CC BY
24
ром и износом существует обратно пропорциональная зависимость. Однако необходимо учитывать, что предельная величина зазора ограничена технико-экономическими показателями работы двигателей. Анализ корреляционных зависимостей показал, что наименьший износ сопряжений достигается при макрогеометрических отклонениях и зазорах, близких к нормативным значениям.
Распределение факторов по степени влияния на износ представлено в табл. 1 и 2 (усреднённые значения по всем маркам двигателей).
Таблица 1
Степень влияния факторов на износ деталей цилиндро-поршневой группы
Таблица 2
Степень влияния факторов на износ деталей кривошипно-шатунной группы
Отсюда следует, что наибольшее влияние на износ оказывает зазор в сопряжениях. Степень влияния овальности и конусности шеек коленчатого вала практически одинакова. Износ шеек коленчатого вала зависит от погрешностей формы меньше в 1,4.. .1,6 раза, чем для вкладышей. Влияние овальности поршней на износ незначительно, поскольку значение этого параметра предусмотрено их конструкцией.
С увеличением доли факторов, имеющих значения, не соответствующие нормативным, степень влияния их возрастает (рис. 3).
о 10 20 30 40 л, %
Рис.3. Влияние доли ненормативных параметров Д на их значимость А
Степень рассеивания параметров высокая и коэффициент их парной корреляции составляет 0,61. Обобщённая оценка влияния всех факторов показала, что в значительной мере износ железосодержащих деталей определяется макрогеометрическими отклонениями гильз цилиндров (в 1,8.2,3 раза больше, чем отклонениями коленчатого вала). Нашими экспериментами выявлено, что при превышении нормативных значений на 0,005 мм по овальности и конусности гильз цилиндров и шеек коленчатого вала приработочный износ соответствующих сопряжений возрастает на 12.21% и 19.27% соответственно.
Заключение
1. Установлено, что погрешности формы, и расположения деталей двигателей имеют значительный диапазон рассеивания (коэффициент вариации параметров
0.6.1.3..
2. Показано влияние макрогеометрических отклонений деталей на износ двигателей в процессе их технологической обкатки.
3. Выявлено, что наибольшее влияние на износ двигателей оказывает зазор в сопряжениях.
4. С увеличением доли ненормативных параметров степень их влияния на износ двигателей возрастает.
Список литературы
1. Крагельский И.В. Основы расчётов на трение и износ /И.В. Крагельс-
кий, М.Н. Добычин, В.С. Комбалов. - М.: Машиностроение, 1977. - 526 с.
2. Новиков М.П. Основы технологии сборки машин и механизмов /
М.П. Новиков. - М.: Машиностроение, 1980. - 592 с.
УДК 621.894+ 531.391.3 А.С. Хомичев
Курганский государственный университет
ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ФРИКЦИОННЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ
Аннотация
В статье приводятся результаты экспериментальных исследований динамической нагруженности гидромеханических трансмиссий. Проводится анализ нагрузок, которым подвергаются фрикционные элементы в процессе работы. Обосновывается необходимость совершенствования методики расчета фрикционных дисков. Приводятся результаты их динамического анализа. Предлагается способ снижения динамической нагруженности фрикционных элементов.
Ключевые слова: трансмиссия, нагрузки, динамика, фрикционные диски, расчет, собственная частота, метод конечных элементов.
A.S. Khomichev Kurgan State University
DYNAMIC ANALYSIS OF FRICTAONAL ELEMENTS OF HYDROMECHANICAL TRANSMISSIONS
Annotation
In the article results of hydromechanical transmissions experimental investigations are adduced. Analysis of loading of frictional elements during their usages is advanced. Necessity of frictional discs calculating process modernizing is substantiated. Results of their dynamic analysis are adduced. The method of decrease in dynamic loadings of frictional elements is offered.
Key words: transmission, loadings, dynamics, frictional discs, calculation, own frequency, finite element analysis.
