КРИТЕРИЙ ОЦЕНКИ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИСТЕМЫ ПО УРОВНЮ УГЛОВЫХ УСКОРЕНИЙ ИНЕРЦИОННЫХ МАСС

В настоящее время современные тенденции развития автомобилестроения направлены на повышение производительности, скорости и экологичности транспортных средств (ТС). Все изменения, связанные с увеличением мощностных показателей двигателя внутреннего сгорания (ДВС), применением гибридных приводов, совершенствованием конструкции трансмиссии, неизбежно приводят к увеличению интенсивности и расширению спектра вибраций в колесной машине.

Аналитические расчеты показывают, а экспериментальные исследования подтверждают наличие знакопеременных нагрузок в элементах колесных машин. Число отказов, связанных с вибрацией, в машиностроении достигает восьмидесяти процентов. Учитывая высoкую стoимoсть современных изделий и дополнительные затраты на их восстановление в течении ресурса машины, исключение колебаний в трансмиссии ТС является важной и актуальной проблемой современного машиностроения [3].

Проблемы снижения вибронагруженности трансмиссий транспортных машин решается многими отечественными и зарубежными фирмами. Выбор средства уменьшения крутильных колебаний трансмиссии в каждом случае определяется конкретными характеристиками системы и условиями ее эксплуатации. В связи с этим, характер необходимых изменений, связанных с уменьшением динамической нагруженности трансмиссии транспортного средства можно определить по результатам динамического расчета.

В рамках научно-исследовательской работы оценивается динамическая нагруженность трансмиссии автомобиля с комбинированной энергоустановкой (КЭУ). Оценка допустимого уровня вибронагруженности динамической системы осуществляется по угловым ускорениям инерционных масс. Цель представленной работы заключается в обосновании использования параметра виброускорения не только в роли диагностирования эффектов вибрации, но и в  качестве критерия оценки динамической нагруженности трансмиссии.

Для достижения поставленной цели решаются следующие задачи:

–       определение динамической нагруженности системы на   установившихся режимах работы трансмиссии;

–       обоснование критерия оценки динамической нагруженности по виброускорениям инерционных масс системы;

–       определение параметров и конструктивных средств для исключения опасных резонансных режимов работы трансмиссии.

Объектом исследования представленной работы является девятиступенчатая трансмиссия автомобиля с комбинированной энергетической установкой, разрабатываемого в ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ». Рассматриваемый автомобиль оснащен турбированным ДВС V8 мощностью 440 кВт [4].

На Рис. 1 представлена кинематическая схема трансмиссии, в которой приняты следующие обозначения:

моменты инерции элементов системы: JДВС - момент инерции вращающихся частей ДВС, включая момент инерции маховика; JЭД - момент инерции вращающихся частей электродвигателя (ЭД); JКП - момент инерции вращающихся частей коробки передач (КП) на рассматриваемой передаче; JРК - момент инерции вращающихся частей раздаточной коробки (РК); JЗКВ - момент инерции задних карданных валов; JЗПВ - момент инерции задних приводных валов; JЗК - момент инерции задних колес; JПКВ - момент инерции переднего карданного вала; JППВ - момент инерции передних приводных валов; JПК - момент инерции передних колес; упругие звенья с коэффициентами жесткости, из которых: сЭД - крутильная жесткость ротора ЭД; сКП - крутильная жесткость входного вала КП; сРК - крутильная жесткость входного вала РК; сРК_1 - крутильная жесткость выходного вала РК; сРК_2 - крутильная жесткость выходного вала РК; сЗКВ_1 - крутильная жесткость первого заднего карданного вала; сЗКВ_2 - крутильная жесткость второго заднего карданного вала; сЗГП - крутильная жесткость входного вала задней главной передачи; сЗПВ - крутильная жесткость заднего приводного вала; сПКВ - крутильная жесткость переднего карданного вала; сПГП - крутильная жесткость входного вала передней главной передачи; сППВ - крутильная жесткость переднего приводного вала; передаточные числа: iКП - передаточное число КП; iРК - передаточное число РК; iГП - передаточное число главной передачи.

Определение динамической нагруженности системы на установившихся режимах

Динамическая нагруженность определяется на основе имитационного моделирования динамики пятимассовой системы на установившихся режимах работы. Система дифференциальных уравнений приводится ниже (1).

где: J1 - приведенный момент инерции вращающихся частей ДВС, включая момент инерции маховика;

J2 - приведенный момент инерции вращающихся частей электродвигателя;

J3 - приведенный момент инерции вращающихся частей массы КП;

J4 - приведенный момент инерции вращающихся частей РК;

J5 - приведенный момент инерции колесной машины;

b1 - коэффициент диссипации между маховиком ДВС и ротором ЭД;

b2 - коэффициент диссипации между ротором ЭД и КП;

с1 - приведенная жесткость вального участка между маховиком ДВС и ротором ЭД;

с2 - приведенная жесткость ротора ЭД и входного вала КП;

с3 - приведенная жесткость входного вала РК;

с4 - приведенная жесткость карданных валов и полуосей;

φ1… φ5, φ1’… φ5’, φ1’’… φ5’’ - обобщенные координаты и их соответствующие производные;

M(t) - полигармонический суммарный возмущающий момент, создаваемый ДВС.

Исследование выполнено по пятимассовой модели в программном пакете LMS Imagine.Lab Wheel Torque Management Solution [1].

На Рис. 2 приведена блок схема программы расчета динамики системы, включающая в себя пятимассовую модель, источник возмущения и блок управления частотой вращения вала двигателя. В процессе моделирования двигатель разгонялся за 20 с от 500 [мин-1] до 6000 [мин-1].

Результаты моделирования представлены в виде амплитудно-частотного 3D-спектра на каждой из возможных гармоник двигателя (см. Рис. 3).

Результаты обработки полученных данных исследования динамической нагруженности сведены в табл. 1.

Таблица 1 - Результаты обработки полученных данных исследования динамической нагруженности автомобиля с КЭУ по спектрограмме

Рисунок 3 - Амплитудно-частотный 3D-спектр на первой передаче: ось X - частота вращения коленчатого вала двигателя, [мин-1], ось Y - частота колебаний, [Гц], ось Z - угловое ускорение, [рад/с2] Критерий оценки динамической нагруженности системы по уровню виброускорений

Как правило,  максимально допустимая  динамическая нагруженность трансмиссии  исследуемой механической системы определяется закладываемым в разрабатываемой конструкции коэффициентом динамической нагрузки. В случае, если динамические импульсы, идущие от силовой установки, превысят закладываемый в конструкции механической  системы расчетный коэффициент запаса прикладываемой нагрузки, то это приведет к появлению опасных напряжений в деталях трансмиссии и преждевременной поломки конструкции.

В связи с тем, что исследуемая система «ДВС - ЭД - КП - РК - транспортное средство» оснащена автоматической планетарной коробкой передач с фрикционными элементами управления, то возможность передачи динамической нагрузки ограничивается коэффициентом запаса по сцеплению β во фрикционных муфтах.

Для уменьшения поверхностной температуры дисков и снижения динамических нагрузок в трансмиссии автомобилей коэффициент запаса по сцеплению должен иметь небольшое значение, близкое к единице. Как правило, для фрикционных муфт, работающих в масле, значение β лежит в пределах β = 1,1…1,3 [2]. Кроме того, с точки зрения управления автоматической коробкой передач, небольшое значение коэффициента запаса по сцеплению позволяет повысить точность управления электромагнитными клапанами гидравлической системы управления коробкой передач. Точность управления фрикционными элементами управления позволяет обеспечить плавность включения передач в КП.

Таким образом, закладываемый в конструкции автоматической коробки передач коэффициент запаса по сцеплению предопределяет, с точки зрения оптимальной теплонагруженности фрикционных элементов управления, динамической нагрузки элементов трансмиссии и плавности включения фрикционных муфт, допустимый уровень углового ускорения ведущих элементов сцепления КП.

Расчет работы буксования фрикционных дисков позволяет определить максимально допустимое значение углового ускорения инерционных масс ведущих элементов коробки передач, которое можно использовать в качестве целевого параметра при выборе способа виброзащиты и определении допустимого предела динамической нагруженности трансмиссии.

Анализ процесса буксования фрикционных дисков показывает, что момент Mф, развиваемый муфтой во втором периоде буксования, возрастает до максимального значения при полном замыкании дисков (см. Рис. 4).

Mф - максимальный момент, развиваемый муфтой; MC - момент сопротивления движению; ωд - угловая скорость вала ДВС; ωn - угловая скорость ведомого вала муфты; t1, t2, t3 - время соответствующего периода буксования

Согласно представленной диаграмме (см. Рис. 4), момент Mф, развиваемый муфтой, определяется по формуле (2).Mф  = Mд + Jд × eд ,                                                                                  (2)

где: M д - крутящий момент ДВС, [Н·м];

Mф = b × Mд- максимальный момент, развиваемый муфтой, [Н·м];

b - коэффициент запаса по сцеплению;

Jд - момент инерции ведущих деталей, [кг·м2];

e д - угловое ускорение ведущих деталей, [рад/с2].

Таким образом, рассматривая процесс буксования при передаче полного крутящего момента, максимально допустимое значение углового ускорения ведущих деталей определяется по формуле (3).

Учитывая значения максимального крутящего момента ДВС V8, инерционной массы ведущих деталей и рекомендованное для фрикционных муфт, работающих в масле, значение коэффициента запаса по сцеплению, получаем для исследуемой механической системы допустимый предел углового ускорения инерционных масс ведущих элементов коробки передач ɛ= 1250 [рад/с2].

Определение рекомендаций по устранению вибронагруженности динамической системы

Из приведенных данных (см. табл. 1) следует, что уровень вибронагруженности всех масс, кроме пятой (имитирующей автомобиль) от двух до двадцати четырех раз превышает допустимый 1250 [рад/с2].

Анализ амплитуд колебаний (см. Рис. 3) показывает, что наиболее критичными являются колебания в диапазоне частот 36,9 ... 79,3 [Гц] с узлом  колебаний между ротором и коробкой передач, а также колебания в диапазоне частот 170,1 ... 177,4 [Гц] с узлом между маховиком ДВС и ротором ЭД. На этих частотах колебания происходят с высоким значением амплитуд от 7000 до 12000 [рад/с2].

Для снижения амплитуд крутильных колебаний, смещения резонансных режимов из зоны рабочих частот вращения двигателя и уменьшения их вредного воздействия предлагается динамический способ гашения [5] путем установки между ДВС и ротором электродвигателя гасителя крутильных колебаний (ГКК). В связи с тем, что целевой параметр виброускорений системы определен, для уменьшения амплитуд колебаний были подобраны соответствующие инерционно-жесткостные характеристики ГКК.

Результаты проверочного расчета динамической нагруженности системы с ГКК представлены в таблице 2.

Таблица 2 - Результаты обработки полученных данных исследования динамической нагруженности автомобиля с КЭУ по спектрограмме

Результаты сравнительного анализа динамической нагруженности системы в исходном состоянии и с ГКК показывают, что динамическая нагруженность элементов системы снижается до 10 раз (а в отдельных случаях, например, для массы КП – до 75 раз). Таким образом, на всех передачах и скоростных режимах работы ДВС достигнуто ограничение амплитуд углового ускорения до 1250 [рад/с2].

Вывод

В качестве критерия оценки допустимого уровня динамической нагруженности системы может быть использован целевой параметр - угловое ускорение инерционных масс ведущих элементов коробки передач, которое можно получить по результатам анализа процесса буксования фрикционных муфт и определения закладываемого в конструкции коэффициента запаса по сцеплению. На примере рассмотренной статьи представлено целевое значение углового ускорения инерционных масс динамической системы автомобиля с КЭУ, которое используется при варьировании характеристик ГКК и дальнейшем снижении вибронагруженности трансмиссии транспортного средства.

Список литературы

1.     Гимадиев А.Г., Грешняков П.И., Синяков А.Ф. LMS Imagine.Lab AMESim как эффективное средство моделирования динамических процессов в мехатронных системах [Электронный ресурс]: электрон. учеб. пособие. - Электрон. текстовые и граф. дан. (4,8 Мбайт). – Самара: Изд-во СамНЦ РАН, 2014. - 1 эл. опт. диск (CD-ROM).

2.     Зельцерман, И. М. Фрикционные муфты и тормоза гусеничных машин / И. М. Зельцерман, Д. М. Каминский, A.Д. Онопко - М.: Машиностроение, 1965.

3.     Лихачёв Д.С. Обзор вариантов расположения гасителя крутильных колебаний в транспортных средствах с комбинированными энергоустановками: Сб. науч. тр./НАМИ. - 2015. Вып. 263. - С. 159- 169.

4.     Лихачёв Д.С., Тараторкин И.А., Харитонов С.А. Анализ возмущающих крутящих моментов силовых установок средствами программного пакета LMS Imagine.Lab AMESim: Сб. науч. тр./НАМИ. - 2016. Вып. 266. - С. 74 - 83.

5.     Фролов К.В. Вибрации в технике. В 6-ти томах. Защита от вибраций и ударов (Том 6) / Под общ. Ред. Академика РАН К.В. Фролова; М.: Машиностроение, 1995. - 456 с., ил.