автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Совершенствование методики проектного расчета фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий транспортных машин

На

004613561

УДК 62-235+62-543+531.391

Хомичев Алексей Сергеевич

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДИКИ ПРОЕКТНОГО РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН

Специальность 05. 05. 03 — Колесные и гусеничные машины

2 5 НОЯ 2010

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Курган-2010

004613561

Работа выполнена в Государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Курганский государственный университет» (ГОУ ВПО КГУ)

Научный руководитель:

доктор технических наук, доцент Тараторкин Игорь Александрович (г. Курган)

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Филькин Николай Михайлович (г. Ижевск)

кандидат технических наук

Зыков Сергей Николаевич (г. Ижевск)

Ведущая организация:

ОАО «Курганмашзавод», г. Курган

Защита состоится 22 ноября 2010 г. в 14 00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.065.03 в Ижевском государственном техническом университете по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ИжГТУ. С авторефератом можно ознакомиться на официальном сайте ИжГТУ: www.istu.ru.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью учреждения, просим направлять по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7, ученому секретарю диссертационного совета.

Автореферат разослан » октября 2010 г,

Ученый секретарь

диссертационного совета, доктор технических наук, профессор

Ю. В. Турыгин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. В настоящее время разрабатываемые и модернизируемые транспортные машины оснащаются новыми, превосходящими по техническому уровню зарубежные образцы, гидромеханическими трансмиссиями, которые должны обеспечить необходимую долговечность силового блока трансмиссии и ходовой части. Принято считать, что требуемая долговечность элементов трансмиссии обеспечивается благодаря применению гидротрансформатора, который является активным демпфером возмущений на входе и выходе трансмиссии. В ходе экспериментальных исследований опытных образцов транспортных машин с перспективными гидромеханическими трансмиссиями наблюдается высокая динамическая нагру-женность, формируемая внешними и внутренними возмущениями при переходных процессах трогания с места, переключения передач, блокировке гидротрансформатора, а также и на установившихся режимах движения транспортных машин. Вследствие этого ограничивается долговечность деталей и узлов силового блока. В наибольшей степени подвержены динамическим нагрузкам и в результате имеют ограниченный ресурс фрикционные элементы системы управления гидромеханических трансмиссий.

Задача снижения динамической нагруженности элементов современных трансмиссий решается многими отечественными и зарубежными учеными и специалистами. Тем не менее, во многих исследованиях не учитываются некоторые факторы, которые, при соблюдении определенных условий, способны значительно снизить ресурс трансмиссии. Современные гидромеханические трансмиссии являются сложными и дорогостоящими изделиями; затраты на их восстановление и убытки, связанные с простоем вышедших из строя эксплуатируемых машин оказываются также значительными. Учитывая перечисленные аспекты, проблема прогнозирования динамической нагруженности на ранних этапах проектирования и повышения долговечности фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий является актуальной.

В диссертационной работе выдвигается и обосновывается гипотеза о разрушении металлокерамических дисков фрикционных элементов системы управления гидромеханической трансмиссии вследствие возникновения резонансных режимов, причиной которых являются высокочастотные возмущения, генерируемые гидротрансформатором. На основании результатов исследования приводится усовершенствованная методика расчета фрикционных элементов.

Цель и задачи исследования. Цель исследования заключается в разработке усовершенствованной методики расчета фрикционных элементов гидродинамических трансмиссий, позволяющей учесть динамические факторы их нагружения и частотные характеристики дисков трения. Для достижения поставленной цели в диссертационной работе решаются следующие задачи:

1.Проведение анализа условий работы фрикционных элементов и теоретическое исследование условий возникновения резонансных режимов дисков трения. Обоснование выдвинутой гипотезы о разрушении металлокерамических дисков вследствие негативного влияния гидротрансформатора.

2. Расчет частотных характеристик фрикционных дисков: определение собственных частот и форм колебаний; частотный анализ отклика металлокерамических дисков.

3. Создание математической модели динамического процесса включения фрикционной муфты с учетом закона изменения давления в системе управления и нелинейности характеристики коэффициента трения.

4. Экспериментальное исследование динамических свойств металлокерамиче-ских дисков фрикционных элементов.

5. Обобщение результатов исследования, обоснование необходимости совершенствования существующей методики расчета фрикционных элементов, представление усовершенствованной методики расчета.

Методы исследования. В ходе решения поставленных задач в программном пакете МаШса<1 была создана математическая модель динамического процесса включения фрикционной муфтой с учетом закона изменения давления в системе управления и нелинейности характеристики коэффициента трения. Решение задачи по определению собственных частот дисков трения проводилось по приближенной зависимости в соответствии с уравнением волновой теории и математической физики. Моделирование фрикционных дисков, определение точных значений их собственных частот и построение эпюр собственных форм их колебаний было получено методом конечных элементов с использованием программы К'ЛЗТЯАК. В этой же программе был проведен анализ частотного отклика дисков трения. Экспериментальное определение собственных частот металлокерамических дисков проводилось в соответствии с разработанным методом на специально созданной экспериментальной установке.

Обработка экспериментальных данных проводилась с использованием программных пакетов МаЛсас1 и РотеегвгарЬ.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Обоснована необходимость совершенствования существующей методики расчета фрикционных элементов системы управления трансмиссии и предложена методика, позволяющая учесть большее количество факторов нагружения, спрогнозировать негативные резонансные явления в трансмиссии и определить пути снижения динамической нагруженности ее элементов.

2. Разработана расчетная схема и математическая модель динамического процесса включения фрикционной муфты с учетом закона изменения давления в системе управления и нелинейности характеристики коэффициента трения.

3. Разработана математическая модель для расчета собственных частот колебаний фрикционных дисков и их динамического расчета, которая позволяет также решать обратную задачу по выбору параметров конструкции фрикционных дисков, исключающих резонансные режимы в процессе их работы.

Практическая ценность. Разработана усовершенствованная методика расчета фрикционных элементов системы управления гидромеханической трансмиссии, учитывающая динамические характеристики режимов их работы. Предложенная методика расчета дает возможность на ранних этапах проектирования трансмиссии спрогнозировать резонансные режимы работы фрикционных дисков и разработать рекомендации по принятию мер по предотвращению их неблагоприятных последствий; выбрать оптимальный закон управления трансмиссией с учетом реальной характеристики коэффициента трения. Это. позволит ускорить процесс создания новых образцов гидромеханических трансмиссий и сократить затраты на доводочные работы при модернизации трансмиссий существующих машин.

На защиту выносятся:

1. Усовершенствованная методика проектного расчета фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий, позволяющая учесть динамические характеристики дисков трения.

2. Математическая модель динамического процесса включения фрикционной муфты с учетом нелинейности характеристики коэффициента трения и закона изменения давления в системе управления.

3. Результаты теоретических и экспериментальных исследований.

Реализация работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований отражены в двух отчетах о НИР и семи актах, переданных в ОАО «СКБМ», г. Курган и ООО КАТЕ, г. Москва. Результаты диссертационной работы также использованы в учебном процессе при подготовке студентов специальности 190202 Курганского государственного университета.