Овальность гильз Конусность гильз Овальность поршней Зазор гильза -поршень
0,207 0,231 0,147 0,415
Овальность шатунных шеек Конусность шатунных шеек Зазор шатунная шейка -вкладыш Овальность коренных шеек Конус-нус-ность коренных шеек Зазор коренная шейка -вкладыш
0,136 0,138 0,191 0,138 0,133 0,264
Введение
При разработке перспективных многоцелевых транспортных машин обычно решается задача повышения подвижности за счет увеличения удельной мощности, совершенства ходовой части, трансмиссии и систем управления движением при обеспечении необходимой долговечности элементов. Долговечность элементов современных и перспективных трансмиссий транспортных машин во многом ограничивается высокой динамической нагруженностью. Неравномерность нагрузок вызывает изгибные и крутильные колебания деталей и узлов трансмиссий, которые являются причиной до 80% отказов [1].
Входящий в состав современных гидромеханических трансмиссий гидротрансформатор (ГТ) принято считать активным демпфером крутильных колебаний на входе и выходе трансмиссии. Однако, как показал опыт эксплуатации машин с трансмиссиями такого типа, он тоже может оказывать негативное влияние на узлы и детали трансмиссии, повышать их динамическую нагруженность. В значительной степени подвержены динамическим нагрузкам фрикционные элементы системы управления, и вследствие этого они имеют ограниченный ресурс.
1. Анализ нагрузок фрикционных элементов трансмиссий
В процессе работы диски трения фрикционных узлов трансмиссии подвергаются различным нагрузкам. Они относятся к группе деталей, в сопряжении которых трение периодически используется как фактор, обеспечивающий выполнение механизмом своей функции. При контакте сопряженных поверхностей стремятся получить возможно большую силу трения. Соответственно оказывается велика работа трения и интенсивность изнашивания поверхностей трения.
Характерными причинами выхода из строя дисков трения фрикционных элементов является изнашивание их поверхностей и коробление. Однако был замечен новый вид разрушения - разрыв металлокерамических дисков (рис. 1), который наблюдается в перспективных гидромеханических трансмиссиях, а также в конструкциях мирового лидера в области проектирования и производства трансмиссий - фирмы АШбоп.
Рис. 1. Новый вид разрушения - разрыв МКД
Выполненным в Институте физики металлов УрО РАН металлографическим анализом разрушившегося диска установлено, что трещины имеют характер тонких извилистых линий, изломы темные с сильно притертыми краями, разной степенью окисления поверхностей излома, что свидетельствует о постепенном разрушении за ограниченное время опытной эксплуатации, т.е. образование трещин носит усталостный характер. В связи с этим выдвигается гипотеза о разрушении металлокерамических дисков вследствие возникновения высокочастотных колебаний, вызванных близким совпадением собственной частоты с возмущающей в процессе функционирования.
Применение гидротрансформатора, кроме трансформации крутящего момента, позволяет эффективно демпфировать возмущения на входе и на выходе трансмиссии. Однако в элементах зоны «двигатель - гидротрансформатор - механическая коробка передач» при определенных условиях могут возникнуть колебательные процессы с существенной амплитудой. При этом цикличность динамической нагрузки в процессе эксплуатации превышала расчетные параметры. Выполненный частотный анализ двигателя показал, что диапазон генерируемых им частот гораздо ниже зарегистрированного при испытании. Дотрансформаторная зона, а также зубчатые передачи не также содержат гармоник столь высокого порядка.
В связи с этим была выдвинута гипотеза о разрушении металлокерамических дисков вследствие возникновения высокочастотных колебаний, вызванных близким совпадением собственной частоты с частотой, генерируемой гидротрансформатором.
Эта гипотеза подтверждается характером спектральной плотности. На режиме, предшествующем его блокировке, на графике спектральной плотности (рис. 2) есть ярко выраженный всплеск амплитуды. При блокировке ГТ частота принимает форму «белого шума» (в спектре генерируемых колебаний исчезают доминантные гармоники), т.е. резонансные режимы невозможны.
. разблокировал
А. и i
ЯЫЭК rt/mw rkVK&O Л/пи
. . HUÍA., JtV »АЛ í UyJ WÍA/WWJui,,
h 111II :00 лНН 400 'со 601 7<KI áíiü 9JC ....... 1100 |2М 1 >Н1 MIKI
ГТ заблокирован
Л. м с'
ktJt.Mji('ci,'hiíi
Лч, -NwnW-^W/*.
