автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Основы создания механических трансмиссий транспортных машин с согласованными динамическими параметрами

л од

1 /кН 1598

На правах рукописи

ГАЛЕВСКНИ Евгений Александрович

ОСНОВЫ СОЗДАНИЯ МЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН С СОГЛАСОВАННЫМИ ДИНАМИЧЕСКИМИ ПАРАМЕТРАМИ

05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

МОСКВА 1998

Работа выполнена в Московской Государственной Академии Приборостроения и Информатики

Официальные оппоненты : доктор технических наук,

профессор Юрчевский А Л.

доктор технических наук, профессор Геккер Ф.Р.

академик, Академии проблем качества РФ

доктор технических наук, профессор Дмитриченко С.С.

Ведущее предприятие - ВНИИмотопром

Защита состоится " 15 " декабря 1998 г. в 10°° часов на заседании специального совета Д 053.30.02 ВАК России при Московском автомобильно-дорожном институте (Техническом университете) пс адресу : 125319, ГПС - 47, г. Москва, А-319, Ленинградский проспект 64, ауд. 42

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Московского автомобпльно-дорожного института. Телефон для справок 155-03-28

Отзыв на автореферат в двух экземплярах , заверенных печатью, просим направлять по адресу института в диссертационный совет.

Автореферат разослан " Х7__1998 г.

Ученый секретарь специализированного совета

Д 053.30.02 к.т.н. , доцент В.А.Максимов

БЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

истуальносгь проблемы. Неослабевающее внимание сфер материального изводства и услуг ктранспоргно-пассажирским перевозкам автомобилями 5ует значительного ускорения при совершенствовании старых и поиске ых конструктивных решений для автотранспортных средств (АТС). Все предопределяет сокращение сроков принятия решений, уменьшения гельносш проектирования и объемов дорогостоящих натурных испы-ш при постановке изделий на производство. Возникла необходимость энейшей разработки определенных разделов теории автомобиля, изучаю: и обобщающих на единой теоретической основе закономфности дина-еских сюйств АТС в реально существующих условиях эксплуатации, ешное разрешение возникших и возникающих проблем непосредственно ада с более глубокой научной проработкой имеющихся и созданием но-математических моделей, обладающих значительной универсальностью исследовании сложного взаимодействия отдельных узлов и элементов 1 Оказывается, что наиболее предпочтительны комплексные модели, тирующие динамическое состояние объекта и отражающие непростой истер реакций динамической системы на различные виды силового и ^магического воздействия этих факторов на элементы модели при за-эк, количественно изменяющихся соотношениях параметров, роведение эффекшвного анализа и синтеза подобных математических елей позволяют современные вычислительные комплексы. Актуальность эбного подхода не вызывает сомнения в силу того, что возможности ре-гия рассматриваемых теоретических и прикладных задач детерменирован-ш методами далеко не исчерпаны, несмотря на широкое применение в се о наземных транспортных средствах методов статистической динамики, ъ работы. Совершенствование эксплуатационных свойств автомобиля на эве обоснованного назначения (согласования) динамических параметров едлагаемых математических моделях усложненной динамической систе-трансмиссии в условиях разгона АТС по ровной дороге, движения по эвностям, при работе фрикционного сцепления является основным тным направлением предлагаемой работы.

годика исследования. Согласование параметров математической модели юмиссии базируется на анализе слагаемых корневого уравнения, отыс-аемого из решения системы линейных дифференциальных уравнений жения масс.

Введение понятия весовой функции, подразумевающей функциональную зависимость, определенным образом описывающую дополнительное изменение потенциальной энергии материального тела - АТС при взаимодействии его ходовой части с поверхностью дороги , а также согласующей функции, приводящей к максимизаци. величин работы буксования во фрикционном сцеплении (ФС), соста ляют основу методики настоящего исследования в виде теоретическ положений доведенных до численных результатов при помощи паке программных средств.

Объекты исследования. В качестве объектов исследований выбрс ны динамические модели трансмиссий АТС: МАЗ-5335, ЗИЛ-130-76 ГАЭ-53А, ВАЗ-2105 с штатными и отличающимися от штатных пара метрами: инерционных масс, упругодемпфирующей связи, движуще момента , момента сопротивления движению.

Научная новизна. К защите представляется новое научное направление, нашедшее свое обоснование в материале диссертационно! работы, научную новизну которой составляют :

1. Классификация двухмассовой модели с упругодемпфирующей связью между массами и определенным образом заданным силовым воздействием на массы от двигателя АТС и сопротивления движени Классификация основана на последовательном обращении в нуль сл гаемых корневого (характеристического) уравнения системы диффе ренциальных уравнений движения масс и состоит из двух классов ( содержащих четыре подкласса, которые, в свою очередь, подраздел ются на десять и семь групп соответственно.

2. Методика согласования параметров принятой динамической мс дели трансмиссии, заключающаяся в многофакторном определении разделительных линий в условиях перехода от подкласса, группы к другому подклассу, группе трансмиссий.

3. Методика пролонгации предложенной классификации моделей трансмиссий с числом инерционных масс меньшим и большим дву; а также исследования свойств механической трансмиссии при подбс параметров динамической модели, обеспечивающих появление тре кратного ненулевого корня и позволяющих существенно снизить коэффициент динамичности на переходных режимах.

\. Теоретические основы создания трансмиссий АТС с постоянным 1чением первой собственной частоты колебаний инерционных масс, зависящий от номера включаемой передачи в коробке передач или ом другом механизме.

5. Нетрадиционный подход к изучению процесса взаимодействия ювой части АТС с неровностью , суть которого заключается во здении в систему дифференциальных уравнений движения масс ювой функции, записанной через линейную координату углового смещения обобщенного радиуса качения колеса АТС, при наезде ;й последнего на неровность дороги, представляемой п-ой суммой ;очно-линейных участков. При принятых допущениях выявлена [зь геометрических размеров колесной базы одиночного омобиля с реакцией динамической системы трансмиссии. 3. Условия появления дополнительной частоты колебаний масс в ^определенной динамической системе трансмиссии АТС при 1им0действии ходовой части автомобиля с "идеализированной" ювностью поверхности дороги.

1. Динамическая модель работы фрикционного сцепления , вставленная трехмассовой системой с упругодемпфирующей йью между двумя массами и линеаризированными силовыми <торами на выбранных участках их изменения. Исследование спе-альной функции, доставляющей максимум в величинах работы ссования , а также согласование параметров в этой модели , поз-иющих уменьшить потери энергии при пробуксовке дисков ФС. 1актичсская ценность. Полученные аналитические решения диф-ренциальных уравнений движения масс относительно независи-[х координат для предлагаемых к рассмотрению математических делей трансмиссий помогают более точно: представить и описать эцесс разгона АТС, определить максимальные нагрузки в меха-змах трансмиссии , обеспечить выбор параметров , приводящих нижению величин работы буксования во ФС без уменьшения )рости разгона АТС в момент замыкания ведущих и ведомых ;тей , спрогнозировать на уровне модели расходы топлива для раз-чных условий движения. Вычислительный комплекс, созданный разработанных теоретических положениях, делает возможным актическое использование результатов исследования при автомати-эованном проектировании АТС.

Созданная методика анализа динамической модели трансмиссии допускает более точно назначить величины параметров трансмиссии , соответствующих заданным эксплуатационным свойствам АТС. Реализация работы. Основные положения диссертации обсуждались научно- технических конференциях ВЗМИ в 1980, 1984 г., научно- те: нических советах ВНИИмотопром'а (1982,1987 г.),научно-методичес; и научно-исследовательской конференций МАДИ (1983 г.), Всесоюзна научно- техническом совещании "Динамика и прочность автомобиля" (Москва, 1984 г.), Всесоюзном семинаре "Проблемы совершенствовав автомобильной техники"( Москва, МВТУ им. Баумана, 1986 г.) Публикации. Содержание основных разделов работы нашло отражен 30 печатных публикациях и 10 научно-технических отчетах, в тезиса Всесоюзных совещаний и семинаров. Автор награжден бронзовой ме лью ВДНХ за экспонат "Кроссовый мотоцикл класса 125 см3" на юби ной выставке "Автопром 84 " в связи с выполненным исследованием оптимизации передаточных чисел в КП.

