CC BY
27
водителя с целью повышения топливной экономичности грузового автомобиля с дизелем [Текст]: дис....канд. техн. наук /С. П. Жаров.- Курган, 1992.-180 с.
2 Жаров, С. П. Приложение транспортной психологии к оценке
системы «Автомобиль-водитель-дорога» [Текст]/ С. П. Жаров / /Совершенствование эксплуатации и обслуживания автомобилей : сборник научных трудов .- Курган: КГУ,1996.
3 Справочник по инженерной психологии [Текст]/ под ред.
Б. Ф. Ломова.- М.: Машиностроение, 1982.- 386 с.
УДК 629.1.02
В.Б. Держанский, И.А. Тараторкин, А.С. Ушенин Курганский государственный университет, ИМАШ УрО РАН
МОДЕРНИЗАЦИЯ КОНСТРУКЦИИ СОГЛАСУЮЩЕГО РЕДУКТОРА ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИИ СПЕЦИАЛЬНОГО КОЛЕСНОГО ШАССИ
Аннотация. Изложены результаты исследования динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии специального колесного шасси. На основе сопоставления частот резонансных колебаний динамического момента и частот возмущения дизельного двигателя предложена и обоснована гипотеза о реализации субгармонических резонансов в механической системе, имеющей существенно нелинейную упругую характеристику. Разработан метод отстройки нежелательных колебаний. Предложена конструкция гасителя крутильных колебаний нового типа.
Ключевые слова: колебания, частота свободных колебаний, субгармонический резонанс, динамическое на-гружение, гидромеханическая трансмиссия.
V.B. Derzhanskii, I. A. Taratorkin, A.S. Ushenin Kurgan State University, UrB RAS Institute of Engineering Science, Ekaterinburg
DESIGN UPGRADING OF THE SYNCHRONIZED REDUCING GEAR OF THE HYDROMECHANICAL TRANSMISSION OF THE SPECIAL PURPOSE WHEELED CHASSIS
Abstract. The article describes the results of researching dynamic loading of the hydro-mechanical transmission of the special purpose wheeled chassis. By comparing resonant fluctuation frequencies of dynamic torque and diesel engine disturbing frequency, the hypothesis of realization of sub-harmonic resonances in the mechanical system with a substantially non-linear elasticity is offered and proved. The method of detuning of undesirable fluctuations is developed. The design of the torque vibration damper of a new type is offered.
Index Terms: fluctuations, natural frequency, sub-harmonic resonance, dynamic loading, hydromechanical transmission.
Введение
Специальные колесные шасси (СКШ) на базе тягачей Минского и Курганского заводов широко применяются как транспортные средства и технологическое оборудование в нефтегазовом комплексе страны в экстремаль-
ных условиях эксплуатации Крайнего Севера, Полярного Урала и Западной Сибири. Указанные шасси оснащены единой гидромеханической трансмиссией, надежность которой во многом ограничена, в частности долговечностью согласующих редукторов [1].
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 кинематическое согласование характеристик двигателя и гидротрансформатора. Существенная нелинейность системы обусловлена раскрытием зазоров в зубчатых передачах, и известные методы исключения резонансов в данном случае неэффективны. В связи с этим предлагаемая работа, посвященная анализу условий возникновения субгармонических резонансных режимов в существенно нелинейной системе и обоснованию метода их отстройки, является актуальной.
Целью данной работы является определение путей повышения долговечности согласующих редукторов гидромеханических трансмиссий СКШ, разработка и реализация конструктивных решений, обеспечивающих отстройку от субгармонических резонансных колебаний на основе синтеза гасителя крутильных колебаний нового типа.
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. Новизна технического решения по отстройке субгармонических резонансных режимов за пределы рабочего диапазона частот работы двигателя подтверждена патентом Российской Федерации.
1 Состояние вопроса и обоснование задач исследования
Динамическая нагруженность трансмиссии определяется воздействием значительных по величине знакопеременных моментов, возникающих при резонансах на установившихся режимах, а также при переходных процессах пуска двигателя и заглохания, разгона и торможения машины, переключении передач и блокировке гидротрансформатора.
Анализ параметра потока отказов показывает, что наибольшее количество поломок элементов механической системы «двигатель-трансмиссия-транспортная машина» приходится именно на участок между дизелем (возбудителем механических колебаний) и насосным колесом гидротрансформатора, о чем свидетельствует статистика отказов.