Апробация работы. Основные положения и материалы диссертационной работы докладывались и обсуждалась: на научно-практической конференции «Актуальные вопросы современной науки» (Курган, 2010); на Международной научно-технической конференции «Транспортные и транспортно-технологические системы» (Тюмень, 2010).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ (из них - 2 в изданиях, рекомендованных ВАК для публикации основных научных результатов).

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и выводов, списка литературы из 53 наименований и Приложений на 2 страницах. Работа содержит 148 страниц машинописного текста, включая 49 рисунков, 7 таблиц и Приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальности работы. Дана краткая характеристика состояния проблемы, поставлена цель и задачи исследования, сформулирована научная новизна и практическая ценность результатов, сформулированы основные положения, которые выносятся на защиту.

В первой главе проведен анализ конструкций современных дисковых фрикционных устройств и условий их работы. Рассмотрены характерные виды разрушения дисков трения. Проведен анализ существующих методик расчета фрикционных элементов трансмиссий. Рассмотрены новые виды разрушения дисков трения. Выдвинута и обоснована гипотеза о вероятных причинах выхода их из строя за ограниченный срок эксплуатации.

Исследованию фрикционных элементов посвящены работы И. В. Крагельского, 10. Н. Костерина, А. В. Чичинадзе, Е. А. Чудакова, А. Г. Гинзбурга, Г. М. Щеренко-ва и др. В работах А. С. Антонова, И. А. Носова, И. М. Зальцермана, В. П. Косова, И. П. Ксеневича, ученых и специалистов МГТУ им. Н. Э. Баумана, МАМИ, ВНИ-ИТРАНСМАШ, НАТИ, БИТУ (БПИ) и др. изложены вопросы расчета и конструирования фрикционных элементов.

Фрикционные узлы трансмиссий относятся к группе деталей, в сопряжении которых трение периодически используется как фактор, обеспечивающий выполнение механизмом своей функции. В гидромеханических трансмиссиях современных

транспортных машин наибольшее распространение получили дисковые фрикционные устройства, работающие в условиях граничного трения. В общем случае они подвергаются воздействию нагрузок трех видов: основного силового потока от двигателя к трансмиссии, сил инерции и инерционных моментов вращающихся деталей, а также крутящих моментов, возникающих в связи с перекрытием в работе фрикционов при автоматических переключениях под нагрузкой. При контакте сопряженных поверхностей стремятся получить, возможно, большую силу трения. Соответственно оказывается велика работа трения и интенсивность изнашивания поверхностей трения. Поэтому характерными видами разрушения дисков трения являются изнашивание их поверхностей, перегрев, а также изменение формы (коробление) дисков.

Стандартизованная методика расчета фрикционных узлов трансмиссий заключается в определении следующих параметров:

— коэффициента трения и коэффициента запаса в буксующем и включенном состоянии фрикционного узла;

— долговечности фрикционного узла по износу дисков трения;

- температурный расчет дисков трения;

- формоизменение дисков трения в процессе эксплуатации (коробление и усадка);

- необходимый удельный расход масла для смазки дисков трения;

— момент сопротивления и потерь мощности в разомкнутом фрикционном узле, работающем в масле.

Подавляющее большинство существующих рекомендаций по выбору параметров конструкции фрикционных узлов проектируемых трансмиссий базируются на данной методике расчета.

Для расчета фрикционных элементов A.B. Чичинадзе была разработана теория тепловой динамики трения и износа твердых тел (ТДТИ) при сухом и граничном трении. Согласно исследованиям автора, динамика процессов трения и износа неразрывно связана с фрикционно-износными свойствами материалов пары трения, которые, в свою очередь зависят от скоростного, нагрузочного и температурного режимов работы узла трения. На величину и характер изменения фрикционных свойств материалов существенное влияние оказывает температура на фрикционном контакте, которая является интегральным фактором, отражающим совместное влияние давления, скорости скольжения и коэффициента трения, а также отражает влияние теплофизических свойств материалов, конструктивных размеров элементов и свойств окружающей среды.

Однако, как показал опыт эксплуатации, приведенные методики расчета учитывают не все факторы, влияющие на долговечность деталей фрикционных устройств трансмиссий.

В процессе эксплуатации транспортной машины с опытной гидромеханической трансмиссией был замечен новый вид разрушения — разрыв дисков трения вследствие образования на них трещин (рис. 1). Это явление наблюдалось в опытных и серийно выпускаемых трансмиссиях отечественного производства, а также в конструкциях мирового лидера в области разработки и производства трансмиссий фирмы Allison. В результате металлографического анализа места излома было установлено, что образование трещин носит усталостный характер. Разрушение произошло вследствие действия циклической нагрузки за ограниченное время эксплуатации. В

связи с этим можно предположить, что разрушение фрикционных дисков произошло вследствие возникновения высокочастотных колебаний, вызванных близким совпадением их собственной частоты с частотой возмущающего воздействия в процессе функционирования.

Рис. 1 — Новый вид разрушения - разрыв дисков трения

В работах И. А. Тараторкина было показано, что узлы и детали гидромеханических трансмиссий в значительной степени подвержены динамическим нагрузкам в процессе их эксплуатации. Применение гидротрансформатора, кроме преобразования крутящего момента, позволяет эффективно демпфировать возмущения на входе и на выходе из трансмиссии. Однако в элементах зоны «двигатель - гидротрансформатор - механическая коробка передач» при определенных условиях могут возникнуть колебательные процессы с существенной амплитудой. Спектральный анализ происходящих при этом динамических процессов показал, что на некоторых режимах работы гидротрансформатор может генерировать высокочастотные колебания. Двигатель и зубчатые передачи не содержат гармоник столь высокого порядка.

В ходе экспериментальных исследований транспортной машины с опытной гидромеханической трансмиссией было установлено, что на режиме, предшествующем блокировке гидротрансформатора, на графике спектральной плотности виброускорений есть ярко выраженный максимум в неисследованной ранее области частот. При блокировке гидротрансформатора в спектре частот генерируемых колебаний исчезают доминантные гармоники, т.е. резонансные режимы невозможны. На основании полученных данных была выдвинута гипотеза о разрушении фрикционных дисков вследствие близкого совпадения их собственной частоты с частотой, генерируемой гидротрансформатором.

Во второй главе проводится расчет частотных характеристик дисков трения, а также их динамический анализ с помощью метода конечных элементов. Целью расчета является определение собственных частот колебаний металлокерамических дисков и анализ их реакций на внешнее возмущающее воздействие, изменяющееся по периодическому закону.

Для подтверждения гипотезы о том, что металлокерамические диски разрушаются вследствие близкого совпадения их собственной частоты с частотой, гешрируемой гидротрансформатором, необходимо располагать достоверным расчетным методом определения собственных частот металлокерамических дисков.

Конструктивно металлокерамические диски, массово применяемые во фрикционных элементах гидромеханических трансмиссий, состоят из стального кольца, изготовленного из стали 65Г, с зубчатым венцом внутреннего зацепления и фрикционных металлокерамических накладок, выполненных из металлокера-

мики марки МК-5, которые припекаются к омедненным поверхностям стального кольца при температуре 700.. .800 °С через адгезионный слой.

