Назначение и общие сведения, предъявляемые требования к сцеплениям и их классификация. Страница 11

воляют оценивать функциональные качества ФС; минимизировать силовую и тепловую нагруженность поверхностей трения и тем самым повысить долговечность деталей ФС и трансмиссии ма­шин на стадии проектирования и доводки конструкции. Кроме того, динамический метод расчета дает возможность оценить долговечность пар трения ФС на стадии проектирования и до­водки конструкции.
Согласно материалам, изложенным в подразд. 2.5 и 2.6, ди­намический расчет ФС должен состоять из следующих основных этапов:
1) выбор динамической модели двигателя, ФС и других эле­ментов трансмиссии, движителя и системы подрессоривания ма­шины;
2) математическое описание динамической модели;
3) частотный анализ динамической модели;
4) получение эквивалентной модели минимальной сложно­сти;
5) разработка алгоритмов и программ для решения на ЭВМ поставленной задачи;
6) идентификация модели;
7) корректировка параметров сцепления и трансмиссии с целью минимизации их силовой нагруженности;
8) оценка тепловой нагруженности пар трения ФС;
9) оценка износостойкости пар трения. Рассмотрим подробнее каждый из отмеченных этапов.
1. Динамическая модель ФС и связанных с ним узлов и деталей машин выбирается исходя из анализа конструктивных схем и упругоинерционных параметров машины. При этом учи­тываются:
фрикционные связи продольных колебаний дисков ФС и его привода с угловыми колебаниями дисков ФС и силовой пере­дачи;
кинематическая связь угловых колебаний силовой передачи с вертикальными и угловыми колебаниями корпуса машины. Та­кая модель для однодискового тракторного ФС была показана на рис. 2.31.
Определение упругоинерционных параметров двигателя ФС и его привода, трансмиссии, двигателя и системы подрессорива­ния машин осуществляется по чертежным и экспериментальным данным. При этом предполагается, что валы обладают только упругими свойствами, т. е. их инерционными характеристиками можно пренебречь; вращающиеся детали двигателя, ФС, ко­робки передач, бортовых передач, диски колес, звездочки гусе­ниц и другие являются абсолютно жесткими дисками, т. е. мож­но учитывать только их инерционные характеристики.
2. Математическое описание динамической модели есть ма­тематическая модель процесса включения ФС. Они содержат
дифференциальные уравнения, описывающие: движение ФС и его привода, двигателя, трансмиссии, движителя и системы под­рессоривания; фрикционное взаимодействие поверхностей тре­ния; теплообразование на поверхностях трения; действие води­теля на педаль ФС; скоростную характеристику двигателя; со­противление движению машины и различных прицепных и навес­ных устройств.
Дифференциальные уравнения движения системы двигатель — ФС и его привод — трансмиссия — движитель — система подрес­соривания машины имеют переменную структуру, определя­емую особенностями фрикционных узлов машины (см. подразд. 2.5 и [37]). Для управления этой структурой используются функ­ции 6г, подчиняющиеся определенным условиям.
Дифференциальные уравнения динамической модели разде­ляются на две подсистемы, описывающие: продольные колеба­ния дисков ФС и его привода; угловые колебания дисков ФС, трансмиссии, движителя и связаной с ними системы подрессо­ривания корпуса машины. Для рассмотренной в подразд. 2.5 мо­дели (см. рис. 2.31) первую подсистему представляли уравне­ния (2.5); вторую —уравнения (2.61) ... (2.65), (2.76), (2.81), (2.82), (2.87) ... (2.89).
Фрикционное взаимодействие между продольными и крутиль­ными колебаниями дисков ФС осуществляется моментами тре­ния, развивающимися на контакте дисков ФС, и силами трения, возникающими как на шлицах вала ФС, так и на направляющих шпонках нажимного диска. Эти моменты и силы были представ­лены зависимостями (2.72) ... (2.77).
