Определение нагруженности сцепления автомобиля на основе экспериментальных данных Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Раздел 1. Наземные транспортные средства, энергетические установки и двигатели. Определение нагруженности сцепления автомобиля на основе экспериментальных данных

к.т.н., доцент Кретов A.B., Есаков А.Е.

МГТУ «МАМИ»

При определении надёжности и долговечности узлов автомобиля первоочередной задачей конструктора является оценка действующих на них в продолжение всего периода эксплуатации нагрузочных режимов. Методы теоретического исследования происходящих процессов путём имитационного математического моделирования - в особенности, с привлечением вычислительной техники и реализованных для неё программных средств - предоставляют определённый инструментарий для решения обозначенной задачи. Вместе с тем не следует забывать, что сложность процессов, происходящих в реальных динамических системах, неизбежно обусловливает наличие различного рода упрощающих расчёты допущений при формализации. А это ставит под сомнение адекватность построенных моделей, диктуя тем самым необходимость их экспериментальной проверки, удовлетворительные (в смысле минимального различия расчётных и эмпирических значений) результаты каковой позволят в дальнейшем использовать при проектировании сформированные теоретические методики.

Одна из основных проблем, с которой приходится сталкиваться исследователю в процессе подготовки такого рода экспериментов, заключается в рациональном выборе измеряемых параметров и соответствующего оборудования.

При испытании автомобильных механических сцеплений среди основных параметров, позволяющих сравнить различные алгоритмы управления и оборудование для их реализа-

N А

ции, можно назвать мощность б и работу б буксования. Данные критерии не подлежат непосредственному измерению, являясь вычисляемыми величинами:

Nб = Мс^б = Mс (®д "®в ) (1)

4б 1б

Аб = \Nбdt = IМс (Юд " Юв )dt (2)

где: Мс - момент сцепления (момент сил трения, действующих между ведущими и ведомыми дисками);

tб - время буксования, то есть период от начала соприкосновения поверхностей трения до того, как возрастающая угловая скорость ®в ведомых элементов становится равной угловой скорости ю д коленчатого вала двигателя (ведущих элементов);

юб =ю„ -ю„ с-

б д в - угловая скорость буксования;

t - текущее время.

Понятно, что для осуществления расчётов по формулам (1) и (2), необходимо обладать

информацией о входящих в них величинах Мс, и ®в. Измерение их в ходе эксперимента может быть осуществлено различными способами, отличающимися не только технологией, но также стоимостью, точностью и достоверностью получаемых данных.

Основной проблемой представляется регистрация текущего значения величины Мс, которая, влияя на мощность и работу буксования, лимитирует ресурс как фрикционных накладок ведомого диска, так и прочих узлов, задействованных в процессе передачи крутящего момента к движителям.

Учитывая, что момент сцепления определяется как:

Мс = ^ (3)

я й й

где: Е - суммарная нормальная сила, действующая на ведомый диск;

Раздел 1. Наземные транспортные средства, энергетические установки и двигатели. ц - коэффициент трения; I - число пар трения;

с - средний радиус приложения результирующей касательной силы трения, то наиболее просто реализуемой является его опосредованная (с последующим пересчётом) оценка через контроль входных характеристик системы (хода органа управления или усилия

г

на нём, которое связано с 2 передаточным отношением приводного механизма). Но полностью это решение оправдывает себя лишь в статике. На достоверность (а значит, и эффективность) получаемых результатов в данном случае негативно влияет то, что выходные характеристики в действительности обусловлены рядом разнородных динамических факторов. г

К примеру, 2 в значительной степени зависит от инерционности звеньев механизма управления и самой муфты, а коэффициент трения ц не является постоянным и обусловлен велико.

чинами угловой скорости б и температуры трущихся поверхностей.

Ввиду указанных обстоятельств в практике экспериментальных исследований предпочтение отдаётся иным способам оценки Мс и связанных с ним параметров. Самым распространённым среди них является установка тензометрических датчиков на элементы трансмиссии (первичный вал коробки передач, полуоси и т. п.), упругие деформации которых определяемы непосредственно величиной механических нагрузок.

Основной недостаток здесь - необходимость посредством специальных устройств "снимать" сигналы датчиков с вращающихся деталей. Так в рамках работ [3, 5] для регистрации фактического осевого усилия Г был разработан тензометрический маховик, подключение к которому осуществлялось посредством проводки, проложенной через систему отверстий в коленчатом валу. В свою очередь, тензодатчики, установленные на полуоси, соединялись с регистрирующей аппаратурой через струнный токосъёмник.

Очевидное и практически неизбежное следствие подобных конструктивных решений -технологическая сложность эксперимента, а соответственно, значительное время на его подготовку и высокие материальные затраты.

©

м

о

М

О о

о

М.

1г

О

Фв>®в>£(

Рис. 1. Приведённая к двухмассовой динамическая расчётная схема автомобиля.

Следует отметить, что современный уровень развития техники позволяет измерять крутящий момент на вращающихся валах бесконтактным способом с использованием акусто-электронных, оптических или тензометрических датчиков специальной конструкции. Однако первые, обладая рядом неоспоримых достоинств, не получили пока повсеместного распространения, а вторые и третьи, имеют большую стоимость при больших же габаритах, тогда как компоновка автомобильных агрегатов зачастую диктует определённые пространственные ограничения.

Раздел 1. Наземные транспортные средства, энергетические установки и двигатели. В связи с вышеизложенным авторами настоящей статьи предлагается использовать альтернативную упрощённую методику, которая позволит значительно сократить продолжительность исследований и связанные с ними расходы. Суть её заключается в следующем.

Представим трогающийся с буксующим сцеплением автомобиль в виде приведённой двухмассовой расчётной схемы, показанной на рис. 1. Выбор её оправдан, так как погрешность расчётов, вызванная подобным упрощением, не превышает десятипроцентного уровня, в большинстве случаев составляя около 3% [3].

Рассмотрим уравнение движения ведомой части:

/в£в - Мс - Мч ^ (4)

где: Тв - суммарный момент инерции вращающихся масс трансмиссии, колёс и поступательно движущейся массы автомобиля, приведённый к валу сцепления;

£в - угловое ускорение ведомых частей сцепления; М

¥ - суммарный момент сопротивления продольному движению автомобиля, приведённый к валу сцепления.

Значение Тв является константой, обусловленной конструктивными особенностями и

М

текущей массой транспортного средства. В то же время ^ представляет собой возрастающую по мере разгона характеристику. Прирост её в начальный период разгона пренебрежимо мал, и потому расчёт буксования сцепления общепринято вести с допущением о постоянстве

момента ^, который принимают равным приведённому к валу сцепления моменту дорожного сопротивления при нулевой скорости автомобиля. Тем не менее учёт изменения не представляется проблематичным и реализуется в модели по формулам, известным из курса "Теория автомобиля".

Представим уравнение (4) в следующем виде:

Мс = ^в + М _ (5)

т М

Анализ уравнения показывает, что при известных значениях в и ^ изменение момента Мс в процессе буксования может быть определено из полученной эмпирически временной характеристики углового ускорения ведомых элементов сцепления £в или соответствующих характеристик угловой скорости и угла поворота:

^в =ю в =Ф в ^ (6)

где: - угол поворота ведомых элементов сцепления.

Операции дифференцирования и ®в для нахождения £в осуществляются посредством численных методов. Что же касается непосредственно регистрации этих величин, то в настоящее время существует несколько хорошо разработанных, сравнительно простых и достаточно точных способов осуществления таковой при помощи как аналоговых, так и цифровых датчиков, имеющих разнообразные принципы действия и конструкции.

В рассматриваемом случае оценка и ®в может производиться как на первичном валу коробки передач, так и на одном из ведущих колёс, что технически проще осуществимо. С другой стороны, угловое ускорение ведущих колёс через радиус их качения связано прямой пропорцией с ускорением поступательного движения автомобиля, что позволяет, измеряя

последнее, оценивать £в.

Описанная методика не может использоваться в случае, когда Мс не превышает вели-

чину статического момента сопротивления движению ¥, так как при подобном силовом соотношении ведомые элементы буксующего сцепления (равно как ведущие колёса и сам автомобиль) остаются неподвижными. Так как продолжительность этого режима сравнительно невелика, основная часть работы буксования приходится на период начальной фазы разгона автомобиля, что делает использование вышеупомянутых технологий вполне правомочным.

Для подтверждения этого рассмотрим фрагмент одной из осциллограмм (рис. 2), полученных при экспериментальных исследованиях рабочих процессов трансмиссии [2, 3,5].

О 0.1 0.2 0,3 0,4 0,5 0,6 0.7 0,9 I т. с

Рис. 2. Фрагмент осциллограммы рабочих процессов трансмиссии автомобиля.

Предложенный фрагмент относится к процессу трогания автомобиля с места. Как можно видеть, среди прочих контролировавшихся исследователями параметров на нём присутствуют зависимости для угла буксования (линия прерываний 1), крутящего момента на полуоси Мп (кривая 2) и продольного ускорения автомобиля (кривая 3).

Измерение Мп производилось описанным выше методом тензометрирования. Для регистрации в ведомый диск сцепления на одном радиусе через равный угловой интервал были вмонтированы постоянные магниты, а в маховик двигателя - герметизированный контакт, замыкающийся и размыкающийся по мере прохождения магнита возле него, что и регистрировалось осциллографом в виде прерываний, по прекращению которых можно судить

об окончании буксования. Наконец, ускорение оценивалось при помощи потенциометри-ческого акселерометра.