Приняв ряд допущений, металлокерамический диск можно рассматривать как круговой брус ограниченной кривизны постоянного поперечного сечения. Собственную частоту кругового кольца можно определить в соответствии с волновой теорией и базируясь на исследованиях С. П. Тимошенко, Дж. П. Ден-Гартога, Н. Г. Сурьянинова и др. Зависимость для определения собственной частоты кругового кольца радиуса R из материала с модулем упругости Е, приведенной погонной массой то и прямоугольным поперечным сечением с моментом инерции / выглядит следующим образом:

К(К\~\) I El

су = —}--'- -— (!)

, : VrTl ÎmjV

где К - целое число,"определяющее количество волн, укладывающихся на длине кольца 2nR (К = 1,2,..N). В зависимости от значения параметра изменяется форма колебаний в плоскости кольца.

Однако применить эту формулу для расчета исследуемого диска трения можно лишь с большими допущениями. Описанный метод расчета не позволяет учесть различия физико-механических свойств материалов диска.

Для получения точных значений собственных частот диска в диссертационной работе применяется численный метод - метод конечных элементов, который позволяет проводить как статический, так и динамический анализ конструкций, состоящих из разнородных материалов. Наиболее удобным способом реализации данного метода является моделирование металлокера-мического диска и последующий его расчет в программном пакете NASTRAN. В результате расчетов с использованием данной программы были получены значения собственных частот и соответствующие им эшоры собственных форм колебаний металлокерамического диска (рис. 2).

Полученные эпюры собственных форм колебаний диска соответствуют фермам колебаний кругового кольца, описываемым формулой (1). При К- 1 формула (1) описывает смещение кольца как абсолютно жесткого тела, при К = 2 диск принимает форму кольца, К = 3 соответствует треугольная собственная форма, а при К= 4 диск принимает форму креста.

■ Л л

g %

А." = 1, сое = 0 Гц Л' = 2, а>с = 708 Гц Л> 3, <ус= 19391 ц К = 4, он- = 3572 Гц Рис. 2-Эпюры форм колебаний и значения собственных частот

Анализ формулы (1) позволяет сделать вывод о возможности варьирования параметрами диска для изменения его частотных характеристик. Требуемый эффект можно достичь, изменив геометрические параметры диска, однако это влечет за собой изменение конструкции всего фрикционного узла. Более целесообразным

вариантом изменения собственных частот диска представляется варьирование параметром К.

Изменения числа волн, укладывающихся на длине окружности диска, можно добиться путем выполнения радиальных пазов на диске (рис. 3). Размеры пазов выбираются с учетом сохранения устойчивости и прочности диска под действием центробежных сил. Кроме того, работа буксования и температура на поверхностях трения должна остаться в допустимых преде-

Рис. 3 - Варианты изменения конструкции диска трения и вид прорези а) диск с тремя парами пазов; б) диск с четырьмя парами пазов; в) диск с шестью парами пазов

Значения собственных частот для различных вариантов конструкции диска трения, приведены в таблице ]. Наиболее эффективным является вариант с шестью парами радиальных пазов. В этом случае этом удается достичь максимального снижения собственных частот диска. При этом диск удовлетворяет условию прочности, обеспечивает необходимый коэффициент запаса фрикционного узла, а работа буксования увеличивается не более чем на 4%.

Таблица 1. Значения собственных частот диска трения, Гц

Значение Базовый Количество нар пазов

параметра К вариант 3 4 6

1 0 0 0 0

2 708 597 и, ОО 524

3 1939 1951 1560 1367

4 3572 3144 2378 2650

Кроме расчета собственных частот программный пакег МАБТКАМ позволяет провести частотный анализ отклика конструкции с целью определения максимал^ых значений ее откликов (перемещений, реакций, напряжений и т.д.) на внешнее перю-дическое воздействие. К металлокерамическому диску прикладывается крутящий момент, действующий в плоскости диска и изменяющийся по гармони*Ескому закону в диапазоне частот от 0 до 10000 Гц. В результате расчета были получены напряжения сдвига в плоскости диска для заданного диапазона частот (рис. 4).

На основании полученных результатов можно сделать вывод о том, что наиболее опасной резонансной областью частот является 680...730 Гц: именно в этом диапазоне гидротрансформатор генерирует колебания с максимальной амплитудой. Частотный анализ отклика, выполненный для диска с шестью парами пазов (рис. 3,в), показал, что благодаря такому изменению конструкции диска его собственная частота, соответствующая К = 2 смещается в сторону более низких значений и оказывается в области 500...550 Гц (Рис. 4).

Рис. 4 - Результаты частотного анализа отклика фрикционного диска

Таким образом, получено теоретическое подтверждение гипотезы о разрушении металлокерамических дисков вследствие возникновения резонансных режимов в процессе работы трансмиссии. Разработан достоверный аналитический метод определения собственных частот металлокерамического диска. Предложен вариант изменения конструкции диска, благодаря которому значения его собственных частот оказываются за пределами опасного диапазона.

В третьей главе выполняется теоретическое исследование динамических процессов, протекающих при функционировании фрикционной муфты, с учетом характеристики коэффициента трения и при различных законах изменения давления в системе управления.

Полный рабочий цикл фрикционного устройства гидромеханической трансмиссии включает в себя четыре стадии: два состояния и два переходных режима. Эти стадии проходят в следующей последовательности: вращение в разомкнутом состоянии; плавное включение; передача крутящего момента в замкнутом состоянии; выключение в необходимом темпе.

Диски трения в наибольшей степени подвержены динамическим нагрузкам при переходном режиме включения фрикционной муфты. На характер переходных про- | цессов оказывают влияние конструктивные параметры фрикционной муфты, а также закон управления переключением передач и блокировкой гидротрансформатора. Характер изменения коэффициента трения определяется свойствами материалов, составляющих пару трения, и характером нагружения.

Исследованием трения как физического явления занимались многие выдающиеся ученые. Первые модели трения описываются линейным характером изменения коэффициента трения в зависимости от относительной скорости скольжения и являются статическими моделями трения (Г. Амонтон, Ш. Кулон, О. Рейнольде и др.). В дальнейшем были открыты новые, динамические свойства трения (R. Shtribek, Р. Dahl, D. Hess, A. Soom, P. Dupont, В. Armstrong-Hélouvry, С. Canudas de Wit, H. Olsson, К. J. Äström и др.). Был открыт эффект Штрибека - плавный переход от уровня статического трения к уровню сухого трения. Кроме того, было пока-

и

зано, что трение и скорость связаны между собой зависимостью с эффектом гистерезиса, т.е. сила трения больше, когда скорость повышается, и меньше, когда убывает.

Результаты экспериментальных исследований свидетельствуют о колебательном характере изменения угловой скорости ведущих и ведомых деталей фрикционной муфты в процессе переключения передач. Это вызвано тем, что коэффициент трения изменяется по нелинейному закону (некулоново трение). Поэтому при расчетах механических систем с трением необходимо учитывать реальный характер изменения коэффициента трения.

