Разработка математической модели работы фрикционов трансмиссии с гидроприводом

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

УДК 629. 083
РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ РАБОТЫ
ФРИКЦИОНОВ ТРАНСМИССИИ С ГИДРОПРИВОДОМ
О. Г. Вершинина, Н.М. Асямолов
Разрабатывается математическая модель работы двойных фрикционов гидромеханической коробки передач.
Ключевые слова: автоматические коробки передач, двойные фрикционы, момент переключения передач.
Наибольшую сложность представляет моделирование неустановившихся режимов работы системы «Двигатель — трансмиссия».
Неустановившиеся режимы движения являются преобладающими в городских условиях эксплуатации автомобильного транспорта. Выделим из неустановившихся режимов следующие типовые режимы работы автобуса:
1) начало и конец работы (пуск и остановка) —
2) длительные, монотонные (разгон и торможение) —
3) кратковременные, цикличные (соответствующие переключению передач и возникновению крутильных колебаний).
Формирование максимальных нагрузок происходит в момент окончания буксования включаемого фрикциона, поэтому с уменьшением темпа нарастания момента трения dМФ/dt по мере снижения скорости скольжения дисков включаемого фрикциона позволяет существенно повысить плавность переключений, уменьшить динамические нагрузки, мощность и работу буксования фрикционов.
При переключениях с высшей на низшую передачу большое значение имеет продолжительность нейтрали. Оптимальная продолжительность нейтрали соответствует отсутствию динамических нагрузок. Уменьшение нейтрали, даже незначительное, вызывает появление как положительных, так и отрицательных динамических нагрузок, что при наличии люфтов вызовет резкое увеличение этих нагрузок. Увеличение продолжительности нейтрали больше оптимальной вызывает появление положительных нагрузок, величина которых растет с увеличением нейтрали.
Учитывая результаты анализа существующих методов диагностирования гидромеханической передачи (ГМП), наиболее перспективен для оценки степени износа фрикционов третий типовой неустановившийся режим работы ГМП, связанный с переключением передач.
На данном этапе происходит изменение крутящего момента во фрикционах на двух режимах:
1) опорожнение цилиндра фрикциона и выключение включенной передачи-
2) наполнение цилиндра фрикциона и включение последующей передачи.
Величина работы буксования во фрикционах в процессе переключения передач зависит от давления на поверхности трения, относительной угловой скорости ведущих и ведомых дисков фрикциона, времени перекрытия передач, характеристики изменения крутящего момента двигателя, деталей гидротрансформатора, коробки передач, а также автомобиля и его колес, момента сопротивления вращению ведущей и ведомой системы, коэффициента трения фрикционной пары, состояния трущихся поверхностей- интенсивности смазки, вязкости масла и т. д. Точный учет всех факторов затруднен, поэтому повышение температуры фрикциона, изменение интенсивности смазки, вязкости масла при рассмотрении процесса переключения передач не учитываются.
В настоящее время используются многодисковые фрикционы различных конструкций. Однако независимо от конструктивного исполнения принципиальная динамическая система фрикциона имеет вид, представленный на рис. 1.
Крутящий момент, передаваемый фрикционом, определяется по формуле
мф =тРсж кэ2, (1)
где т — коэффициент трения фрикционной пары- ?сж — усилие сжатия пакета дисков- Яэ — эквивалентный радиус действия силы трения на площади контакта фрикционной пары- г — число пар трения.
Работа фрикционных дисков в масле с интенсивным охлаждением поверхностей трения обеспечивает высокую стабильность коэффициента трения по сравнению с трением сухих поверхностей. Однако по мере износа дисков и деструкции масла, приводящей к отложению смол на поверх-
ностях трения, происходит изменение коэффициента трения. Закономерности изменения коэффициента трения исследованы в ряде работ [1]. При работе на расчетных режимах коэффициент трения дисков в исследуемой ГМП составляет т=0,12. При нарушении фрикционных свойств дисков фрикциона коэффициент трения т изменяется в пределах 0,04 … 0,12.
В рассматриваемой ГМП используются дисковые фрикционы, для которых эквивалентный радиус определяется по формуле
Яэ = ^д+Ь-, (2)
где Яд, гд- соответственно наружный и внутренний радиус дисков.