Коэффициенты трения fT, входящие в формулы (2.72) и (2.73), связывают предельные моменты трения с нормальными силами на контакте дисков ФС. Они определяются из сопоставления результатов испытаний образцов фрикционных пар на машине трения и сцепления в сборе на натурном стенде [см. формулу (2.103)]. Коэффициент трения /°т, полученный на машине трения, представлен формулами: (2.32) —для пары трения материал шифра 56+СЧ 20 и (2.34) — для F 202+СЧ 20.
Температура на поверхностях трения, входящая в зависимос­ти (2.32) и (2.34), подсчитывается в процессе буксования по фор­мулам (2.104) ... (2.106).
Имитирующее воздействие ноги водителя на педаль сцепления задается либо силовой функцией Pu^fiit), либо позиционной 2щ>1 = Ы0- Эта функции характеризуют темп включения ФС, ко­торый зависит как от объективных, так и субъективных причин. Темп включения ФС может изменяться от весьма плавного вклю­чения с продолжительным буксованием до весьма резкого вклю­чения, при котором человек резко сбрасывает ногу с педали, смещая ее в сторону. Последний режим называется «броском» ФС.
Доля того или иного темпа включения в пределах всего ре­сурса ФС определяется из статистических данных.
Модели, описывающие внешние скоростные характеристики двигателей, учитывают угловую скорость коленчатого вала дви­гателя, положение органа, регулирующего подачу топлива или горючей смеси, и тепловое состояние двигателя (см. подразд. 2.1). Они описываются различными функциями.
Модели, описывающие сопротивление Рс и РКр движению ма­шин и различных навесных и прицепных устройств, описывают­ся в работах [11, 26, 33, 48 и др.].
3. Частотный анализ динамической модели позволяет выя­вить ее собственные свойства (см. подразд. 2.5). Для этого за­писываются линеаризованные уравнения свободных колебаний без учета диссипации энергии для подсистем, воспроизводящих как продольные колебания дисков ФС, так и угловые колебания трансмиссии, связанные с колебаниями системы подрессорива­ния машины. В матричной форме эти уравнения имеют вид
Му+Су=09 (4.63)
где М — матрица инерционных параметров системы; С — мат­рица жесткостей; у — вектор обобщенных координат системы.
Динамические свойства механических систем оцениваются собственными частотами и формами колебаний (см. под­разд. 2.5).
Для получения одной из рациональных форм записи частот­ного уравнения введем замену [10]
1 = Mrl^z. (4.64)
После подстановки (4.64) в (4.63) имеем
z+M-WCM-Wz^O. (4.65)
Решение уравнения (4.65) ищется в форме
2=2:0sin (/rf+E),
где р— собственная частота колебаний системы; £ — фаза. Для определения р и го решается векторное уравнение
{M-WCM-V2  p*E)z0=0. (4.66)
Уравнение (4.66) имеет ненулевые решения при
|Л-Щ=0 (4.67)
где А=М-1ПСМ~хп\ Е — единичная матрица; Я = р2.
Решение уравнения относится к алгебраической задаче о соб­ственных значениях и наиболее эффективно осуществляется ме­тодами В. Гивенса и А. С. Хаусхолдера. Эти методы основаны на приведении исходной матрицы путем ортогональных подоб-
ных преобразований к специальному простому виду — симмет­рической трехдиагональной матрице. В работе [10] приведены алгоритм и программа расчета собственных частот, составлен­ные на основании этих преобразований.
Используя программу расчетов собственных частот, в осно­ву которой положено решение уравнения (4.67), подсчитывают на ЭВМ отдельно собственные частоты колебаний двух исследу­емых подсистем:
рл — продольных колебаний дисков ФС после их замыкания. Здесь при линеаризации нелинейных упругих характеристик фрикционных накладок их осевая жесткость определяется как тангенс угла наклона в точках характеристики, соответствующих уровням статического нагружения при включенном ФС;
р.и угловых колебаний трансмиссии и связанных с ними колебаний системы подрессоривания машины (в рассматрива­емой динамической модели одним из элементов является момент инерции, объединяющий вращающие массы двигателя и ФС).