0 НЮ 200 100 'tu 60а 700 $00 9"С IOOO 1100 1200 1300 JJO0
ГГц
Рис. 2. Спектральные плотности виброускорений
Таким образом, при проектировании гидромеханических трансмиссий важно учесть и правильно оценить возмущающие свойства гидротрансформатора и частотные характеристики металлокерамических дисков фрикционных элементов системы управления. Это позволит решить задачу вывода нежелательных значений из спектра собственных частот дисков трения и исключения резонансных режимов.
2. Расчет дисков трения фрикционных элементов
Конструктивно металлокерамический диск, применяемый в исследуемой трансмиссии, состоит из стального кольца прямоугольного поперечного сечения с зубчатым венцом внутреннего зацепления и фрикционных накладок, которые припекаются к омедненым поверхностям стального кольца при температуре 750°С через адгезионный слой. Существует аналитическая зависимость для определения собственных частот f колебаний круговых колец [2]:
f =
K (к2 -1) y¡K2 +1 V
EI
m0 R4
(1)
где К - номер собственной частоты; Е - модуль упругости второго рода материала кольца; I - момент инерции поперечного сечения кольца; т0 - погонная масса кольца; Я - средний радиус кольца.
Однако определение собственных частот металло-керамического диска с ее помощью представляет определенные трудности из-за различия физико-механических свойств материалов. Поэтому целесообразно воспользоваться численными методами решения. Наиболее точным и универсальным из них является метод конечных элементов [3]. С его помощью можно единым образом провести разнообразные виды инженерного анализа для конструкций с разными свойствами материалов, в том числе и динамические расчеты.
Самый быстрый и удобный способ реализации данного метода заключается в моделировании конструкции и последующем ее расчете на ЭВМ с использованием современных программных комплексов. Одним из лидирующих программных пакетов в данной области является ИАвТРАИ, разработанный компанией МЭС.Эс^аге.
2.1. Расчет собственных частот дисков трения методом конечных элементов
Программный комплекс ЫАЭТРАЫ позволяет определить собственные частоты и провести частотный анализ отклика конструкции с целью оценки влияния различных частот на напряжения и деформации, возникающие в результате приложения нагрузки, изменяющейся по гармоническому закону [4].
Эпюры первых четырех собственных форм колебаний в плоскости металлокерамического диска и значения соответствующих им частот представлены на рис. 3. Форма колебаний определяется параметром К. При К = 1 диск совершает плоско-параллельное движение как жесткое тело; при К = 2 диск принимает форму эллипса, при К = 3 - форму треугольника, а при К = 4 форму креста. Как видим, в спектре собственных частот диска присутствует частота, близкая к 700 Гц.
напряжений и т.д.) от частоты приложенной нагрузки. К фрикционному диску прикладывается нагрузка, изменяющаяся по гармоническому закону с амплитудой, равной 1Н в диапазоне от 0 до 10000 Гц. Результаты расчета приведены на рис. 4. Наиболее опасными частотами спектра отклика диска являются значения, близкие к 700 Гц, что подтверждается экспериментальными данными. В этой области наблюдаются максимальные значения напряжений сдвига в плоскости диска.
Рис. 4. Зависимость напряжений сдвига в плоскости диска от частоты приложенной нагрузки
Как видно из формулы (1), на значения собственных частот металлокерамического диска влияют его геометрические параметры и свойства материалов, из которых он изготовлен. Вариант конструкции диска с изменой геометрией представлен на рис. 5.
Рис. 3. Формы собственных колебаний и значения частот фрикционных дисков при значениях К = 1 ... 4, полученные в МвОМав^ап
2.2. Динамический анализ фрикционных дисков методом конечных элементов
Кроме определения собственных частот, программный комплекс ЫАЭТРАЫ позволяет провести частотный анализ отклика с целью получения зависимости максимальных откликов конструкции (перемещений, реакций,
Рис. 5. Вид прорезей, выполненных на фрикционном диске
С внутренней и наружной поверхности выполнены прорези, количество и расположение которых влияет на значения собственных частот объекта расчета. Таким образом, можно исключить из спектра частот диска резонансные гармоники. Результаты частотного анализа отклика фрикционного диска для базового варианта конструкции и для диска, имеющего двенадцать симметрично расположенных прорезей (по шесть с наружной и внутренней стороны), представлены на рис. 6.