Структура и объем. Диссертационная работа состоит из введения, че рех глав, общих выводов, библиографического списка использованно литературы (229 наименований), десяти приложений. Общий объем риалов диссертации составляет 681 стр., из них: основного текста -282 стр., 24 стр. библиографического списка использованной литера! 85 рис., 69 табл. Приложения к работе включают 13 стр. текста, листи примеры потока выходных величин программного комплекса на 210 расчет годового экономического эффекта от применения разработанн комплекса на 6 стр., акты о внедрении, долевом участии, справки на 1 пример исполнения механизма изменения крутильной жесткости тра} миссии (МИКЖТ) на 6 стр., обоснование предлагаемой двухмассовой математической модели-38 стр.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Введение. Процесс развития отечественного автомобилестроения, сс ние конкурентоспособных образцов автомобильной техники при знач льном многообразии созданных конструкций АТС требует: дальнейш углубления и развития вопросов теории, быстрой практической реал* ции новых наработок на этапе проектирования, проведения эксперим 4

нованного на натурных испытаниях, результатах вычислений, учета териалов банка данных. Для ускорения процесса освоения новых нструкций при уменьшении себестоимости проектов и доводочных пытаний необходимо применение систем автоматического проекти-вания изделий. Совершенствование таких систем зависит от общего ьема знаний о поведении изучаемого объекта при воздействии на го различных внешних и внутренних возмущений. Одним из путей полнения объема информации об объекте изучения является поз-ние частных случаев и их суммирование. Отсюда, изучение реак-й динамической модели трансмиссии для ряда выбранных частных ювий составляет базу настоящих исследований, объединенных ним главным принципом - подбором, согласованием параметров дели, приводящих к спрогнозированным реакциям. В отличие от номассовой модели трансмиссии АТС к рассмотрению предлагается ухмассовая модель с упругодемпфирующей связью между массами и инеаризированным силовым воздействием момента силовой уставки и сопротивления среды в виде приведенного момента сопро-вления. При исследовании движения АТС по неровной дороге эдится понятие весовой функции, которая характеризует изменение тенциальной энергии массы автомобиля при взаимодействии колес гй с линеаризированным профилем дороги. Линейная часть весо-й функции объединяется с параметрами модели через дифферен-альные уравнения движения. Последние связывается с появлением полнительной частоты колебаний в полуопределенной динамикой системе. В развитие работ по ФС к рассмотрению предлагается тожненная математическая модель, а именно: трехмассовая с ругой связью между двумя массами (ведомый диск - масса АТС) и неаризированным силовым воздействием в отличие от классикой двухмассовой модели с постоянными силовыми факторами, ¡ава 1. Теория и практика оценки свойств АТС основаны на удах отечественных ученых: A.C. Антонова, Н.Ф. Бочарова, H.A. харина, Ф.Х. Бурумкулова, Е.И. Блинова, Ф.Р. Геккера, Б.В.Гольда,

Годжаева, А.И. Гришкевича, Г.В. Зимилева, В.А. Иванова, В.А. [Ларионова, К.С. Колесникова, В.И. Красненькова, С. П. нтонистова, В.Ф. Косырева, A.A. Куприянова, С.А. Лапшина, В.В. »макина, A.C. Литвинова, П.П. Лукина, B.C. Лукинского, И.И. иашкова, Л.А. Молибошко, В.В. Москалева, АН. Нарбута, Н.Л.

5

Н.Л. Островерхова, А.Н. Островцева, В.В. Осепчугова, В.Ф. Платоно] A.A. Полунгяна, Б.И. Плужникова, В.М.Семенова, Г. А.Смирнова, Ю Стефановича, И.Н. Успенского, Я.Е. Фаробина, А.К. Фрумкина, А.Б. Фоминых, И.С. Цитовича, Е.А. Чудакова, B.C. Шуплякова, Г.М. Щеренкова, A.A. Юрчевского, H.H. Яценко и многих других. Несмот] на большое число выполненных исследований, следует отметить, чт при расчетах тягово-скоростных свойств АТС часто используют одш массовую модель трансмиссии рис. 1.

С внедрением вычислительных комплексов в конструкторских 1 исследовательских организациях при расчетах внешней и внутренне? динамики АТС стали применять более сложные математические мод ли трансмиссий. Анализ возможностей применения двухмассовой мс дели трансмиссии (рис.2) позволяет более точно имитировать общее поведение системы и, в частности, процесс разгона АТС. Корректное расчета достигается не только от введения в модель большего числа параметров, но и от непосредственного влияния на выходные величины упругого момента, формирующегося в трансмиссии на неустанс вившихся режимах. Двухмассовая модель трансмиссии является последней структурой, дифференциальные уравнения движения масс которой поддаются аналитическому решению в замкнутом виде. Увели чение числа масс модели трансмиссии на единицу предполагает образование корневого алгебраического уравнения шестой степени , не имеющего решения в радикалах, в отличие от уравнения четвертой степени. Двухмассовые модели могут предсказывать поведение и многомассовых систем.

До настоящего времени нет единого взгляда на число масс и упру гих связей для последующего этапа усложнения модели. Это и понят но, так как сравнение результатов натурного эксперимента по разгон массы автомобиля с теоретическими расчетами при использовании

номассовои модели показывает максимальное расхождение по ги , скорости, времени разгона не более, чем на 15... 18 % для иночного АТС. Таким образом, не решенная полностью задача основанного выбора конструктивных параметров трансмиссий С продолжает оставаться важной научно-технической проблемой. »результатам обзора сформулированы частные задачи исследова-я.

В связи с этими задачами было необходимо сделать следующий 1г в построении математической модели, так как более сложная ухмассовая динамическая система учитывает суммарную крутиль-ю жесткость Ст , коэффициент неупругого сопротивления К^ , этношение с этих параметров с величинами моментов инерции II 2, раздельное приложение движущего момента двигательной гановки и обобщенного момента сопротивления , являющихся этъемлемыми параметрами реальной механической трансмиссии, ияние этих параметров на формирование движущего момента, еодоление сопротивления движению , расходы топлива с изве-«ж степенью приближения к практике возможно исследовать и анализе двухмассовой модели трансмиссии. Выбор двухмас-вой модели не случаен, так как из значительного числа инерци-ных масс, образующих механическую трансмиссию, определяю-ши являются : обобщенная масса маховика двигателя и приве-нная поступательно движущаяся масса АТС. Причем при пере-це с низших передач на высшие приведенная масса АТС прева-рует над всеми остальными. Запишем дифференциальные уравне-я движения масс Ь и Ь, (рис.2) в предположении, что силовые кторы : движущий момент от силовой установки Мдв и момент противления среды Мс изменяются на выбранном участке по лине-ым законам: м д „ = м ° „ ± а • ф, , Мс = М<? ± В -ф2, где М«В,М<? -

чальные значения силовых факторов ;

В - угловые коэффициенты линейных функций, определящие ин-исивность нарастания Мдв, Мс; (¡>5 ,ф2 - угловые скорости инер-онных масс II и 12. Предположение о линейности изменения сивых факторов на выбранном отрезке аргумента является приня-[м допущением. Некоторая потеря "точности" в модели компен-руется возможностью аппроксимации "слабых" нелинейностей реальном изменении движущего момента и момента сопротив-

7

ления (рис.3,4). Запишем уравнения движения масс 1х и 12 с учетом сделанных допущений:

*1Ф1 +К-(ф1 -ф2)±А-ф1 +С-(ф! + Ф2) = М°В;

12Ф2-К-(ф1-ф2)±В.ф2-С-(ф1-ф2) = М°,

а параметры К и С идентичны переменным К^ и Сг. Найдем характеристическое уравнение системы (1) при помощи подстановки Эйлера и дальнейших преобразований:

Ц|,И+*.[К.(Игле

Упрощая (2), приходим к новому уравнению:

Х3 + М-А,2+ Ь = 0 (3

Значения постоянных (3) вычисляют по зависимостям :

_ К-р! +12)-А-1, +В-1, М= ИГ 5 , С-(В-А)

^ С(||+[2)+К(В-А)-АВ# 1,12 •

— — - " 9

ь-ь

Коэффициенты М, М, Ь содержат слагаемые с разными знаками, а значение корня зависит не только от параметров динамической системы 1]...К, но и от коэффициентов силовых факторов А, В. Разные знаки слагаемых (3) допускают возможность последовательного или одновременного обращения в нулевое значение постоянных М, N, Ь. Согласование шести параметров двухмассовой модели, ведуще к нулевому значению этих постоянных, является формальным поводо к образованию классификации трансмиссий АТС, так как достаточно ясно, что реакция динамической системы непосредственно зависит от значений корней (3). Предлагается образовать два класса трансмисси? Первый класс основан на преобразовании кубического уравнения, вто рой - квадратного, образуемого из (3) при равенстве величин А и В (табл.1). В представленной табл. 1 А.1...А.4- корни характеристического уравнения (2); А , Д1 - дискриминанты кубического и квадратного ура1 нений;М', 14' - коэффициенты слагаемых квадратного уравнения : ?12+М'?1гН№=0 при Ь = 0, где выражения для М' и 14' равны:

^К-С^-А-СЬ-!,). №==С-(11+12)-А2_

и-Ь ' И2

в

Аппроксимация движущего момента силовой установки

Рис. 3

Фдв. ,С~

Мс, Нм

Аппроксимация момента сопротивления

Рис.4

\'лтс;, км/ч

к видно, в 1 и 2 классы входят четыре подкласса, а также десять и № групп трансмиссий, что свидетельствует о достаточно большом ¡нообразии реакций системы на возмущающее воздействие сило-х факторов в двухмассовой модели трансмиссии (рис. 2). Для всех ¡сматриваемых классов трансмиссий базовым решением дифферен-1льных уравнений движения (1) принято считать определение нкциональных зависимостей по пути (ф 1,<р2 ), скорости (ф,,ф2) скорению (ср|,ф2) для групп трансмиссий А1 и ААь В самом об-м виде решение (1) находится в виде суммы частных решений:

= Е ВиС.)еМ + Ф1' Ф2 = Е В2^еМ + Ф2 ;

(4)

= X вз3с+ Ф1 ; Ф2 = £В4)С+ Ф2 ,

: п = 4 - число уравнений первого порядка системы (1); Ву - сводные векторы системы; С^ - произвольные постоянные системы, тгывающие начальные значения; ф*...ф2- частные решения неод-родной системы уравнений (1). В работе приводятся конкретные ражения для независимых переменных в форме (4) всех групп шсмиссий, показаны особенности определения свободных векто-в системы Ву при появлении кратных нулевых и ненулевых корней , приведены частные решения системы неоднородных уравнений. :кажем один из возможных вариантов исследования характеристи-жого уравнения (3) на примере группы трансмиссий Б2. Эта группа разуется при обращении в нуль коэффициента М. Из общей

структуры М следует, что каждый из пяти параметров модели может обратить в нуль значение этого коэффициента. Или: к _ А-[2-В-1, . д К-(11+12)ч-В-11; в А-12-К-(1^12);

'1 + 'г 'г ' >1

1 = I вТк"у 2 ~ А-К Р

При обращении в нуль коэффициента М образованные группы трансмиссий Б2 должны удовлетворять условию А = 0 (табл. 1). Имеем

N = 3^/-0,25Ь2 . (6

Раскрывая через параметры N и Ь и избавляясь от знаменателя, получим уравнения, связанны с построением разграничительных линий дв\ областей: периодического и апериодического движения масс

модели: с (I, + 12)+ К - (В - а)- л В = 1/4 С^ -12 (в-А)2. О

Последовательная подстановка в (7) выражений из (5) показывает, чтс существуют 100 различных вариантов, которые могут удовлетворять условию (6). Углубляя анализ, проследим образование этих вариантов При подстановке из (5) выражения А приходим к равенству : С-и -(II +12)-[К2 .(I, +12)+ В.II (2К + В)] =

3^/-1/4. С 2 -I, -12 • [в • (12 - I ] ) - К • (I) + 12)]2.

Уравнение (8) можно изменить, принимая в качестве независимой переменной одну из величин: К, С, 1ь 12 , В. Например, решая (В) относительно С, запишем трансцедентную функцию вида:

12.(1,+12) у " «2 (I! +«2)

Из (9) видно, что можно иметь ряд решений в виде построения функций относительно переменных К, 1ь Ь, В, т.е. С=1|/(В), 0\у(1]), С^уОг), С-\);(К). При преобразовании уравнения (8) относительно других переменных I], Ь, К, В образуются аналогичные возможные варианты функций, которые сведены в табл.2.

Подобные исследования проведены при последовательном и попарно обращении в нуль коэффициентов И, М', К' с условием неравенства н лю этих коэффициентов, что значительно расширяет диапазон границ согласовании динамических параметров модели. 10

¿ассификация трансмиссий АТС

Таблица 1

1 класс трансмиссий Ь*0 , А*В , Л-1=0, 2 класс трансмиссий Ь=0 , А=В , , Х.2~0

Подкласс А: М*0 , N^0 Подкласс АА: М'*0, N'^0

руппа Аь А>0 , ^.м^аг+ЁМ руппа А2: А=0, Хз.4=а2 руппа Аз: А<0, Хг~а2 ,/^Рг Группа АА1: АкО , Я,з,4=а2±Р21 Группа АА2: Л(=0 , ХзА=а.2 Группа АА3: А1>0 , Х3=а2 Д4=Р2

одкласс Б: М=0 , N^0 Подкласс ББ: М'*0 , N'^0

руппа Бь А>0 , ?и,4=а2±р21 руппа Б2: А=0, Хзд=а2 руппа Б3: А<0 , Х3=а2 Группа ББь Х3,4-=±р2 1 N'<0 Группа ББ2: ^з,4^±Р2 N'>0

одкласс Б: МИ), №¿0 Подкласс ВВ: М'*0 , N'=0

руппа В,: Д>0 , Я,3;4=а2±Р21 руппа В2: А=0 , Х3,4=аг руппа В3: А<0 , Х3=а2 Д4=Рг Группа ВВ1: Л4=- М'

одкласс Г: М=0 , Подкласс ГГ: М'=0 , N'=0

эуппаГь ^3,4=а2±{Ы Группа ГГь Х3=0 , Х4=0

арианты обращения в ноль А при подстановке в N и Ь выражения 1Я А

Таблица 2

1 В=ц/(К) В=ц/(С) в=ч/(Ю В=ч/(12)

2 К=ц/(В) К=1|/(С) К=м/(1,) К=м/(12)

3 С=Ч/(В) С=м/(К) С=М/(1.) С=ч/(12)

4 Ь=У(В) 1.=Х|/(К) 1г=Ч/(С) 11=4/(12)

5 12=Ч/(В) 12=Ч/(К) 12=4/(10

редложенный подход в изучении характеристик трансмиссии при-еним не только к двухмассовой модели, но и к моделям с числом асс большим и меньшим двух. Для одномассовой модели с переменим силовым воздействием (рис. 1) характеристическое уравнение пределяется равенством вида :

А - В

1м

•X = О,

(10)

где 1м - суммарный момент инерции всех вращащихся частей трансмиссии, силовой установки и приведенной массы АТС. Уравнение (10) имеет два корня: =0, Х2 =(В-А)/1М и содержит три параметра. В случае А = В появляется двухкратный нулевой корень. Следовательно, (10) допускает образование двух классов трансмиссий без подклассов и групп. Рассматривая трехмассовую систему (рис.5) с воздействием на концевые массы переменных силовых факторов, приходим к характе-

Рис. 5

ристическому уравнению пятой степени: где

I, 12 (К, + В)+ I,

*з " (К ] + К 2 ) + 12 13 (К | - А )

(П)

м

I, |2 |3

N = С' С' 'з + 'г 'з)+ с2 С. Ч + »з >К ! К2 (I, +\2 + 13)

>1 + >2 + 13

В [К1 (I, + 12) + К2 I, - А 12] А [13 (К, + К2)+ К2 12]

+ >2 + Ь >1 + >2 + 'з

= [(к2 - В)-(1, + »2) + к2 13] + К, [С; (1, + 13)+ в кг]

I, + |2 + |3

А [с , С з + С2 (12 + 13)+ В (К , + К 2) + К , К 2 ]

I, + |2 + |3

С1 С 2 (I, + 12 + 13) ВС2 К,-А [С,(К2+В)+С| (К1+В)]

1 + >2 + >3

Р _ С1-С2-(В-А)

>1 + >2 + >3

Выражения коэффициентов (11) М ... Б содержат разные знаки, что создаёт условия для последовательного или одновременного обращения в нуль этих коэффициентов. Последнее слагаемое при А = В понижает порядок уравнения (11). Увеличение числа инерционных масс модели трансмиссии до трех принципиально не меняет методику формирования классов при одновременном росте числа подклассов. В данном случае допускается образование 15 подклассов для первого 12

Е

:ласса трансмиссии.

Предложенная классификация не исчерпывает всех возможных ариантов в согласовании параметров двухмассовой модели. Поэто-у к одному из видов неклассифицированных трансмиссий можно гнести такие виды, которые построены по принципу постоянства ервой собственной частоты колебаний, не зависящий от номера ключаемой передачи. Равенства выбранного значения частоты на :ех передачах можно добиться включая в поток мощности спе-иальный механизм, подстраивающий тот или иной параметр, нап-имер: величину суммарной крутильной жесткости С. Преобразо-ывая решение уравнения (3), получим зависимость, связывающую заданное значение частоты с остальными параметрами:

-4^108= 0, (12)

хе со3 - заданное значение частоты; А - дискриминант; q - составившая дискриминанта.

Другой вид неклассифицируемых трансмиссий основан на эдборе параметров, обеспечивающих появление трехкратного знулевого корня характеристического уравнения (3). Условия эдбора этих величин определяется из равенства:

= (13)

1е Р] - действительный кратный корень системы (1).

При решении (13) приходим к новой системе уравнений:

Р!=М.; р2=1Ч; рз=ь (14)

ридавая положительные или отрицательные ( не комплексные) зна-гния р! и решая (14) относительно выбранных трех величин пара-етров: К, С, 12; А, К, 1ь А, С, ^ и т.д., находим значения элементов инамической модели, приводящих к появлению трехкратного нену-гвого корня. Теоретически особенность этого вида трансмиссии 1ключается в том, что решение (4) содержит произведение квадрат-ой параболы и экспоненциальной функции. При положительном эрне это соответствует наиболее интенсивному разгону массы АТС. 'ри этом уменьшаются величины пиковых нагрузок в упругодемпфи-угцей связи. Однако расчетные параметры модели, найденные при 1рнациях, значительно отличаются от реальных (штатных) парамет-эв (например, С в 50 и более раз) исследованных АТС.

Известно, что приведенные параметры модели трансмиссии зависят от общего передаточного числа ц2. С уменьшением значений этого числа они (при приведении к валу двигателя) увеличиваются, с увеличением - уменьшаются (рис.6а). Следовательно, исследования свойств трансмиссий могут основываться на различных законах протекания величин К, С и их комбинациях (рис.6 а,б,в).

Различные реализации законов изменения Си К

С,К'1

а)

К

Ч

• Е

1,р

Ьр

Рис. 6 (а,б, в)

Глава 2 . Значительную часть от общего срока службы АТС работают на дорогах, имеющих пересеченный рельеф. Механизм преобразования крутящего момента от силовой установки в толкающую массу АТС силу и наоборот - передача внешнего сопротивления через ведущие колеса к силовой установке отличаются особой сложностью, так как пневматическая шина - многослойная армированная оболочка, воспринимащая различные усилия: радиальные, продольны и боковые, которые вследствие неровности дороги постоянно изменя) направление и величину. Это вносит вполне объяснимые трудности в процесс изучения взаимодействия шины с неровной дорогой, что под тверждается существованием значительного числа расчетных моделей В выполненных работах возмущающее воздействие от дороги на элементы трансмиссии рассматриваются как некоторая функция от независимой переменной I, которая является составляющей правой част дифференциальных уравнений движения. В развитие предыдущих работ рассмотрим моделирование таких связей, которые включают в себя независимые координаты дифференциальных уравнений движен масс. Покажем одну из таких возможностей введением в одно из урав нений движения функции от независимой координаты фг . Назовем такую функцию весовой функцией, которая физически подразумевает изменение потенциальной энергии динамической системы при наезде колес осей АТС на неровность (рис. 7). Конкретное выражение для 14

гсовой функции отыскивается при следующих допущениях: существляется точечный контакт шины с дорогой, предполагается центичность профиля дороги по бортам АТС, заблокированы другие элементы подвески.С принятыми допущениями запишем авенство, согласуясь с геометрией рис.7: 8+1>к собЗи =Ьк+Х соэап, 1е Ьк - колесная база АТС; X, Б - текущие координаты расстояний гей; (Зц, ац-текущие и постоянные значения углов. Выполнив лрощения и подстановки, приходим к уравнению:

05)

sin Р] ] = sin

S-Lk . arcsin-l ^ 14 sinan | +а,

нализ (15) показал, что при углах подъема и спуска 25...30° линей-ая часть этого равенства без большой погрешности совпадает с точ-ым значением функции. Преобразовывая (15) до линейной зависи-

ости, имеем: sin Pn = Я>2 -гк s;nan;sin pn = £иЕ»Мдаи. (16)

LK LK

зменение дополнительного момента сопротивления, оказываемое еровностью, подчиняется равенству:

мс = .САТС lililí.ф2, (17)

*-* к

ie G Атс- вес АТС; гк - обобщенный радиус качения. Вывод урав-гния весовой функции обладает видимой универсальностью. Поэ-зму более сложные профили дорог при описании последних ло-аными прямыми могут быть сведены к (17). Проведенные иссле-эвания ориентированы на двухосные автомобили. Увеличение цела осей в автомобиле не изменит принципиального подхода к эзданию других моделей взаимодействия ходовой части с неров-остью для многоопорных АТС. В итоге запишем уравнения движе-ия для двухмассовой модели с учетом весовой функции:

Ii9i +К-(ф, -ф2) + С-(ф1 -ф2) = М^,в ±А-ф,;

(18)

12ф2 +К-(ф1 -ф2)-С-(ф! -фг) = -мс ±В-ф2 ±Э'ф2,

Б' - постоянный коэффициент при независимой координате, зязывающий конструктивные характеристики АТС посредством авенства: -Олтсг| • втац / Ьк, где знак минус означает движение ТС на подъем. Одним из этапов решения (18) является определение арактеристического уравнения четвертой степени относительно

15

Геометрия взаимодействия колес передней оси АТС с неровностью при определении весовой функции

Рис.7

Изменение ß,на 1-ой передаче

ßxxl0 6.75

4,5

2,25

О

о'

ßrxlO 6,75

4,5

2,25

О

д ВАЗ-2105 У

"ÍT /ЛЯ ГАЗ-5ЭА V,.

И \ X^jTV ^f(Si)

2 \ \ ~>v J^v / lAyf(S') v V \ M A3-5335 \ ЗИЛ-130

0,25

0,5

0,75 S', Н-м

0.5 1,0 Рис. 8

1,5 S'i, Н-м Изменение ßjHa передачах вьппе 1-ой

ВАЗ-2105

У m Г ^\fA3-53A

# ' А \ 2

V \ 4

5 10

Риг 9

15 аи, град

[еизвестного значения корня X:

Я4 + МА.3 + 1ЧА.2 + ЬА. + Р = О,

Де М = [к • (I, + I 2 ) + В - I, - А - I 2 ] / I , • I 2 ; (19)

N = [C•(I1 + I2)+K•(B-A)-A•B+S •^i] / I, • 12; I = [С (В - А) + Э' (К - А)] /I, 12; Р = С - Б'/ I, 12.

5 коэффициенты при различных степенях входит постоянная 1еличина весовой функции Б', что свидетельствует о влиянии той связи на определение корней системы (18) . При отыска-ши Я применен универсальный метод Феррари, позволя-эщий свести (19) к двум квадратным уравнениям и выявить (ействительные, сопряженные корни, а также возможные очетания этих величин. Покажем в общем виде окончательный »езультат решения (18) относительно угловых перемещений, скоростей инерционных масс:

р, = [созрев, +8ш(3^-32] + еа^ -[созР^-Б,, + я!п■ Б10] + ф^;

р2 = еа<4 -[сояр^-Эз +81пр11-84] + е«г1 [созр^-Бц + 8т(521312] + ф2; (20) » • *

р} = еа>1 [со8П1{-35 +8тР11-36] + е012» [со8Р2Г313 +«шр^-Э^ + ср^ »

р2 = еа.' [со8Р,137 + *тр,1-38] + еаг* [созр^З^ + 81пр21-8,б] + ф2,

¡е РI,Рг- круговые частоты колебаний масс динамической модели; ...Бк, - коэффициенты уравнений (20), включающие свободные :кторы системы, произвольные постоянные и начальные условия; , ...фг* - частные решения неоднородной системы (18); а1,а2 -¡йствительные значения комплексно-сопряженных корней Ре-ение (20) содержит две частотные составляющие р], Рг. В связи этим инерционные массы ¡1 и 1г совершают колебания с двумя [ачениями частот, которые могут или различаться, или совпадать фазе. В последнем случае возрастает нагруженность трансмиссии, ичение амплитуды и фазы колебаний дополнительной частоты полуопределенной динамической системе связано с колесной ба->й и радиусом качения колес АТС. Изменение и ее величины оп-;деляются достаточно сложной связью с Б', что иллюстрируется по-роением функций (^^(Б1) для разных АТС (рис.8,9).При штатных фаметрах трансмиссий величина Р) оказывается на порядок мень-

чем несущая частота (32, ас переходом от передачи к передаче ияние величины Б' на значение Рг оказывается несущественным.

17

Увеличение амплитуды колебаний упругого момента в трансмиссии можно ожидать при работе АТС в составе автопоезда с полуприцепом и прицепами. Поочередный въезд и съезд с неровности тягача, полуприцепа и прицепа вызывает достаточно сложные явления в реакции динамической модели на изменение потенциальной энергии системы. И последнее, характеристическое уравнение (19) содержит три постоянных коэффициента М, N, Ь, включающие слагаемые с разными знаками и, в силу этого, они могут быть обращены в нуль подбором параметров динамической модели. Для коэффициента N можно образовать семь значений параметров, для Ь - только пять. В качестве примера покажем функциональные зависимости, обращающие в нуль коэффициент N , для параметров А, К, С:

Л = [С (I] +12) + К В + Б' I]] / (К + В);

К = [С (1,+12) + 8'11-Л-В] / (А+В);

С=[К-(Л-В) + А В-8'1,] / (1;+12).

Классификация трансмиссий в рассматриваемом случае имеет еще более формальный характер, хотя и допускает разбиение на классы, подклассы и группы.

Глава 3 . Рассмотренный принцип согласования параметров динамической модели трансмиссии применим и к отдельным ее узлам, в частности , к ФС. Причем, для этого механизма согласование параметров можно осуществить раздельно как через силовые связи, так и посредством подбора только инерционных масс. Новый подход к исследованию работы ФС требует усложнения математической модели по сравнению с принятой.

Во изменение существующей двухмассовой (классической) модели ФС с "мгновенно" приложенными силовыми факторами к маховым массам последовательно рассмотрены двухмассовая модель без упругой связи между массами, но с линеаризированным силовым воздействием движущего момента силовой установки, момента трения (рис.10) и трехмассовая модель ФС с упругодемпфирующей связью между маховой массой I] (ведомый диск) и поступательно движущейся массой АТС - Ь (рис. 11) с теми же законами изменения силовых факторов (рис.12,13). При анализе работы трех моделей ФС за выходные величины приняты работа буксования (Ь8) и скорость АТС (Удтс), вычисляемые в момент замыкания ведущих и ведомых частей ФС. Трехмассовая динамическая модель в большей степени, 18

! другие, предыдущие модели, приближена к реальному исполне-э ФС, что позволило более точно определить работу буксования. Запишем уравнения движения масс модели, представленной на .11, в дифференциальной форме:

1двФдв - А • фдв = Мдв - МФ - МФ1;

1,Ф1 +К-(ф1 -ф2)+С-(ф1-ф2)=М^ + М^; (21) 12Ф1 -К-(ф, -ф2)+В-ф2-С-(ф, -Ф2) = -М£, М'ф- угловой коэффициент при изменении момента трения; °ф- начальное значение момента трения, ггема (21) образует две независимых подсистемы : первого внения (подсистема 1) и двух последующих (подсистема 2). Каж-подсистема имеет свое решение, что значительно упрощает «деление выходных величин. Окончательные решения подсис-[ 1 , 2 относительно угловых скоростей ф ф, и ф2записы~

)тся через выражения вида:

Флв = N21+ N3;

ф, = Э^Р.1 +еа21 -(созр^^ + 8тр21-86) + ф^; ф2 =Э2еР.1 +еаг1 -(созр^-Зу + 8тр21-58)+(22) ^=ФЬ + [1дв-МЬ-А-(МЬ-М5,)] / А2; Кз-МЬ/А^з-^-МЬ-А^М^-М^)] / А2, фдВ - начальное значение частоты вращения 1дв; О!, В2,

.Б« - коэффициенты, включающие свободные векторы системы и >извольные постоянные, найденные при выбранных начальных ;овиях; ф* ,ф2 - частные решения подсистемы 2, которые имеют

19

следующие выражения:

ф ? = М^/В + М^/С + (М°ф - М£ )/В - [М'ф • (I, + 12)]/В*; Ф5 = Мф,/в - щ)/в-[м^ • (I, + Ь)]/В2, г, &2,|31 -постоянные величины корней системы (21); р2 - круговая частота.

Известно, что в общем виде работа буксования определяется через интеграл вида : 8 = | М ф 0) • (ф дв - ф,) • <й.

Подставляя в это равенство выражения для угловых скоростей и выполняя преобразования, приходим к определению в виде суммы слагаемых, содержащих решение определенных интегралов:

Ьв-Мз^+М^е, , (23)

¡=1 ¡=1

где

а2=М21/2; а3 = Н,1; с14 = -|*(еР.» -1);

• (Рг втр^+05 акр^) - а2]; •[сЛ1 •(ос25шр21-р2 адРз^-Рг];

я а ^

= —а8=-

2В

Мф + м^-м?. мь-(1|+ь)

С " В В2

с5 = -|^-[1.(р28шр21+

. (о|-р^)-со8р21 + 2сх2р28тр21

Н+Р1)2'

I • (а2 Р21 - Р2 соз р2 ^ -

¡У 20^ _ Мф13

ТУ' е7 - '

зв

Мф | Мф-Мс Мф-(11+12)"

С В В2

12

2 '

шение (23) включает периодические составляющие sin() и cos(), шоиеициальные и полиноминальные функции, что связано с влияем упругодемпфирующей связи на формирование величины Ls. осмотрим принципы согласования моментов инерции модели Z. Выполненный анализ изменения величин Lg по всем трем мо-1ям ФС при последовательном переборе значений 1дв и Ь выявил нотонное возрастание Ls (рис.14). Изменим характер увеличения и уменьшения величин 1де и I2 введением уравнения связи; D = +12, где D- постоянное число равное сумме штатных значений и Ь остающееся неизменным при вариациях величинами инер-онных моментов. Введение согласующей функции доставляет лремум величинам Ls и VAtc (рис. 15). Существенным в измене-и этих зависимостей является отстройка максимумов (точки в,г), . максимум скорости располагается правее по оси абсцисс мак-мума работы буксования. На примере классической модели ФС эведено аналитическое доказательство формирования экстрему, по другим моделям появление максимумов выявленно расчет-м путем. Несовпадение максимумов Ls и VATc создает качество новые условия- уменьшение Lg не ухудшает разгонных свой-5 АТС. Принятое уравнение связи не является единственным, скольку равенства вида:

= lg „ + Ц; D = ЛД77+ лДГ'-0 = С081дв + sin I2;D = Ца ■ казной степенью интенсивности также приводят к появлению мак-мумов. Этими же свойствами обладают уравнения связи, основан-е на произведении величин:D = i^.i2,d=i2b.i?,d = ■ в

отивовес приведённым выражениям, уравнения связи, основанные разности и делении величин 1дв и I2, не формируют экстремума Ls. благоприятные режимы в работе ФС наблюдаются при движении 'С по городским магистралям, так как частота включений дисков Z для одиночного АТС достигает 300...600 на 100 км пути, а для "С с прицепом - 400...700 включений. Любое отсоединение и под-гдинение ведущих и ведомых частей ФС приводит к пробуксовке IX элементов. Даны расчетные величины по определению L& на редаче в КП выше разгонной и показано, что суммарные потери ергии на всех передачах могут превосходить величину Ls, вычис-нную при движении АТС с места. 21

Решение (22) образуется из ряда составляющих, которые в дальнейшем формируют общее выражение, позволяющее рассчитать величину Ьб. Найдем зависимость для параметра А из N1 (22), обращающее в нуль слагаемое и тем самым изменяющее значения Ь5. Окончательное решение в этом случае записывается через равенство:

Уравнение (24) является одним из примеров согласования силовых факторов динамической модели ФС.

Глава 4. Создание математической модели первая, хотя и важнейшая фаза исследования. Формирование исходного алгоритма и математического аппарата, создание оригинальных исходных программ, проведение расчетов на ЭВМ, обработка полученных результатов, их сопоставимость с общими положениями фундаментальных наук - главные компоненты вычислительного эксперимента, правильность теоретических основ проектирования новых видов трансмиссии. Достоинством вычислительного эксперимента является возможность совершенствования прикладной модели, так и экономическая эффективность разработки и анализа конкретных конструкций. Для проведения такого эксперимента создан вычислительный комплекс, состоящий из программных средств: "РАЗГОН 1" "РАЗГОН 2", "РАЗГОН 3", "МУФТА 1", "МУФТА 2". Программные средства имеют широкие возможности и апробированы на различных моделях АТС - от двухколесных легких спортивных мотоциклов до 52 - тоннь магистральных тягачей. При этом изменение параметров крутильно? жесткости, неупругого сопротивления, моментов инерции проведено диапазоне 10±3 единиц. Для вычислительного эксперимента выбраны достаточно характерные, но в значительной мере отличающиеся друг друга динамические модели АТС: МАЗ-5335, ЗИЛ-130-76, ГАЗ-53А, ВАЗ-2105. Значения пройденного пути, времени разгона, расхода тог лива приняты за основные выходные величины сравнительного анализа свойств трансмиссий по предлагаемой классификации как при движении АТС по ровной, так и неровной дорогам. Принятые для сравнения выходные величины не могут полностью охара! теризовать динамические свойства объекта, однако они являются вая нейшими интегральными оценками эксплуатационных свойств АТС,

+ мф -1». (24)

Фдв

Вариации моментов трения в ФС

Мф "Сопй1

Изменение Ь б при простом переборе значений 1дв, Ъ

Дж

1г -con.su

Рис. 12

I ,с

Изменение движущего момента при определении Ь б

и,к вех

•м

1дв, 12, КГ- М2

Рис. 14

Максимумы функций ЬбиУдтс

Ьб,А 0=СОП$1

ф л», с

Рис. 15

Тдв,

Точки 1,6,7-игменеиие Мдв.при переключении передач

Рис. 13

Изменение выходных величин при разгоне АТС ВАЗ-2105

1,2 классы трансмиссий

"г

Л/Ч

КГ-М"

м

Н-:

ДВ,

60

30

10-

б Группы / А! {---ББ. 1 ■ ? \ ' г 11в /О'

1 -Мдв 2 - Ултс 3 -Б 4-<Зт у 1 1 ч \ \ Тз // V ! 1 1 Л Л2 |

// /1 передача 11 ! Ч Л у\г ай У'4 2 передача т1 \ [V

км/ч

30

15

Б,

м 70

35

0 0

10 с

о

конструктивного исполнения узлов трансмиссий. В выполненных расчетах предполагалось отсутствие пробуксовки ведущих колес и учитывались такие режимы как: работа ФС при разгоне АТС и при переключении передач, собственно разгон массы машины под действием движущего момента (рис.3), работа силовой установки на ниспадающей ветви, движение накатом с переходом на последующую передачу.

Остановимся на свойствах трансмиссий групп А1...ББ1.В качеств« примера на рис. 16 приведены расчетные зависимости Мдв (движущи! момент), Уатс, От ( суммарный расход топлива), 8 (пройденный путь по группам трансмиссий А[ (сплошная) и ББ] (штриховая) с параметрами ВАЗ-2105, а на рис. 17,18 - с параметрами АТС МАЗ-5335. Все графики построены для двух первых передач.

Сравнивая различные группы (ВАЗ-2105), можно заключить что динамичность процессов изменения Мда группы А1 выше, чем у ББь связи с этим быстрее завершается и разгон силовой установки с трансмиссией группы ББ] до перехода на последующую передачу. Несмотря на большую реализацию движущего момента ( 2 передача, группа А}, вертикальные стрелки), ощутимого различия в пройденно расстоянии автомобиля за 10 с разгона в моделях А] и ББ1 не наблюдается. Значения 8 и 0 тза указанный промежуток времени равны: 73,1 м, 17,7 г (АО и 69,0 м, 17,0 г (ББ1), т.е. различие в расстояниях составляет не более 6 %, по расходу топлива - 4 % при превышении движущего момента (точка "в" зависимости 1) в 36 %.

В табл.3 представлены результаты последовательного расчета по группам трансмиссий А1...ББ1 МАЗ-5335. В процессе разгона массы АТС выходные величины имеют переменные значения, поэтому результаты по Т, Б, <3т выбирались во временном интервале через 10 30, 60 с; по пути - через 100,400, 800 м. Из табл.3 видно, что при фиксированных значениях времени как расстояние Б , так и расход 0 уменьшаются при переходе от одной группы трансмиссий к другой, выявляя связь реакций динамической системы с изменением структу] характеристического уравнения.

Подобный порядок протекания <3т и , Б закономерен и при фиксированных значениях 1: 30 и 60 с. При 60 с движения наибольшее различие в расходах топлива АСЬ составляет 74,4 г, а в пройденном расстоянии ДБ = 70,8 м. На мерных участках пути трансмиссии групг 24

Изменение выходных величин при разгоне АТС МАЗ-5335

1 класс трансмиссий

Мдв.хЮ Н-м

Уатс км/ч

13,0

Изменение выходных величин при разгоне АТС МАЗ-5335

2 класс трансмиссий

Мдв.хЮГ

Н-м

27,5

10 I, с

ББ] более предпочтительны по От, поскольку затраты энергии на преодоление этого расстояния меньше (с увеличением Т) и в количественном выражении равны: А От = 43,2 г и АТ = 6,3 с (800 м). Качественно, с меньшим различием в количественных результатах рассмотренная картина в изменении выходных величин повторяется для других АТС.

Трансмиссии подклассов В, ВВ при штатных параметрах моделей требуют реализации значительных величин К. Трансмиссии подкласс Г, ГТ наоборот связаны с условием резкого уменьшения параметра С что очевидно будет затруднять их практическое осуществление.

В материалах раздела по вычислительному эксперименту показан изменение выходных величин системы при варьировании значениям] первой собственной частоты системы постоянной на всех передачах. Диапазон изменения Г рассматривался в пределах от 1 ...2,5 Нг; шагом 0,1 до 2 Нг с последним значением 2,5 Нг. Для всех четырех АТС выходные величины Т , Б , От анализировались в интервалах: п< времени-10, 30, 60 с; по пути-100, 400, 800 м. для трансмиссии подгруппы Аь Последовательный перебор Г с указанным шагом не приводит к изменению Б , Т , <3Г в виде гладких функций, а показыва очевидную многоэкстремальность этих значений. Общий выигрыш в АОт лежит в пределах 3...7 г на один разгон как при фиксированных значениях времени, так и пути. Сочетание групп трансмиссий (А], Бь ААг, ББ]) с постоянным £ приводит к более ощутимым результатам. Особенно заметно это влияние в зоне собственной частоты 1,5 Нг, т как именно в этой зоне трансмиссии групп Аь Бь АА(, ББ! затрачива ют существенно неодинаковые количества топлива на прохождение мерных участков пути.

Исследование движения АТС по неровной дороге подтверждает теоретические предпосылки о влиянии дополнительной частоты на изменение движущего момента силовой установки и упругого момея в трансмиссии. На рис.19 представлены процессы изменения Мда, У¿ для ЗИЛ-130-76 при преодолении неровности (штриховая). Сплошн< линией показано изменение этих величин при разгоне массы АТС по ровной дороге. Геометрия неровности - симметричная трапеция с углом подъема и спуска 3°, длиной подъема и спуска 1,6 Ьк (колесной базы), расстоянием горизонтальной части -1,9 26

Результаты расчета выходных величин : Т, Б , С>т по группам трансмиссий А 1„. ББ1

АТС МАЭ-5335 Таблица 3

Грувш т,с 3, - «,, г * « I, с V

»Г 34,14 44,6 20,42 105,2

33,8 44,89 30,54 106,9

% 33,86 «,аг 20,54 104,1

ААХ 10 29,74 38,98 100 21,63 87,24

"з 30,36 33.» 21,5 37,44

29,71 37,06 21.53 86.22

180,1 149,1 47,2 305,9

*3 193,95 152,7 46,77 305.8

187.38 146,1 47,55 297,4

АА! 30 174,53 130,0 400 50,53 274,8

"з Г?5,7в 130,6 50,21 274,9

^ 167,19 107,0 51,91 249,5

н $84,13 333,5 73.9« 515,1

ь 580,5 397,7 73.52 515.7

ч 576,42 383,7 74,48 512,5

«I 60 533,21 353,0 800 78,21 496,9

"з 535;12 353,1 70,08 497,1

608,75 322,7 60,24 471,9

Рис. 19

Рис. 20

На рис.19 обозначены фазы всех переходных процессов: 1 - въезд передней оси на неровность, а - въезд на горизонтальную полку, б -съезд с горизонтальной полки, в - съезд с неровности, 2 - въезд на новую неровность. На рис.20 иллюстрируется изменение упругого момента в трансмиссии в тех же фазах движения АТС по "идеализированной" неровности. Проведенные расчеты по влиянию числа неровностей на мерном участке, по их расположению и геометрии дают наглядное представление о количественных потерях энергии в движущейся системе.

В сравнении с ровной дорогой расход топлива при движении по неровной дороге (500 м и 15 симметричных трапециевидных неровно! тей) увеличивается на 22 г- МАЭ-5335; 11,5 г- ЗИЛ-130-76; 5,3 г- ГАЗ 53А; 2,2 г-ВАЗ-2105. Динамическая модель системы движения по неровностям с асимметричным видом и постепенным подъемом центра тяжести (затяжной подъем, короткий спуск) допускает возможность исследовать как влияет на динамику процесса величина колесной баз] АТС. Изменение в большую или меньшую сторону этой величины не вызывает однозначной реакции у различных АТС. Для АТС МАЗ-533^ увеличение Ьк (4,15 м) вызывает уменьшение От ( 0,7 г на 600 м, 15 неровностей), уменьшение Ьк(3,75 м), увеличение От (2,1 г при тех а условиях). Для трансмисси ЗИЛ-130-76 наблюдается следующее: Ьк= -м, От = - 1,1 г, 1_к = 3,6 г, От = - 3,4 г, т.е. максимум приходится на штатный параметр Ьк - 3,8 м.

Аналогичная картина прослеживается и для других АТС (ГАЗ-53А, ВАЗ-2105), но с меньшими количественными отклонениями по топливу. Исследование динамической модели в условиях движения АТС по неровной дороге для равночастотной трансмиссии содержит обширный материал расчетов, вновь показывающий неоднозначность реакции системы, появляющейся в виде многофункциональности От, Т при последовательном изменении значений первой несущей частот!

Величина Ьз одна из основных выходных величин расчетных характеристик ФС. Ее значение зависит от многих параметров, в том числе и от собственно модели. В связи с этим проведен сравнительны анализа значений Ц при переходе к разным расчетным моделям ФС. На рис.21(ВАЗ - 2105) представлено изменение Ьби линейной скорост АТС в зависимости от Ь. Видно, что модель ФС с упругодемпфирую-щей связью по выходным характеристикам Ь3, Уатс занимает проме-28

Работа буксования и скорость разгона АТС ВАЗ-2105

Ьб,

Дж

1200

800

400

2* 1

17 11* 2 . 1

/У ^ У / ] лг

Базовое значение Ь -И

Уатс,

км/ч

5,75

3,5

0 0,12 0,24 0,36 0,48 Ь,кГ-м2

1-классическая модель ФС.

2-модель без упругой связи и линейным силовым воздействием.

3-модель с упругодемпфирующей связью.

Рис.21

Работа буксования и скорость разгона АТС ГАЗ-5ЭА при определении максимумов Ь б и Улгс

Дж

25,5

17

8,5

/ 2 ><рг 3*

Ж- —_ 2Х. \ 2 ^ ■ ^ ч

№ <; 1 ^ К

г -у у 1 1 1 \ Базовое \ 1да = значение 0,5,кг-м2

Ултс,

км/ч

3,5

0,27 0,54 0,81

Рис. 22

1,08 Ъ,кГ.м2

Влияние жесткости трансмиссии на величину работы буксования. ЛТС МАЗ-5335

Ултс,

км/ч

4,5

2,7

1,2

2,4

3,6

4,8 Ь,кГм2

* - скорость разгона; —— - работа буксования

Рис. 23

Изменение величины работы буксования и скорости АТС при подборе параметра А

Уатс,

км/ч

О 0,43 0,86 1,29 1,72 1|,кГм2 1 - произвольно заданные параметры; 2,3 - подобранный - скорость разгона.

Рис. 24

параметр А;

очное положение между классической моделью и моделью без угодемпфирующей связи, но с линеаризированными силовыми торами. Такое же промежуточное положение величины Ь» спра-ливо с другими параметрами ФС (ЗИЛ-130, ГАЗ-53А, МАЗ-5335). ласование параметров на основе уравнений связи подтверждает ичие максимумов (рис.22). Уменьшение суммарной крутильной ткости трансмиссии оказывает заметное влияние на формирова-величины Ьз (рис.23, МАЗ-5335). Согласование силовых факторов ывает значительное изменение величин Ц от параметра А (рис.23, 1-130-76). Вычисление суммарной работы буксования с включениях значений , подсчитываемых при полном цикле перехода от едачи к передаче, существенно уточнило эту величину. Приведены ^льтаты расчета на 100 полных циклов работы ФС в пересчете >асход топлива. Известно, что с условиями разгона АТС с места швается формирование максимального упругого момента в ясмиссии. Коэффициенты динамичности для исследуемых АТС гветствуют общепринятому диапазону величин, выполненный вычислительный эксперимент подтвердил широкие чожности согласования параметров трансмиссии на основе пред-генной классификации и рассмотренных методов применения ^массовой модели при исследовании процесса движения автомо-я по неровной дороге, при работе ФС.

Основные выводы. 1. Анализ динамических свойств модели трансмиссии показал, что ичественные и качественные изменения в выходных характеристи-: времени, пути, скорости, интенсивности разгона АТС, величин овых нагрузок, потребных затрат топлива двигательной установ-на поддержание или изменение энергетического уровня системы заны через определенную комбинацию параметров, от которой и юит реакция всей динамической системы.

Двухмассовая модель трансмиссии с упругодемпфирующей свя-| между массами наряду с кусочно-линейным заданием силовых торов является конечной структурой динамической модели, поз-яющей получить решение уравнений, описывающих движение с, в аналитическом виде, что является основой предложенного лиза реакций динамической системы при согласовании шести ее аметров. При современных приемах конструирования и 31

компоновок механических трансмиссий^подавляющего числа АТС, предложенная модель адекватна реальным динамическим системам не может вносить существенной ошибки при расчете выходных характеристик,что подтверждается сравнением опытных и расчетны величин по следующим пяти позициям:

- значениями первой собственной частоты колебаний в модели, реальной схеме отличающихся в среднем на низших передачах не более 5 % , на высших 10,5 % ;

- значениями пути и времени разгона до установленной скорости с ошибкой не более 3,5 % ;

- по расходу топлива с взаимными средними отклонениями находящимися в пределах 21,5 % ;

- по величинам коэффициентов динамичности по передачам с ошибкой 5-7 % на низших ступенях 10-12 % на высших;

- по временному смещению максимумов упругих моментов по передачам, связанного с влиянием отдельных масс при переходном процессе в многомассовой системе, с ошибкой от 0,1 до 4,4 %.

3. Обоснована методика классификации механических трансмиссий по виду характеристического уравнения, определяющего корни фундаментального решения. Существует значительное число вариа? тов согласования параметров как в пределах класса, так и внутри п< классов и групп трансмиссий. Вариации одиночными параметрами < К, I], 12, А, В и их комбинации охватывают широкий диапазон измен ния этих значений ( до 10±6), что наглядно иллюстрируется при согл совании параметров в группах трансмиссий А]... ББь Различия в пу по расходу топлива для MA3-5335 и группам трансмиссий А1...ББ1 составило: за 10 с - 4,4 м, 7,5 г; за 60 с - 75 м, 70,8 г, что в расчетно) варианте подтверждает исходные предпосылки.

Предложенная классификация распространяется на динамические модели с большим или меньшим числом масс при условии отыс кания корней характеристического уравнения численными методам

4. Существенным дополнением к разработке методик теоретичес го построения трансмиссий с согласованными параметрами являют неклассифицированные их виды, основанные на условиях равенств; значений первой частоты системы на всех передачах и определении трехкратного ненулевого корня. Рассмотренные сочетания различи! принципов построения трансмиссии расширяют возможности

32

маправленного влияния на формирование выходных величин, енение стабилизированной первой собственной частоты в 2,5 раза : до 2,5 Нг) привело к количественным соотношениям: за 60 с раз. различие в пути составило 51,1 м, топлива 5,8 г (ЗИЛ-130);11,1 1 г (ГАЗ-53А). Уточненный расчет показал благоприятные значе-первой собственной частоты, группирующихся в зоне 1,5 Нг. Двухмассовая модель трансмиссии не утрачивает своих возмож-тей и при аналитическом исследовании взаимодействия колёс й с неровностями дороги. Введение в уравнения движения АТС неровной дороге весовой функции, включающей в себя независи-э координату перемещения, вызвало появление дополнительной кочастотной составляющей колебаний масс в полуопределенной амической модели трансмиссии. Это обстоятельство подчеркива-юлее сложный характер развития переходного процесса при пре-лении препятствия ходовой частью АТС в сравнении с движени-последнего по ровной дороге. Подтверждением являются подсчи-ные разности в расходах топлива при разгоне автомобиля по ров: дороге и дороге с 15 препятствиями на 500 м отрезке равные: г (МАЗ-5335); 11,5 г (ЗИЛ-130); 5,3 г (ГАЗ-53А); 2,2 г (ВАЗ-2105) ктически при одинаковых затратах времени движения. Принцип согласования параметров динамической модели осуще-!Ш и при исследовании работы ФС. Переход к трехмассовой моде-3>С с линеаризированным силовым воздействием предопределил можность аналитического расчета работы буксования Ьа с учетом угодемпфирующей связи между двумя массами, которая оказыва-аметное влияние (до 40 %) на точность выходных характеристик г механизма. Введение в расчет уравнения согласующей связи для х параметров ФС (1дв и 12) с варьированием этими значениями при-о к экстремумам функций Ц и скорости разгона АТС при несовпа-ии положения максимумов.

Практическое обоснование предложенных теоретических разра-ок подтвердил обширный вычислительный эксперимент, базирую-йся на объемном расчете с помощью вычислительного комплекса, ' явилось прямым подтверждением правильности принятой кон-щии в выборе модели и принципа согласования параметров.

Основные научные результаты диссертации опубликованы в paöoi

1.Смирнов Г. А., Галевский Е.А. Характер и величина изменения кр} щих моментов по колесам многоприводных автомобилей при трога: и разгоне/УИзвестия вузов. Машиностроение.-1967,- №11.-С. 102-106

2. Смирнов Г.А., Леликов О П., Галевский Е.А. и др. Экспериментальное исследование нагруженности трансмиссии полноприводного четырехосного автомобиля // Автомобильная промышленность.

- 1968. 12. - С. 17-20.

3. Смирнов Г.А., Галевский Е.А., Купреянов A.A. и др. Нагруженно< и программирование испытаний ведущего моста ГАЗ-5ЭА // Труды конференции по теории и расчету автомобилей, работающих в горн условиях: Докл.науч.конф. ноябрь1966 г.- Тбилиси,- 1968,- С.133-13

4. Смирнов Г.А., Рязанцев В.И., Галевский Е.А. и др.Нагруженност! трансмиссии многоприводных автомобилей при движении по неров ностям // Известия вузов. Машиностроение. - 1968. - № 5. - С. 112-1

5. Галевский Е.А., Смирнов Г. А. О влиянии зазоров на распределен) крутящих моментов по колесам четырехосных полноприводных авт мобилей при трогании //Автомобильная промышленность.-1970.-№

- С.9-11.

6. Галевский Е.А., Купреянов A.A. К выбору методики определения крутильной жесткости шины //Автомобильная промышленность.

- 1971. -№ 1. - С.21-23.

7. Смирнов Г.А., Галевский Е.А., Купреянов A.A. и др. Экспериментальное исследование нагруженности трансмиссии четырехосного полноприводного автомобиля // Труды МВТУ им. Баумана. Вопрос] автомобилестроения. Выпуск 1. - 1973. - № 166. - С. 112- 120.

8. Галевский Е.А. Определение дополнительных потерь в блокированной трансмиссии многоприводного автомобиля // Автомобильнг промышленность. - 1976. - № 10. - С. 19-22.

9. Галевский Е.А. Распределение крутящих моментов по ветвям трансмиссии полноприводного четырехосного автомобиля //Меж-вуз.сб.научн.тр. Вопросы автомобилестроения. - 1987. - С.21-29.

10. Евграфов А.Н., Московкин В.В., Галевский Е.А., Митрофанов В Влияние кинематического рассогласования скатов сдвоенных колес некоторые технические показатели грузового автомобиля //Межвуз.сб.науч.тр. Вопросы автомобилестроения. - 1978. - С. 46-5

Галевский Е.А., Кузнецов В.Т., Блинов Е.И. Определение ¡веденной жесткости подвески ведущего колеса мотоцикла ?томобильная промышленность. - 1980. - № 4. - С. 14-16.

2. Галевский Е.А., Блинов Е.И. Экспериментальное определение аметров разгона мотоцикла при помощи скоростной киношки // Автомобильная промышленность. - 1981. - № 3. - С. 24- 25.

3. Галевский Е. А. Определение оптимального передаточного чис-рансмиссии, представленной двумя массами без упругой связи // гчные труда ВЗМИ. Динамика транспортных средств.-1982-С.49-56.

4. Галевский Е.А. Определение параметров, обеспечивающих шмальные нагрузки в трансмиссии, которая представлена двухмас-ой моделью с упругой связью // Научные труды ВЗМИ. Динамика нспортных средств. - 1982. - С.57-67.

5. Галевский Е.А. Определение зон буксования муфты сцепления с ышенной работой трения // Научные труды ВЗМИ. Экономичность С. - 1982. - С.14-23.

6. Блинов Е.И., Галевский Е.А. Системный подход к проблеме имизации параметров автомобиля //Динамика и прочность авто-)иля : Тез.докл.Всесоюз.науч.техн.совещ. 29-31 октября 1984г. ,1984.-С.33-35.

17. Галевский Е.А., Блинов Е.И. Системный подход к проблеме имизации параметров трансмиссии // Автомобильная промыш-ность. - 1985. - № 10. - С. 12-13.

18. Галевский Е.А. Разгонная динамика АТС, трансмиссия орого представлена двухмассовой системой с упругой связью. 1ссификация трансмиссии АТС // Проблемы совершенствования □мобильной техники : Тез.докл. Всесоз.сем. 14-16 октября 1986г.

1986.-С.30-31.

9. A.c. 1350052 СССР, МКИ4 В60К 23/02. Устройство для управ-ия фрикционным сцеплением транспортного средства / Е.А. [евский, В.И.Артамонов , В.П.Васильев (СССР) - 4 е.: ил. :0. Галевский Е.А., Блинов Е.И. Работа буксования в сцеплении при [еаризации крутящих моментов // Известия вузов. Машиностро-ie. - 1987. -№6. -С.86-89.

¡1. Галевский Е.А. Определение весовой функции при движении отранспортного средства (АТС) по неровной дороге //. Известия ов. Машиностроение. -1987. - № 8. - С.84-87.

22. Галевский Е.А., Блинов Е.И. Снижение потерь в сцеплении при разгоне АТС// Автомобильная промышленность.-1987,- № 9.-С.12-1:

23. Галевский Е,А. Снижение пиковых крутящих моментов

в трансмиссии АТС подбором величин параметров динамической системы // Научные труды МИП. ЭВМ в исследованиях работы АТС. - 1988. -С.13-15.

24. Галевский Е.А., Гусев В.И. Общая классификация трансмиссий автотранспортных средств // Известия вузов. Машиностроение.

- 1989.- № 4. - С.73-76.

25. Галевский Е.А. Расчет работы буксования фрикционного сцепления без упругой связи // Инфор.бюлл. Алгоритмы и программы.

- 1989. -8. - С.15.

26.Галевский Е.А. Расчет работы буксования во фрикционном сцеплении при упругой связи между массами // Инфор.бюлл. Алгоритмы и программы. - 1989. - № 9. - С. 14.

27. A.c. 1523415 СССР, МКИ4 В60К 41/02. Устройство для комбинированного управления двигателем и муфтой сцепления транспортног средства /Е.А.Галевский, В.П.Васильев , В.И.Артамонов (СССР)-8 е.:

28. Блинов Е.И., Васильев В.П. , Галевский Е.А. Поиск оптимального параметра как первый этап создания САПР. // Практика автоматизированного проектирования в машиностроении. Ежегодный сборник науч. тр. М.: Машиностроение.- 1992,- Вып. 3. - С. 20 - 28.

29. Галевский Е.А. , Блинов Е.И., Васильев В.П. Оценка энергозатрг во фрикционном сцеплении АТС при переключении передач //Пракп автоматизированного проектирования в машиностроении. Ежегодны сборник науч. тр. М.: Машиностроение,-1992 . - Вып. 3. - С. 71 - 73.

30. Галевский Е.А., Блинов Е.И. , Васильев В.П. Определение работ! буксования фрикционного сцепления АТС с учетом упругодемп-фирующей связи между массами // Практика автоматизированного проектирования в машиностроении. Ежегодный сборник науч. тр. М Машиностроение. -1992 . - Вып. 3. - С. 79 - 84.