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, когда внесение изменений требует существенных затрат времени, труда и материалов.
Базой выполняемых исследований являются научные разработки многих отечественных и зарубежных специалистов. Наиболее полно методика исключения резонанс-
ных режимов на основе синтеза гасителей колебаний изложена в работах А.А. Полунгяна, М.Г. Лахтюкова, А.И. Гришкевича [2], И.А. Тараторкина [1]. Решение этой проблемы изложено в методиках и справочной литературе фирмы Centa (Германия). Результаты исследования этой фирмы, ее разработки находят широкое применение в мировом машиностроении, в том числе и в России. Однако известные работы не позволяют в достаточной степени учесть существенные нелинейности упругих характеристик, свойственных исследуемой системе.
На основе анализа научных работ, посвященных исследованию и проектированию гасителей колебаний, сделано заключение, что снижение динамической нагружен-ности и синтез гасителя, учитывающие реальные нелинейные свойства, не представляется возможным из-за сложной взаимосвязи элементов системы. В работе обоснована необходимость проведения теоретических и экспериментальных исследований с использованием современных методов нелинейной механики, оценки устойчивости параметрических колебаний, имитационного моделирования и обработки экспериментальных данных.
2 Теоретическое исследование динамической нагруженности
Гидромеханическая трансмиссия является сложной разветвленной механической нелинейной системой переменной структуры, содержащей кольцевые элементы. Подробный анализ данной модели позволил сделать вывод о том, что динамический момент на валах трансмиссии формируется:
- периодической составляющей момента двигателя как на стационарных, так и на нестационарных режимах работы;
- динамикой механической системы при переходных процессах трогания с места, разгона, переключения передач и блокировки гидротрансформатора.
Динамическая нагруженность элементов конструкции согласующего редуктора, лимитирующих долговечность моторно-трансмиссионной установки в целом рассматриваемого семейства СКШ, может быть эффективно определена на основе исследования динамики двухмассовой системы - так называемой дотрансформаторной зоны [1]. Эта система включает маховик двигателя, насосное колесо гидротрансформатора, соединенные с ними элементы моторно-трансмиссионной установки и согласующий редуктор. Характер взаимосвязи между этими двумя массами формируется упруго-диссипативными характеристиками гасителя крутильных колебаний и зубчатых передач согласующего редуктора. Анализ динамического процесса в рассматриваемой системе и определение путей снижения динамической нагруженности ведутся на основе математической модели дотрансформаторной зоны гидромеханической трансмиссии как нелинейной двухмассовой системы. Введением кооплинаты относительного углового перемещения (р = (р^ — (р9 модель приводится к виду нелинейного дифференциального уравнения:
1ПР(ф + Ьф +М(ф) = M(t), (1)
где Jnp - приведенный момент инерции; b - коэффициент диссипации; M (ф) - упругая характеристика нелинейной системы, а M(t) временная функция момента двигателя.
Сложность аналитического определения приведенного момента инерции заключается в том, что необходимо наряду с моментом инерции маховика двигателя учесть инерционность насосного колеса гидротрансформатора, заполненного рабочей жидкостью. Кроме того, в конструкции трансмиссии СКШ от насосного колеса осуществля-
ется привод многих механических устройств (вентиляторов, насосов, компрессоров и других). В связи с этим данная величина определяется экспериментально [3].
Нелинейная функция - зависимость момента от угловой координаты, схематизирована (рисунок 1) и принимается симметричной с зазором [4], т.е.
,
параметры 8 и с определяются экспериментально.
M
о
7
А
s
«9
Рисунок 1 - Схематизация нелинейной функции зависимости момента от угловой координаты (нелинейность с зазором)
Временная функция момента двигателя M(t) принимается в форме ряда Фурье, параметры которого определяются по данным завода-изготовителя:
да
M(t) = Mо + ^Mm cos(mat + вт ) .
m=1
Как известно, решение нелинейного уравнения (1) является неоднозначным и возможно существование нескольких стационарных режимов с различными амплитудами (р< = (р,■ f^ty, в том числе неустойчивых.
