Динамические нагрузки в трансмиссии, возникающие при включении сцепления

АННОТАЦИЯ

В статье расчетным путем изучена возможность использования четырех и трехмассовой моделей трансмиссии при изучениии динамических нагрузок в трансмиссии при различнқх темпах включения сцепления. Обосновано, что для многих практических расчетов динамических нагрузок достаточно использовать упрощенную трехмассовую однозвенную динамическую модель.

ABSTRACT

In the article, the possibility of using four-and three-mass models of the transmission in the study of dynamic loads in the transmission at different rates of clutch activation is studied by means of a calculation. It is proved that for many practical calculations of dynamic loads it is sufficient to use a simplified three-mass single-link dynamic model.

Ключевые слова: трансмиссия, сцепление, темп включения сцепления, момент, динамические нагрузки, дифференциальные уравнения движения, динамическая модель трансмиссии, приведенный момент инерции.

Keywords: transmission; clutch; rates of clutch activation; moment; dynamic loads; differential equations of motion; a dynamic model of the transmission; conversion load inertia.

Установлено, что исследования максимальных динамических нагрузок в трансмиссии необходимо проводить с учетом упругости деталей, т.к. упругость в значительной степени влияет на величину максимальных динамических нагрузок и придает им колебательный характер. Исследования обычно начинают с выбора эквивалентной динамической модели системы [4]. В работе  [3] с учетом колебательности динамических нагрузок в трансмиссии показано, что для анализа нагрузок, обусловленных низкочастотными колебаниями, достаточно рассмотреть двухмассовую модель , а для расчета нагрузок, обусловленных высокочастотными колебаниями - четырехмассовую модель. Такая расчетная четырехмассовая модель позволяет также учесть буксование ведущих колес. Дифференциальные уравнения движения четырехмассовой двухзвенной динамической модели (рис.1), имеют следующий вид:

      (1)

где J₁- приведенный момент инерции маховика и вращающихся деталей двигателя ;

J₂ - приведенный момент инерции ведомого диска сцепления, деталей коробки передач и барабана трансмиссионного тормоза;

J₃ - приведенный момент инерции ведущих колес с шинами в сборе, деталей главной передачи, дифференциала и полуосей;

J₄ – приведенный Ј момент инерции автомобиля;

С₂₃ - приведенная жесткость валов карданной передачи и полуосей;

С₂₄--приведенная тангенсиальная жесткость шин;

К₂₃,  К₂₄   - коэффициенты демпфирования участков трансмиссии;

₁,₂,₃, ₄ и  ₁, ₂, ₃, ₄ -соответственно угловые перемещенњя и угловые скорости приведенных масс; ₁,₂, ₃, ₄ - угловые ускорения приведенных масс;

Мк - момент двигателя, Нм;  

Мсц -момент, передаваемый сцеплением, Нм ;

Мс - момент сопротивлений движению, Нм.

Используя систему дифференциальных уравнений (1) исследователями получен значительный теоретический материал о влиянии параметров сцепления и трансмиссии на динамические нагрузки. В работе [4] показано, что на динамические нагрузки оказывает существенное влияние кинематическая характеристика трения оцепления, а также темп изменения момента, передаваемого сцеплением.

Рисунок 1. Четырехмассовая двухзвенная динамическая  модель

Рисунок 2. Трехмассовая однозвенная динамическая модель 

Наибольшие значения максимальные нагрузки при включении сцепления имеют при отсутствии буксования ведущих колес. Поэтому для исследования максимальных нагрузок в трансмиссии, обусловленных только включением сцепления, с достаточной точностью, можно использовать трехмассовую однозвенную модель (рис. 2), тем более, что расчетным путем установлено [6], что различие максимальных моментов по величине на одинаковых участках трех и четырехмассовой приведенных систем трансмиссии автомобиля составляет не более 6%. Дифференциальные уравнения движения трехмассовой, однозвеной модели с учетом (1) будут иметь вид

                                                  (2)

где С- приведенная жесткость валов коробки передач карданной

передачи, полуосей совместно с тангенциальной жесткостью;

Кд - коэффициент демпфирования демпфера сцепления и всей трансмиссии.

Остальные величины, входящие в систему уравнений (2), то же что и в уравнениях (1).

Для решения дифференциальных уравнений (2) необходимо задаться зависимостями:  Мк= f(t), Мсц=f(t), Кд=f(t), Мс=f(t).Принимая во внимание эти зависимости , а также  Кд=соnst, проводим расчет динамических нагрузок в трансмиссии с двигателем, имеющим Мкмах =1040 Нм,  J ₁=5 Н.м.с², Ѡ_N= 220 c^-I, Ѡ_1хх= 80 с^-1 при включениях сцепления с различными темпами.