Рис. 6. Результаты частотного анализа отклика для двух вариантов конструкции фрикционного диска
Заключение
В результате проведенного исследования была обоснована необходимость дополнения существующей методики расчета фрикционных элементов системы управления трансмиссий анализом вибронагруженности. Был предложен вариант изменения конструкции диска, благодаря которому можно исключить резонансные значения из спектра частот фрикционного диска.
Список литературы
1. 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.
2. Тимошенко С.П., Янг Д. Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле. -
М.: Машиностроение, 1985. - 472 с.
3. Сегерлинд Л. Применение метода конечных элементов. - М.: Мир,
1979. - 392 с.
4. Рычков С. П. MSC.visual NASTRAN для Windows. - М.: НТ-пресс,
2004. - 552 с.
УДК 656.13.08.01:629.33.07 Д.И. Дик
Курганский государственный университет
ПРОГНОЗИРОВАНИЕ ТОРМОЖЕНИЯ АВТОТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА С МЕХАНИЧЕСКОЙ КОРОБКОЙ ПЕРЕДАЧ
Аннотация
Одной из основных причин ДТП при попутном следовании автомобилей является недостаток времени на принятие решения водителем в случае торможения впереди идущего автомобиля. Это время может быть увеличено за счет введения опережающей внешней световой сигнализации торможения через штатные сигналы автомобиля. В статье описывается метод прогнозирования торможения автотранспортного средства с механической коробкой передач по параметрам, характеризующим воздействия водителя на педали акселератора и сцепления.
Ключевые слова: предотвращение попутных столкновений автомобилей, прогнозирование торможения.
D.I. Dik
Kurgan State University
THE CAR WITH MANUAL GEARBOX BRAKING PREDICTION
Annotation
One of the main causes of road accidents when cars following is a lack of time to make a decision in the case of a driver braking in front of the car coming. This time can be increased by the introduction of light presignaling of the brake. The article describes a method of the car with manual gearbox braking prediction by driver actions that precede the beginning of breaking.
Key words: car braking prediction, traffic safety.
Введение
Автомобилизация страны, решая задачи по перевозке пассажиров и грузов, ставит проблему обеспечения безопасности дорожного движения. В обстановке, характеризующейся высокой интенсивностью движения автомобильного транспорта, в которое вовлечены десятки миллионов людей и большое число транспортных средств, предупреждение аварийности становится одной их серьезнейших социально-экономических проблем. От ее успешного решения в значительной степени зависят не только жизнь и здоровье людей, но и развитие экономики страны.
Большие возможности в решении задачи повышения безопасности дорожного движения имеет создание систем активной безопасности автомобилей. Однако многие теоретические и практические вопросы создания таких систем, особенно для защиты автомобиля от удара сзади, для современных условий не решены.
Одним из путей решения данной проблемы является введение опережающей внешней световой сигнализации торможения через штатные сигналы автомобиля. Опережение должно обеспечиваться возможностью устройства, управляющего системой сигнализации, прогнозировать факт предстоящего торможения по параметрам, характеризующим воздействия водителя на педали акселератора и сцепления.
1. Выбор прогностических параметров
По результатам обработки проведенных экспериментов, в ходе которых регистрировались скорость V, м/c, и замедление j, м/с2, автомобиля, положения педалей акселератора ha, %, сцепления hc, %, и тормоза hm, %, а также частота вращения коленчатого вала двигателя n, мин -1, определено прогностическое «окно». Данное «окно» включает интервал времени 2 с, предшествующий моменту отпусканию педали акселератора д tc, с, и интервал времени 0,05 с, следующий за моментом отпускания педали акселератора. В качестве прогностических параметров предлагается использовать следующие десять параметров, значение которых вычисляется внутри указанного выше «окна» (их графическая интерпретация приведена на рис. 1 и 2):
- время обратного хода педали акселератора
ta , с;
1ох ' '
- максимальная скорость изменения положения педали акселератора за время её обратного хода
h'a %/с; hmax, % ;
- интегральный показатель по педали акселератора фа , %. с:
