Исследование и модернизация фрикционов гидромеханической передачи карьерного самосвала БелАЗ-7555 Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 629.331

В. П. Тарасик, д-р техн. наук, проф., Е. Л. Эйдлин

ИССЛЕДОВАНИЕ И МОДЕРНИЗАЦИЯ ФРИКЦИОНОВ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ КАРЬЕРНОГО САМОСВАЛА БЕЛАЗ-7555

Приведены результаты исследований процесса функционирования гидропривода системы управления фрикционами гидромеханической передачи автосамосвала БелАЗ-7555. Посредством математического моделирования получены характеристики гидропривода, проанализированы их недостатки. Предложено техническое решение, позволяющее их устранить и приспособить фрикцион к применению меха-тронной автоматической системы управления переключением передач.

На большегрузных карьерных самосвалах широкое применение получили гидромеханические передачи (ГМП). В состав ГМП входят бесступенчатая само-регулируемая гидродинамическая передача (гидротрансформатор) и механическая многоступенчатая коробка передач, что обеспечивает ступенчато-непрерывное

преобразование вращающего момента двигателя, передаваемого через трансмиссию на ведущие колеса при сравнительно высоком КПД трансмиссии во всем диапазоне изменения скорости движения автомобиля. В результате обеспечиваются высокие тягово-скоростные свойства автомобиля и его производительность.

Наличие коробки передач в составе ГМП порождает проблему обеспечения требуемого качества переходных процессов в трансмиссии при переключении передач. Процесс переключения передач осуществляется посредством многодисковых фрикционов с гидроприводом управления. Качество переходного процесса определяется характеристиками управления фрикционами. Основные требования к переключению передач: непрерывный подвод энергии к ведущим колесам, исключающий падение скорости автомобиля на уклонах дороги; плавное движение автомобиля без рывков и резких замедлений. Иными словами переключение передач должно осуществляться без разрыва потока мощности с плавными изменениями моментов на валах трансмиссии и ускорений автомобиля. Это обеспечит высокую эффективность выполнения транспортной работы и комфортные усло-

вия труда водителя. Вместе с тем удельная работа и мощность буксования фрикционных дисков должны находиться в допустимых пределах, обеспечивая высокую надежность функционирования и требуемый ресурс ГМП.

Противоречивость этих требований обусловливает сложность рассматриваемой проблемы и необходимость поиска новых технических решений. Наиболее эффективный путь обеспечения высокого качества процесса управления ГМП - применение мехатронных систем [1]. Такая система содержит электронный блок управления (ЭБУ) и электрогидравлические пропорциональные клапаны (ЭГПК). Применение ЭБУ позволяет использовать широкий спектр источников информации о процессах, происходящих в механизмах и системах автомобиля, а ЭГПК обеспечивает реализацию оптимальных характеристик изменения давления рабочей жидкости в гидравлических исполнительных цилиндрах, осуществляющих сжатие фрикционных дисков. В результате обеспечивается адаптация характеристик управления к постоянно изменяющимся условиям работы автомобиля.

Но для использования мехатрон-ной автоматической системы управления фрикционы ГМП должны быть приспособлены для совместной эффективной работы с ЭГПК. Поэтому применение таких систем управления на отечественных машинах часто требует проведения модернизации гидропривода сис-

темы управления фрикционами ГМП.

В данной статье рассмотрены пути решения этой проблемы применительно к карьерному самосвалу БелАЗ-7555 грузоподъемностью 55-60 т.

В ГМП автосамосвалов БелАЗ проблема плавного включения решена посредством соответствующей конструкции гидравлического исполнительного цилиндра фрикциона. При этом использована идея снижения жесткости рабочего тела, заключающаяся в том, что полость цилиндра вначале заполняется воздухом, который затем сжимается подачей в него масла под давлением [2]. Для этого гидроцилиндр фрикциона разделен на две полости: малую и большую. Малая полость обеспечивает быстрое перемещение поршня гидроцилиндра и предварительное поджатие фрикционных дисков, а большая полость, объем которой при этом увеличивается, заполняется воздухом. После выбора зазоров между дисками и остановки поршня

жидкость из малой полости поступает в большую, сжимая при этом воздух и обеспечивая плавное нарастание усилия сжатия дисков. Однако из-за нелинейности характеристики нарастания давления воздуха в большой полости удовлетворительные результаты получаются лишь при уровне номинального давления в гидросистеме управления ГМП не выше 0,8-1,0 МПа, что было характерно для машин грузоподъемностью 30-40 т. На автосамосвале БелАЗ-7555 в связи с возрастанием мощности двигателя и грузоподъемности номинальное давление пришлось поднять до 1,35-1,85 МПа. В этом случае проводимость дроссельного отверстия между полостями цилиндра необходимо соответствующим образом изменять. Поэтому в цилиндре дополнительно установлен клапан, выполняющий эту функцию. Конструктивная схема системы управления фрикционом представлена на рис. 1 [4].

Включение фрикционной муфты золотник клапана включения выбранной

осуществляется следующим образом. При ступени перемещается и сообщает маги-

замыкании цепи электромагнита механиз- страль нагнетания насоса с магистралью

ма управления переключением ступеней 1 включения фрикциона. При подаче жид-

кости под давлением в малую полость 2 поршень 4 перемещается вправо. Золотник 5 клапана, который под действием пружины 6 занимал крайнее левое положение, несколько перемещается вправо. Малая полость 2 сообщается с большой полостью 3 в период перемещения поршня 4 только посредством дроссельного отверстия 7. По мере перемещения поршня 4 большая полость 3 заполняется воздухом и одновременно жидкостью. Воздух в полость 3 поступает через щель между поршнем 4 и нажимным диском 8 и отверстиями 9. Образование щели между поршнем 4 и нажимным диском 8 обеспечивается пружинами 10, которые удерживают нажимной диск на расстоянии около 2 мм относительно поршня. После соприкосновения нажимного диска с пакетом фрикционных дисков 11 и 12 поршень 4 перемещается относительно нажимного диска, и щель закрывается. Вследствие остановки порш-

ня 4 при упоре в нажимной диск 8 повышается давление в полости 2, что вызывает дальнейшее перемещение золотника

5 клапана вправо и открытие отверстий 13 для кратковременного сообщения малой и большой полостей. Однако отверстия 13 могут быть полностью открыты некоторое время только при больших давлениях в системе управления. При малых давлениях отверстия 13 могут открываться золотником 5 частично или вообще не открываться.

Получение и анализ характеристик управления рассматриваемого фрикциона осуществлялись на основе математического моделирования процесса функционирования гидропривода системы управления.

Динамическая модель системы управления фрикционом представлена на рис. 2. При ее составлении использован метод сосредоточенных масс [3].

Ру2

2 і---► ^5

^ р ' тю

Д г1 ^

■'г!

ІЄв

Ш

Рис. 2. Динамическая модель системы управления фрикционом

V

п

Для учета физических свойств системы выделены инерционные, упругие и диссипативные элементы и учтены воздействия внешней среды. Инерционные свойства системы отображены сосредоточенными массами тп, тз и тг, где

тп - масса поршня исполнительного ци-

линдра фрикциона, кг; тз - масса золотника клапана плавности, кг; тг - коэффициент массы жидкости в магистрали управления, кг/м4. Упругие свойства системы учтены упругими элементами с параметрами свп, сз, сг1, сг2 и сгз, где свп -

коэффициент жесткости возвратных пружин поршня, Н/м; сз - коэффициент жесткости пружины клапана плавности, Н/м; сг1, сг3 - коэффициенты гидравлической жесткости магистрали управления и малой полости цилиндра и полости клапана соответственно, Н/м5; сг2 - коэффициент жесткости газожидкостной смеси в большой полости цилиндра, Н/м5. Для учета диссипативных свойств системы введены диссипативные элементы с параметрами ц г1, ц г2, ц г3, ц г4, ц г5, Н-с/м5, где ц г1 - коэффициент гидравлического сопротивления магистрали; ц г2 -коэффициент сопротивления дроссельного отверстия клапана плавности; цг3 и

цг4 - коэффициенты сопротивления регулируемых дросселей, проходные сечения которых изменяются клапаном плавности; ц г5 - коэффициент сопротивления отверстий впуска воздуха в большую полость гидроцилиндра.

Для отображения состояния сосредоточенных масс тп, тз и тг использованы следующие переменные (координаты) типа потока: Уп, Уз - скорости поршня гидроцилиндра и золотника клапана плавности, м/с; хп, хз - их перемещения,

м; Ql - расход жидкости в магистрали управления, м3/с.