Сила нажатия нажимного диска на первую поверхность трения дискового фрикциона может быть выражена следующей зависимостью:
сж =п —оп —упл —шл, (3)
где? п — сила давления жидкости на поршень гидроцилиндра- Роп — сила отжимных пружин во включенном фрикционе- Гупл — усилие, идущее на преодоление трения в уплотнительных манжетах и кольцах поршня- Ршл — усилие, идущее на преодоление трения в шлицевых соединениях при включении фрикциона.
Входящие в формулу (3) параметры определяются по следующим выражениям:
2 2
^ = Ргутр!!+Рц — (4)
оп = Соп^опЬоп- (5)
упл = 2тупл ргу Вупл (^п + гп), (6)
где ргу, — давление жидкости в гидроцилиндре, равное давлению гидроуправления в системе маслопитания ГМП- Яп и гп — наружный и внутренний радиусы поршня- Соп, 2оп, Ьоп — соответственно жесткость, количество и длина сжатия отжимных пружин- тупл — коэффициент трения в уплотни-тельных соединениях фрикциона- Вупл — ширина уплотнительного кольца или манжеты поршня- Гц — сила от центробежного давления жидкости на поршень.
Длина сжатия отжимных пружин определяется по выражению
Ьоп = ?0 -1 + Н, (7)
где Ь0 и Ь — длина пружины в свободном и предварительно сжатом состоянии- Н — ход поршня.
При изготовлении и сборке необходимо обеспечить для рассматриваемого фрикциона необходимый ход поршня в пределах 3,46. 4,5 мм, который равен сумме зазоров между дисками фрикционов (рис. 1) и увеличивается в процессе эксплуатации до 6,3 мм с учетом допустимого износа Д металлокерамических дисков 0,15 мм на сторону:
6
н = I (А/ + 2Д). (8)
/=1
Согласно [2] нажимная сила, создаваемая центробежным давлением жидкости на поршень от текущего времени наполнения цилиндра с учетом коэффициента отставания жидкости по скорости, определяется по формуле
2 2
«= яра 0)1
ьц = 4
'- 11Юсм ^4
2яН
(9)
3
где р — плотность масла, кг/м — о1 — угловая скорость цилиндра- С — коэффициент расхода жидкости- / - площадь сечения маслоподводящего канала- а — коэффициент отставания, показывающий, во сколько раз угловая скорость жидкости меньше угловой скорости цилиндра.
Коэффициент отставания рассчитывается по приближенным формулам Г. Е. Блохина. Зависимость коэффициента отставания от времени раскручивания и ширины полости цилиндра Н =3 … 15 мм.
При моделировании необходимо учитывать, что магистрали, по которым жидкость из системы управления попадает в цилиндр фрикциона, имеют значительные сопротивления в виде сужений, расширений и поворотов. Это приводит к тому, что давление у входа в цилиндр и внутри цилиндра ниже, чем в системе управления. Также давление во вращающемся цилиндре фрикциона, создаваемое насосом, при открытом сливном клапане несколько меньше, чем при закрытом. Это снижение давления учитывается коэффициентом уменьшения статического давления дс, он достигает значений 0,8. 0,7.
Время наполнения вращающегося цилиндра при периферийном подводе масла определяется следующим уравнением:
Л = ^ ГЛ. (10)
^ 2Р/р + V — Г2
При выключении фрикционов согласно методике [2] нажимная сила, создаваемая центробежным давлением жидкости на поршень, зависит от времени полного и частичного опорожнения цилиндра и может быть определена по следующей зависимости:
р =яра 2ю2(ЯЩ + г2)2
гц 4
'- t Л4 1 — оп
V tпоп у
(11)
где tоп — время частичного опорожнения, с-оп — время полного опорожнения, с,
= 2яН IЯ2 — г2 (12)
1поп Яп гп, (12)
С/0а°1
где /о — площадь сечения периферийных каналов.