Так как одним из возбудителей колебаний в трансмиссии и системе подрессоривания машины является периодически меня­ющийся момент трения в ФС, предельное значение которого оп­ределяется продольными колебаниями дисков ФС, то сопостав­ление спектров собственных частот продольных и угловых коле­баний системы позволяет оценивать связность (совместимость) этих подсистем в общей динамической модели.
4. Эквивалентной математической моделью называется сис­тема, имеющая спектр собственных частот, необходимый и до­статочный для расчета без искажения колебаний исходной ма­шины. Необходимым условием эквивалентности является равен­ство динамических реакций на расчетный вид воздействия в обе­их системах.
Исходя из отмеченных условий система будет эквивалентной для воздействий, ограниченных сверху полосой частот 0<С(о<С <(0max, где сочастота воздействий на систему; сотах наивыс­шая частота, которая определяет максимальную частоту собст­венных колебаний эквивалентной системы.
Метод упрощения систем со многими степенями свободы до уровня эквивалентных [3] основан на разбиении исходной систе­мы на парциальные подсистемы, каждая из которых имеет одну степень свободы; подсчете парциальных частот рПц; сравнении их с наивысшей граничной частотой сотах и последующем перерас­пределении параметров тех из парциальных подсистем, для кото­рых Рпц^сотах. Часть общей математической модели, описанная дифференциальными уравнениями, имеющими переменную струк­туру, не подлежит упрощению. Упростить можно только ту часть математической модели, которая описывает угловые ко­лебания трансмиссии, так как ее построение обычно осуществля­ется формальнр, исходя из рассмотрения кинематических схем
коробок передач, дифференциалов и бортовых передач машины.
Условием, обеспечивающим сохранение необходимых форм колебаний динамической модели, является
(<W//W2<0,5. (4.68)
Так как продольные колебания дисков являются одной из причин возбуждения колебаний в трансмиссии и системе подрес­соривания машин, то
где р1— высшая собственная частота, на которой осуществляют­ся продольные колебания дисков ФС (обычно p}=pil).
5. В основу разработки алгоритма и программы решения на ЭВМ уравнений, описывающих динамические процессы в полу­ченной эквивалентной модели, было положено численное инте­грирование дифференциальных уравнений движения с исполь­зованием условий перехода с одного этапа движения на другой, определяемых функциями б«. При этом особое внимание уделя­ется шагу интегрирования и точности перехода с одного этапа на другой [13]. Таким образом осуществляется численное моде­лирование процесса включения ФС.
6. Идентификация расчетной модели осуществляется на ста­дии доводки опытной конструкции. В этом случае проводится идентификация расчетной модели и объекта как по частотам, так и по амплитудам колебаний. Для этого корректируются жест-костные и диссипационные параметры динамической модели.
7. Корректировка параметров должна быть направлена на сни­жение силовой нагруженности ФС и трансмиссии. Обычно она осуществляется однофакторным численным экспериментом, т. е. в результате варьирования одного из параметров динамической модели при сохранении остальных параметров неизменными (но­минальными). При этом отыскиваются наиболее благоприятные условия работы ФС. Например, осуществляется варьирование параметров, определяющих продольные колебания дисков ФС и его привода. В результате такой операции добиваются обеспече­ния изменения нормальных нагрузок на поверхностях трения по апериодическому закону и равномерной загрузки поверхностей трения.
Следует заметить, что на процесс формирования нормальных нагрузок на поверхностях трения наибольшее влияние оказыва­ют закон изменения перемещений педали сцепления, нелинейные упругие характеристики ВД сцепления fB.K и диссипационные ко­эффициенты 6в.к.
При буксовании сцепления могут возникнуть фрикционные автоколебания. Условия их возникновения определяются спосо­бами закрепления нажимного и промежуточных дисков, упруго-инерционными параметрами   трансмиссии и характеристиками
трения, которые представляются зависимостями (2.32) и (2.34). Варьируя отмеченными параметрами, в процессе математическо­го моделирования необходимо подобрать такие их значения, ко­торые исключают возможность возникновения фрикционных ав­токолебаний.
