WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

загрузка...
   Добро пожаловать!

Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |   ...   | 7 |

Вид спектральнойплотности процесса нагружения позволяетпроизвести соответствующую фильтрацию и разделениенагрузки в соединительных валах накомпоненты и определить амплитудные значения.Анализ процессов движения, формирующихнагруженность соединительных валов придвижении машины, показывает, что перваячастота вызвана изменением продольно-угловогоускорения; вторая, более высокая, - угловогоускорения, вызванного уводом; а третья, самаявысокая, является «траковой». Знаниесоставляющих динамических нагрузок,формируемых взаимодействием машины свнешней средой, позволяет обеспечить требуемыйуровень долговечности. На основематематической модели представляетсявозможным определить реакцию машины(угловые скорости и ускорения) надвухпараметрическое управление (ШТ(t),ПТ(t)), соответственно идинамическую нагрузку, фазовоеотставаниереакции. Дополнение модели экспериментальнымиданными позволяет обосновать путиснижения динамической нагруженности припереходных процессах управленияпоступательной скоростью (раздел 4) и приуправлении угловой скоростью поворота (раздел5).

В третьемразделе (Метод снижениядинамической нагруженности ГМТ наустановившихся режимах)приводится анализ условий возникновениярезонансных режимов, бифуркационныхпроцессов в до- и послетрансформаторнойзонах, а также металлокерамических дискахфрикционныхэлементов.

Анализ статистикиотказов трансмиссий опытных машинсвидетельствует об ограниченнойдолговечности валов и фрикционныхэлементов. При этом наиболее частопроисходит усталостное разрушение деталейдо- и послетрансформаторной зон, что возможновследствие резонансных режимов. Дляпрогнозирования динамическойнагруженности, формируемой резонанснымирежимами,разработаны расчетные схемы и моделисистемы «двигатель – трансмиссия – машина» с учетомупругих, инерционных, демпфирующих свойствэлементов инелинейностихарактеристик. Расчетная схемарассматривается на примере 6-ступенчатой3-степенной ГМТ с тремя планетарными рядамии пятьюфрикционами элементов управления, котораяпо техническому уровню превосходитаналоги фирм – мировых лидеров «ZF» и «Allison».

Динамическаянагруженность трансмиссии наустановившихся режимах определяетсяусловием возникновения резонансов изависит от частотных характеристиксистемы и форм колебаний элементов. Длялинейных систем формы колебаний, их частотыопределяются по матричным уравнениямупруго-инерционной однородной системысилового блока

,

(2)

где -матрицы, соответственно моментов инерции ижесткостей, - координатнаяматрица.

Решение определителяэтого матричного уравнения дает значенийквадратовчастот собственных колебаний.

Особенностью моделиявляется формализация переменностиструктуры разветвленной системы (всоответствии с работой Г.С. Белоутова) исвойств кольцевых структур, что позволяет учестьпеременность инерционности зависимых масси точно определять частоты колебания. Дляреализации предлагаемого метода определение параметровинерционной матрицы иматрицы коэффициентов жесткостей осуществляется в соответствии скинематической схемой силового блока и потвердотельным чертежам основных деталей,по динамической схеме.

Для минимизациивозможной ошибки определения собственныхчастот разветвленной кольцевойдинамической системы используетсяпроцедура ее численного решения споследующимопределением значения частот на основебыстрого преобразования Фурье (БПФ).Достоинством подобного подхода является учетдиссипативных сил и нелинейных свойствэлементов трансмиссии. Его обоснованностьподтверждена результатами исследованиядинамикитрансмиссий ряда машин.

На основеиспользования предлагаемого методавыполнено численное моделирование. По егорезультатам определен спектр собственныхчастот разветвленной моделигидромеханической трансмиссии, построенысоответствующие формы колебаний как длядо- так и для послетрансформаторных зон.Анализ результатов теоретического иэкспериментального исследованияпозволил сделать заключение о том, что длярассматриваемого типа ГМТ на установившихся режимахдвижения наиболее проблемнымипредставляются формы колебаний,возникающих в дотрансформаторной зоне навсех передачах при частоте вращения валадвигателя до900 об/мин, а в послетрансформаторной зонепри движении на высших передачах.Наибольшую опасность представляет«прямая» - V передача, когда приведенныймомент инерции трансмиссии увеличиваетсяво много раз, так как все ее инерционныемассы вращаются как одно целое.