Существенной влияние на переходные процессы во фрикционных муфтах оказывает закон изменения давления в системе управления трансмиссии. Большинство современных трансмиссий оснащаются электрогидравлическим управлением, что позволяет улучшить тяговые свойства транспортной машины, снизить расход топлива и облегчить управление. Применяемая в них гидроаппаратура (например, производства фирмы Bosh, Германия) позволяет задать практически любой закон изменения давления и адаптировать алгоритм управления трансмиссией для проектируемого транспортного средства.

Чтобы оценить степень влияния характеристики коэффициента трения и режима нагружения необходимо составить адекватную математическую модель, позволяющую учесть как свойства трения, так и динамические качества процессов, происходящих в системе.

Механическую систему, содержащую фрикционную муфту, можно представить как комбинацию двух ее частей с голономными связями, соединенных между собой некоторой активной силовой связью. Силовая связь при ее математическом описании представляет собой сумму крутящих моментов и сил, действующих на ведущие и ведомые детали фрикционной муфты, зависящих как от их обобщенных координат, так и от их скоростей и ускорений (рис.5).

Рис. 5 - Расчетная схема динамической системы с фрикционной муфтой Математически процесс включения фрикционной муфты описывается системой из четырех дифференциальных уравнений динамического равновесия (2), учитывающих позиционные силы (силы упругости) и силы сопротивления (демпфирование, сила трения). В формулу для расчета момента трения (3) входят две функциональные зависимости: удельное давление на поверхности трения, зависящее от времени, и коэффициент трения как функция от относительной скорости скольжения сопрягаемых поверхностей. Второе и третье уравнения данной системы описывают силовую связь между ведущими и ведомыми деталями фрикционной муфты. Благодаря такому варианту составления математической модели можно учесть ха характер изменения коэффициента трения для различных моделей трения, а также

О

о

рассмотреть поведение системы при разных законах изменения давления в бустере фрикционной муфты.

У, У.+с, -(ф, -фг)+8, -(ш, -со2) = Мд(0

У2ф"2+с, -(ф2 -Vl)+Mmp(/,A(o2_,) = 0

J, -Ф"3 +Мтр(t,Асо,.2) + с2 -(ф, ~Ф4)= О

J> "(ф4 -фз)+8, -(ш, -га,) = -Мс

Момент трения вычисляется по следующей зависимости:

С».ф') = ■ ■ Ь ■ RJ1 ■ р. (О • и (ф! )

(2)

(3)

где Мд- крутящий момент, развиваемый двигателем; Мс — момент сил сопротивления; Ра~ удельное давление на поверхности трения; Кср - средний радиус трения; Ь - ширина рабочей поверхности дисков трения; гт - число пар поверхностей трения; ртр - коэффициент трения скольжения; У,- момент инерции двигателя;

./¿-момент инерции ведущих деталей фрикционной м}фты; ^ — момент инерции ведомых деталей фрикционной м)фты;

момент инерции сил сопротивления; С(, сг~жесткость валов при кручении; <5/, 52 - коэффициенты демпфирования;

(р, у', (¡>" - угловые перемещения, скорости и ускорения элементов системы.

••■ •:«•?)•••.............- •••• : —

-ОС. I.J...

а) б) в) г)

Рис. 6 - Графические характеристики моделей трения

0 13 3 4

3 Ой 0.9 1.2 15

Л Г t

/ 1

1

!

О 0.3 Об 0.9 1.3 1.5

а) б) в) г)

Рис. 7 - Законы изменения давления в системе управления

Расчет проводился для четырех моделей трения (рис. 6); в каждом случае рассматривались четыре закона изменения давления (рис.7).

Анализ полученных результатов позволяет сделать вывод о том, какая из рассматриваемых моделей трения наиболее адекватно описывает процесс включения фрикционной муфты. Расчет характеристик процесса включения фрикционной муфты с использованием модели трения с эффектом Штрибека (рис. 6, г) дает результаты, наиболее близкие к экспериментальным. Здесь время включения, установившийся момент трения и другие параметры процесса с большой точностью соответствуют зарегистрированным в ходе эксперимента.

На начальном этапе буксования дисков трения наблюдаются высокочастотные затухающие колебания угловой скорости ведущих и ведомых деталей муфты. Подобный характер изменения угловой скорости был зафиксирован и в результате эк> леримента. При моделировании колебания можно заметить только при учете эффекта Штрибека, что доказывает адекватность применения этой модели трепня. Этот ч|)-фект обусловлен именно свойствами трения, так как на характер колебательного пр>-цесса оказывают влияние только параметры модели трения.

Составленная математическая модель позволяет выполнить поиск оптимального сочетания параметров закона управления (рис. 10,г) для обеспгчения минимального значения работы буксования, при котором динамический момент не превышает допустимое значение. Варьируемыми параметрами явтются длительность импульса давления в начале процесса включения и его амплитуда. Импульс давления необходим чтобы «обнулить» начальные условия, т.е. быстро заполнить бустер фрикциона рабочей жидкостью, выровнять углэвые скорости ведущих и ведомых дисков и тем самым создать благоприятные условия для формирования фрикцишного контакта. Это в свою очередь позволит снизить динамическую нагруженность деталей фрикционного узла, минимизировать вероятность перегрева дисков трения, уменьшить износ и в конечном итоге повысить долговечность элементов сжтемы управления и всей трансмиссии в целом.

Графики зависимости работы буксования и динамического момента трения от параметров закона управления и область оптимального управления приведены на рис. X.

Рис. 8 - Определение области оптимального управления: а) зависимость работы буксования от параметров закона управл'ния; б) зависимость динамического момента трения от параметров заюна управления; в) область оптимального управления

В четвертой главе обосновываются цели и задачи экспериментального исследования, а также проводится анализ основных результатов экспериментов.

Целью экспериментальных исследований является оценка корректности допущений, принятых при теоретических исследованиях, а также оценка адекватности составленной математической модели. Поставленная цель достигаются путем решения следующих задач:

1) Проверка гипотезы о том, что металлокерамические диски разрушаются вследствие близкого совпадения их собственной частоты с частотой, генерируемой гидротрансформатором.

2) Экспериментальное определение собственных частот и форм колебаний ме-таллокерамических дисков.

3) Экспериментальное определение кинематических и силовых параметров процесса переключения передач.

Экспериментальное исследование вибронагруженности фрикционных элементов системы управления проводились при ходовых испытаниях транспортной машины с гидромеханической коробкой передач, оснащенной комплексом информационно-измерительной аппаратуры. Объектом исследования являлась гидромеханическая трансмиссия «Синтез», разработанная ОАО «СКВМ» для гусеничных и колесных машин различного назначения.

В процессе ходовых испытаний машины с данной трансмиссией было установлено, что высокочастотные колебания наблюдаются при частоте вращения вала двигателя более 2050 об/мин, когда в трансмиссии включена нейтраль и при движении на 5-й и 6-Й передачах с разблокированным гидротрансформатором. Амплитуды виброускорений в вертикальной и горизонтальной плоскостях составляют 5,6...7,5 м/с. На режиме, предшествующем блокировке гидротрансформатора, на графике спектральной плотности есть ярко выраженный всплеск амплитуды в области 680...720 Гц (рис. 9,а). При блокировке гидротрансформатора в спектре частот колебаний исчезают доминантные гармоники (рис. 9,6). Этот факт подтверждает гипотезу о том, что гидротрансформатор способен генерировать высокочастотные колебания значительной амплитуды, способные вызвать резонансные явления во фрикционных узлах трансмиссии.

