CC BY
22
5)11 (Х,{4})
В конечном итоге получаем:
1){3}
2)3(Рагат1)
3)15({6})
4)10(Р,Р)
5)11 (Х,{4})
6)13({2},{5})
Затем функция Сопуе|131ппд() изменяет порядок вычисления элементов алгоритма. Первыми вычисляются выражения на основе констант и переменных, то есть получается алгоритм:
1)10(1^)
2)3(Рагат1)
3)11(Х,{1»
4)13({2},{3})
5)15({4})
При вычислении формулы при конкретных параметрах в алгоритме имена переменных заменяются на их значения при помощи функции Рер1асеЕхрг() и вызывается функция СгагуОрйггпгеО, которая в цикле вызывает Сопуе|131ппд() для проведения оптимизации вычислений и доведения их до результата.
Функция Сотр1ехЕуа1() вызывается при вычислении значений комплексных формул. Функция Са1с_Е1ет -контейнер для всех остальных функций, который подготавливает параметры квычислению, распознаеттип формул и направляет формулу в конкретную функцию.
Так как вычисления делает анализатор функций, необходимо для каждого элемента хранить в базе данных его номер, название, все его параметры и формулы расчета матрицы передачи.
Программа Есоб1 имеет интерфейс пользователя, который позволяет сохранять результаты вычислений и загружать их из файла, хранить в одном файле расчеты разных элементов с разными параметрами, управлять сообщениями об ошибках, выводить по выбору на экран значения либо всех параметров, либо всех вычисляемых и т.д., а также содержит настройки управления сообщениями об ошибках. Программа позволяет производить массовый расчет элементов при изменении значений параметров с некоторым шагом.
Оценка точности разработанного метода акустического расчета комбинированных глушителей шума проводилась путем сравнения 1/3-октавных спектров вносимых потерь, полученных экспериментально в реальных условиях эксплуатации глушителя и рассчитанных по разработанному методу [5] для глушителя - нейтрализатора АМЗ - 33078 автобуса КАВЗ - 3244.
Разработанная программа реализации метода акустического расчета глушителей шума позволяет рассчитывать характеристики акустической эффективности глушителя на любой интересующей исследователя частоте. По результатам расчетов, которые могут быть представлены по желанию пользователя как в графическом виде, так и в виде таблицы, видно на каких частотах эффективность глушителя недостаточна, и тогда необходимо оптимизировать геометрические размеры заданных элементов, либо пересмотр принципиальной схемы.
Список литературы
1. Старобинский Р.Н. Теория и синтез глушителей для впускных и
выпускных систем двигателей внутреннего сгорания: Дисс....
д-ра техн. наук. - Тольятти: ТПИ, 1982. - 333 с.
2. Салливан Дж. У. Моделирование шума выхлопной системы двигателя
//Аэрогидромеханический шум в технике: Пер. с англ. - М.: Мир,
1983,- С.233-256.
3. Ткаченко Ю.Л. Разработка и внедрение методики акустического
расчета реактивныхглушителей шума транспортныхсредств:
Дисс. ...канд. техн. наук. - М.: МГТУ им. Н.Э.Баумана, 1998,- 148 с.
4.Белякин С.К., Тупое В.В., Ткаченко Ю.Л. Матрица передачи для акустического расчета звукопоглощающих материалов в глушителях шума//Вестник МАНЭБ. - 1998.-№ 1 (9). - С.54-55.
5.Белякин С. К. Разработка метода акустического расчета комбинированных глушителей шума транспортных средств: Дисс.... канд. техн. наук. - Курган: Курганский гос. ун-т, 2000,- 189 с.
Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Абдулов C.B.
Курганский государственный университету. Курган
ДИНАМИЧЕСКАЯ НАГРУЖЕННОСТЬ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИИ ТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ ПРИ ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССАХ
Долговечность современных и перспективных трансмиссий транспортных машин во многом ограничивается высокой динамической нагруженнстью, формируемой внешними и внутренними возмущениями. Неравномерность нагрузок вызывает изгибные и крутильные колебания, которые являются причиной до 80% отказов.