Для вывода резонансныхрежимов за пределы рабочего диапазонаопределены параметры упруго-диссипативнойхарактеристики динамического гасителя. Всоответствии с требуемой характеристикой отделомглавного конструктора ОАО «ЯМЗ»разработана и изготовлена конструкция опытногогасителя с использованием проволоки итехнологии навивки пружин шведской фирмы «Oteva»– мировоголидера-изготовителя пружин. Разработанныйвариант гасителя обеспечивает выводрезонансного режима основной частотыза пределы рабочего диапазона и десятикратноеповышение долговечности. Однако в процессе длительнойэксплуатации машин установленанеобходимость решения не только вопросовснижения динамической нагруженности, но ивиброзащиты ГМТ, которая существенновлияет на долговечность элементов и уменьшаетуровень комфортабельности машины.Исследованиями установлено, что возбуждениевибраций формируется бифуркационнымипроцессами, свойственными существенно нелинейным системам.Анализ условий их возникновенияпоказывает, что исключениевысокочастотных колебаний может бытьдостигнутосозданием конструкции гасителей слинейными характеристиками. Установленнымзначениям требуемых параметровупруго-диссипативной характеристики (УДХ)соответствует эластичная муфта. Изполученныхданных следует, что при такой конструкцииисключаются не только резонансы наосновнойчастоте, но и супергармоническиеколебания, т. е. существенно снижаетсявибронагруженность.

Динамическомунагружению подвержены фрикционныеэлементы системы управления ГМТ и врезультате имеют ограниченный ресурсметаллокерамические диски (МКД). В работерассмотрен новый, неисследованный ранеевид разрушения – разрыв дисков, которыйнаблюдаетсяв проектируемых ГМТ, серийно выпускаемых, атакже в конструкциях мирового лидера фирмы«Allison». Наоснове металлографического анализаразрушенных дисков установлено, чтотрещины носят усталостный характер,выдвинута и подтверждена гипотеза обусталостном разрушении вследствиевысокочастотных колебаний, генерируемыхгидротрансформатором, не учитываемыхранее при проектировании.

Исследованиемгидродинамических процессов, протекающихв межлопаточном пространстве рассматриваемоготрансформатора ГТК XV-380 установлено, чтов переходенасос-турбина при относительномпроскальзывании колес ГТ (от 30…200 об/мин)происходит взаимодействие двух парлопаток насосного и турбинного колес, приэтом формируются высокочастотные импульсы,соответствующие частоте колебаний,фиксируемой в ходе экспериментальныхисследований. При увеличении числа лопатокнасосного колеса на единицу достигнутодробление парных импульсов, что позволилоповысить частоту возмущения почти в 2 разапри одновременном снижении его амплитуды.Таким образом, приведенный результат может бытьиспользован при выборе числа лопаток колесв проектном расчете и разработке алгоритмовуправления блокировкой ГТ.

Аналитическиопределить собственные частоты МКД из-заразличия физико-механических свойствматериалов, представляет определенныетрудности. В связи с этим аналитическиопределяется собственная частотастального кольца с приведенной погонноймассой. Влияние зубчатоговенца и металлокерамических накладокопределяется экспериментально.

Колебания круговогокольца в соответствии с волновой теориейнезависимо от методов, предлагаемых различнымиавторами (С.П.Тимошенко, Дж.П.Ден-Гартога,Н.Г.Сурьянинова, П.Пфейфера и др.),приводятся к системе гиперболическихдифференциальных уравнений в частныхпроизводных, которые при рассмотренииколебаний изгиба в плоскости кольца, приисключении части координат, сводятся кдифференциальному уравнению шестогопорядка, описывающему касательныеперемещения сечениякольца:

.(3)

Решение уравнениядвижения ищется в виде радиальных х1 и касательныхх2перемещений.

Согласно общимправилам решения дифференциальныхуравнений, определено общее решение, включающеешесть постоянных, и подчиненное граничным условиям.Равенство нулю определителя системы,выражающей граничные условия, приводит кчастотному уравнению.

Для замкнутого кольцаграничные условия заменяются условиямипериодичности. Собственные частотыдиска определяются из решениядифференциального уравнения (3) в форме(4).

,(4)

где К – номер формы колебаний, К=1…N,физический смысл параметра «К» - числоцелых волн укладывающихся во всю длинудиска; Е –приведенный модуль упругости; I – момент инерциисечения;m0 – погонная массадиска; R –средний радиус кольца.

В зависимости отзначения параметров К изменяется формаколебаний в плоскости кольца: соответствует нулевая частота,так как при формула (4)описывает смещение кольца как жесткого тела. При диск принимаетформу эллипса, при этом собственная частотасоставляет 703 Гц. При дискпринимает форму треугольника, а собственная частотасоставляет 1989 Гц (значения частотопределены для диска с параметрамиконструкции,соответствующими объекту экспериментальногоисследования).

Полученный результатподтвержден точным решением, путемчисленного моделирования методом конечных элементов(рис. 1).

