CC BY
41
№ 8
2008
629.113:513.3:681.518.54
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ АВТОМОБИЛЕЙ «ГАЗЕЛЬ» ПО ИХ ВИБРОАКУСТИЧЕСКИМ ХАРАКТЕРИСТИКАМ РАБОТЫ
Ни ж. КЯЛЕЛИОВСКИЙ. ()-р техп.исгук.проф. П. Н.НЕЛ Я КОП. каисУтехн.паук.Ооц. ('М ОГОРОДНОЙ
Рассматриваются вопросы проектирования агрегатов трансмиссии колесных машин с учетом виброакустических характеристик их работы. Предлагаются пути их совершенствования. Также рассматриваются возможности проектирования агрегатов с икктпыми аиб-роакустическими показателями.
Колесные машины широкого спектра оперативно - функционального назначения требует обеспечения высокого уровня качества функционирования и надежности. Рсчсрвом повышения надежности является тщательные доводочные испытания, направленные на совершенствование конструкции, а также переход от планово-предупредительного обслуживания и ремонта к обслуживанию и ремонту по действительному техническому состоянию, что требует применения средств и методов контроля и диагностирования. В связи с этим возникает необходимость выявления таких характеристик изделия, которые позволили бы с минимальными затратами максимально достоверно определить его техническое состояние. Специфические условия работы исследуемых агрегатов потребуют уточнения и целого ряда подходов и методов проектирования, испытаний и доводки, особенно в области обеспечения оптимальных виброакустических характеристик трансмиссии в целом. В связи с этим рационально применение концепции проектирования агрегатов трансмиссии (коробок передач) с заданными виброакустическими параметрами их работы [1].
Автомобиль движется по любому опорному основанию за счет сил сцепления, исходя из условия движения [2]:
где ф - коэффициент сцепления с поверхностью, - сцепной вес автомобиля, р-тяговая сила, реализуемая колесами автомобиля. ¡7/ - сила сопротивления качению, р* - сила сопротивления воздуху. Если рассматривать случай движения автомобиля со скоростями не
!Г
(О
50 __Известия вузов. МАШИНОСТРОЕНИЕ_
№ 8 2008
более I 5 м/с по твердому покрытию при отсутствии проскальзования в пятне контакта, то силы сопротивления воздуху можно не учитывать в виду их малости. Силу сопротивления качению в общем виде можно вычислить по формуле
Рг%1л, <2>
где п - число колес, ^ - обобщенный коэффициент сопротивления качению; - нормальная реакция опорной поверхности на /- ом колесе. Нагружающая сила, действующая в этом случае на зубчатых колесах коробок передач от сил сопротивления, вычисляется по формуле:
Г и — (2-1)
ГЛгг
где р - сила сопротивления качению; - динамический радиус колеса, Д - передаточное
число главной передачи, у, - радиус начальной окружности ведомой шестерни, /у - обратный К.И.Д. трансмиссии.
Источником тяговой силы рг . реализуемой колесами, является эффективный крутящий момент, генерируемый двигателем, математическую модель которого можно представить в виде [3]:
ТМ>Те +11ГУ«п^(0/+\|/¥-р4у) (3)
к=I V—I ^ '
к
1"Дс Т , = Тс ~ Тс,> ' сРеДний эффективный крутящий момент, развиваемый двигателем; *=|
о
/ (> - средний эффективный крутящий момент, развиваемый в одном отсеке двигателя; Т ~ момент сопротивления вращению вала в отсеке; к - номер отсека по порядку работы; / - число отсеков; ^ - угол поворота коленчатого вала за промежуток времени между началом рабочего хода в первом отсеке и началом рабочего хода в у -м отсске двигателя. На зубья взаимодействующих шестерен коробок передач действует возмущающая сила, складывающаяся от возмущающих воздействий двигателя и сил сопротивления качению, нагружающих трансмиссию и двигатель. Суммарная возмущающая сила будет
Г\ Г?
Рис. I. Обобщенная схема, отражающая кзаимоскя'Л. возмущающих сил. действующих и губчатых колесах коробок передач с нагрузочными режимами в трансмиссии и силами сопротивления движению автомобиля
Для решения задач проектирования агрегатов с заданными виброакустическими показателями необходимо составля ть динамические модели трансмиссии автомобиля и зубчатой передачи. что необходимо для исследования вибрационных процессов, протекающих втрапсмис-
№ 8 2 ООН
сии в целом и в ее отдельных агрегатах. Схема подхода к проектированию представлена на рис.1., а схема эквивалентной динамической модели зубчатой передачи - на рис.2.
['не. 2. Схема жвшшеитпой динамической модели косозубой шестеренчатой передачи
Описать динамику движения взаимодействующих косозубых колес на качественном уровне можно посредством уравнения аналитической механики, записанном в форме Лагранжа второго рода. Для рассматриваемой системы, имеющей 12 степеней свободы, при определении
Известия вузов. МАШИНОСТРОЕНИЕ 53
№ 8 2008
кинетической и потенциальной энергии, а также диссипативной функции Рэлея -л и уравнения запишется в виде (5). а сто решение, представляющее собой систему уравнений колебаний, в виде (6).
С физической точки зрения система (6) представляет собой суперпозицию колебаний, исходящих от зоны кон такта зубьев.
т , у ,-(с У," с (')>• )- (к V,+ А' (<■>)у )= i- F ,
т , х. -(с а X . " С (' Ух )- (К , л-, - а: (<" )л- )»tf ,
т , z, -(с Z , ~ С : (' )z )-(Ки ¿,- к (,, )i )= ± /г „
1.Ф', - с (' )г, У - К )/•, v - ± м I- г,
/ * Ф' г с Л')г,Х: - л: ("Ог . л- , - ± м ± I- г.