Для проведения расчетов были составлены алгоритм и программа расчета Методом Рунге—Кутта по независимой переменной t. Шаг счета 0,001 с, шаг распечатки 0,05 с. Начальные условия: двигатель мгновенно выводится на внешнюю скоростную характеристику с Мк мак = 1040 Нм при одновременном включении сцепления с различными темпами. Исходные данные t = 0, Ѡ₂=Ѡ₃=0  и Ѡ₁= 200 с^-1; К₁= 1,04; 4,16; 8,0; 12,0; 16,64 кН.м/с, J ₁ = 5 Н.м.с²,  J ₂=0.6 Н.м.с²; J ₃=5;10; 20 н.м.с² Кд=1,8 Нм.с,; С = 0,000096 Нм/град.

На рис.3 представлена зависимость Ѡ₁ = f(t), построенная для включения Кд = 16,64кн.м/с. Проведенные расчеты для других значений Кд показали, что колебания угловой скорости вращения ведомых частей сцепления уменьшается с уменьшением темпа включения сцепления. Эти результаты хорошо согласуется с ранее проведенными исследовании [2,3,4 и др.). Колебания угловой скорости звеньев (Ѡ₂ и Ѡ₃) увеличивается с уменьшением приведенного момента инерции автомобиля J₃. Это можно объяснить только амплитудно-частотной характеристикой системы, так как в наших расчетах величина силы трения сцепления была принята постоянной и не зависящей от скорости скольжения. Поэтому она не могла влиять на возникновение колебаний в трансмиссии.

Рисунок 3. Изменение угловых скоростей при быстром включении сцепления

При постоянной угловой скорости вала двигателя максимальная угловая скорость ведомой части сцепления увеличивается с увеличением темпа включения сцепления. При некотором значении темпа включения сцепления угловая скорость ведомой части сцеп- ления превышает угловую скорость ведущей части. это приводит  изменению направления скольжения. C увеличением темпа включения сцепления направления скольжения может меняться несколько раз, определяя колебательный характер угловой скорости. При этом также меняется максимальное значение и направление момента, действующего в узлах трансмиссии. Рост динамических нагрузок в трансмиссии, связанных со включением сцепления, продолжается до определенного значения темпа нарастания момента сцепления (рис .4)

Рисунок 4. Зависимость максимального моментов на первичном валу коробки передач от темпа включения сцепления

Дальнейшее увеличение динамического момента замедляется из-за возможного проскальзывания ведущих и ведомых частей сцепления, так как установлено, что динамическое прижатие нажимного диска, связанное с инерцией поступательно движущихся частей сцепления, не оказывает существенного влияния на динамический момент в трансмиссии.

Увеличение динамического момента по сравнению со статическим  моментом трения сцепления в наших расчетах составило около 19%, при больших  значениях К₁, соответствующих включению сцепления ”броском” .

Влияние приведенного момента инерции автомобиля J₃ на формирование максимальных динамически нагрузок в трансмиссии проявляется в том, что с увеличением J ₃ максимальный динамический момент достигает максимума при меньшем темпе включения сцепления.

Так например, при J₃=10Н.м.с² максимум динамического момента в трансмиссии достигает при  К₁=12кН.м/с.

Нет необходимости в подробном изложении результатов проведенных расчетов. Они хорошо согласуются и подтверждают материалы, полученные в работах [1,2,3.4,5] и др. 

Для решения многих задач, как показал анализ расчетов, допустимо и целесообразно проводить исследования без учета колебательных процессов, определяемых упругостью звеньев системы.

Список литературы:

1. Кротов А.В., Есаков А.Е. Определение нагруженности сцепления автомобиля на основе экспериментальных данных. Известия МГТУ МАМИ. №1(17). 2009г.
2. Кротов А.В. Выбор параметров и законов регулирования автомобильного сцепления по критериям минимизации нагрузочных режимов трансмиссии. Диссер. к.т.н. Московский Автомеханический институт. М. 1987- 214с.
3. Малашков И.И., Зельцер Е.А. Зависимость динамических нагрузок в трансмиссии автомобиля от процессов, промсходящих в сцеплении при его быстром включении. Автомобильная промышленность, 1974, №12, с 13-17.
4. Андреев Б.В. Исследование нагрузок в трансмиссии автомобиля при резком включении сцепления . Автореферат диссерт. К.т.н.. – Минск1971г. 40 страниц.
5. Мурог И.А. Оценка эффективности путей модернизации трансмиссии автомобиля многоцелевого назначения. Вестник Академии военных наук.-2011г. №29(35) с 249-254.
6. Зельцер Е. А., Стефанович Ю.Т. Аналитическое исследования максимальных динамических нагрузок в трансмиссии автомобиля. – Автомобильная промышленность, 1975г. №12 с 9-10.