Для перспективных и модернизируемых транспортных машин разрабатываются гидромеханические трансмиссии, так как принято считать, что введением гидротрансформатора - активного фильтра колебаний на входе и выходе из трансмиссии - можно обеспечить требуемый уровень долговечности элементов трансмиссий.
Однако результаты проведенных экспериментальных исследований опытных конструкций свидетельствуют о высокой динамической нагруженности при переходных процессах, установившихся режимах и необходимости проведения глубоких исследований, направленных на ее снижение.
В качестве примера на рисунке 1 приведен фрагмент осциллограммы, характеризующей изменение силовых и кинематических параметров в процессе трога-ния с места и разгона до Vl-й передачи (автомобиль KAMA3-43106 (646) с ГМТ).
Î IП 15 JII H 4P 3* ЯП « SU SS
t. с
Рис.1. Трогание с места и разгон с переключением передач
Из экспериментальных данных следует, что наибольшие моменты возникают при переходных процессах трогания с места, переключении передач (длительность 0,2...0,3 с). При этом максимальные значения наблюдаются при переключении с 2-й на 3-ю и с 5-й на 6-ю и составляют 273-290 к-м. (при максимальном моменте двигателя равном 100 к-м). При блокировке ГТ макси-
176
вестник кгу, 2005. №2.
мальные значения наблюдаются на 4-й и 5-й передачах и составляют 290-300 кг-м. 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 об/мин.
Из приведенных данных следует, что снижение динамической нагруженности необходимо обеспечить как при переходных процессах трогания с места, переключении передач и блокировке гидротрансформатора, так и для установившихся процессов движения транспортной машины.
Данная работа посвящена снижению динамической нагруженности при переходных процессах трогания с места и переключения передач.
Выполненные исследования показывают, что динамическая нагруженность во многом определяется управлением исполнительными механизмами при переходных процессах. При движении машин высокой проходимости в условиях интенсивного изменения сопротивления движения необходимо создать адаптивное управление трансмиссией. Повышение скоростных качеств и многофункциональность машин, увеличение числа управляемых элементов приводят к сложным алгоритмам управления. Для перспективных машин создаются информационно-измерительные и управляющие системы (ИИУС), включающие бортовой компьютер и датчики, измеряющие основные параметры движения и состояния машины. В связи с этим вполне логично автоматизировать процессы управления движением, выполнив систему управления в виде блока ИИУС.
Анализ и целенаправленное снижение динамической нагруженности, синтез программы управления переходными процессами базируется на исследовании динамики процессов системы "Двигатель-Трансмиссия-Транспортная машина (Д-Тр-ТМ)" взаимодействующей с внешней средой.
Для этого строится расчетная схема и математическая модель системы Д-Тр-ТМ. Уровень сложности расчетной схемы определяется особенностями решаемой задачи. Многомассовая и разветвленная система со сложной и переменной структурой, содержащей кольцевые элементы, подвергается редуцированию при выполнении условий динамической адекватности, а также возможности имитировать управление переходными процессами. Отличие расчетной схемы от известных заключается во введении дотрансформаторной зоны, обладающей существенно нелинейными свойствами, в учете упруго-демпфирующих свойств ходовой части и трансмиссии. Это позволяет адекватно описать физический процесс, имитировать размах ускорений в вертикальной плоскости, более точно определять работу буксования, а также решать обратную задачу синтеза оптимального управления переходными процессами.
Процесс трогания транспортной машины с места исследуется при разблокированном и заблокированном ГТ. При разблокированном ГТ управление троганием осуществляется при предварительно включенной передаче путем увеличения подач топлива. При заблокированном ГТ необходимо управлять двигателем при двухпедаль-ном управлении или двигателем и фрикционом при традиционной системе управления.
Анализ результатов многих теоретических и экспериментальных исследований, а также опыт эксплуатации машин показывает, что критерием эффективности процесса трогания следует принять работу буксования.