Анализ устойчивости выполняется с использованием аппарата параметрических колебаний [5]. Для этого математическая модель (1) приводится к форме уравнения Матье:
ф + 2еф + о>5
1 _ дд cosK t)
дСТ
ф = 0
£ =
где 17 - параметр диссипации; - квад-
•-J стр. и
рат частот свободных колебаний нелинейной системы,
®0 =
с0
2со
п
(
arcsin
A+A
Л
1—
(2)
Jnp
где А - амплитуда углового колебания при нейтрали в трансмиссии и частоте вращения вала двигателя, соответствующей холостым оборотам. Вводя параметры глубины возбуждения М и частоты его изменения р, уравнение Матье без учета диссипации приводится к виду
р + [a _ 2h cos( 2п)]р = 0
(3)
где
a =
2ю
; h = aß; 2т = pt
Это позволяет анализировать устойчивость параметрических колебаний по диаграмме Айнса-Стретта (рисунок 2).
2
Из диаграммы следует, что при нейтрали в трансмиссии и при значении параметров а от 0 до 1 (интересующий нас диапазон частот возмущения) и h, равного 0,9 и выше, возможны неустойчивые параметрические колебания в широком диапазоне соотношения частот свободных колебаний и возмущающей частоты (параметра а). Устойчивость обеспечивается выбором податливости гасителя крутильных колебаний из условия попадания рабочей точки с координатами ^а в заштрихованную область диаграммы Айнса-Стретта.
Рисунок 3 - Результаты численного решения (1) при значениях параметров, соответствующих объекту экспериментального исследования
Спектральный анализ полученного решения свидетельствует о возникновении субгармонических колебаний на частотах, в кратное число раз меньших основной моторной гармоники (6-ой) двигателя ЯМЗ-8401.
Гармонический анализ момента двигателя показывает, что наиболее опасной моторной гармоникой ЯМЗ 8401, ЯМЗ 240 (по данным изготовителя ОАО «Автодизель») является шестая, т.е. в рассматриваемом диапазоне оборотов двигателя возмущающая частота составляет от 70 до 85 Гц, что значительно (в 5...6 раз) превышает частоты свободных колебаний рассматриваемой системы, а рост амплитуд момента может быть объяснен возникновением
так называемого субгармонического резонанса, свойственного нелинейным системам, когда субгармонические колебания могут существовать в системе наряду с основными вынужденными колебаниями. В этом случае гармоническая вынуждающая сила может возбудить в нелинейной системе периодические колебания с периодом в целое число раз большим, чем Т = , где с - частота
возмущающего воздействия. Колебания с периодом sT называют субгармоническими порядка s [5].
Для получения аналитического решения уравнения (1) с учетом режима субгармонических колебаний воспользуемся методом гармонического баланса [5]. Решение будем искать в виде
р(t) = А, sin(С) +— А1 sin\ С-
(4)
Нелинейную функцию F(t) представим в виде разложения в ряд Фурье
^ (р) = Ь1 sin( с-) +-----+ Ь1 sin\ —
6 \ 6 ,
Р/ 7
/ СО
Рисунок 2 - Диаграмма Айнса-Стретта
Результаты численного решения (1) при значениях параметров, соответствующих объекту экспериментального исследования, приведены на рисунке 3, из которых следует, что колебания момента происходят относительно установившегося значения с амплитудой, в 4 раза превышающей установившееся значение.
К =
коэффициенты которого равны
2 г? . . —
2 г с-
— I ¥(р)sin—-dt (п = 1,2,3,6...т) Т 1о п
(5)
(6)
и нелинейно зависят от всех амплитуд. Далее, подставив выражения (4),(5),(6) в уравнение (1) и учитывая только шестую моторную гармонику, получим соотношение
А 2 / I 7- 1 А 2 I С- | т - А,с sin(сt )у--А, с 8т\— |У +
1 36 1 { 6 1
6
(
+ Ь
\
А1 ,А, ,А, \ 3 6))
sin( с-) +
(
+Ь
\
(7)
А1 >А1>А1
6),
sin\ с | = М(-) sin(с-).
Приравняв коэффициенты при каждой из гармоник, содержащихся в левых и правых частях выражения (7), пренебрегая величинами второго порядка малости, получаем систему нелинейных алгебраических уравнений (8), из которых находим искомые амплитуды А± и А±.
где коэффициенты В,СДЕ определяются следующими выражениями:
D =
**m (т) - (T) - w** (f ■-¥) * MW
По этим зависимостям определены амплитуды моментов нелинейной системы на частоте субгармонических колебаний и частоте возмущения, в 6 раз превышающей (6-я моторная гармоника двигателя) в рассматриваемом случае частоту резонанса.
При достоверности полученных результатов путем сравнения с экспериментальными данными, они могут быть положены в основу метода ограничения амплитуд колебаний момента, соответственно и динамической на-груженности.