Варьирование динамическими параметрами трансмиссии и системы подрессоривания машины весьма ограничено, но сле­дует иметь в виду, что динамические моменты, возникающие как в ФС, так и в трансмиссии, будут меньше при снижении угловой жесткости трансмиссии.
Функционирование ФС оценивается моделированием динами­ческих процессов при заданных темпах и характерах включения ФС, режимах работы двигателя и нагрузках, вызываемых при-
цепными и навесными устройствами.
Исключение режимов работы ФС с повышенной вибрацией сводится к устранению таких условий, при которых не обеспечи­вается динамическая совместимость: подсистемы, определяющей продольные движения дисков ФС и его привода; подсистемы вос­производящей крутильные колебания трансмиссии и системы под­рессоривания машины как между собой, так и с фрикционными характеристиками пар трения. При этих условиях должны быть исключены как вынужденные колебания, генерируемые продоль­ными колебаниями дисков ФС, так и фрикционные автоколеба­ния.
8. Тепловая нагруженность пар трения оценивается по тем­пературе нагревания поверхностей трения, которая подсчиты-вается по формулам (2.104) ... (2.106), либо при моделировании динамических процессов, либо по результатам моделирования. Тепловой режим ФС ограничивается предельно допустимыми температурами. Так, для ФАПМ они регламентируются ГОСТ 1786—80*.
9. Долговечность пар трения ФС оценивается ресурсом, ко­торый подсчитывается по формуле

где [Ah]— допустимый износ фрикционных накладок; Zi — число включений ФС за 1 ч работы или на 1 км пробега на /~м режи­ме включения; Ah; — износ фрикционной накладки за одно вклю­чение на 1-м режиме работы ФС, подсчитываемый по формуле (2.107); ki — отношение времени работы ФС на *-м режиме к об­щему времени работы ФС; п — число режимов.
При расчете ресурса ФС под режимом его работы понимает­ся включение ФС при заданном темпе и внешних заданных на­грузках. Ресурс, подсчитываемый по формуле (4.69), имеет раз-
мерность моточасов либо километров пробега в зависимости от Zi.
Отметим, что разработанный метод динамического расчета ФС является основой для создания расчетного модуля САПР ФС транспортных и тяговых машин.
4.5. РАСЧЕТ УПРУГОФРИКЦИОННОГО ДЕМПФЕРА
Исходя из анализа особенностей работы упругофрикционно-го демпфера, изложенного в подразд. 2.4, можно предложить следующий порядок его расчета на стадии проектирования и до­водки опытной конструкции.
1. Определение гармонических моментов от газовых и инер­ционных сил, действующих на шейки коленчатого вала (см. под­разд. 2.1), и их частотного спектра в пределах рабочей часто­ты вращения коленчатого вала двигателя.
2. Определение инерционных и жесткостных параметров трансмиссии машины.
3. Выбор расчетной динамической модели трансмиссии ма­шины.
4. Составление уравнений движения расчетной модели транс­миссии.
5. Определение собственных частот динамической модели на всех передачах движения машины.
6. Упрощение расчетной динамической модели на всех пере­дачах машины.
7. Составление уравнений движения упрощенной расчетной динамической модели с учетом особенностей упругофрикционной характеристики демпфера и с членами, характеризующими дис­сипацию энергии в узлах силовой передачи.
8. Нахождение собственных частот и формы упрощенной мо­дели на всех передачах движения машины.
9. Установление возможности появления резонансных режи­мов в рабочем диапазоне угловых скоростей коленчатого вала двигателя на всех передачах исходя из сопоставления спектров собственных частот колебаний динамической системы с частота­ми возмущающих воздействий.
10. Частотная идентификация расчетной динамической моде­ли (этот пункт выполняется при доводке опытной конструкции машины).
