Устранение опасных крутильных колебаний трансмиссии

лебаний трансмиссии, приведены конструкции демпферов крутильных колебаний, устраняющих опасные крутильные колебания.

Ключевые слова: демпфер, резонанс, колебание, трансмиссия.

B.M.Tverskov Kurgan State University

REMOVAL OF HAZARDOUS TORSIONAL VIBRATION TRANSMISSION

Annotation. The article examines the influence of the rigidity of the damper on the value of the amplitudes of torsional oscillations of the transmission, designs torsional vibration dampers that eliminate dangerous torsional vibrations are given.

Key words: damper, resonance, fluctuation, transmission.

Крутильные колебания трансмиссии, происходящие из-за неравномерного вращения коленчатого вала двигателя, при резонансах уменьшаются за счет сил трения в демпфере, соединяющем двигатель и трансмиссию. Амплитуды колебаний при этом уменьшаются в несколько раз (3-5). Чтобы определить момент трения, необходима большая расчетная работа. Уменьшение амплитуды часто оказывается недостаточным. Элемент трения - это дополнительная конструкция с нестабильной характеристикой, для её изготовления нужно вкладывать средства. Она увеличивает жесткость трансмиссии, что ведет к возрастанию амплитуды колебаний до и после резонанса.

Неравномерность вращения коленчатого вала характеризуется степенью неравномерности, которая равна разности максимальной и минимальной скорости вращения коленчатого вала, отнесенной к его средней скорости вращения:

8 = (Сmax - «mm) /«ср .

При минимально устойчивой частоте вращения коленчатого вала8 = (0,01.. .0,03).

Избыточная работа крутящего момента двигателя при колебаниях равна

L = J 8 с

2

где Ju - момент инерции всех вращающихся масс двигателя, приведенных к оси коленчатого вала; « -угловая скорость вращения коленчатого вала.

Дифференциальные уравнения колебательного движения трансмиссии при проскальзывании поверхностей трения демпфера можно представить

Jra + с1  (а - а2) + Ki а + Мт-sign (а - а2) = Mi (t);

- Ci  а - а2) + С2  (а2 - а3) - Мт  sign а - а2) = 0;

J3a3- с2  а - а3) + с4  (а4 - а5) + К3 а3 = 0;

- с4  (а - а5) + с6  (а - а7) = 0;

Js^d^ -- с6  (а- а7) + cs  (а8 - а9) + К8 аг = 0;

Jn^d, - с8  (а8- а9) + с9  (а- а10) + К9,ю (а9-а10) = 0;

JiQ-а - с9  (а - аю) - К9Л о (а9 -а10) = 0,

где J1 - приведенный момент инерции двигателя; J2

- приведенный момент инерции коробки передач и половины карданного вала; J3 - приведенный момент инерции половины карданного вала и ведущего моста; J4 -приведенный момент инерции колес; J5 - приведенный момент инерции поступательно движущихся масс автомобиля; с1 - жесткость демпфера; с2 - жесткость карданных валов и шестерен коробки передач; с4 - приведенная жесткость первого участка карданного вала; с6 - приведенная жесткость второго участка карданного вала; с8

- приведенная жесткость полуосей; с9 - приведенная жесткость шин; а2, а2 а10 - углы поворота масс трансмиссии при колебаниях; К1 - коэффициент эквивалентного линейного трения, приведенного к массе с моментом инерции J¡; К3 - коэффициент эквивалентного линейного трения, приведенного к массе с моментом инерции J3; К8 - коэффициент эквивалентного линейного трения, приведенного к массе с моментом инерции J8; К9,10 - коэффициент эквивалентного линейного трения в резине шин и в контакте с дорогой; Мат - момент трения сцепления.

Если скольжение дисков трения в сцеплении отсутствует, уравнения движения примут вид:

J1 а1 + с 2  (а1 - а2) + К2 а1 = М2 (I);

З3- а — с2  (а2 — а3) + с4  (а4 — а5) + К3 а3 = 0;

- с4  (а4 — а5) + с6  (а6 — а7) = 0;

J 8 аг — с6  (аб — а7) + с8  (аз — а9) + К8 а = 0;

J9 а9 — с8  (а8 - а9) + с9  (а9 — а10) + К910 (а9 -а10) = 0;

Jlo а10 — С9  (ад - аю) — к9}10 (а9 -а10) = о.

Колебания будут происходить при условии

Мт > J1а1 + с2  (а2 — а2) + К2 а3 — М2 (I).

В исследовательских работах угловое колебание коленчатого вала нередко выражается в градусах, величина которого при высокой частоте вращения коленчатого вала составляет от нескольких минут для хорошо уравновешенного двигателя до 0Д..10 для неуравновешенного. При резонансе угловое колебание может превосходить эту величину. Инерционный момент деталей быстроходных двигателей снижает неравномерность вращения коленчатого вала, что решает задачу сохранения трансмиссии от износа и поломок. Использование на автомобилях тихоходных дизельных двигателей требует значительных мер по устранению отрицательного влияния неравномерности вращения коленчатого вала. Это можно сделать прежде всего путем снижения жесткости соединения двигателя и трансмиссии. Угол закрутки демпфера для этого при максимальном моменте двигателя с 2-50, как это есть в существующих демпферах, необходимо увеличить до 45- 900 и более. Тогда угол колебания коленчатого вала в 10 будет «тонуть» в большом угле закрутки демпфера, угловые колебания коленчатого вала передадутся на трансмиссию уменьшенными в десятки раз. Энергия колебаний будет минимальная, она не сможет приводить трансмиссию к интенсивным колебаниям, в том числе и при резонансах.

Снижение жесткости демпфера важно ещё потому, что колебания в трансмиссии крутящего момента могут иметь значительную величину также между резонансными частотами.

При малых углах закрутки демпфера трансмиссия подвержена значительным угловым колебаниям, поэтому требуется тщательный и очень трудоемкий расчет с целью снижения амплитуд резонансных колебаний.

Вывести резонансную частоту колебаний за преде-

лы рабочих оборотов двигателя при высокой окружной жесткости демпфера не всегда возможно. Чем выше жесткость демпфера, тем больше амплитуда колебаний момента, в том числе при пуске двигателя с не отсоединенным гидротрансформатором, как это делается на тяжелых автомобилях и тягачах, где между двигателем и гидротрансформатором (дотрансформаторная зона) устанавливается еще согласующий редуктор.

При пуске двигателя валы и шестерни согласующего редуктора, а также карданный вал и насосное колесо вращаются одновременно с коленчатым валом и подвергаются большим динамическим нагрузкам. Поломки карданного вала, а также других деталей дотрансформа-торной зоны, откручивание гаек крепления карданного вала и повышенный износ зубьев шестерен согласующего редуктора на таких автомобилях - явление обычное. Чем выше окружная жесткость демпфера, тем больше собственная частота колебаний трансмиссии и больше амплитуды колебания передаваемого крутящего момента. Во многих случаях собственная частота находится в пределах рабочих оборотов двигателя и, следовательно, при передаче крутящего момента возможны резонансы колебаний, которых обычно бывает несколько при разных оборотах коленчатого вала двигателя.

Исключить резонансные колебания трансмиссии и уменьшить её колебания при других частотах можно путем значительного снижения жесткости упругого элемента демпфера, например, в 30-50 раз. Угол закрутки демпфера с 3-50, как это чаще всего бывает в существующих демпферах, увеличивается до 900-1800.

В конце закрутки демпфера крутящий момент в нем равен максимальному моменту двигателя или близкому к нему Жесткость демпфера определяется делением максимального крутящего момента двигателя на угол закрутки.

Амплитуда колебаний передаваемого на трансмиссию крутящего момента равна произведению жесткости демпфера на угол колебания коленчатого вала при его вращении. Если снизить жесткость упругого элемента демпфера в указанное число раз, то в такое же число раз снизится и амплитуда. Она оказывается незначительной, резонанс колебаний, требующий больших затрат энергии (до 10% передаваемой мощности), становится невозможен, а элемент трения в демпфере не нужен: при столь малой возбуждающей амплитуде трение в трансмиссии препятствует колебаниям её деталей.

Гашение колебаний трансмиссии путем снижения жесткости демпфера имеет большие возможности и может использоваться, например, в случае выключения нескольких цилиндров дизеля, что иногда делается для поддержания его температуры с целью недопущения осмоления поршней и привода клапанов системы газораспределения. Неравномерность вращения коленчатого вала после отключения цилиндров особенно большая. Существующий способ гашения колебаний путем введения трения в демпфере, когда демпфер настраивается на одну неравномерность вращения коленчатого вала (обычно - для работы всех цилиндров), оказывается недостаточным: амплитуды колебаний при резонан-сах после отключения цилиндров могут быть очень большие, они в 20-30 раз превышают колебания, которые имеют место до наступления резонанса.

Соединение двигателя и трансмиссии на существующих транспортных средствах делается слишком жестким, в результате чего угловые колебания коленчатого вала передаются на трансмиссию. Используемый способ снижения резонансных крутильных колебаний путем введения в соединяющем двигателя и трансмиссии дем-

пфере элемента трения решает задачу лишь частично, не уменьшая межрезонансные колебания, которые тоже могут быть большими. Если жесткость соединяющего двигателя и трансмиссии демпфера снизить до значения, при котором колебания передаваемого на трансмиссию крутящего момента не являются опасными для прочности трансмиссии.

В процессе испытаний тягачей установлено, что с уменьшением диаметра торсиона, соединяющего двигатель и согласующий редуктор, размахи колебаний крутящего момента в дотрансформаторной зоне трансмиссии заметно снижаются.

Таким образом, уменьшив жесткость демпфера, можно значительно снизить динамические нагрузки в дотрансформаторной зоне трансмиссии. С этой целью предлагается использовать в качестве упругого элемента демпфера спиральную пружину, угол закрутки которой в этом случае составляет около половины оборота. Соответственно меньше будет и жесткость демпфера.

Амплитуда колебаний момента в трансмиссии зависит от угловой неравномерности вращения коленчатого вала и равна произведению крутильной жесткости трансмиссии на угол неравномерности. Уменьшая крутильную жесткость, уменьшаем амплитуду колебаний, если, конечно, не наступает резонанс.

На рис. 2 показана конструкция демпфера малой жесткости с плоской спиральной пружиной 2 и гидравлическим гасителем колебаний.

Наиболее трудным в демпфере со спиральной пружиной является крепление внутреннего конца ленты пружины. Для этого внутренний конец отогнут на 900 и плотно на прессе вводится в паз на ступице (рис. 3). Первый виток пружины удерживается скосами, выполненными на ленте с обеих её сторон. К скосам с одной стороны гайкой поджимается шайба с конусной полкой, с другой стороны внутренний виток прижимается к конусной поверхности на ступице, как показано на рис. 2. Второй виток пружины плотно накручен на первый. Такое сложное крепление внутреннего конца является оправданным: известно, что поломка спиральной пружины происходит обычно около внутреннего конца её крепления. Наружный конец ленты менее нагружен и крепится болтом к барабану, как показано на рис. 3. Пружина ставится так, чтобы она закручивалась в направлении действия крутящего момента двигателя. При больших отрицательных моментах наружный виток спиральной пружины прижимается к барабану. При закручивании ось спиральной пружины не занимает постоянное положение: она будет смещаться, если свободна, или на деталь, к которой крепится внутренний конец пружины (в данном случае ступица), будет действовать радиальное усилие. Для фиксированного положения ступицы в корпусе гидравлической муфты установлен подшипник качения, а при отсутствии гидравлической муфты положение ступицы фиксируется втулкой 1.

Двигатель и трансмиссия на автомобилях, тракторах соединяются демпфером, относительный угол поворота деталей которого до соприкосновения витков тангенциально установленных в демпфере пружин (угол закрутки) составляет 2...5°. Жесткость демпфера оказывается слишком большой, неравномерность вращения коленчатого вала двигателя передается на трансмиссию и создает в ней большие динамические нагрузки, что ведет к износу зубьев агрегатов трансмиссии. Например, зубья шестерен расположенного за двигателем согласующего редуктора, где неравномерность вращения коленчатого вала сказывается особенно сильно, всегда имеют повышенный износ зубьев.

При больших углах закрутки неравномерность колебания передаваемого крутящего момента снижается настолько, что такой расчет не нужен, достаточно определить угол закрутки демпфера, когда амплитуды колебания становятся настолько малыми, что практического значения не имеют. Но при проектировании демпфера традиционно принимается его минимальный угол закрутки, а потом делается сложный расчет колебаний трансмиссии.

Снизить жесткость демпфера возможно, если вместо тангенциально расположенных пружин установить центральную пружину (винтовую или спиральную) -рис. 1, 2, 4, 5.

Угол закрутки демпфера с такой пружиной в десятки раз превышает угол закрутки демпфера с тангенциально расположенными пружинами. С центральной пружиной можно создать демпфер практически с любым

требуемым углом закрутки. В показанном на рис. 2 демпфере винтовая пружина служит одновременно для передачи крутящего момента и для сжатия пакета дисков фрикциона. Закручивая гайку, можно регулировать момент трения фрикциона.

Для гашения колебаний предпочтительно устанавливать в демпфере гидравлический гаситель колебаний, имеющий серьезные преимущества по сравнению с демпфером с сухим фрикционным элементом трения (рис. 3). Сопротивление дросселированию залитого в демпфер масла величина переменная: чем больше передаваемый крутящий момент, например, при резонансе, тем больше угол и скорость закрутки пружин демпфера, тем больше сопротивление дросселированию. Такая зависимость более соответствует требованиям гашения колебаний, чем постоянное трение в сухом демпфере, которое с ростом скорости при колебаниях может падать.

Рис. 1

Рис. 2

Рис. 3

Рис. 5

В демпфере со спиральной пружиной (рис. 4, 5) для гашения крутильных колебаний используется внутреннее трение. Кпд спиральной пружиной при работе без смазки составляет 60%, т.е. потери достигают 40%.

Момент трения в существующих демпферах обычно бывает в пределах 20% от передаваемого крутящего момента. Таким образом, в демпфере со спиральной пружиной специальный элемент трения может не требоваться.

Спиральная пружина устанавливается так, чтобы при передаче крутящего момента она закручивалась.

Цель данной работы - создание такого демпфера, который не допускает крутильные колебания трансмиссии, является гарантированной защитой трансмиссии от угловых колебаний коленчатого вала. Это возможно, если угол закрутки демпфера будет в десятки раз превосходить угловые колебания коленчатого вала.

Резонанс трансмиссии в этом случае невозможны, т.к. предаваемая на трансмиссию энергия колебаний мала, она не в состоянии обеспечить устойчивые колебания со значительными амплитудами, а внутреннее трение в агрегатах трансмиссии будет подавлять такие колебания.

Снижение жесткости демпфера делает возможным использовать на автомобиле двигатель практически с любой неравномерностью вращения коленчатого вала.

УДК 629.113 А.В. Шарыпов, А.П. Черепанов

ОБОРУДОВАНИЕ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО ИССЛЕДОВАНИЯ ВЛИЯНИЯ ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ НАГРУЗОЧНОГО УСТРОЙСТВА СИЛОВОГО РОЛИКОВОГО СТЕНДА НА ДОСТОВЕРНОСТЬ ИЗМЕРЕНИЯ СИЛОВЫХ ПАРАМЕТРОВ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ

Аннотация. В статье описано оборудование для исследования динамики изменения параметров работы асинхронных электродвигателей и определения степени их влияния на погрешности измерения силовых параметров в процессе диагностирования тормозной системы автомобиля.

Ключевые слова: автомобиль, тормозная система, силовой роликовый стенд, диагностирование, асинхронный электродвигатель, переходные процессы.