Источником внешнего воздействия на систему управления фрикционом является насос гидросистемы ГМП. Производительность насоса на эксплуатационных режимах значительно превышает пропускную способность гидромагистралей подвода масла в гидроцилиндры фрикционов. Поэтому в динамической модели он представлен источником неограниченной энергии, обеспечивающим на входе постоянное давление рм. Поступление воздуха в большую полость цилиндра при перемещении поршня в динамической модели

учитывается источником типа потока Q*.

Давление воздуха в большой полости гидроцилиндра фрикциона описывает-

ся уравнением состояния

Ру2

= ЯГ.

р

(1)

где р'у2 - абсолютное давление воздуха в

большой полости (избыточное давление обозначим Ру2), Па; р - плотность воздуха в большой полости, кг/м3; Я - универсальная газовая постоянная, Я = 287,14 Дж/(кг-К); Т - температура газа (принимаем Т = 363 К).

Плотность воздуха в данном случае -величина переменная, зависящая от массы т поступившего в полость воздуха и его объема V : р = т / V. Объем V зависит от перемещения поршня хп, расхода масла Qб п, поступающего в большую полость, и

расхода масла QB, уходящего на слив. Учитывая, что масло в большую полость поступает через дроссели цг3 и цг4, расходы через которые QДрз и Qдр4, получаем

следующее выражение для определения объема V:

V = хп — Уж,

где Аб - площадь поршня в большой полости гидроцилиндра, м2; Vж - объем жидкости, оставшейся в большой полости:

г

Vж = |(Qдр3 + ^р4 — Оъ)^г .

0

Тогда изменение объема V во времени найдем из выражения

(IV *

= Аб — Qдр3 — Qдр4 + Qв . (2)

Используя выражения (1) и (2), получаем дифференциальное уравнение для определения давления газожидкостной смеси в большой полости гидроцилиндра фрикциона:

^ру2 = ^!тЯТ—(упАб — ^р3 — Qдр4 + бв)р)у2 + ра) (3)

& АбХп — Vж

где Qm - массовый расход воздуха в боль-

шой полости, От = &—. Отсюда:

т &

0-т

М* в Ав.о р а

ЯТ

ф(°А

(4)

где /лв - коэффициент расхода воздуха через впускные отверстия, дв = 0,8; Аво -

площадь проходного сечения всех отверстий для впуска воздуха в большую полость, м ; ра - атмосферное давление, ра = 100000 Па; Укр - критическая скорость звука в воздухе, Укр = 4кЯТ , м/с;

к - показатель адиабаты, к = 1,41; ф(а) -функция, описывающая режим течения воздуха через дроссель.

Функция ф(а) вычисляется из выражения

фо) =

к -1

к -1

к+1

0,528і - 0,528 к при 0 < а < 0,528;

2 к+1

гк — а к

(5)

ак - а к при 0,528< а < 1;

0 при а > 1,

где а - соотношение давлений воздуха перед впускными отверстиями и за ними,

а = ру2/ра +1.

Расход масла через /-й дроссель вычисляется по формуле

0дрі С др А

др^дрг

2

|Дрг | sign Ар,, (6)

где Сдр - коэффициент расхода дросселя,

^др _ О,63 ; Адрі

площадь і-го дросселя,

м2; рм - плотность масла, рм = 860 кг/м3; Ар/ - перепад давления на /-м дросселе. Расход на слив из фрикциона

12|

0сл =

Св.оАвфРу2 sign Ру2

(7)

где сво - коэффициент расхода впускных отверстий, св о = 0,63 .

Построение математической модели процесса включения фрикциона ГМП БелАЗ-7555 осуществлено на основе структурно-матричного метода [3] с учетом уравнения (3):

2

2

2

&0

Р м - Р у! - Р д!

&

&

з =

&

&Р у! &

&Р у2 &

&Р у3 & йх п йї йх з йї й¥ ж йї

т

г!

= Р у! А м + Р у2 А б ^тр.п ^в.п

0

)А

т

Р у! Р у3 )А з + Г тр.з Г пр.3 ;

т 3 ’

С г! °3 ^ ~ 0 др! - 0 др3 - ^ з А з - V п А м А ;

0 т - 0п А б ~ 0 др3 - 0 др4 + 0 в )р у2 + Р а А

др3 ~ др4

А б х п - V ж

С г2 (° др2 0 др4 + V з А з А ;

0 др3 + 0 др4 0 ]

(8)

!