Работа буксования фрикциона во многом определяется динамикой процесса трогания, длительностью
включения, законом нарастания момента трения фрикциона, частотой вращения вала двигателя, которые задаются водителем.
Результаты расчетов, выполненных для упрощенной двухмассовой расчетной схемы, при многих допущениях показывают, что работа буксования существенно зависит от начальной скорости вала двигателя сово, коэффициентов запаса момента трения р и сопротивления движению Наличие ярко выраженного минимума, определяемого сопротивлением движению, этой зависимости предопределяет возможность синтеза адаптивного оптимального управления процессом трогания. Задача синтеза формулируется следующим образом.
Найти вектор управления фрикционом аф (/) и двигателем апт{{) из допускаемой области П\и^\итт <и при выполнении ограничений
Итт < к(и) < /гтах , обеспечивающий экстремум целевой функции - обобщенного критерия. В качестве целевой функции принимается величина работы буксования фрикционного элемента, которая определяется по интегралу вида 'Б
о
щetБ- длительность буксования; ~ момент фрикциона; (од0), со - угловая скорость двигателя и ведомых частей фрикциона.
При трогании на фрикционных элементах задача синтеза оптимального управления заключается в определении начальной угловой скорости вала двигателя, характера нарастания момента и регулирования подачи топлива, обеспечивающих минимум работы буксования фрикционных элементов.
Алгоритм управления должен обеспечить требуемую динамику движения - ускорение и длительность разгона, уровень комфортабельности (размах продольных и вертикальных ускорений), приемлемый уровень динамичности нагрузки, тепловыделений и теплонапряжен-ности деталей трансмиссии, препятствие остановке двигателя, ограничение его дымности и буксования гусениц.
Силовые, кинематические, энергетические и временные параметры, характеризующие динамику процессов трогания, определяются на основе имитационного моделирования. Создаваемая с этой целью модель позволяет имитировать работу двигателя со всережимным регулятором гидротрансформатора или фрикциона, исполнительных механизмов и управления ими в различной последовательности, в т. ч. и параллельное, учитывает время задержки на срабатывание механизмов.
В расчетной схеме, представленной на рис. 2, приняты следующие обозначения. Две массы с упруго-дис-сипативной связью (моменты инерции двигателя и насосного колеса Jн) являются общепринятыми, но связь является существенно нелинейной, а значения последнего определяются инерционностью масс, кинематически соединенных с вращающимися деталями трансмиссии. В зависимости от конструкции трансмиссии приведенный момент отличается от расчетного в 1,5...2,0 раза. Момент инерции турбины является приведенным, а определение момента инерции приводится ниже.
Для учета буксования в расчетную схему наряду с учетом упругости движителя вводится связь, моделирующая буксование, идентичная фрикционной, связывающая поступательно движущуюся массу с моментом инерции
JrM с гусеничным движителем. Это усложняет расчетную схему, но позволяет исследовать динамику процесса тро-гания с учетом буксования и синтезировать алгоритм управления процессом трогания с учетом необходимости ограничения буксования, т.е. создать контур противобук-совочной системы подобно ASR, разрабатываемый европейскими фирмами Bosch, Wabco, Knorr-Bremse и др.
Исследование динамики переходных процессов при трогании машины с места ведется с учетом углового перемещения корпуса машины, которое предшествует продольному. Это явлении возникает как при трогании с места, так и при движении (при изменении момента на
ведущих колесах Мвк -ф- 0 ). При движении машины дифферент корпуса на корму создается регулированием подачи топлива при преодалении высоких препятствий и обеспечении плавности хода при движении по пересеченной местности. Недостаточный учет этого явления при автоматизации процесса трогания приводит к вертикальным ускорениям на месте механика водителя до Зд. На первом этапе движущий момент на ведущем колесе
Мвк регулируется водителем путем управления подачей топлива. До выполнения условия:
5 У /
mgRBK(p > Мвк > mgRBK (fc0 + } у ). (2)
происходит отклонение корпуса машины от состояния статического равновесия, при этом возрастет потенциальная энергия системы.