Результаты теоретического исследования подтверждены экспериментально при ходовых испытаниях трех типов колесных шасси Минского и Курганского заводов, оснащенных различными двигателями.
Фрагмент осцилограммы изменения момента на стан-ционарном установившемся режиме, в области оборотов двигателя 700...850 об./мин, приведен на рисунке 4а. Из приведенных данных следует, что изменение момента носит колебательный характер с амплитудой до 2500 Нм, а частота процесса, как следует из результата спектрального анализа (рисунок 4б), составляет от 10 до 14 Гц при частоте возмущения двигателя от 70 до 85 Гц (6-я основная моторная гармоника двигателя ЯМЗ 8401). Данный характер изменения момента во времени соответствует субгармоническим резонансным колебаниям в нелинейной механической системе с зазором.
а)
б)
Рисунок 4 - Фрагмент осциллограммы изменения момента на торсионном валу (а) и его спектр (б) в режиме холостого хода (N¡£=740 об./мин)
3 Обобщение результатов исследования
Качественное и количественное сравнение проводится по амплитудам и частотам высокочастотных колебаний момента в дотрансформаторной зоны трансмиссии (рисунки 3 и 4). Расхождение, наблюдаемое по частоте и амплитуде момента, не превышает 7.10%, что связано с отклонением начальных условий при моделировании.
На основе результатов исследований разработан метод исключения резонансных режимов в нелинейной системе. В соответствии с параметрами нелинейной упругой характеристики на основе разработанной математической модели определяется зона устойчивости и вероятность возникновения субгармонических резонансных режимов. Для их исключения необходимо варьировать параметры диаграммы Айнса-Стретта (h и a) из условия попадания в зону устойчивости. Наиболее эффективным и реализуемым способом является отстройка частоты свободных колебаний системы изменением угловой жесткости гасителя согласующего редуктора. В частности, для снижения динамической нагруженности рассматриваемой ГМТ путем исключения резонансного режима необходимо, чтобы угловая жесткость гасителя крутильных колебаний была не выше 21000 Нм/рад.
В соответствии с этим разработана конструкция согласующего редуктора с гасителем крутильных колебаний нового типа с требуемой жесткостью (силиконовый упругий элемент фирмы Centa), защищенная патентом [6].
Параметры упругого элемента выбраны из условия обеспечения требуемой угловой жесткости, они снижают частоту свободных колебаний механической системы «Двигатель-согласующий редуктор с встроенным гасителем нового типа-насосное колесо ГТ», выводят резонансные режимы за пределы рабочего диапазона оборотов двигателя и тем самым обеспечивают требуемый ресурс элементов согласующего редуктора.
Эффективность результатов работы определена на основе экспериментального определения нагруженности ГМТ при ходовых испытаниях.
I 4000
s
1 2
/
-— U
1
600 737.5 975 1162.5 1350 1537.5 1725 1912.5 2100 л. эб^мин
1 - серийный вариант согласующего редуктора;
2 - разработанный вариант согласующего редуктора
Рисунок 5 - Амплитудно-оборотные характеристики динамического момента в дотрансформаторной зоне ГМТ
Динамическая нагруженность гидромеханической трансмиссии с модернизированной конструкцией согласующего редуктора определяется при испытаниях в лабо-раторно-дорожных условиях. Оценка эффективности пред-
ложенных решений производилась по величине динамического момента на ведущем валу трансмиссии - по амплитудно-оборотной характеристике (рисунок 5).
Сравнение амплитудно-оборотных характеристик (графики 1,2 на рисунке 5) показывает, что предлагаемая конструкция согласующего редуктора позволяет вывести резонанс за пределы рабочего диапазона оборотов двигателя, сократить динамический момент в 5..6 раз, тем самым обеспечить повышение долговечности элементов согласующего редуктора.
Заключение
1 Предложенные в работе математическая модель и пакет компьютерных программ дают возможность исследовать динамику существенно нелинейной системы, установить закономерности возникновения резонансных режимов, подтвержденные экспериментально
2 Установлено, что одной из основных причин высокой динамической нагруженности и ограничения долговечности элементов ГМТ являются субгармонические ре-зонансы, вызванные близким совпадением частот свободных колебаний нелинейной системы с кратным значением частот возмущения дизельного двигателя. На основе установленных закономерностей определена область устойчивости и направление вариации параметров для ее обеспечения.