где р у1 - давления в упругих элементах; -F.jp п ,Явп - сила трения в уплотнениях

поршня и усилие возвратных пружин поршня; FTp3 ,Япрз - сила трения и усилие пружины золотника; рд\ - суммарные потери давления в магистрали управления (по длине и местные); Аб, Ам, Аз -

площади большой и малой полостей поршня фрикциона и золотника соответственно; сп- - коэффициент гидравлической жесткости: сп- = Е/Кмг- ; Е - модуль

упругости масла; Км- - объем масла, отнесенного к г -му упругому элементу.

Усилие сжатия фрикционных дисков вычислялось по формуле

Ясж = Амру1 + Абру2 — Яв.п — Ятр.п . (9)

Реализация модели проводилась в среде МЛТЬЛВ 7.0/81ши1тк. Моделировался процесс включения фрикциона. Графики изменения давления и усилия сжатия во время переходного процесса представлены на рис. 3.

50

кН

30

20

10

0

Я

сж

Рис. 3. Графики изменения давлений р^ и ру2 в малой и большой полостях гидроцилиндра и усилия сжатия дисков Ясж в процессе включения фрикциона ГМП БелАЗ-7555

Процесс включения фрикциона условно разделим на три этапа. Этап 1 соответствует перемещению поршня и выбору зазоров между дисками фрикциона.

Во время этапа 2 происходит сжатие воздуха в большой полости цилиндра поступающим в нее маслом под давлением из малой полости двумя потоками: один поток проходит через дроссель цг2 и полностью открытый дроссель цг4, а второй - через открытый дроссель Цгз (рис. 2). На третьем этапе посредством

клапана плавности осуществляется регулирование давления в большой полости гидроцилиндра путем изменения проходного сечения дросселя Цг4 . Дроссель ц г3 при этом закрыт.

Давление в малой полости гидроцилиндра р у1 на втором этапе остается

практически постоянным, а в большой полости ру2 - прогрессивно нарастает по

нелинейной зависимости от 0 до примерно 1 МПа. В результате усилие сжатия

фрикционных дисков Рсж после скачкообразного возрастания до величины 13 кН вначале плавно увеличивается до примерно 20 кН, а затем резко возрастает до 40 кН. После этого включается в работу клапан плавности и обеспечивает плавное изменение давления р у2 и соответствующее изменение Рсж. Однако величина Рсж при этом изменяется в небольших пределах (40-45 кН) и поэтому не может оказать существенного влияния на величину динамической нагрузки в переходном процессе.

Плавное включение фрикционов и замыкание фрикционных дисков может осуществляться только на втором этапе. Но на этом этапе фрикцион может замкнуться практически лишь на нейтрали в коробке передач, так как величина Рсж и

продолжительность ее плавного изменения достаточны лишь для обеспечения синхронизации угловых скоростей ведущей и ведомой частей фрикциона и не позволяют передавать момент нагрузки.

Таким образом, параметры характеристик фрикциона ГМП не отвечают требованиям непрерывной передачи потока энергии двигателя при переключении передач и не адаптируются к изменениям уровня передаваемой через трансмиссию нагрузки, обусловленной дорожными сопротивлениями и скоростными режимами движения автомобиля.

Вместе с тем наряду с отмеченными недостатками серийного фрикциона ГМП БелАЗ-7555 его конструкция имеет неоспоримое достоинство: она обеспечивает частичное уравновешивание центробежных сил, действующих на поршень, что позволяет уменьшить усилие возвратных пружин и снизить номинальное значение давления рабочей жидкости. В этой связи при модернизации фрикциона целесообразно сохранить двухполостную схему гидроцилиндра.

Рассмотрим возможность модернизации конструкции фрикциона и приспособления его характеристик к применению ЭГПК. Для этого необходимо сократить до минимума длительность второго этапа процесса включения фрикциона, а на третьем этапе обеспечить полное совпадение характеристик нарастания давления в двух полостях гидроцилиндра. Поскольку клапан плавности фрикциона практически не влияет на формирование требуемой характеристики управления, его целесообразно исключить из конструкции. В том случае две полости гидроцилиндра будут связаны между собой дросселем постоянного сечения. Математическая модель системы гидропривода управления фрикционом при этом существенно упрощается и принимает следующий вид:

_ р м - Р у1 - Р д1 .