Момент на ведущих колесах ММБКявляется трансформированным моментом двигателя, а движущий момент ММгм определяется силой реакции грунта (реализуемой силой тяги в процессе буксования гусениц) и ограничивается величиной момента сцепления Мш<Мф=ср/?7дЯ?
вю (3)
где ф- коэффициент сцепления.
Буксование происходит до тех пор, пока момент силы тяги по сцеплению не превысит момент сил сопротивления поступательному движению машины, т.е.
(°гм = ®з(! - сг) > О при (р{о) > fCo +
(4)
гдеХс, £,п - продольные координаты центра упругости, опорных катков и их число; Х=п'1е5 I,;
с.
жесткость подвески.
Вертикальное отклонение точки А является суммой: 1л=1 + (р£л, (7)
где IА - продольная координата.
Приведенный момент инерции поступательно движущейся без буксования массы с учетом дифферента корпуса и его вертикальных перемещений определяется из равенства кинетической энергии системы
Тгм=т^к(1 + (гуФ/Квк®вк)2 +
+ т0ф^/тювк) = тЯзК5ф, (8)
где т0 - масса подрессоренных частей;
гу - радиус инерции машины относительно поперечной оси.
Сумма в скобках является переменным коэффициентом учета дополнительных перемещений корпуса ср и при нулевых значениях ср и Ъ (М(^=0) 5ф= 1.
Приведенная жесткость Спр в расчетной схеме определяется следующим образом. В процессе трогания машины возрастание момента приводит к деформации кинематической цепи на угол поворота Аср= МГф/Спр, который можно рассматривать как сумму трех составляющих: деформации соединительных валов трансмиссии, рабочих ветвей гусениц и элементов подвески при повороте корпуса
и* и.
tj г) I _ ч т I
TPj
Св 2 R
U2
TPj
2
(h0 + Z - sinß^n -
(9)
При трогании машины с места и возрастании момента на ведомых частях главного фрикциона и трансмиссии происходит деформация упругих элементов. На ведущих колесах создается момент, поворачивающий корпус относительно поперечной оси машины, проходящей через центр упругости, на некоторый угол ср. При этом создается продольный дифферент корпуса с одновременной деформацией рабочих ветвей гусениц и упругих элементов подвески (рис.2). Последнее приводит к перемещению центра упругости по нормали к опорной поверхности на величину I. Угловая скорость дифферента
корпуса ф и скорость его вертикального перемещения % зависят от изменения момента на ведущих колесах и определяются по уравнениям:
-(ф-8Шр)Хс).
При трогании на заблокированном ГТ динамика принятой расчетной схемы описывается следующей системой дифференциальных уравнений:
С/д+А )сод=Мд(сод,1
-Мф(сод,1); (Ю) Зфаф =Мф{юд,{)-Спр{(рф - и щ<р3) - Ьг (фф-ищф3); ■1гм(ьъ = Спр(<Рф-ищ<ръ)ищ +Ьг{фф-ищфъ)ищ-Мс.
До начала движения машины момент инерции имитирует инерционность гусеничного движителя и корпуса, а после - инерционность гусеничного движителя и
поступательно движущейся машины щг2
<Р = -
мвк(0
(5)
mRBK{——+JK(<ty,Z))do трогания, прибуксовснии т
mRlK (1 + —^)после трогания
(11)
z =
MBK(t)Xc
(6)
Момент инерции корпуса, приведенный к ведущему колесу, определяется по уравнению
JK = mRBK
гуф
R-BK® вк
то Ф\ т ю\„
(12)
С учетом кинематической связи (ф I) это уравнение можно представить в следующем виде
JK=mRBK
(h0+Z-smßny
^(tp-smßf т
•(13)
(Р = (Рме'а" cos((Oj-ßX
(15)
Колебания корпуса после трогания можно рассматривать как кинематическое возмущение, приводящее к дополнительному низкочастотному нагружению ведущих колес и трансмиссии. По завершении буксования фрикциона уравнения движения приводятся к виду
Момент сопротивления движению машины Мс в общем случае может быть задан спектральной плотностью или его математическим ожиданием
иса)=^тдИвю (14)
где ^-коэффициент сопротивления движению с учетом потерь в гусеничном движителе.
Трогание машины с места происходит при возрастании момента на ведущих колесах М^ до значения момента сопротивления Мс, М^ \ Мс. Угловые и вертикальные перемещения корпуса нарастают до начала трогания. На втором этапе потенциальная энергия системы переходит в кинетическую, создавая дополнительный момент, поступательная скорость машины начинает расти.
После трогания с места дифферент корпуса изменяется по гармоническому закону
+^)Шд = МД -My -мк =мд -мвк-
Jm®з = Мвк ~Мс --'М, +Z-sinßin)x
cos(co i — ß„).
(16)
Для анализа динамики системы адаптирован программный комплекс моделирования "model Vision Studium", позволяющий решать систему дифференциальных уравнений, описывающих управляемое движение. Результаты компьютерного моделирования приведены на рис. 3.
где-со -частота,
у
ГУ = * h С2
аф- коэффициент затухания, q> r^j iJi
рф-фаза, V=arctg(avl ßv).
Рис. 3. Трогание с места
Компьютерное моделирование динамики процесса трогания позволяет сделать следующие выводы.
Рис. 2. Схема изменения положения машины в процессе трогания
.'.г"
Величины основных параметров, определяющих процесс трогания, такие как работа буксования 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 фрикционом.
Работа буксования /_6 и коэффициент кд динамичности нагрузки в трансмиссии с увеличением начальной угловой скорости со0 вала двигателя возрастают. Для снижения /_6 и кд, обеспечения устойчивости работы двигателя (предотвращения его остановки) целесообразен управляемый разгон.
Снижение интенсивности увеличения подачи топлива (перемещения педали подачи топлива) снижает работу буксования и динамичность нагрузки, особенно при медленном включении фрикциона. Быстрое управление подачей топлива и включением фрикциона уменьшает работу буксования, но увеличивает динамичность нагрузки и снижает плавность хода.
Опережающее управление двигателем (относительно начала включения фрикциона) способствует росту кинетической энергии двигателя, соответственно обеспечивает высокую динамику разгона машины и исключает остановку работы двигателя при значительном сопротивлении движению. В связи с этим при двухпедальном управлении машиной необходимо обеспечить автоматическое запаздывание включения фрикциона. В этом случае трогание с места подобно стоповому режиму машин с гидродинамическими передачами.
При низких сцепных свойствах грунта процесс трогания может сопровождаться буксованием двигателя с ошибочным переключением передач вверх. Для ограничения буксования некоторыми специалистами предлагается кратковременно включить высшую, например, третью передачу, что вызывает снижение частоты вращения вала двигателя. Для механических трансмиссий предупреждение остановки работы двигателя достигается выключением фрикциона.
На основе численного моделирования динамики механической системы в процессе трогания установлена зависимость интегральных оценочных показателей от параметров управления. Работа буксования фрикционных элементов при трогании с места зависит от времени и выбора закона нарастания давления. Минимальная работа буксования обеспечивается при нарастании давления по закону выпуклой параболы. При таком законе нарастания момента трения работа буксования в 1,5 раза меньше по сравнению с линейным законом и в 2,1 раза - по сравнению с нарастанием момента трения по закону вогнутой параболы.
Анализ результатов позволил найти область оптимальных параметров управления двигателем и фрикционными элементами, обеспечивающими минимум работы буксования и ограниченную динамическую нагружен-ность.