3 Проведенные экспериментальные исследования динамической нагруженности гидромеханической трансмиссии трех моделей СКШ, статистическая обработка их результатов подтверждают достоверность разработанной математической модели, отражающей физические процессы при резонансных режимах и корректность основных допущений.
4 На основе полученных результатов предложены технические решения, позволяющие уменьшить динамическую нагруженность трансмиссии, разработаны 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 долговечности элементов согласующего редуктора.
Список литературы
1 Держанский, В. Б. Прогнозирование динамической нагруженности
дотрансформаторной зоны ГМП. [Текст]/ В. Б. Держанский, И. А. Тараторкин, С. А. Шеломков // Автомобильная промышленность. -2008.- № 11.- С. 32-34.
2 Гришкевич, А. И. Проектирование трансмиссий автомобилей
[Текст]: справочник / А. Н. Гришкевич; под общ. ред. А. И. Гришкевича; М. : Машиностроение, 1984. - 272 с.
3 Ушенин, А. С. Гашение субгармонических колебаний в
гидромеханической трансмиссии // Электрон. журн. «Наука и образование: электронное научно-техническое издание». # 03, март 2013 DOI: 10.7463/0413.0548552. URL: http:// technomag. bmstu. ru/doc/548552. html.
4 Попов, Е. П. Теория нелинейных систем автоматического
регулирования и управления [Текст]: учебное пособие / Е. П. Попов. - 2-е изд. - М. : Наука, 1988. - 256 с.
5 Пановко , Я. Г. Введение в теорию механических колебаний [Текст]:
учебное пособие /Я. Г. Пановко. - 2-е изд., перераб.-М. : Наука, 1980. - 272 с.
6 Патент на полезную модель № 122952 от 20.12.2012
«Согласующий редуктор гидромеханической трансмиссии транспортной машины» / Держанский В. Д., Тараторкин И. А., Гизатуллин Ю. Н., Ушенин С. А.
УДК 629.113
В.Б. Держанский, И.А. Тараторкин
Курганский государственный университет, ИМАШ
УрО РАН
ИССЛЕДОВАНИЕ ТЕПЛОВОЙ НАПРЯЖЕННОСТИ ШИН ОПОРНЫХ КАТКОВ ГУСЕНИЧНОЙ МАШИНЫ
Аннотация: В статье приводится обоснование способа стабилизации тепловой напряженности шин опорных катков быстроходных гусеничных машин выбором угла установки блока подвески.
Ключевые слова: тепло, напряженность, шина, каток, опорный, равномерность, распределение.
V.B. Derzhanskii, I.A. Taratorkin Kurgan State University,
UrB RAS Institute of Engineering Science, Ekaterinburg
RESERACH OF THE THERMAL STRESS OF THE LOWER TRACK WHEEL TYRE OF TRACKED VEHICLES
Abstract. The article provides a rationale method for stabilizing the thermal stress of lower track wheel tyres of fastspeed tracked vehicles by choosing a setting angle of the suspension unit.
Index Terms: heat, stress, tyre, track wheel, lower, uniform distribution.
Введение
Современные условия применения быстроходных гусеничных машин характеризуются быстротечностью, частой сменой обстановки. В этих условиях возрастает уровень требований к надежности механизмов и систем гусеничной машины, которые обеспечивают ее подвижность. Особую значимость приобретает безотказная работа гусеничного движителя, который взаимодействует с многопараметрической внешней средой и подвержен наибольшим динамическим нагрузкам. Одним из элементов, ограничивающих долговечность движителя являются шины опорных катков, долговечность которых во многом определяется их тепловой напряженностью. Длительное воздействие высоких температур при пробегах машин с максимальной скоростью приводит к интенсивному накоплению необратимых структурных изменений (деградации) в массивных шинах, ухудшению упругих и прочностных свойств материала и тепловому разрушению [1]. Особо чувствительны к перегреву клеевые соединения массивной шины с диском опорных катков, допускаемая температура которых не превышает 150 ... 1530С. Нагрев шины происходит вследствие образования теплоты от внутреннего трения в процессе деформации. Значение температуры шин зависит от условий движения машины, вида грунта, температуры окружающей среды и параметров конструкции, физико-механических свойств материалов шины и беговой дорожки гусеницы, площади теплопередачи и др.
Теоретическое и экспериментальное исследование тепловой напряженности шин опорных катков
Основным параметром тепловой напряженности является температура в центральной части резинового массива. Наиболее распространенным типом измеритель-