А. М'С* 1.5 I

0,5 0

0 100 200 300 400 500 (их) 7«) 800 900 1000 ihk) 1200 1300 моог.гц

а) гидротрансформатор разблокирован

Л. м'с" 1,5 I

0.5 0

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000 п00 1200 1300 моог.гц

б) гидротрансформатор разблокирован Рис. 9 - Спектральные плотности виброускорений

1ЯИ8К об/ним ; f¡ ; ;

KkOs 1£>63 OÖ/ilUH '..............í............"7 .................' * .............................

..............;..........¡........................... j' ..............:.......i -

__„_____H'M^^

......i " 1 ¡ : " V Nät'NKb-moa/тн j j .............f................!.............t.............<............. i í ! i j i

Для оценки корректности результатов, полученных в ходе теоретического исследования, был разработан экспериментальный метод определения собственных частот колебаний металлокерамического диска путем облучения объекта исследования звуковой волной.

Исследования проводились на экспериментальной установке, которая включает в себя следующие компоненты (рис. 10): регистратор-спектроанализатор (1); усилитель звуковой частоты (3); акустический излучатель (4); объект исследования - ме-I таллокерамический диск (5); генератор звуковой частоты (0...20000Гц) (2); аналого-цифровой преобразователь (7); вибродатчик - пьезоакселерометр АЭХЫ05 (6).

Особенностью экспериментальной установки является использование высокопроизводительного, однокомпонентного микромашинного измерителя ускорений высокой точности. Спектроанализатор способен в режиме реального времени на ' основе прямого преобразования Фурье определять параметры реакции: частоты, фазы и амплитуды гармонических составляющих регистрируемого сигнала.

Определение собственных частот объекта исследования возможно в двух режимах:

1) на основе спектрального анализа затухающих колебаний диска (свободных колебаний) после приложения к нему кратковременного возмущающего воздействия;

2) на режиме вынужденных колебаний при плавном изменении частоты генератора от 0 до 10000 Гц.

Результаты экспериментального определения собственных частот металлокерамического диска и стального кольца, а также данные, полученные аналитическим путем, приведены в таблице 2.

Таблица 2. Значения собственных частот металлокерамического диска

Номер формы колебаний Собственная частота, Гц

Экспериментальная Теоретическая

Диск Кольцо Диск Кольцо

1 0 0 0 0

2 703 864 708 876

3 1914 2385 1939 2409

4 3535 4398 3572 4449

5 4921 5562 4676 5745

6 5546 7341 5602 6883

Как видно из таблицы, значения собственных частот, нолученных разными способами, сходятся с высокой степенью точности. Учет наличия металлокерамиче-ских накладок оказывают существенное влияние на результат. Это позволяет сделать вывод о том, что разработанный расчетный метод является адекватным и его можно применять для оценки возможности возникновения резонансных режимов во фрикционных элементах системы управления гидромеханических трансмиссий.

Экспериментальное исследование процесса переключения передач проводилось в ходе стендовых испытаний перспективной трансмиссии для сельскохозяйственного трактора с возможностью переключения передач под нагрузкой без разрыва потока мощности. При этом фиксировались скорости вращения входного и выходного валов трансмиссии, крутящие моменты на этих валах и изменение давления во фрикционах системы управления. Фрагмент осциллограммы представлен на рис. 11.

150 pJVffla М, Н*м

120 110 100 90 S0 70 60 50 40 30 20 10 0

400 11, об/мин

360 340 320 300

17 17,25 17.5 17,75 18 18,25 18,5 18,75 19 С, с К5 Рис. 11 — Фрагмент осциллограммы (переключение передач с 5-й на 6-ю)

На основании приведенных результатов можно сделать вывод о необходимости совершенствования существующей методики расчета фрикционных элементов системы управления трансмиссий. При выборе параметров конструкции фрикционных устройств и режимов их работы необходимо учитывать динамические процессы, происходящие при их функционировании, а также правильно выбрать параметры закона управления переключением передач. Кроме того, необходимо учитывать частотные свойства дисков трения при их расчете на долговечность. Алгоритм усовершенствованной методики расчета фрикционных элементов трансмиссий представлен на рис. 12.

Определение динамических характеристик процесса функционирования фрикционного учла

-

Вывод результатов

Окончание расчета

Определение собственных частот дисков трения

Проверка

условий вознцкновекия^"""4^^^^ Нет резонансных режимов работы фрикционного узла

Да

| Изменение параметре в фрикционного узла |

Изменение закона управления

Рис. 12 - Блок-схема усовершенствованной методики расчета фрикционных элементов трансмиссий

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ И ВЫВОДЫ

1. На основе проведенного исследования в данной работе научно обоснована и решена задача совершенствования методики проектного расчета фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий транспортных машин путем учета реальной зависимости коэффициента трения от относительной скорости скольжения, закона управления фрикционными узлами, обеспечивающего минимум работы буксования при переходных процессах при исключения возникновения резонансных режимов работы фрикционных элементов и выполнении других функциональных условий, позволяющая обеспечить требуемую долговечность узлов и деталей гидромеханических трансмиссий, имеющая важное военное и народно-хозяйственное значение.

2. При решении этой задачи теоретическими и экспериментальными исследованиями процессов, протекающих во фрикционных элементах трансмиссии при их работе, получены зависимости:

— коэффициента трения новых фрикционных материалов от относительной скорости скольжения при переходных процессах;

- собственной частоты металлокерамических дисков от параметров их конструкции и режимов работы.

Обоснован выбор параметров временной функции изменения давления управления фрикционными элементами трансмиссии.

3. Проведенные экспериментальные исследования динамической нагруженности опытной гидромеханической трансмиссии автомобиля многоцелевого назначения с колесной формулой 6x6 и статистическая обработка их результатов подтверждает адекватность разработанных математических моделей, отражающих процессы, протекающие во фрикционных элементах системы управления.

4. Выдвинута и обоснована гипотеза о возможных причинах разрушения дисков трения. Показано, то гидротрансформатор при определенных условиях способен генерировать высокочастотные колебания в неисследованном ранее диапазоне частот (до 5000 Гц), вызывающие резонансные режимы в узлах и деталях трансмиссии.

5. На основе численного решения методом конечных элементов были определены значения собственных частот и формы колебаний металлокерамических дисков. Проведен частотный анализ отклика дисков на внешнее возмущающее воздействие, изменяющееся по периодическому закону.

6. Экспериментальные данные показали, что фрикционные элементы в значительной степени подвержены динамическим нагрузкам, не учитываемым существующими методиками расчета. В процессе проектировании перспективных и модернизации существующих гидромеханических трансмиссий важно учесть и правильно оценить динамические свойства гидротрансформатора.

7. На основе выполненных исследований - теоретических и экспериментальных -разработан ряд рекомендаций по выбору параметров дисков трения и режимов нагружения фрикционных элементов, благодаря которым можно снизить их динамическую нагруженность в процессе эксплуатации трансмиссии и повысить их долговечность.

ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

В изданиях, рекомендованных ВАК для публикации основных научных результатов:

1. Хомичев А. С. Фрикционные элементы современных автоматических трансмиссий: материалы, условия работы, нагрузки // Вестник ИжГТУ. - 2009. - № 2. - С. 36-38.

2. Хомичев А. С. Применение метода конечных элементов для расчета фрикционных дисков системы управления гидромеханической трансмиссии // Вестник ИжГТУ. - 2009. - № 4. - С. 45-49.

Другие публикации:

3. Хомичев А. С. Совершенствования методики расчета фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий // Сборник научных трудов аспирантов и соискателей Курганского государственного университета. Выпуск X. - Курган, 2008. -С. 21-22.

4. Хомичев А. С. Характеристики, условия работы и расчет фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий транспортных машин // Сборник «Механика и процессы управления. Итоги диссертационных исследований» (серия «Избранные труды Уральского семинара»), - Екатеринбург: УрО РАН, 2009. - С. 118-125.

5. Хомичев А. С. Расчет динамической нагруженности фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий транспортных машин методом конечных элементов /У «Актуальные вопросы современной науки»: Материалы межрегиональной научно-практической конференции, посвященной Дню науки - 12 февраля 2010 г. - Курган: изд-во КГУ.-2010. - С. 126-131.

6. Хомичев А. С. Динамический расчет фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий транспортных машин // Вестник Курганского государственного университета - Курган, 2010. - С. 51-54.

7. Хомичев А. С. Динамический расчет фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий // Материалы Международной научно-технической конференции «Транспортные и транспортно-технологические системы» - Тюмень: ТюмГНГУ, 2010. - С. 319-323.

Научное издание

Хомичев Алексей Сергеевич

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДИКИ ПРОЕКТНОГО РАСЧЕТА ФРИКЦИОННЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Подписано к печати 14.10.10 Формат 60 х 84 1/16 Бумага тип. №1 Печать трафаретная Усл. печ. л. 1,0 Уч. - изд. л. 1,0

Заказ да Тираж 100 экз. Цена свободная

Редакционно-издательский центр КГУ 640669, г. Курган, ул. Гоголя 25. Курганский государственный университет

Введение.

1. Анализ конструкций, условий работы и нагрузок фрикционных элементов систем управления гидромеханических трансмиссий.

1.1 Конструкция дисковых фрикционных устройств.

1.2 Фрикционные материалы, их характеристики.

1.3 Условия работы дисков трения фрикционных устройств.

1.4 Факторы нагружения, характерные виды разрушения и расчет фрикционных элементов трансмиссии.

1.5 Задачи исследования.

2. Расчет частотных характеристик дисков трения фрикционных элементов трансмиссий.

2.1 Виды инженерного анализа, их характеристики.

2.2 Расчет собственных частот металлокерамических дисков по приближенной зависимости.

2.3 Расчет частотных характеристик дисков трения методом конечных элементов.

2.4 Методы повышения долговечности фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий

3. Динамический расчет процесса функционирования фрикционных элементов трансмиссий.

3.1. Расчетная схема и математическая модель. 108'

3.2. Анализ результатов расчета.

3.3. Оптимизация параметров закона управления трансмиссией.

4. Экспериментальное исследование.

4.1. Экспериментальное исследование динамической нагруженности трансмиссии.

4.2. Экспериментальное определение частотных характеристик дисков трения.

4.3 Экспериментальное исследование процесса переключения передач при стендовых испытаниях трансмиссии.

4.3.1 Объект исследования.

4.3.2 Экспериментальный стенд, его характеристики.

4.3.3 Анализ результатов экспериментального исследования.

Основные результаты работы и выводы.

Актуальность проблемы

В настоящее время разрабатываемые и модернизируемые транспортные машины оснащаются новыми, превосходящими по техническому уровню зарубежные образцы, гидромеханическими трансмиссиями, которые должны обеспечить необходимую долговечность силового блока трансмиссии и ходовой части. Принято считать, что требуемая долговечность элементов трансмиссии обеспечивается благодаря применению гидротрансформатора, который является активным демпфером возмущений на входе и выходе трансмиссии. В ходе экспериментальных исследований опытных образцов транспортных машин с перспективными гидромеханическими трансмиссиями наблюдается высокая динамическая нагруженность, формируемая внешними и внутренними возмущениями при переходных процессах трогания с места, переключения передач, блокировке гидротрансформатора, а также и на установившихся режимах движения транспортных машин. Вследствие этого ограничивается долговечность деталей и узлов силового блока. В наибольшей степени подвержены динамическим нагрузкам и в результате имеют ограниченный ресурс фрикционные элементы системы управления гидромеханических трансмиссий.

Задача снижения динамической нагруженности элементов современных трансмиссий решается многими отечественными и зарубежными учеными и специалистами. Тем не менее, во многих исследованиях не учитываются некоторые факторы, которые, при соблюдении определенных условий, способны значительно снизить ресурс трансмиссии. Современные гидромеханические трансмиссии являются сложными и дорогостоящими изделиями; затраты на их восстановление и убытки, связанные с простоем вышедших из строя эксплуатируемых машин оказываются также значительными. Учитывая перечисленные аспекты, проблема прогнозирования динамической нагруженности на ранних этапах проектирования и> повышения долговечности фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий является актуальной.

В диссертационной работе выдвигается- и обосновывается гипотеза о разрушении металлокерамических дисков фрикционных элементов системы управления гидромеханической, трансмиссии вследствие возникновения резонансных режимов, причиной которых являются высокочастотные возмущения, генерируемые гидротрансформатором. На основании результатов исследования приводится усовершенствованная* методика расчета фрикционных элементов.

Цель и задачи исследования

Цель исследования* заключается- вг разработке усовершенствованной методики расчета фрикционных элементов гидродинамических трансмиссий, позволяющей учесть динамические факторы их нагружения и частотные характеристики дисков трения. Для достижения поставленной цели в диссертационной работе решаются следующие задачи:

1. Проведение анализа условий работы фрикционных элементов и теоретическое исследование условий возникновения резонансных режимов дисков трения. Обоснование выдвинутой, гипотезы о разрушении металлокерамических дисков вследствие негативного влияния гидротрансформатора.

2. Расчет частотных характеристик фрикционных дисков: определение собственных частот и форм колебаний; частотный анализ* отклика металлокерамических дисков.

3. Создание математической модели динамического процесса включения фрикционной муфты с учетом закона изменения давления в системе управления и нелинейности характеристики коэффициента трения.

4. Экспериментальное исследование динамических свойств металлокерамических дисков фрикционных элементов.

5. Обобщение результатов исследования, обоснование необходимости совершенствования существующей методики расчета фрикционных элементов, представление усовершенствованной методики расчета.