На основе результатов моделирования построены зависимости (рис.4) максимального момента на выходе трансмиссии (рис.4, а) и работы буксования фрикционных элементов (рис.4, б) от времени нарастания момента трения и угла подачи топлива. Эти зависимости не имеют ярко выраженного минимума, но позволяют определить область 1 и 2 (рис.4, в), соответственно, максимальной работы буксования и момента. Трогание машины с места с параметрами управления, значения которых лежат в этих областях, является нерациональным. Наиболее рациональным является трогание машины с
места с параметрами управления, значения которых лежат в области 4. Параметры управления, значения которых лежат в области 3, обеспечивают промежуточные значения работы буксования и момента.
в
Рис. 4. Определение области оптимального управления а, б - зависимость работы буксования и максимального момента, соответственно от параметров управления; в - диаграмма областей параметров управления
На основе анализа изменения действительной скорости продольного движения машины (рис.3, справа), ее производных установлено, что управление процессом трогания машины с места с обратной связью может осуществляться по коэффициенту буксования и производным от действительной скорости.
При введении в систему управления датчика продольного ускорения ограничение буксования движителя может быть достигнуто при управлении по коэффициенту буксования:
гг > л л
о -
¥Р -\VcIt
V.„
<[<7]
(17)
VV о у у где V - расчетная скорость машины;
у - фактическое ускорение машины.
Адаптивное управление может быть реализовано при управлении по знаку высших производных скорости
машины (или )■ Управление с обрат-
Нхм
■
ной связью обеспечит ограничение буксования движителя, плавность хода и уменьшение ошибок переключений передач.
Эффективным путем снижения работы буксования фрикционных элементов, динамичности нагрузки и ограничения буксования движителя является ступенчатое нарастание давления сжатия дисков и управления двигателем.
Результаты моделирования процесса переключения передач с нижней передачи на верхнюю при различном управлении двигателем и фрикционным элементом представлены на рис. 5.
Переключение передачи без управления двигателем (графики 1,2) характеризуется большой величиной момента, а в случае переключения без перекрытия управления фрикционными элементами (график 2) также и значительным падением момента относительно его среднего значения. Переключение передачи, при котором осуществляется управление двигателем (график 3,4), характеризуется небольшим моментом, но при этом отмечается значительное его падение, а в случае управления без перекрытия (график 4) падение момента становится еще значительнее.
Интегральная оценка качества переходных процессов - работа буксования фрикционных элементов во время переключения передач при различных схемах управления двигателем и фрикционными элементами и для различного времени нарастания момента трения, представлена на графике 5. Минимальная работа буксования достигается в следующем случае: осуществляется управление двигателем и отсутствует перекрытие.
Следует отметить, что перекрытие управления фрикционами при переключении без управления двигателем на величину момента (график 6) влияет незначительно. Наибольшее влияние на качество переходных процессов оказывает синхронизация включаемых элементов.
Наиболее благоприятным моментом для переключения передач является скорость движения, при которой разность ускорений на смежных передачах минимальна, т.е. |Vj — F;.±1| —> min. Квалифицированный водитель выбор момента переключения передач производит интуитивно. При автоматизации процесса сложность выбора момента переключения передач заключается в том, что информационно-измерительная аппаратура позволяет измерить лишь текущее значение продольного ускорения на j-й передаче V-. Ускорение на смежной
предлагается прогнозировать следующим образом. В соответствии с основным уравнением динамики движения машины оно определяется тягово-динамическими
свойствами (fD(V)) и сопротивлением движения
(/с)), то есть /'• (./;, ./; )
При ограниченой интенсивности изменения сопротивления движению можно считать, что за время переключения оно изменится несущественно, а его значение
определяется по уравнению fc = (VD . — V-) / g -8 .
По тягово-динамической характеристике можно определить частоту вращения вала двигателя, обеспечивающую необходимые условия переключения. Такое управление обеспечивает высокую степень синхронизации включаемых элементов, работа буксования может быть снижена до 60%, а максимальный момент - до 2-х раз.
Сптсоклитературы
1. Абдулов С.В. Обоснование выбора параметров управление трансмис-
сией транспортной машины // Наука и технологии. Итоги диссертационных исследований. - М.: РАН,- 2004. - С.328-335.