Даже при элементарном визуальном сопоставлении кривых 2 и 3 можно отметить их качественное сходство. Для количественной оценки отнесём начало временной оси абсцисс к моменту начала разгона автомобиля. Определение её масштаба и масштаба осей ординат для

кривых 2 и 3, позволяет построить график изменения Юб и, приведя Мп и ^а к Мс и £в соответственно, вычислить мощность и работу буксования двумя разными способами для последующего сравнения.

Взяв необходимые константы из [2] и производя расчёты, получаем два графика мощности буксования ^б1 и ^б2 (рис. 3) и соответствующие им значения работы буксования Д51~3,77-103 кдж и 452 =3,5-103 кдж 750&т

N61 N62

О 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.3 0.9 1 1.1

1

-Мощность буксования, вычисленная через крутящий момент на полуоси [Вт]

- Мощность буксования, вычисленная через продольное ускорение автомобиля [Вт]

Рис. 3. Кривые мощности буксования сцепления, построенные различными способами.

Таким образом, работа буксования, вычисленная через , отличается от аналогичной

величины, вычисленной через Мп, на 7,14 %, что свидетельствует об удовлетворительной степени точности предложенной методики и допустимости её использования при экспериментальных исследованиях нагруженности автомобильных сцеплений.

Выводы

Предлагаемые в данной работе методы расчета работы трения удовлетворяют требованиям точности решения ряда инженерных задач. В частности, они могут быть использованы при исследовании различных систем автоматического управления фрикционным сцеплением. Применение этих методов обеспечит существенное снижение материальных и временных затрат.

Литература

1. Испытания автомобилей / В.Б. Цимбалин, В.Н. Кравец, С.М. Кудрявцев и др. - М.: Машиностроение, 1978. - 199 с.

2. Исследование рабочих процессов в трансмиссии автомобиля, оборудованного ЭПС управления сцеплением с электронным блоком и вакуумной камерой: Отчёт о НИР (за-ключ.) / Моск. автомех. ин-т; Рук. Карунин А.Л.; исполн.: Круглов В.А. и др. - М., 1983. -67 с. - № ГР 01820086893. - Инв. № 0284.0004293.

3. Кретов А.В. Выбор параметров и законов регулирования автоматического сцепления по критериям минимизации нагрузочных режимов трансмиссии: Дис. ... канд. техн. наук / А.В. Кретов; [Моск. автомех. ин-т]. - М., 1987. - 214 с.

4. Проектирование трансмиссий автомобилей: Справочник / А.И. Гришкевич, Б.У. Бусел,

Г.Ф. Бутусов и др.; Под общ. ред. А.И. Гришкевича. - М.: Машиностроение, 1984. - 272 с. 5. Методика проведения дорожных испытаний и аппаратура для определения степени на-груженности трансмиссии автомобиля / А.И. Ягант, А.Л. Карунин, В.А. Круглов, А.В. Кретов // Безопасность и надёжность автомобиля: Межвуз. сб. науч. тр. - М.: МАМИ, 1980. - с. 171 - 176.

Повышение точности математической модели движения колёсной машины на основании использования результатов её испытаний

Курмаев Р.Х., к.т.н., проф. Лепешкин А.В.

МГТУ «МАМИ»

Общеизвестно, что математическое моделирование является мощным средством научных исследований, эффективность которого напрямую связана со степенью адекватности разработанной математической модели моделируемому объекту. Основными причинами, приводящими к снижению точности разрабатываемых математических моделей, являются принимаемые при этом допущения, оценить степень влияния которых заранее не всегда представляется возможным. Кроме этого часть факторов на начальных этапах моделирования намеренно не учитываются из-за сложности их математического описания или не стабильности параметров, использующихся в этих описаниях. Оправдывается такой подход тем, что при этом существенно облегчается отладка разработанной математической модели на компьютере и анализ ее соответствия изучаемым физическим явлениям. Таким образом, на первом этапе математического моделирования стремятся обеспечить так называемую качественную адекватность разрабатываемой модели. И только добившись желаемого, ставят задачу обеспечения ее необходимой точности, то есть задачу о количественной адекватности разработанной математической модели.

В данной статье приводится метод повышения точности разработанной математической модели [1] движения полноприводной трехосной колесной машины «Гидроход-49061» (рис. 1) с гидрообъемным приводом ее ведущих колес, который заключался в многоэтапном его проведении путем сравнения результатов математического моделирования с результатами полевых испытаний машины в аналогичных условиях.

Рис. 1. Общий вид автомобиля «Гидроход-49061».

Для этой цели на Центральном автомобильном полигоне (НИЦИАМТ ФГУП НАМИ) в г. Дмитров Московской области были проведены экспериментальные исследования опытного образца автомобиля «Гидроход-49061», которые заключались в проведении трех этапов испытаний с целью получения следующих данных:

1. определение мощности сопротивления движению автомобиля в принятых условиях путем его буксирования с постоянной скоростью при отключенном приводе его ведущих колес;

2. определение мощности, потребляемой гидрообъемной трансмиссией автомобиля от дви-