Методы исследования

В ходе решения поставленных задач в программном пакете Майюаё была создана математическая модель динамического* процесса включения фрикционной муфтой с учетом закона изменения давления в системе управления и нелинейности характеристики коэффициента трения. Решение задачи по определению собственных частот дисков трения проводилось по приближенной зависимости в соответствии с уравнением волновой* теории и математической физики. Моделирование фрикционных дисков, определение точных значений их собственных частот и построение эпюр собственных форм их колебаний было получено методом конечных элементов с использованием программы ИЛЗТИАК. В этой же программе был проведен анализ частотного отклика дисков трения. Экспериментальное определение собственных частот металлокерамических дисков проводилось в соответствии с разработанным методом на специально созданной экспериментальной установке.

Обработка экспериментальных данных проводилась с использованием программных пакетов МаШсас! и РолуеЮгарЬ.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Обоснована необходимость совершенствования существующей методики расчета фрикционных элементов системы управления трансмиссии и предложена методика, позволяющая учесть большее количество факторов нагружения, спрогнозировать негативные резонансные явления в трансмиссии и определить пути снижения динамической нагруженности ее элементов.

2. Разработана расчетная схема и математическая модель динамического процесса включения фрикционной муфты с учетом закона, изменения давления в системе управления и нелинейности характеристики коэффициента трения.

3. Разработана^ математическая модель для расчета собственных частот колебаний фрикционных дисков и их динамического расчета. Разработанная^ математическая.модель позволяет также решать обратную задачу по выбору параметров' конструкции фрикционных дисков, исключающих резонансные режимы в процессе их работы.

Практическая ценность

Разработана усовершенствованная методика расчета фрикционных элементов системы управления. гидромеханической» трансмиссии, учитывающая динамические характеристики режимов« их работы. Предложенная методика расчета дает возможность на ранних этапах проектирования трансмиссии спрогнозировать резонансные режимы работы фрикционных дисков, и разработать рекомендации по- принятию мер по предотвращению их неблагоприятных последствий; выбрать оптимальный закон управления трансмиссией с учетом реальной характеристики коэффициента трения. Это позволит ускорить процесс создания новых образцов гидромеханических трансмиссий и сократить затраты на доводочные работы при модернизации трансмиссий существующих машин.

На защиту выносятся:

1. Усовершенствованная^ методика проектного расчета фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий, позволяющая учесть динамические характеристики дисков трения.

2. Математическая модель динамического* процесса включения фрикционной муфты с учетом нелинейности характеристики коэффициента трения и закона изменения давления в системе управления.

3. Результаты теоретических и экспериментальных исследований:

Реализация работы

Результаты теоретических и экспериментальных исследований отражены в двух отчетах о НИР и семи актах, переданных в ОАО «СКБМ», г. Курган и ООО КАТЕ, г. Москва. Результаты диссертационной работы также использованы в учебном процессе при подготовке студентов специальности 190202 Курганского государственного университета.

Апробация работы

Основные положения и материалы диссертационной работы докладывались и обсуждалась: на научно-практической конференции «Актуальные вопросы современной науки» (Курган, 2010); на Международная научно-техническая конференция «Транспортные и транспортно-технологические системы» (Тюмень, 2010). В полном объеме диссертационная работа обсуждалась на научных семинарах кафедр гусеничных машин Курганского государственного университета, автомобилей и металлообрабатывающего оборудования Ижевского государственного технического университета.

Публикации

По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ (из них 2 работы — в изданиях, рекомендованных ВАК для публикации основных научных результатов).

Структура и объем работы

Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения и выводов, списка литературы из 53 наименований и Приложений на 2 страницах. Работа содержит 148 страниц машинописного текста, включая 49 рисунков, 7 таблиц и Приложения.

Основные результаты работы и выводы

1. На основе проведенного исследования в данной работе научно обоснована и решена задача совершенствования методики проектного расчета фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий транспортных машин путем учета реальной зависимости коэффициента трения от относительной, скорости скольжения, закона управления фрикционными узлами, обеспечивающего минимум работы буксования при переходных процессах при исключения возникновения резонансных режимов работы фрикционных элементов и выполнении других функциональных условий, позволяющая обеспечить требуемую долговечность узлов и деталей гидромеханических трансмиссий, имеющая важное военное и народнохозяйственное значение.

2. При решении этой задачи теоретическими и экспериментальными исследованиями процессов, протекающих во фрикционных элементах трансмиссии при их работе, получены зависимости:

- коэффициента трения новых фрикционных материалов от относительной скорости скольжения при переходных процессах;

- собственной частоты металлокерамических дисков от параметров их конструкции и режимов работы.

Обоснован выбор параметров временной функции изменения давления управления фрикционными элементами трансмиссии.

3. Проведенные экспериментальные исследования динамической нагруженности опытной гидромеханической трансмиссии автомобиля многоцелевого назначения с колесной формулой 6x6 и статистическая обработка их результатов подтверждает адекватность разработанных математических, моделей, отражающих процессы, протекающие во фрикционных элементах системы управления.

4. Выдвинута и обоснована гипотеза о возможных причинах разрушения дисков трения. Показано, то гидротрансформатор при определенных условиях способен генерировать высокочастотные колебания в неисследованном ранее диапазоне частот (до 5000 Гц), вызывающие резонансные режимы в узлах и деталях трансмиссии.

5. На основе численного решения методом конечных элементов были определены значения собственных частот и формы колебаний металлокерамических дисков. Проведен частотный анализ отклика дисков на внешнее возмущающее воздействие, изменяющееся по периодическому закону.

6. Экспериментальные данные показали, что фрикционные элементы в значительной степени подвержены динамическим нагрузкам, не учитываемым существующими методиками расчета. В процессе проектировании перспективных и модернизации существующих гидромеханических трансмиссий важно учесть и правильно оценить динамические свойства гидротрансформатора.

7. На основе выполненных исследований - теоретических и экспериментальных - разработан ряд рекомендаций по выбору параметров дисков трения и режимов нагружения фрикционных элементов, благодаря которым можно снизить их динамическую нагруженность в процессе эксплуатации трансмиссии и повысить их долговечность.

1. Абдулов C.B. Динамика переходных процессов и синтез управления переключением передач гидромеханической трансмиссии транспортной машины. Дисс. канд. техн. наук. Челябинск, 2005. - 144 с.

2. Антонов A.C. Армейские гусеничные машины. 4.1. Теория. — М.: Воениздат, 1974. 432 с.

3. Ахматов А. С. Молекулярная химия граничного трения. М.: Физматгиз, 1963.-472 с.

4. Барский И. Б., Борисов С. Г., Галягин В. А. Сцепления транспортных и тяговых машин. М.: Машиностроение, 1989. - 341 с.

5. Боуден Ф. Ф., Тейбор Д. Трение и смазка. М.: Машгиз, 1960. - 151 с.

6. Буяновксий И.А., Фуке И.Г., Шаболина Т.Н, Граничная смазка. Этапы развития трибологии. М.: Нефть и газ, 2002. 230 с.

7. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Алгоритмы управления движением транспортной машины: Монография. Курган: Редакционно-издательский центр КГУ, 2010.- 142 с.

8. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Механика и прогнозирование резонансных режимов металлокерамических дисков перспективных гидромеханических трансмиссий транспортных машин // Известия вузов. Машиностроение. 2007. № 11. - С. 15-23.

9. Держанский В.Б., Тараторкин И.А. Прогнозирование динамической нагруженности трансмиссий транспортных машин: Учебное пособие. — Курган: Редакционно-издательский центр КГУ, 2008. — 153 с.