I г, в г С (' )/* , Z : ' - К > )/• z, ■■ ± м , ± /■■ /•
*(')- q , 0 bin (2 .г к со J-а ,('))
.«•(')= q, (')si« (2'-<*,(')) (6)
-"(') = С/ , (' )>>in (2 irk f0 J-a (i))
',40^ q, (' >in (2 nk M j - f j (/))
V (') = q.. (' )sin (2 як f0 „ / - /? (/)) " (')= q,, (' )s"' (-o) J ~ P('))
где / = 1,2 - порядковый номер зубчатых колес, ^ - массы ведущего и ведомою колес; / -моменты инерции ведущего и ведомог о колес; / - полярные моменты инерции ведущего и
ведомого колес, р - радиусы начальных окружностей ведущего и ведомого колес. Х - У ->Z " обобщенные координаты, характеризующие линейные перемещение ведущего и ведомого колес по основным и паразитным степеням свободы; ф Q - обобщенные угловые перемещения
ведущего и ведомого колес по основным и паразитным степеням свободы;. (J ,(J ■■•С,/ ~ приведенные суммарные жесткости подшипниковых опор ведущего и ведомого колеса и картера коробки передач в вертикальном, поперечном и продольном направлениях; fc . fc fc -
приведенные суммарные податливости (вязкости) подшипниковых опор ведущего и ведомого колеса и картера коробки передач в вертикальном, поперечном и продольном направлениях; (/) - жесткость зубчатого зацепления. }£■.{(») - коэффициент демпфирования зубчатого
зацепления, ду . . Д^ - поворачивающие моменты ведущего и ведомого колеса относительно осей X, Y и Z, возникающие от вертикальной, продольной и поперечной составляющей силы, действующей в зацеплении. Подставляя в (5) значения соответствующих коэффициентов и решая его численным методом в стандартном программном паке те, получим графики зависимости вибрационных процессов, характерных как для исправного состояния, гак и для различ-
№8 2008
ных неисправностей. Коэффициенты жесткости, демпфирования, а также массо - инерционные характеристики зубчатых колес, как правило, определяются в ходе специальных экспериментов. В качестве примера результатов расчета приведем график зависимости амплитуд спектра огибающей виброакустического сигнапа шестерен 3-й ступени коробки передач автомобиля «ГАЗель» при сохранении и нарушении смазки в пятне контакта в зависимости от нагружающего момента:
а)
Рис. 3. График амплитуд спектра ог ибающей виброакустического сигнала 3-й ступени коробки передач автомобиля «ГАЗель» при сохранении (I) и нарушении смазки в пятне контакта (2) для значений -нагружающего момента в зацеплении: а) 0,25 '/"„„„•; б-)'/",„,„ .
Э.дБ
Экспериментальное подтверждение численных расчетов проводится на специальных стендах, состоящих из силового агрегата, а также гидравлического, или любого другого аналогичного нагружающего устройства, имитирующего сопротивление движению. Измерительные комплексы, применяемые для снятия виброакуститических характеристик работы, в широком ассортименте производятся фирмами КГТ. Вше! & К|асг, и др. Датчики устанавливаются в мес-
№ 8 2008
та наибольшей эмиссии. Для коробок передач это места на корпусе вблизи подшипниковых узлов. Исследование влияния количества смазки в пятне кон такта при работе коробки передач «ГАЗель» на 3 -ей ступени приводилось па подобном стенде при помощи измери тельного комплекса. аналогичного по характеристикам Вше! & К]аег. при нагружающем момснте.равном 25% от максимального. Графики, полученные в результате эксперимен та, приведены на рис. 4а.и б.
е. дБ
31 -J.IT. 21.24* 11 НаС 1.2ИБ «ГЗаЦ 1Я?РцЕ
■Я.7Ы, «/клЬ.
Гц
З.дБ
Рис.4. Графики амплитуд спектра виброакустического сигнала 3-й ступени коробки передач автомобиля «ГАЗель» при нарушении смазки в пятне контакта для значений нагружающего момента в зацеплении равного 0,25 ТПК1Х, полученного экспериментальным путем (а) вертикальная плоскость.
(б) - горизонтальная плоскость
Общий вид зависимостей на рис. 3. полученных численным методом, и на рис. 4, полученных в ходе эксперимента, повторяют друг друга. Следовательно, подобным образом можно проводить моделирование и других неисправностей и дефектов коробок передач. Па основе этого можно сделать следующие выводы: виброакустические характеристики работы агрегатов трансмиссии, при соответствующей обработке сигнала, являются информативными диагностическими признаками. расчетные и экспериментальные данные могут быть использованы при отработке конструкторских решений, обеспечивающих проектируемым агрегатам значения виброакустичеких характеристик в заданных пределах.
56_Известия вузов. МАШИНОСТРОЕНИЕ_
№ 8 200Н
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Аелиовский К .Я. Применение виброакустической диагностики при проектировании узлов силовых передач автотранспортных средсти / К.Я. Аелиовский, В.В. Беляков, С.М. Огороднов, и др. // Известия АИН РФ - М. - Н.Новгород, 2006, Т. 16. С.44-46.
2. Беляков, В.В. Вездеходные транспортно-технологические машины. Основы теории движения / В.В. Беляков, И.А. Бескин, B.C. Козлов и др.; под общ ред. В.В. Белякова и А.П. Куляшова. - Н.Новгород: ТАААМ, -2004. -960 с.
3. Динамика машинных агрегатов с двигателями внутреннего сгорания / В.Л. Вейц и др. - А.: Машиностроение, -1976. -384 с.