Сила трения в шлицевых соединениях препятствует продольному перемещению дисков при включении фрикциона, вследствие чего происходят уменьшение нажимного усилия и неравномерное распределение крутящего момента и тепловой нагрузки между дисками. Такое распределение момента между дисками сохраняется до наступления рывков или вибраций в трансмиссии, которые могут привести к полной или частичной разгрузке от сил трения в шлицах. При этом изменение величины передаваемого момента происходит скачкообразно, что может вызвать дерганье и шум. Вследствие неравномерного распределения момента диски фрикциона, расположенные ближе к поршню, имеют больший износ. Для определения усилия Ршл воспользуемся следующим соотношением усилий в дисковом фрикционе при его включении:
^ (--0 '-д
^ = А2в2, (13)
РП
где? д — число поверхностей трения- - сила нажатия на ?-ю поверхность трения дисков- Рн — сила нажатия на первую поверхность трения- А и В — коэффициенты,
А
Ян -ии1Яэ
Ян (14)
в =
Яв -тт1Яэ
яв+тт1Яэ
где Яэ — эквивалентный радиус действия силы трения на площади контакта фрикционной пары- Ян — средний радиус наружного шлицевого соединения- Яв — средний радиус внутреннего шлицевого соединения- / - коэффициент трения фрикционной пары- /7 — коэффициент трения в шлицах. Из формулы (4) находим
РП = п — Роп — Рупл. (15)
Тогда
Р = 1 шл 2
с 17 А 1.
Рн
(16)
Весь процесс наполнения гидравлического цилиндра фрикциона можно разделить на четыре этапа (рис. 2, кривая II):
1-й этап — заполнение объема магистрали, по которой жидкость направляется от включающего устройства в цилиндр-
2-й этап — заполнение объема Ж2 цилиндра и повышение давления в нем при неподвижном поршне-
3-й этап — свободный ход поршня до соприкосновения трущихся элементов фрикциона (заполнение объема цилиндра- при этом происходит сжатие отжимных пружин поршня) —
4-й этап — создание нажимного усилия во фрикционе (происходят упругая деформация нажимных рычагов и заполнение дополнительного объема Ж4 цилиндра, аккумулятора давления или клапана плавного включения).
v поп
р, к Па Р 3 Р 2 О Г 2'- 3'- 4'-
I 11 у



1 2 4 t, сек
t н

Рис. 2. Изменение давления в гидравлических цилиндрах фрикциона: I — процесс выключения цилиндра- II — процесс включения цилиндра
Давление жидкости в цилиндре на границах основных этапов процесса наполнения или опорожнения
P = 0-
P2 = (роп — Рцб + T1)/Sп- P = P2 + Соп H / 8п- (17)
Ргу — р3 /
р4 = ргу--2-(t0 — t 4),
14
где t'- - полное время наполнения или опорожнения гидравлического цилиндра.
Приближенное значение полного времени наполнения гидравлического цилиндра можно выразить равенством
= W
где W — расчетный объем, заполняемый жидкостью- Qp — расход жидкости, поступающей в цилиндр фрикциона из системы управления.
tн = VQ, (18)
При переключении фрикционов можно выделить три основных вида переключения передач: недостаточное, достаточное и излишнее. Если при переключении с первой на вторую передачу фрикцион первой передачи выключается так, что в момент Д (рис. 3) во включаемом фрикционе второй передачи нажимное усилие обеспечит передачу приведенного момента двигателя (^я=Рд), то перекрытие будет достаточным. В этом случае (^=0) нет разрыва потока мощности и не увеличивается число оборотов двигателя, что соответствует минимальной мощности буксования фрикционов. Если фрикцион первой передачи выключится в течение времени Н-Д, т. е. до момента, когда Гп=Гд, то перекрытие будет недостаточным. Если фрикцион первой передачи выключится в интервале времени Д-И, т. е. после наступления указанного равенства, то перекрытие будет излишним. При недостаточном перекрытии в процессе переключения передач без разрыва потока мощности двигатель за время нейтрального положения увеличит число оборотов. Это приведет к дополнительному буксованию фрикциона включаемой передачи и к рывкам в трансмиссии. При излишнем перекрытии фрикцион выключаемой передачи будет буксовать, на что также затрачивается мощность двигателя.