10. Дерягин Б.В. Что такое трение? М.: Изд-во АН ССР, 1963.-230 с.

11. Динамика машин и управление машинами. Справочник /Под ред. Г. В. Крейнина. М.: Машиностроение, 1988. - 240 с.

12. Заславский Ю.С., Заславский Р.Н. Механизм действия противоизносных присадок к маслам. М.: Химия, 1978. 224 с.

13. И.Зальцерман И. М., Каминский Д. М., Онопко А. Д. Фрикционные муфты и тормоза гусеничных машин. — М.: Машиностроение, 1965. -240 с.

14. Зенкевич О. Метод конечных элементов в технике. М.: Мир, 1975. -543 с.

15. Косов В.П. проектирование гидромеханических передач транспортных машин. Часть 2. Фрикционные устройства ГМП: Учеб. Пособие. Курган: Изд-во Курганского гос. ун- та, 1998. -103 с.

16. Крагельский И. В., Гитис Н. В. Фрикционные автоколебания — М. Наука, 1987.-183 с.

17. Лаптев Ю.Н. Динамика гидромеханических передач. М.: Машиностроение, 1983.-104 с.

18. Огурцов А. И. Модель плоского возмущенного движения ползуна с учетом нелинейности подъемной силы // СТИН 2000.- №7 - С. 11-13.

19. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. 2-е изд. — М.: Наука, 1980.-255 с.

20. Петров В.А. Автоматические системы транспортных машин. М: Машиностроение, 1974. — 336 с.

21. Первозванский А. А. Системы с разрывными нелинейностями при высокочастотных возмущениях // Автоматика и телемеханика— 2000 — №7.- С.44-54.

22. Платонов В.Ф. Лекшвили Г.Р. Гусеничные и колесные транспортно-тяговые машины. -М.: Машиностроение, 1986. — 296 с.

23. Платонов В.Ф. Полноприводные автомобили. М.: Машиностроение, 1994.-279с.

24. Расчет и конструирование гусеничных машин. Под ред. Н. А. Носова. Л.: Машиностроение, 1972. - 560 с.

25. Розенберг Ю.А. Влияние смазочных масел на надежность и долговечность машин. М.: Машиностроение, 1979. 310 с.

26. Рычков С. П. MSC.visual NASTRAN для Windows. М.: НТ-пресс, 2004.552 с.

27. Сегерлинд J1. Применение метода конечных элементов. М.: Мир, 1979. -392 с.

28. Сергеев Л.В. Теория танка. -М.: Изд. ВАБТВ, 1973. 493 с.3Ol Справочник по триботехнике / Под. Ред. М. Хебды и A.B. Чичинадзе. Т.2: Смазочные материалы, техника смазки, опоры скольжения» и качения. М.: Машиностроение, 1990.-420 с.

29. Стали и сплавы. Марочник. Под ред. В. Г. Сорокина, М. А. Гервасьева. М.: «Интермет Инжиниринг», 2001. — 608 е.: ил.

30. Сурьянинов Н.Г., Дащенко А.Ф., Белоус П.А. Теоретические основы динамики машин: Учебное пособие. Одесса: ОГПУ, 2000. - 302 с.

31. Тимошенко С.П. Янг Д. X., Уивер У. Колебания в инженерном деле. М.: Машиностроение, 1985.-472 с.

32. Тараторкин И. А. Разработка расчетных и экспериментальных методов снижения динамической нагруженности и повышения долговечности' гидромеханических трансмиссий транспортных машин. Дисс. д-ра. техн. наук. Курган, 2009. - 302 с.

33. Тракторы. Проектирование, конструирование и расчет. Под. Ред. И. . Ксеневича. М.: Машиностроение, 1991. — 545 с.

34. Трение. Износ. Смазка. (Трибология и триботехника). Под ред. А. В. Чичинадзе. М.: Машиностроение; 2003. - 576 с.

35. Филькин Н. М. Оптимизация параметров конструкции энергосиловой установки транспортной машины. Дисс. д-ра. техн. наук. — Ижевск, 2001. — 430 с.

36. Фукс Г.И. Проблемы граничной смазки? // Сборник материалов, посвященных научнойдеятельности. Мл Нефть и газ, 2001. 192 с.

37. Хомичев А. С. Динамический: расчет фрикционных элементов гидромеханических трансмиссийс // Материалы» Международной научно-технической конференции «Транспортные и транспортно-технологические системы»- Тюмень: ТюмГШУ, 2010. С: 319-323.

38. Хомичев А. С. Совершенствования методики* расчета фрикционных элементов гидромеханических трансмиссий?; // Сборник научных трудов аспирантов? и соискателей Курганского государственного университета: Выпуск X. Курган, 20081 - С. 21-221

39. Хомичев А. С. Применение метода конечных элементов; для; расчета, фрикционных дисков; системы управления гидромеханической трансмиссии // Вестник ИжГТУ. 2009. - № 4. - С. 45-49.

40. Хомичев А. С. Фрикционные элементы современных автоматических трансмиссий: материалы; условия работы, нагрузки // Вестник ИжГТУ. -2009.-№2.-С. 36-38.

41. Хлебалин Н. А. Идентификация параметров механической системы станочного электропривода с целью расчета регуляторов и диагностики // Тр. международ, конф. «Идентификация систем и задачи; управления».

42. Чудаков Е.А. Избранные труды. Т.1. Теория автомобиля. М.: Изд-во АН СССР, 1961.-462 с.

43. Шимкович Д. Г. Расчет конструкций в MSC/NASTRAN for Windows. М.: ДМК Пресс, 2003.-447 с.

44. Шор Г.И. Механизм действия и экспресс-оценка качества масел с присадками // Обзорная информация. Переработка нефти. Выпуск 1. М: ЦНИИИТЭнсфтехим, 1996. 109 с.

45. Щупляков B.C. Колебания и нагруженность трансмиссии автомобиля, М.: Транспорт, 1974.

46. Armstrong-Hélouvry B., Dupont P., Canudas De Wit C. A survey of models, analysis tools and compensation methods for the control of machines with friction //Automatica.- 1994.- V.30.- N.7.- P. 1083-1138.

47. Canudas De Wit C., Olsson H., Àstrôm K. J., Lischinsky P. A new model for control of systems with friction // IEEE Transactions on Automatic Control.- 1995.- V.40.- N.3.- P.419-424.

48. Armstrong B. Challendges to Systematically Engineered Friction Compensation // Proc. of IF AC Workshop on Motion Control. Munich.- 1995 .-P.21-30.

49. Canudas-De-Wit C. Comments on «A New Model for Control of Systems with Friction // IEEE Transactions on Automatic Control 1998 - V.43- N.8.-P. 1189-1190.

50. Dupont P., Hayward V., Armstrong B., Altpeter F. Single state elasto-plastic friction models // IEEE Transactions on Automatic Control- V.47.-N.5-May 2002 P.787-792.

51. Tribologia. Tribotechnika / Redakcia naukowa M. Szczerek, M. Wisniewski. Radom: Polskie Towarzystwo Tribologiczne, 2000. 728 s.