2. Держанский В.Б., Благонравов A.A. Адаптивное переключение
Характер упрабления фрикционным элементом
х .....
Без упрабления подачей топлиЬа
5000\
м.
Н'н
зооо 2000
рад/с
300
- 200 - 100
- О
- -1Ш
щ % -x Щ,
,--
^.Начало процесс переключения
115 12 12,5 13
2
С упраблением подачей топлиба
5000 М. Н'н
ЗООО
2000
5000 500
М и.
Н'н рад/с
3000 ■ зш
2000 ■ 200
1000 ■ т
О ■ i
-1000 ■ -100
10 10.S 11 11.5 12 125 13
Работа Вуксобания фрикционных элементов
Ыд ык
Начало процесса переключения^ - м.
и
Максимальный момент на Выходном доле КПП
2 7
3_
о,в
Рис. 5. Результаты моделирования при переключении передач
передач транспортных машин //Вест. Акад. транспорта. Вып. 1. - Курган. - 1999. - С.140-143.
3. Держанский В.Б., Тараторкин И.А., Бураков Е.А. Синтез оптимально-
го управления переключением передач гидромеханической трансмиссии //Материалы межрегиональной научно-практической конференции "Многоцелевые гусеничные и колесные машины: разработка, производство, боевая эффективность, наука и образование" (БРОНЯ-2004). - Омск, 2004.
4. Петров В А. Автоматические системы транспортных машин. - М.:
Машиностроение, 1974. - 336с.
A.A. Благонравов, E.H. Ревняиов Курганский государственный университету. Курган
ПЕРЕКЛАДКА ЗАЗОРОВ В ЭКСЦЕНТРИКОВОМ ПРЕОБРАЗОВАТЕЛЕ МЕХАНИЧЕСКОЙ БЕССТУПЕНЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
В механической импульсной многопоточной бесступенчатой передаче со свободным эксцентриком (МБП) [1] за счет введения в кинематическую цепь упругих элементов и использования принципа многопоточности удалось ограничить динамические нагрузки и обеспечить надежную работу всех кинематических пар. Трансформирующие свойства такой передачи достаточно высоки [2-5].
Особенностью конструкции эксцентрикового преобразователя (ЭП) МБП является то, что пазовый диск 5 (рис. 1), установленный на внешнем эксцентрике 4, взаимодействует с коромыслами 7 ведущих частей механических выпрямителей 8 через подшипники качения 6.
С одной стороны, замена трения скольжения трением качения в кинематической паре "пазовый диск -коромысло" должна привести к уменьшению потерь в преобразователе при передаче нагрузки, но, с другой стороны, трение скольжения все равно будет иметь место при перекладке зазоров в пазовом диске.
Рис. 2. Перекладка зазора в эксцентриковом преобразователе (i — 0,75j C0n — 25)
i s 6 7 s 9
Pue. 1. Многопоточная импульсная бесступенчатая передача
1 - ведущий вал; 2 - ведомый вал; 3 - внутренний эксцентрик; 4 - внешний эксцентрик; 5 - пазовый диск 6 -подшипники качения; 7 - коромысла; 8 - выпрямители; 9 -торсионы; 10 - суммируюиций редуктор
Целью настоящей работы является оценка потерь на трение в ЭП с подшипниками качения на примере конструкции экспериментального образца МБП на мощность 155 кВт («195 л.с. ).
Обозначим буквой "s" поверхность пазового диска (рис. 2) с меньшим радиусом Г (от англ. small), а буквой "Ь" - с большим радиусом Гъ (от англ. big). Пазовый диск совершает сложное движение - плоскопараллельное -вместе с геометрическим центром Оп внешнего эксцентрика Ojö, и вращательное с угловой скоростью СО вокруг этого центра. Наличие зазора Д обязательно для обеспечения работоспособности ЭП.
На стационарных режимах работы МБП амплитуда