11. Определение  жесткости упругих элементов демпферов
С\2   (ДЛЯ  ОДНОДИСКОВОГО   ФС  Ci2 = Cm;  ДЛЯ ДВуХДИСКОВОГО — £i2 =
= 2сдМ) исходя из анализа влияния жесткости ci2 на изменение спектра собственных частот системы. Если введением упругого элемента с жесткостью ci2 не удается вывести резонансные ре­жимы из рабочего диапазона угловых скоростей со вала ДВС, то
стремятся выбирать такие значения С\%, при которых возможные резонансные режимы (т. е. при ci2 и £12-^оо) равномерно разби­вают указанный диапазон со.
12. Расчет методом комплексных амплитуд амплитудно-час­тотных характеристик упругих моментов на валу ФС и на полу­оси от воздействия главных гармонических моментов газовых и инерционных сил в рабочем диапазоне угловых скоростей вала ДВС при £дМ, полученном в п. 11, и при сдм->°°. Для этих рас­четов принимаются приведенные коэффициенты линейного тре­ния = 1,5... 6,5 Н-м-с/рад (при проектировочных расчетах) или значения Ьц и Ъ-и полученные в результате амплитудно-час­тотной идентификации (при доводке опытной конструкции ма­шины).
13. Выбор методом численного моделирования на ЭВМ мо­мента трения Л4Т.ДМ исходя из условия минимума амплитуд упру­гого момента на валу ФС на всех резонансных режимах для дви­жения машины на всех передачах (см. подразд. 2.4).
14. Выбор момента предварительного натяга пружин Мп. Вы­бирается минимальным, чтобы обеспечить отсутствие зазоров между пружинами и опорными пластинами крепления пружин в окнах ведомых дисков и ступицы в пределах всего срока экс­плуатации ведомого диска ФС.
15. Определение момента выключения из работы пружин демпфера МЪЫк\ выбирается таким, чтобы на стационарных ре­жимах движения машины на всех передачах не было ударов элементов демпфера об упоры.
16. Определение размеров витых цилиндрических пружин и радиусов их расположения в ведомом диске ФС исходя из при­нятых значений параметров сдм, Л4т.дм, Мвык, Мп. Они должны обеспечивать заданную долговечность упругого элемента демп­фера,
Ведомые диски с демпферами после изготовления проходят функциональные испытания и испытания на долговечность (см. подразд. 3.4). Уточнение параметров демпфера проводится на стадии доводки опытной конструкции и на стадии выпуска уста­новочной партии машин.
Рассмотрим в качестве примера использования изложенной методики выбор параметров упругофрикционного демпфера для снижения уровней крутильных колебаний в трансмиссии трактора Т-150.
Так как двигатель СМД-60 на установившихся режимах работы не вы­зывает колебания остова трактора Т-150, расчетную динамическую модель трансмиссии можно преобразовать к цепной динамической модели, пред­ставленной на рис. 4.19, а. Здесь /ь /2,..., /и — приведенные моменты инер­ции вращающихся и поступательно движущихся масс, а С\2, с2з, ■■■» сюи  жесткости упругих элементов силовой передачи, приведенные к углу пово­рота коленчатого вала ДВС.
Ниже даны инерционные и жесткостиые параметры расчетной преобра­зованной динамической схемы для трактора, движущегося на второй пере­даче.

Рис. 4.20. Кривые, характеризующие за­висимость собственных частот системы от жесткости демпфера
ПрИ     упрощении     ПрИНЯТО     0)max =
= 2000 рад/с. Собственные частоты пре­образованной и упрощенной динамиче­ских систем приведены в табл. 4.33.
Определение параметров гармони­ческих воздействий двигателя СМД-60 было описано в подразд. 2.1. Из рассмот­рения его данных и табл. 4.13 следует, что в рабочем диапазоне угловых скоро­стей вала двигателя СМД-60 главные гармонические моменты с номерами v — 
р. рад/с
600
<<< Предыдущая страница   1  2  3  4  5  6  7  8  9  10  11     Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я