Рис. 1. Формы колебанийметаллокерамического диска

В четвертомразделе (Прогнозирование иобоснование путей снижении динамическойнагруженности трансмиссий при управлениипоступательной скоростью)определяется динамическая нагруженность ГМТ припереходных процессах трогания машины сместа и переключения передач,обосновываются пути снижения динамическойнагруженности на основе адаптивного оптимального управленияпереходными процессами.

Переходные процессыуправления поступательной скоростьюхарактеризуются высокой динамической нагруженностьютрансмиссии, во многом определяемойкачеством управления. Трогание машины с места втрудных условиях наиболее эффективнопозволяет осуществить гидротрансформатор. Однакодаже вконструктивно отработанныхгидромеханических трансмиссиях не удаетсяограничить динамическую нагрузку надеталях трансмиссии и особенно в механизмесвободного хода реактора, перегрев рабочейжидкости, сокращающий срок ееработоспособности, дымность двигателя ибуксование движителя, обеспечить плавностьхода. В работе предложен метод снижениядинамической нагруженности на основе решениязадачи синтеза адаптивного управленияпроцессом трогания с места.

Задача синтезауправления троганием формулируетсяследующим образом: найти вектор управления, компонентыкоторого: управления двигателем ; давлением, расходом рабочейжидкости, ее газосодержанием в системеподпитки ГТ - РГТ(t);давлением воздуха, создаваемымтурбонагнетателями двигателя РВ(t); остановочнымтормозом из допускаемой области при выполненииограничений, обеспечивающийэкстремум целевой функции – обобщенногокритерия - работы буксованиягидротрансформатора, котораяопределяется по интегралу вида

где ––длительность буксования; –момент турбины; -угловая скорость насосного и турбинногоколес, соответственно.

Алгоритм управленияобеспечивает выполнение ограничений:приемлемую динамичность нагрузки в трансмиссии;требуемую динамику движения машины ––ускорение и длительность разгона; уровенькомфортабельности (продольных ивертикальных ускорений); ограничениетеплонапряженности деталей и масла ГТ;незаглохание двигателя, ограничение егодымности и буксования гусениц.

Проведенный анализпоказал, что реакция существующей системына параметры управления РГТ(t) и РВ(t) не обладает достаточнымбыстродействием. В связи с этим списокуправляемых параметров сокращен. Силовые,кинематические, энергетические и временныепараметры, характеризующие динамикупроцессов трогания, входящие в (5),определяются на основе имитационногомоделирования. Создаваемая с этой цельюмодель позволяет имитировать работудвигателя со всережимным регулятором,гидротрансформатора, исполнительныхмеханизмов и управления ими в различнойпоследовательности, в т. ч. и параллельной,учитываетвремя задержки на срабатывание механизмов.Разработанная блок-схема алгоритмовподпрограммы управления троганием с местаобеспечивает выполнение функциональныхограничений.При трогании с места машины, оснащеннойдатчиком ускорения, существует возможностьреализоватьрежим, предотвращающий буксование машиныпри оптимальном управлении по коэффициенту буксованияили по знаку высших производныхскорости. Адаптивное управление собратнойсвязью обеспечит ограничение буксованиядвижителя, плавность хода и уменьшениеошибочных переключений передач.Динамическая нагруженность снижается в1,8…2,0 раза, кроме случаев трогания в особотрудных условиях.

В последнее времяинтенсивно разрабатываютсяроботизированные механические трансмиссии, спреселекторным управлением переключенияпередач или вариаторов с бесступенчатымизменением передаточных чисел (CVT).Трогание с места и движение машины втрудных условиях осуществляется на т.н.«муфтах начала движения», т.е. управляемыхфрикционныхэлементах. Применительно кгидромеханическим трансмиссиям функциюмуфты начала движения может выполнитьблокировочный фрикцион при опорожненномГТ. В современных требованиях напроектирование ГМТ предусматриваетсяприоритет подачи масла гидросистемы науправление фрикционами, смазку и впоследнюю очередь на подпитку ГТ. В связи сэтим, при снижении производительностигидронасоса или утечках масла изгидросистемы в процессе эксплуатации,возможно снижение преобразующих свойствГТ вплоть до нарушения подвижности машины.Резервным решением обеспечения надежностив такой ситуации является соответствующееуправление блокировочным фрикционом притрогании с места и движении машины, что ещебольше повышает актуальность задачиповышения его долговечности.

Учитывая определеннуюаналогию функциональных требований притрогании машины с гидромеханической трансмиссией,результаты распространяются и на этиконструкции, дополнительно учитываютсяограничения по не заглоханию двигателя.Последнее реализуется при соответствующем выбореначальной скорости д0.

Pages:     | 1 | 2 || 4 | 5 |   ...   | 7 |






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»