Назначение и общие сведения, предъявляемые требования к сцеплениям и их классификация. Страница 4

рад/с
42
' 163
57 V ь)=92рад/с \
пе растут колебания системы.
1,5 Наличие же второго этапа дви­жения, на котором частота возмужа ющего мом ента не совпадает ни с одной из соб-
1,0 ственных частот системы, при­водит к снижению колебаний. Так ограничиваются амплиту­ ды колебаний упругих момен-
тов в трансмиссии на резонан­сных режимах. Отсюда следу­ет, что снижение колебаний в транмиссиях машин осущест- вляегся не вследствие рассей- q
200 400 600 MLdMiH-M вания энергии в демпфере, как это указывалось ранее во мно­гих работах, а в результате перестройки динамической систе­мы. Это и есть принципиальное отличие работы упругофрикци-онного демпфера пружинного типа от резинометаллического и гидравлического демпферов. Следует также обратить внимание на то, что при введении упругофрикционного демпфера в трансмиссию не только умень­шаются амплитуды колебаний на резонансных режимах, но сни­жаются и общие потери энергии, ранее затрачиваемые на под­держание колебаний, и тем самым повышается ее КПД. Расче­ты показали, что мощность, затрачиваемая ДВС на поддержа­ние колебаний в трансмиссии трактора Т-150 и системы ее за­крепления, составила на одном из резонансных режимов 1,9 кВт, в то время как введение демпфера снизило ее до 0,3 кВт [18]. Для анализа влияния момента предварительного натяга пру­жин демпфера Ми и момента Мвык, при котором происходят уда­ры об упоры, на протекание резонансных режимов колебаний в трансмиссии было проведено моделирование на АВМ [24] таких колебаний, при которых в пределах периода осуществляется пе­реход с рабочего участка упругой характеристики (штрихпунк-тирная линия на рис. 1.22) либо на участок кривой в пределах предварительного поджатия пружин демпфера, либо на участок кривой после удара об упоры. Расчеты показали, что при пере­ходе на участок кривой ниже Мц могут существенно смещаться Рис. 2.29. Упругофрикциоиная характе­ристика демпфера с переменным тре­нием Мт. дм = Уйг резонансные режимы в область более высоких частот, а при пере­ходе на участок кривой выше Л^вык несколько смещаются ре­зонансные режимы в область более низких частот. Незначи­тельные повышение моментов Мп и снижение момента Мвык не влияют на эффективность рабо­ты демпфера, но существенно снижают его долговечность. Рассмотренная выше оптими- зация основных параметров демпфера соответствовала режимам работы двигателя с полной подачей топлива, т. е. на наиболее тяжелых режимах, когда гармонические моменты от газовых сил имеют наибольшие значения. Такая оптимизация наруша­ется при работе двигателя на частичных скоростных характе­ристиках, так как гармонические моменты газовых сил двига­теля уменьшаются, а выбранное значение момента трения в демпфере остается неизменным. Чтобы сохранить принятое ус­ловие оптимизации момента трения в демпфере на частичных характеристиках двигателя, на которых изменяются гармониче­ские моменты от газовых сил, следует изменить и момент тре­ния в демпфере. Проведенные исследования [18] показали, что принятое ра­нее условие оптимизации может быть выполнено упругофрикци-онным демпфером, у которого момент трения пропорционален среднему моменту, передаваемому через него (рис. 2.29). Для обеспечения такой характеристики трения в устройство, осущест­вляющее прижатие поверхностей трения, вводятся фасонные скошенные шайбы. При торможении машины неотключенным двигателем жест­кость демпфера сдм и момент трения Мтлш, оптимальные на ос­новном нагрузочном режиме работы ДВС, обычно оказываются не оптимальными и могут, наоборот, способствовать развитию ко­лебаний в трансмиссии. Необходимо специально выбирать па­раметры демпфера для этих режимов, как и для основных ра­бочих режимов работы ДВС. Это делается для высококомфорта­бельных легковых автомобилей (см. характеристики на рис. 2.5. ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МАШИН С ФС В основе выбора моделей для расчетов динамических про­цессов в ФС лежат два противоречивых требования: максималь­ная достоверность описания исследуемых явлений и минималь­ная сложность модели. Первое требование обеспечивается в ре­зультате анализа известных расчетных и экспериментальных ис­следований, а также дополнительными целенаправленными ис­следованиями рассматриваемого объекта. Для обеспечения вто­рого требования расчетные модели упрощаются на основании анализа парциальных систем [3] с последующей идентификацией на основе экспериментальных данных. Разработка динамических моделей, предназначенных для рас­четов процессов, вызванных включением ФС, шла по двум на­правлениям: 1) моделирование и расчет процессов буксования ФС, которые определяют его долговечность; 2) моделирование и расчет динамических процессов в трансмиссии, которые харак­теризуют качество функционирования ФС и определяют долго­вечность трансмиссии. Создание динамических моделей для расчетов процессов буксования ФС началось с модели, показанной на рис. 2.30. Ма­шина и ее узлы представлялись абсолютно твердыми телами, на которые накладывались фрикционные связи, блокирующие относительное движение масс. Основные трудности в решении уравнений движения масс /д и /п в такой модели связаны с за­конами изменения предельных моментов Мт в процессе буксова­ния, законами изменения момента двигателя Мд и момента со­противления Мс. Законы изменения моментов трения определя­ются усилиями, прижимающими поверхности трения ./V, и фрик­ционными характеристиками пар трения. Эта модель была по­ложена в основу расчетов процессов буксования ФС и работы трения (буксования) в исследованиях Е. А. Чудакова, Г. С. Виль-нера, Ю. П. Кирдяшева, В. Э. Малаховского и др. Первые динамические модели для исследования поступатель­ного движения ведомого и нажимного дисков при резком вклю­чении ФС были построены П. П. Лукиным и И. С. Луневым. И. С. Цитович предложил модель, учитывающую буксование ФС и ведущих колес, а также поступательное движение дисков ФС. Учет податливости трансмиссии в этой модели позволил вычислить низкочастотные колебания трансмиссии. Сопоставле­ние этих колебаний с высокочастотными продольными колеба- Рис. 2.30. Простейшая динамическая мо- /" . дель, используемая для расчетов процес- f f сов буксования ниями дисков ФС позволило И. С. Цитовичу сделать заключе­ние об отсутствии связи между продольными колебаниями дис­ков ФС и угловыми колебаниями трансмиссии. Это положение долгое время определяло развитие моделей для исследования динамических процессов в сцеплении. В последующих работах Д. И. Громов, О. Б. Слуцкая, Н. Л. Островерхов, Л. И. Штейнвольф, А. А. Грунауэр, Р. К. Ва-фин, С. А. Лапшин, Ю. Г. Стефанович, Е. А. Зельцер и др. ис­пользовали различные цепные модели для исследования дина­мических процессов в трансмиссиях машин при включении ФС. В этих работах авторы задавались различными законами изме­нения предельного момента трения на поверхностях дисков ФС. В. М. Семенов обратил внимание на необходимость учитывать при расчетах динамических процессов в моделях реактивных свя­зи трансмиссии с корпусом машины. Разработанные на основе этих моделей методы расчетов ди­намических процессов позволяли оценивать лишь явления в це­лом. Они не обладали высокой точностью. Исследование динамических процессов в сложных системах стало возможным на АВМ и ЭВМ с использованием методов электрического и математического моделирования. Очень перс­пективным оказалось использование математического моделиро­вания динамических процессов с применением численных мето­дов интегрирования. Работа ФС тяговых и транспортных машин характеризуется повторными включениями и выключениями, чередующимися с паузами. При выключенном сцеплении между ведущими и ве­домыми частями существует некоторый зазор, обеспечивающий чистоту выключения ФС. Нажимной диск удерживается в состо­янии равновесия силой, которая приложена оператором к педа­ли механизма выключения. При уменьшении этой силы нажим­ной диск — ведущая часть ФС — перемещается под действием на­жимных пружин и прижимает ведомый диск — ведомую часть ФС — к привалочной поверхности маховика двигателя. Предель­ный момент трения Мт.