъемности. Определение чистой осевой и эквивалентной радиальной нагрузок на подшипник. Расчет параметров редуктора и определение долговечности. Допускаемые напряжения изгиба на шестерне и колесе.
курсовая работа [442,1 K], добавлен 23.05.2009Производственные и конструктивные особенности рабочих органов самосвала. Трибоанализ систем сопряжения нескольких деталей элементов задней подвески, оценка надежности и долговечности. Расчет требований к ресурсным показателям ответственных деталей.
курсовая работа [5,6 M], добавлен 20.08.2011Способы регулирования скорости транспортных средств с асинхронными двигателями. Понятие и устройство, характеристики системы регулирования трансмиссий переменного тока. Структурная схема силовой цепи. Передачи переменно-переменного и -постоянного тока.
контрольная работа [1,6 M], добавлен 25.07.2013Анализ конструкций автомобилей, обоснование параметров. Определение нагрузочных режимов для расчета деталей трансмиссии и ходовой части на прочность и долговечность. Построение динамической характеристики. Расчет элементов карданной передачи на прочность.
курсовая работа [668,5 K], добавлен 19.03.2014Расчет фрикционных накладок (показателей нагруженности пар трения сцепления, значения коэффициента запаса сцепления), параметров пружин сцепления. Определение хода нажимного диска при выключении сцепления, усилия на педаль, параметров пневмоусилителя.
курсовая работа [824,1 K], добавлен 23.12.2013Анализ соответствия предлагаемого главного дизельного двигателя правилам речного регистра. Алгоритм проведения механических и гидромеханических расчетов показателей. Оценка экономичности работы двигателя. Системы, обслуживающие силовую установку.
дипломная работа [337,9 K], добавлен 03.11.2012Расчет, построение и анализ тяговой характеристики трактора Т-150 и динамической характеристики автомобиля ЗИЛ-130; выбор скоростных режимов работы двигателей. Определение углов продольной и поперечной статической устойчивости трактора и автомобиля.
курсовая работа [3,2 M], добавлен 09.04.2012Общая характеристика методов повышения качества ремонта, надежности и долговечности вагонов. Знакомство с особенностями сдачи электровоза в депо. Сменная езда как основной способ обслуживания поездных локомотивов. Рассмотрение функций машиниста.
отчет по практике [188,9 K], добавлен 27.05.2016Определение динамической и эквивалентной нагрузки от колеса на рельс. Показатели напряженно-деформированного состояния элементов конструкции верхнего строения пути, главные критерии прочности. Расчет повышений и понижений температуры рельсовых плетей.
контрольная работа [586,2 K], добавлен 18.03.2015Определение напряжений и деформаций в элементах верхнего строения железнодорожного пути, динамической нагрузки от колеса на рельс. Оценка возможности повышения осевых нагрузок и скоростей движения. Анализ причин потери прочности и устойчивости пути.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 05.04.2015Общие сведения о внутришахтном транспорте, пути его совершенствования. Условия работы подземных машин. Классификация транспортных установок. Характеристика основных грузов, их основные свойства и характеристики. Методы оценки грузооборота и грузопотоков.
реферат [18,6 K], добавлен 25.07.2013Разработка интеллектуальных транспортных систем. Принцип работы парковочного радара. Изучение работы звукового индикаторного устройства и системы автоматической парковки. Применение современных методов управления процессами технического обслуживания.
курсовая работа [32,6 K], добавлен 30.03.2015Изучение процесса эксплуатации подъёмно-транспортных машин на предприятии на примере пневмоколесного экскаватора. Система технического обслуживания и ремонта машин. Выявление проблем, возникающих в процессе технической эксплуатации, пути их решения.
курсовая работа [39,1 K], добавлен 22.06.2015Проектирование приспособления для механической обработки предохранительной скобы тележки КВЗ-1М. Анализ технических условий на деталь. Выбор базирующих и установочных элементов приспособления. Расчет параметров режима механической обработки деталей.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 17.12.2013Анализ конструкции тележки типа КВЗ-ЦНИИ, оценка повреждаемости тележек грузовых вагонов. Пути повышения надежности и долговечности. Технологический процесс ремонта грузовой тележки. Расчет технических норм времени, параметров производственного участка.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 01.08.2012Потребляемая мощность привода. Расчет меньшего и большого шкивов, тихоходной и быстроходной ступеней редуктора. Общий коэффициент запаса прочности. Выбор типа подшипников. Определение номинальной долговечности деталей. Расчет основных параметров пружины.
курсовая работа [155,4 K], добавлен 23.10.2011