Ж

<ІУ п

т

г1

р у 1 Ам + р у2 Аб - Р

- Р

л- тэ

Ж

т

Жр

Ж

7“ = Сг1 (1 - б др2 - ^ Ам );

Жр у2 _ б т рп Рб б др2 + б в )(ру2 + р а );

Ж Жх п Ж

йУ ж Ж

Абхп Уж

_ V п;

*

В

В процессе моделирования осуществлялось варьирование диаметра дросселя в пределах от 2 до 7 мм и определялись зависимости следующих параметров от диаметра дросселя ё: времени выбора зазоров I вз между фрикционными дисками; времени выравнивания давления в большой и малой полостях Iв д; относительного количества жидкости в большой полости Уж/Уб , где Уб - объем большой полости во включенном состоянии фрикциона. Значение Уж/Уб вычислялось в момент остановки поршня после окончания его перемещения.

На рис. 4 приведены графики изменения ру1, ру2 и Рсж в процессе включения модернизированного фрикциона при диаметре дросселя между полостями гидроцилиндра ё = 5 мм. На графиках отображены временные интервалы Iвз и

tв д . Очевидно, что в этом случае значение tвз возрастает, а tвл уменьшается.

На рис. 5 приведены графики зависимостей ^з, tвд и Уж/Уб от диаметра

дросселя ё. Из полученных графиков сле-

дует, что с увеличением диаметра дросселя относительный объем жидкости в большой полости гидроцилиндра возрастает. При ё = 2 мм он составляет 0,011, т.е. 1,1 %, а при ё = 5,5 мм воздух в большой полости практически отсутствует, т.е. Уж /Уб = 1. Однако при этом

возрастает время выбора зазоров и составляет 0,25 с при ё = 2 мм и 0,49 с при ё = 5,5 мм соответственно. Учитывая, что при переключении передач без разрыва потока мощности осуществляется задержка выключаемого фрикциона на время выбора зазоров во включаемом фрикционе, величина tв з существенного значения не имеет. Так как при переключении передач осуществляется некоторое перекрытие в передаче моментов трения фрикционами, то значение ^д

можно допустить до 0,1 с. В результате, согласно графикам рис. 5, значение диаметра дросселя между малой и большой полостями гидроцилиндра должно находиться в интервале 4,5-5,5 мм.

2,0 МПа

1,6 1,4 1,2 1,0 Р уь 0,8 Ру2 0,6

0,4

0,2

«

4 »

«

< 1 I» сж

4 »**•■ ■■■■■■

РуЦ

^ р у2

£

° 3 о 3 ,1 0 менени ,2 0 я Ру1, о 1 к 1 у ГО ^ ^ 4 0 рсж п 5 0 ► эи вкл ,6 0 очении 7 0 модерн 8 [изиров 1, о и о н I* ч Л

60 кН 40 30 20 р

сж

10

Таким образом, для применения ме-хатронной системы автоматического управления с пропорциональным управлением характеристиками давления в гидравлических исполнительных цилиндрах фрикционов ГМП карьерного самосвала БелАЗ-7555 достаточно исключить клапан плавности и заменить его дросселем постоянного сечения. Двухполостная схема гидравлического исполнительного цилиндра остается неизменной с сохранением всех его геометрических параметров. При этом практически будет сохранена взаимозаменяемость существующих серийных и модернизированных фрикционов.

Белорусско-Российский университет Материал поступил 05.10.2006

V. P. Tarasik, E. L. Eidlin Research and modernization of friction clutches for hydromechanical transmission of dump truck BelAZ-7555

Belarusian-Russian University

The results of researches of hydraulic circuit functioning process of friction clutches control system for hydromechanical transmission of dump truck BelAZ-7555 are presented. Characteristics of hydraulic circuit are found by means of mathematical modelling and their shortcomings are analyzed. The engineering solution which enables to eliminate those shortcomings and to adapt friction clutches to application of mechanotronic automatic gear shift control system is suggested.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Тарасик, В. П. Интеллектуальные системы управления транспортными средствами: монография / В. П. Тарасик, С. А. Рынкевич. -Минск : Технопринт, 2004. - 512 с. : ил.

2. Тарасик, В. П. Фрикционные муфты автомобильных гидромеханических передач. -Минск : Наука и техника, 1973. - 320 с. : ил.

3. Тарасик, В. П. Математическое моделирование технических систем : учебник для вузов. - Минск : Дизайн ПРО, 2004. - 640 с. : ил.

4. Карьерные самосвалы БелАЗ 7555А, 7555В и их модификации. Руководство по эксплуатации 7555-3902015-01 РЭ. - ПО «Белорусский автомобильный завод», 2004. - 120 с. : ил.