и является функцией перемещения нажим­ного диска в осевом направлении, коэффициента трения и радиу­са трения. Во время буксования момент, передаваемый ФС, мо­жет быть равен или не равен предельному моменту ФС. С наи­большей скоростью предельный момент трения изменяется при резком включении ФС. В этом случае ведущие части наталки­ваются на ведомые с большими скоростями. В результате на по­верхностях трения возникают значительные динамические уси­лия. Как показывает анализ динамических процессов в трансмис­сии, от продольных перемещений дисков при включении ФС за­висит передаваемый им момент. Момент двигателя, передавае­мый на трансмиссию, и предельный момент трения определяют два возможных режима движения ведущих и ведомых частей: их относительное проскальзывание, если момент, передаваемый на трансмиссию, равен предельному моменту трения ФС; или их от­носительный покой, если момент, передаваемый на трансмиссию, меньше предельного момента трения. Записи крутящего момента на валах ФС, полученных при включении ФС автомобилей и тракторов (рис. 2.33, 2.34, 2.56, 2.58, 2.59), показали, что наряду с низкочастотными крутильными колебаниями возникают высокочастотные, частоты которых соиз­меримы с собственными частотами продольных колебаний дис­ков ФС. Это послужило повпппм для разработки более совершен­ных динамических моделей ФС. Характер колебательного процесса при включении ФС зави­сит от упругоинерционных характеристик трансмиссии, а также колес, подвески, корпуса машины и от внешних сил сопротивле­ний. Силы, вызывающие движение машины, создаются двигате­лем. Колеса машины с грунтом имеют неудерживаемую связь, ко­торая в определенных условиях может нарушаться, что оказывает влияние на поведение механической системы машины. Таким об­разом, двигатель, ФС, трансмиссия, движитель, машина, рабочее орудие составляют единую динамическую систему, которую необ­ходимо рассматривать при построении расчетной модели для ис­следования динамических процессов в ФС. Рассмотрим построе­ние такой модели для колесного трактора Т-40 [37, 39]. Предельный момент трения определяется динамическими па­раметрами поступательно движущихся элементов ФС и его при­вода. Привод ФС трактора Т-40 (рис. 1.37) может быть пред­ставлен динамической моделью (рис. 2.31, а) с двумя степе­нями свободы: масса привода приводится частично к выжимному подшипнику, а частично — к оси вращения педали. Между мас­сами существует упругая связь. Сила трения в приводе может счи­таться постоянной по значению и зависимой от знака скорости движения массы, приведенной к оси педали привода ФС. Нажим­ной и ведомый диски при продольных колебаниях испытывают со­противления: упругие, значение которых зависит от жесткости ведомого диска в осевом направлении и жесткости нажимных пружин, и неупругие — диссипационные, которые пропорциональ­ны скорости движения (конструкционное демпфирование, внут­реннее трение в материале накладок ФС). Корпус ФС в осевом направлении можно считать абсолютно жестким. При моделировании включения ФС целесообразно рассматри­вать две модели: для расчета продольных колебаний дисков ФС (рис. 2.31, а) и для расчета угловых колебаний дисков ФС, эле­ментов трансмиссии, двигателя и поступательно движущейся массы машины (рис. 2.31, б). В этих моделях предполагается, что ведущие и ведомые диски ФС соосны. В основе второй модели ле­жит кинематическая схема трансмиссии трактора. Обе расчетные Рис. 2.31. Динамические модели для расчетов: а — продольных колебаний дисков сцепления и его привода; б — крутильных коле­баний дисков сцепления и трансмиссии; в *— колебаний трактора на системе подрес­соривания


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