1 * X'- 1 5 '-V
'- / / м уТ& quot-- V -К. 1 ч,_
-
н Ср •4---> Д И 1 сек
Рис. 3. Характеристика переключений нажимных устройств фрикционов при различном перекрытии передач: 1 — усилие, передаваемое выключаемым фрикционом при недостаточном перекрытии передач- 2 — усилие, передаваемое выключаемым фрикционом при достаточном перекрытии передач- 3 — усилие, передаваемое выключаемым фрикционом при излишнем перекрытии передач- 4 — усилие, передаваемое выключаемым фрикционом при минимально достаточном перекрытии передач- 5 — усилие, передаваемое включаемым фрикционом
Сравнительные анализы показали, что целесообразным является переключение передач (в интервале Н-Д) с кратковременным снижением числа оборотов двигателя, так как в этом случае в выключенном фрикционе будет происходить наименьшая работа трения. Недостатком такого переключения является кратковременный разрыв потока мощности от двигателя к ведущим колесам, несколько снижающий скорость движения и проходимость тяжелых автомобилей. Для получения переключения без разрыва потока мощности наиболее рациональным является достаточное перекрытие.
Повышенное внимание к проблеме организации процессов переключения ГМП обусловлено их значительным влиянием не только на плавность, но и на ресурсные показатели трансмиссии.
Все теоретические исследования процессов неустановившегося движения и переключения передач производятся при допущении, что фрикцион первой передачи выключается мгновенно, а не постепенно, как это происходит в реальных трансмиссиях. Поэтому следует учитывать дополнительное время перекрытия, связанное с постепенным опорожнением гидравлического цилиндра выключаемого фрикциона и приводящее к дополнительной работе буксования и дальнейшему повышению износа дисков фрикционов.
На основании теоретических зависимостей и принятых допущений разработана математическая модель неустановившихся режимов движения (разгона) и процессов переключения передач с целью исследования влияния основных эксплуатационных параметров на изменение угловых скоростей ведущей и ведомой частей фрикционов для определения диагностических параметров определяющих износ фрикционов
Список литературы
1. Котиков Ю. Г. Разработка методологии системного анализа и имитационного моделирования объектов автомобильной техники и транспорта: автореф. дис. … д-ра техн. наук на соискание ученой степени СПб, 1995. 46 с.
2. Баранов В. В., Гируцкий О. И., Дзядык М. Н. Гидромеханическая передача автобуса. М.: Транспорт, 1977. 133 с.
Вершинина Ольга Геннадьевна, канд. техн. наук, доц., atas@kgsu. ru, Россия, Курган, Курганский государственный университет,
Асямолов Никита Михайлович, студент, atas@kgsu. ru, Россия, Курган, Курганский государственный университет
DEVELOPMENT OF MATHEMATICAL MODELS OF FRICTIONAL TRANSMISSION
WORK HYDRA ULICALLY
О. G. Vershinina, N.M. Asyamolov
A mathematical model of the double clutch gearbox hydromechanical is developed. Key words: automatic transmissions, double clutch, shift points
Vershinina Olga Gennadyevna, candidate of technical sciences, docent, atas@kgsu. ru, Russia, Kurgan, Kurgan State University,
Asyamolov Nikita Mihaylovich, student, atas@kgsu. ru, Russia, Kurgan, Kurgan State University
УДК629. 113
СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ДИАГНОСТИРОВАНИЯ МОНТАЖНЫХ
БЛОКОВ АВТОМОБИЛЕЙ ВАЗ
А. В. Пузаков, Е.В. Габитова
Рассмотрены основные неисправности монтажных блоков, причины их возникновения и возможные последствия. Проведен анализ существующих способов диагностирования монтажных блоков и предложен способ комплексной диагностики целостности комплектующих и внутренних соединений. Разработана конструкция прибора для диагностирования монтажных блоков, а также алгоритм нахождения и локализации неисправностей.
Ключевые слова: монтажный блок, диагностирование неисправностей, алгоритм нахождения неисправностей.
Автомобильный парк нашей страны растет стремительными темпами. Уже сейчас в России насчитывается около 38 миллионов легковых автомобилей, а в городе Оренбурге их свыше 210 тысяч. Несмотря на ежегодное увеличение количества иномарок, автомобили ВАЗ по-прежнему занимают свыше 30% автомобильного парка. Свыше 50% этих автомобилей составляют автомобили старше 10 лет. Следовательно, при возникновении неисправностей их владельцам приходится оплачивать ремонт за свой счет (так как срок гарантии истек).
Согласно [1] ключевой системой автомобилей с точки зрения обеспечения надежности является система электрооборудования. На рис. 1 приведено распределение отказов систем электрооборудования автомобилей.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой