Способ исключения резонансных режимов колебаний металлокерамических дисков гидромеханической трансмиссии транспортной машины

Изобретение относится к способу исключения резонансных режимов колебаний металлокерамических дисков гидромеханической трансмиссии транспортной машины. Способ заключается в аналитическом или экспериментальном определении спектра частот возмущений двигателя и спектра собственных частот металлокерамического диска, возможности возбуждения резонансных режимов по равенству частот возмущений и собственных. При этом дополнительно определяют и сравнивают со спектром собственных частот металлокерамического диска спектр частот возмущений, формируемый гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве гидротрансформатора и пульсациями давления рабочей жидкости в системе его подпитки. Далее определяют возможность резонансного режима по равенству собственных частот металлокерамического диска и частот возмущений двигателя, частот возмущений, формируемых гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве гидротрансформатора и пульсациями давления рабочей жидкости в системе его подпитки. При выполнении условия резонанса осуществляют корректировку спектра собственных частот металлокерамического диска разрушением кратности числа волн, сумма длин которых соответствует длине окружности среднего радиуса металлокерамического диска, выполнением на этой окружности пар симметрично расположенных отверстий, изменяющих спектр частот металлокерамического диска. Достигаются повышение долговечности и надежности работы фрикционных элементов гидромеханической трансмиссии. 2 ил.

 

Изобретение относится к транспортному машиностроению и может быть использовано при разработке и модернизации транспортных машин, оснащенных гидромеханическими трансмиссиями.

В процессе испытаний опытных гидромеханических трансмиссий (ГМТ) и эксплуатации некоторых серийных наблюдается разрыв металлокерамических дисков (МКД) фрикционных элементов управления после ограниченного срока эксплуатации. Металлографический анализ разрушенных дисков показывает, что трещины носят усталостный характер. Это является следствием резонансных режимов работы, возникающих при совпадении одной из собственных частот МКД с частотой возмущающего воздействия, формируемого двигателем. Для повышения долговечности МКД путем исключения резонансных режимов необходимо определить спектр его собственных частот. Аналитически определить значения частот можно по приближенным формулам, справедливым для кругового кольца, выполненного из однородного материала. В волновой теории колебания кругового кольца описываются дифференциальными уравнениями в частных производных, решением которых является равенство [Тимошенко С.П., Янг Д.Х., Уивер У. Колебания в инженерном деле. Изд-во: М.: Машиностроение, 1985, с.435]:

ω = ω k = K ( K 2 1 ) K 2 + 1 E J m 0 R 4 ,

где К - целое число, определяющее количество волн z длиной λ, укладывающихся на длине кольца 2πR (K=1,2,…,N, K = 2 π R z λ ), и форму колебаний диска; Е - модуль упругости второго рода; J - момент инерции прямоугольного сечения кольца J = b h 3 12 размером b·h; m0 - погонная масса; R - средний радиус кольца.

Однако конструкция МКД является многокомпонентной, сочетающей в себе металлический диск, металлокерамические накладки, адгезионные слои, то есть - разнородные материалы с различными нелинейными физико-механическими свойствами. Кроме того, на одной из торцевых поверхностей МКД выполняется зубчатый венец. Собственные частоты МКД сложной формы, состоящих из неоднородных материалов, могут быть определены на основе численного моделирования (аналог - Басов К.А., Мовчан Д.А. ANSYS. Справочник пользователя. Издательство: ДМК-Пресс, 2011 г., 640 с.) - определения реакции конечно-разностной модели МКД на гармоническое воздействие регулируемой частоты (например, в программном пакете NASTRAN). Однако достоверность построения модели ограничивается точностью описания нелинейного взаимодействия между элементами МКД (стальным кольцом и металлокерамическими накладками), формируемого адгезионными слоями. В связи с этим, результаты численной оценки собственных частот МКД необходимо корректировать с учетом экспериментальных данных, полученных при испытаниях на специальном стенде с использованием метода неразрушающего контроля - по реакции диска на гармонический сигнал регулируемой частоты [Заявка на полезную модель №2012126204/20(040447) от 22.06.2012 «Стенд для определения спектра собственных частот металлокерамических дисков гидромеханических трансмиссий»]. Вероятность возбуждения резонансных режимов определяется по равенству частот возмущения двигателя и собственных кольца. Исключение резонанса в литературе предлагается обеспечить варьированием собственных частот металлокерамического диска в соответствии с приведенным уравнением. Однако физико-механические свойства (модуль упругости Е, плотность материала ρ, определяющая погонную массу m0, соответственно и скорость звука в материале Е/ρ) для используемых материалов диска стабильны, а варьирование геометрическими параметрами (J, R) ограничено условиями компоновки фрикционных дисков в картере трансмиссии.

Из-за ограниченных возможностей коррекции спектра собственных частот МКД для исключения резонансных режимов в дисках выполняются радиальные надрезы. Размеры надрезов выбираются из условия сохранения прочности МКД. Однако при действии центробежных сил нарушается условие прочности из-за высокой концентрации напряжений в зоне надреза. Кроме того, диск теряет упругую устойчивость, когда скорость распространения волны по диску становится равной скорости вращения. Некоторое гашение колебаний может быть достигнуто созданием конусообразной или гофрированной формы стальных дисков, работающих в паре с МКД. Это приводит к увеличению трения между дисками при их вращении, износу и снижению эффективности [Зальцерман И.М., Каменский Д.М., Онопко А.Д. Фрикционные муфты и тормоза гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1965, фиг.109, с.151].

Наиболее близким по технической сути и достигаемым результатам является способ исключения резонансных режимов во фрикционных дисках гидромеханических трансмиссий, заключающийся в аналитическом или экспериментальном определении спектра частот возмущения двигателя и спектра собственных частот металлокерамического диска, а также вероятности возбуждения резонансных режимов при равенстве частот возмущения и собственных (Зайцев В.А., Жучков М.Г., Крюков А.П. Виброударные процессы в дисковых фрикционных муфтах // Вестник бронетанковой техники. - 1968. - №6. - с.33-36, прототип). Спектр частот возмущений двигателя определяется аналитически на основе расчета полигармонической функции момента двигателя по индикаторной диаграмме одного цилиндра с учетом порядка работы и особенностей конструкции, на основе спектрального анализа полученной функции. Другим способом определения частот возмущения двигателя является спектральный анализ момента двигателя по данным завода-изготовителя и определения основных моторных гармоник.

Суть известного метода заключается в следующем.

1. Определение спектра собственных частот МКД по аналитической зависимости.

2. Расчет функции полигармонического возмущения момента двигателя по индикаторной диаграмме одного цилиндра с учетом порядка работы и особенностей конструкции; на основе спектрального анализа полученной функции определяются моторные гармоники.

3. Определение возможности резонансного режима по равенству собственных частот диска и моторных гармоник двигателя.

При выполнении условий резонанса из-за ограниченных возможностей корректировки частот возмущения двигателя или собственных частот диска предусматривается снижение концентрации напряжения в основании зубьев МКД и повышение несущей способности конструкторско-технологическими мероприятиями (упрочнение поверхностной твердости у основания зуба на основе нанотехнологий, лазерное насыщение карбидами тугоплавких металлов - WC, TiC и др.). Однако при этом резонанс не исключается, происходит разрушение сложных элементов трансмиссии, взаимодействующих с МКД.

Следует отметить, что в рассмотренном способе при прогнозировании резонансного режима не учитывается генерация частот возмущения гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве и пульсацией давления рабочей жидкости в системе подпитки гидротрансформатора.

Выполненными авторами исследованиями установлено, что возбуждение резонанса в не рассматриваемом ранее частотном диапазоне происходит при работе гидротрансформатора (ГТ) в режиме гидромуфты при незначительном, 10…15%, проскальзывании турбины относительно насоса. Момент двигателя, дотрансформаторная зона, а также зубчатые передачи не содержит гармоник столь высокого порядка (более 700 Гц). Проведенными экспериментальными исследованиями установлено, что высокочастотные колебания наблюдаются при нейтрали в трансмиссии и при движении на V, VI передачах с разблокированным гидротрансформатором (ГТ) и частоте вращения вала двигателя более 2050 об/мин. Амплитуда колебания в вертикальной и горизонтальной плоскостях составляют 1,0…1,5 g (9,8…15,0 м/с2). Как следует из характера спектральной плотности процесса, основные колебания сосредоточены в не исследованном ранее диапазоне частот 700…730 Гц. При блокировке гидротрансформатора спектральная плотность является «белым шумом», т.е. колебания происходят в широком спектре частот без резонансов. На основе имитации гидродинамических потоков в межлопаточном пространстве при относительном движении рабочих колес широко применяемого и энергоемкого гидротрансформатора ГТК-XV с числом лопаток рабочих колес насосного kн=28, турбинного km=22 установлено, что в переходе насос - турбина при относительном проскальзывании 30…200 об/мин происходит одновременное взаимодействие двух пар лопаток насосного и турбинного колес. При этом формируются гидродинамические импульсы с частотой 703 Гц, что соответствует частоте колебаний, фиксируемых в ходе экспериментальных исследований ГМТ (700-730 Гц).

Корректность определения спектра высокочастотного возмущения, формируемого гидротрансформатором, выполнена при исследовании двух гидротрансформаторов различной конструкции и типоразмеров, но с одинаковым, указанным выше, числом лопаток колес на специальном стенде. Спектральный анализ процесса изменения момента на колесах гидротрансформатора и давления рабочей жидкости показал, что действительные динамические процессы формирования возмущений турбины являются гораздо сложнее принимаемых при расчете. Частота возмущения момента на турбине соответствует расчетной, т.е. ω=0,5·(kT·kH)·Δn (Δn - относительная частота вращения турбинного и насосного колес). В то же время необходимо учитывать процесс пульсации давления рабочей жидкости на входе в гидротрансформатор, формируемый шестеренчатым насосом системы подпитки и по частоте близко совпадающий с частотой возмущений, формируемых гидродинамическими процессами в гидротрансформаторе.

Кроме того, эффективным путем коррекции спектра собственных частот колебаний диска является «разрушение» числа волн, длина которых соответствует длине окружности среднего радиуса диска. Однако в анализируемых источниках это не реализуется. Таким образом, известные способы исключения резонансных режимов колебаний МКД обладают следующими недостатками.

1. При прогнозировании резонансного режима не учитывается генерация частот возмущения, формируемая гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве и пульсацией давления рабочей жидкости в системе подпитки гидротрансформатора.

2. Способы коррекции спектра собственных частот МКД имеют ограниченные возможности, снижают прочность конструкции, кроме того, диск теряет упругую устойчивость, когда скорость распространения волны по диску становится равной скорости вращения.

Из-за приведенных недостатков существующий способ прогнозирования и исключения резонансных режимов колебаний МКД является малоэффективным.

В связи с этим предлагается способ исключения резонансных режимов колебаний металлокерамических дисков гидромеханической трансмиссии транспортной машины, заключающийся в аналитическом или экспериментальном определении спектра частот возмущений двигателя и спектра собственных частот металлокерамического диска, возможности возбуждения резонансных режимов по равенству частот возмущений и собственных. Новизна способа заключается в том, что дополнительно определяют и сравнивают со спектром собственных частот металлокерамического диска спектр частот возмущений, формируемый гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве гидротрансформатора и пульсациями давления рабочей жидкости в системе его подпитки, определяют возможность резонансного режима по равенству собственных частот металлокерамического диска и частот возмущений двигателя, частот возмущений, формируемых гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве гидротрансформатора и пульсациями давления рабочей жидкости в системе его подпитки, при выполнении условия резонанса осуществляют корректировку спектра собственных частот металлокерамического диска разрушением кратности числа волн, сумма длин которых соответствует длине окружности среднего радиуса металлокерамического диска, выполнением на этой окружности пар симметрично расположенных отверстий, изменяющих спектр частот металлокерамического диска.

На фиг.1 приведена блок-схема алгоритма последовательности действий, определяющих предлагаемый способ. На фиг.2 приведены амплитудно-частотные характеристики МКД, характеризующие эффективность предлагаемого способа.

Предлагаемый способ осуществляется выполнением следующих операций.

1. Определяют спектр собственных частот МКД по аналитической зависимости, численным моделированием по твердотельным чертежам или по результатам экспериментального исследования при облучении диска звуковой волной регулируемой частоты.

2. Определяют функцию полигармонического возмущения момента двигателя по индикаторной диаграмме одного цилиндра с учетом порядка работы и особенностей конструкции; на основе спектрального анализа полученной функции определяют моторные гармоники.

3. Рассчитывают спектр частот, возбуждаемых гидродинамическими процессами в гидротрансформаторе при формировании парных импульсов по известным значениям числа лопаток колес.

4. Рассчитывают по зависимости ωп=F(zш, C, mп) спектр частот, возбуждаемых системой подпитки гидротрансформатора, зависящий от числа зубьев шестеренчатого насоса zш, жесткости пружины С, массы mп поршня золотника.

5. Определяют возможность резонансного режима по равенству собственных частот МКД и частот моторных гармоник двигателя, частот возмущений, возбуждаемых гидродинамическими процессами гидротрансформатора или системой его подпитки.

6. При выполнении условия резонанса осуществляют корректировку спектра собственных частот диска разрушением кратности числа волн, сумма длин которых соответствует длине окружности среднего радиуса диска. Для этого выполняют на окружности среднего радиуса диска пары симметричных расположенных отверстий, изменяющих спектр его частот. Число пар отверстий определяют в зависимости от требуемого смещения спектра собственных частот диска.

Эффективность предлагаемого способа корректировки спектра собственных частот МКД иллюстрируется графиками спектральной плотности, приведенными на фиг.2, полученными экспериментально при облучении диска звуковой волной регулируемой частоты. График 1 соответствует спектральной плотности диска в исходном состоянии, график 2 - при двух парах отверстий, а график 3 - при трех парах отверстий. При этом спектральная плотность существенно изменяется. При исходном состоянии максимум спектральной плотности соответствует частоте 703 Гц (график 1); при двух парах отверстий амплитуда спектральной плотности на частоте 703 Гц перестает быть доминирующей, так как ее значение снижается на 60% (график 2). Максимальное значение амплитуды смещается в сторону более низких значений частот, при этом диск не теряет упругую устойчивость, когда скорость распространения волны по диску становится равной скорости вращения.

Еще больший эффект наблюдается при шести парах отверстий (график 3). Размеры отверстий выбирают из условия сохранения прочности МКД при действии центробежных сил. Таким образом, предлагаемый способ учитывает возможность возникновения резонанса не только из-за возмущений двигателя, но и возмущений, генерируемых гидротрансформатором и пульсациями давления в системе его подпитки. Применение предлагаемого способа позволит значительно повысить долговечность и надежность работы фрикционных элементов гидромеханической трансмиссии.

Способ исключения резонансных режимов колебаний металлокерамических дисков гидромеханической трансмиссии транспортной машины, заключающийся в аналитическом или экспериментальном определении спектра частот возмущений двигателя и спектра собственных частот металлокерамического диска, возможности возбуждения резонансных режимов по равенству частот возмущений и собственных, отличающийся тем, что дополнительно определяют и сравнивают со спектром собственных частот металлокерамического диска спектр частот возмущений, формируемый гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве гидротрансформатора и пульсациями давления рабочей жидкости в системе его подпитки, определяют возможность резонансного режима по равенству собственных частот металлокерамического диска и частот возмущений двигателя, частот возмущений, формируемых гидродинамическими процессами в межлопаточном пространстве гидротрансформатора и пульсациями давления рабочей жидкости в системе его подпитки, при выполнении условия резонанса осуществляют корректировку спектра собственных частот металлокерамического диска разрушением кратности числа волн, сумма длин которых соответствует длине окружности среднего радиуса металлокерамического диска, выполнением на этой окружности пар симметрично расположенных отверстий, изменяющих спектр частот металлокерамического диска.



 

Похожие патенты:

Изобретение относится к области судостроения и касается вопросов создания систем вибрационной и шумовой защиты судового энергетического оборудования. .

Изобретение относится к способу исключения резонансного режима из дотрансформаторной зоны гидромеханической трансмиссии транспортной машины. .

Изобретение относится к приводам транспортных машин и энергетических установок, где между ведущими и ведомыми агрегатами возможна передача переменного крутящего момента.

Изобретение относится к линиям электроснабжения, контактирующим с токоприемниками транспортных средств. .

Изобретение относится к области машиностроения и может быть использовано при абразивной обработке материалов с применением смазочно-охлаждающей жидкости (СОЖ), в частности, при круглом наружном, внутреннем, бесцентровом шлифовании.

Изобретение относится к газовым центрифугам для разделения смесей газов и изотопных смесей, в частности к конструкции агрегатов газовых центрифуг, установленных на опорных рамах, например промышленных групп газовых центрифуг заводов по разделению изотопов урана или многоагрегатных стендов по разделению стабильных изотопов.

Изобретение относится к газовым центрифугам для разделения смесей газов и изотопных смесей, в частности к конструкции агрегатов газовых центрифуг, установленных на опорных рамах, например промышленных групп газовых центрифуг заводов по разделению изотопов урана или многоагрегатных стендов по разделению стабильных изотопов.

Изобретение относится к демпфированию колебаний упругих элементов конструкции объектов в условиях внешнего нагружения. .

Изобретение относится к газовым центрифугам для разделения смесей газов и изотопных смесей и, в частности, к конструкции агрегатов газовых центрифуг, установленных на опорных рамах, например, промышленных групп газовых центрифуг заводов по разделению изотопов урана или многоагрегатных стендов по разделению стабильных изотопов.

Изобретение относится к транспортному машиностроению, в частности к трансмиссиям колесных транспортных средств. Способ исключения изменения величины передаваемого крутящего момента, вызываемого угловыми колебаниями агрегата вокруг его приводного вала, отличающийся тем, что дополнительный поворот приводного вала агрегата относительно его остова осуществляют на угол, определяемый выражением φa=φп/i, где φa - угол поворота приводного вала агрегата относительно его остова; φп - угол поворота вала, от которого приводится в движение приводной вал агрегата, относительно корпуса первого вала; i - передаточное отношение от первого вала ко второму. Устройство для стабилизации крутящего момента на ведущих колесах транспортного средства, содержащее закрепленную на остове транспортного средства двигательную установку, качающийся на оси ведущий мост с коническим редуктором для передачи крутящего момента к ведущим колесам, соединенный с двигательной установкой карданной передачей, имеет в цепи трансмиссии два соосно установленных вала, на концах которых, обращенных друг другу, нарезаны шлицы с разными углами наклона к оси валов, соединенные шлицевой втулкой, перемещаемой в осевом направлении приводом пропорционально углу поворота ведущего моста относительно продольной оси ведущего вела конического редуктора моста. Привод перемещения втулки состоит из двух соединенных трубопроводами гидроцилиндров, один из них одним концом соединен с остовом транспортного средства, а другим - через подшипник с шлицевой втулкой, другой гидроцилиндр соединен с остовом транспортного средства и ведущим мостом, обеспечивая равенство углов поворота ведущего моста относительно оси ведущего вала редуктора и одного упомянутого вала относительно другого. 2 н. и 1 з.п. ф-лы, 2 ил.

Изобретение относится к машиностроению, а именно к конструированию виброизоляторов. Виброизолятор состоит из наружного эластичного элемента и внутренней арматуры. Эластичный элемент выполнен в виде втулки, имеющей конические, шаровые, цилиндрические поверхности или комбинацию данных поверхностей. Внутренняя арматура выполнена в виде неразъемной конструкции, состоящей из внутренней металлической втулки и наружной части. Внутренняя металлическая втулка выполнена в форме цилиндра и имеет фланцевую часть. Наружная часть выполнена из пластмассы или композиционного материала на его основе и имеет конические, шаровые, цилиндрические поверхности или их комбинацию. Обеспечиваются увеличение ресурса, высокая виброизолирующая и шумопоглощающая способность, а также уменьшение массы виброизолятора. 2 з.п. ф-лы, 3 ил.

Изобретение относится к трансмиссиям колесных транспортных средств. Устройство для стабилизации крутящего момента на ведущих колесах транспортного средства содержит закрепленную на остове транспортного средства двигательную установку, ведущий мост и дополнительный конический редуктор. Корпус дополнительного конического редуктора жестко связан с рессорой, ведомая шестерня жестко связана с остовом ведущего моста, а ведущая шестерня посредством телескопической карданной передачи соединена с рамой транспортной машины. Передаточное отношение основного редуктора ведущего моста равняется передаточному отношению дополнительного редуктора. Достигается снижение колебаний крутящего момента, передаваемого на ведущие колеса и моторно-трансмиссионную установку транспортного средства. 1 ил.

Изобретение относится к трансмиссиям колесных транспортных средств. Устройство для снижения динамической нагруженности трансмиссии транспортного средства содержит закрепленные на остове транспортного средства двигательную установку и соединенный с ней карданной передачей ведущий мост. Устройство дополнительно снабжено расположенным соосно ведущему валу редуктора телескопическим карданным валом, один конец которого шарнирно закреплен на корпусе транспортного средства без возможности поворота относительно его продольной оси, а второй конец выполнен в виде втулки с винтовыми пазами. Ведущий вал редуктора выполнен из двух частей, сопряженных между собой винтовыми шлицами. При этом наружная часть снабжена упорным подшипником, взаимодействующим с упомянутой втулкой, а винтовые линии пазов втулки и шлицов ведущего вала выполнены с одинаковыми шагами. Достигается снижение динамической нагруженности . 2 ил.

Изобретение относится к области снижения динамических усилий, передаваемых от винта на корпус судна через валопровод, и касается вопросов снижения переменных гидродинамических усилий, передаваемых через валопровод на корпус судна. Устройство виброизоляции валопровода с подшипниками и гребным винтом от корпуса судна включает систему «гребной винт-валопровод-опорный и упорный подшипники гребного вала» с однокаскадным виброизолирующим креплением. Однокаскадное виброизолирующее крепление включает виброизоляторы опорного и упорного подшипников. Система установлена в корпусе судна через двухкаскадную систему виброизоизоляции, которая состоит из внешнего и внутреннего каскадов виброизолирующего крепления с промежуточной рамой. Промежуточная рама установлена на корпусе судна на виброизоляторах, которые совместно образуют внешний каскад. Центры жесткости внутреннего и внешнего каскадов совпадают с соответствующими центрами тяжести суммарных весовых нагрузок от конструкции валопровода. Достигается повышение и сохранность виброизолирующего эффекта. 1 з.п. ф-лы, 6 ил.
Наверх