Результат интеллектуальной деятельности: СПОСОБ ОПРЕДЕЛЕНИЯ ПРИВЕДЕННОГО МОМЕНТА ИНЕРЦИИ ДОТРАНСФОРМАТОРНОЙ ЗОНЫ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИИ ТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ

Изобретение относится к области исследования динамической нагруженности и доводки конструкций трансмиссий транспортных машин и может быть использовано при отстройке резонансных режимов в дотрансформаторной зоне гидромеханической трансмиссии.

Выполненными теоретическими и экспериментальными исследованиями установлена высокая динамическая нагруженность моторно-трансмиссионной установки транспортных машин, оснащенных дизельным двигателем, и гидромеханических трансмиссий, что ограничивает долговечность их элементов. Из анализа статистических отказов следует, что наибольшее количество поломок элементов механической системы «двигатель-трансмиссия-транспортная машина» приходится на участок между двигателем и насосным колесом гидротрансформатора (так называемой дотрансформаторной зоны). Динамическая нагруженность формируется возбуждением резонансных режимов вынужденных и параметрических колебаний. Для обоснования путей снижения динамической нагруженности отстройкой параметрических резонансов, расширения области устойчивости колебаний необходим способ точного определения значения приведенного момента инерции дотрансформаторной зоны, определяющего собственную частоту системы.

В работе И.С. Цитовича, В.Б.Альгина (Динамика автомобиля. Мн.: Наука и техника, 1981. 191 с., рис. 1.16, формула 1.35, с. 34 - аналог) приведенный момент инерции дотрансформаторной зоны как двухмассовой системы определяется по формуле

где J_Д, J_Н - соответственно моменты инерции двигателя и насосного колеса гидротрансформатора.

Момент инерции вращающихся частей двигателя, в т.ч. маховика, определяется по твердотельным чертежам деталей или по данным завода-изготовителя. В действительности из экспериментальных данных о разгоне двигателя значение момента инерции J_д гораздо выше расчетного, что приводит к превышению длительности разгона. Во многом это связано с тем, что при неустановившихся процессах инерционность определяется совершенством топливной системы (ее динамическими свойствами), а также инерционностью термодинамического процесса в двигателе. Величина инерционности особенно высока для двигателей с турбокомпрессором, привод который является газодинамическим.

Сложность точного определения значения момента инерции насосного колеса гидротрансформатора J_Н состоит в заполнении его межлопаточного пространства движущейся рабочей жидкостью. В конструкциях трансмиссий современных транспортных машин от насосного колеса осуществляется привод многих устройств, в т.ч. через передачи с неголономными связями (вентиляторы, насосы, компрессоры, генераторы и др.). Кроме того, необходимо учесть влияние динамики гидродинамического взаимодействия насосного колеса с турбинной гидротрансформатора, это не позволяет определить значения J_Н и J_пр с достаточной точностью.

Наиболее близким по технической сути и достигаемому результату является способ расчетного определения приведенного момента инерции дотрансформаторной зоны предложен в работе А.Н. Нарбута (Гидротрансформаторы. М.: Машиностроение, 1966. с. 168-169, уравнения 143, 149 - прототип). Этот способ позволяет определять моменты инерции двигателя и насосного колеса, соответственно и приведенный момент инерции дотрансформаторной зоны по дифференциальным уравнениям, связывающим угловые ускорения, действующие крутящие моменты, а также моменты инерции двигателя, насосного и турбинного колес гидротрансформатора. Учет влияния гидродинамического взаимодействия насосного колеса с турбинным осуществляется на основе функции - производной по времени передаточного числа гидротрансформатора. Этот способ, как и аналог, не позволяет учесть инерционность топливной аппаратуры и термодинамического процесса в двигателе, инерционность многих устройств, привод которых осуществляется от насосного колеса. Кроме того, дифференциальные уравнения движения колес гидротрансформатора, а также функция производной передаточного отношения гидротрансформатора по времени решаются на основе использования статических характеристик гидротрансформатора. При переходных процессах функционирования гидротрансформатора вследствие турбулентности потоков рабочей жидкости, ее неньютоновских свойств (при кипении, газо- и пеновыделении и др.), характеристики гидротрансформатора существенно варьируются и недостаточно формализованы, особенно для конструкций с переменным коэффициентом прозрачности. В связи с этим, известный способ определения приведенного момента инерции дотрансформаторной зоны имеет ограниченную точность.

Предлагаемый способ расчетно-экспериментального определения приведенного момента инерции дотрансформаторной зоны, также как и известный, осуществляется по зависимостям, связывающим угловые ускорения, действующие крутящие моменты, а также моменты инерции двигателя, насосного и турбинного колес гидротрансформатора и гидродинамическую связь между последними, но установленным экспериментально. Предлагаемый способ осуществляется следующим образом.

Испытуемый образец гидромеханической трансмиссии, установленный в транспортную машину, соединенный с двигателем и механической частью трансмиссии, оснащается датчиками момента и угловой скорости вращения вала двигателя. Оба датчика соединяются с регистрирующим устройством - бортовым компьютером. При нейтрали в трансмиссии, разблокированном гидротрансформаторе и работе двигателя на минимальных оборотах осуществляется резкий разгон вала двигателя быстрым, за 0,25…0,30 с, увеличением подачи топлива до максимального значения. При этом регистрируются процессы изменения параметров - угловой скорости вращения вала двигателя и динамического момента.

Фрагмент осциллограммы приведен на фиг. 1. На осциллограмме фиксируется изменение угловой скорости ω_д и динамического момента М_д во времени t. По осциллограмме определяется изменение угловой скорости Δω и динамического момента ΔМ за время разгона t_p.

По экспериментальным данным (по фрагменту осциллограммы изменения момента при разгоне двигателя) определялось значение приведенного момента инерции дотрансформаторной зоны и соединенных с ней деталей по формуле

где ΔM - инерционная составляющая момента, возникающая вследствие действия углового ускорения (t_p - длительность разгона; Δω=Δn_ДВ·π/30).

Эффективность предлагаемого способа заключается в повышении точности определения приведенного момента инерции дотрансформаторной зоны гидромеханической трансмиссии за счет учета инерции топливной аппаратуры и термодинамического процесса в двигателе, инерционности устройств системы моторной установки машины, привод которых осуществляется от насосного колеса, а также гидродинамической связи насосного колеса с турбиной гидротрансформатора. Результаты определения приведенного момента инерции дотрансформаторной зоны в соответствии с предлагаемым способом отличаются от применяемых при расчете до двух раз. Это позволяет более точно определять собственную частоту системы, синтезировать эффективные гасители колебаний, исключающие резонансные режимы. Реализация синтезированных гасителей позволяет уменьшить динамическую нагруженность дотрансформаторной зоны на установившихся режимах в 5…6 раз, а на переходных процессах старта машины, переключения передач, блокировки гидротрансформатора, в 1,5…1.8 раза, что создает предпосылки повышения долговечности элементов гидромеханических передач транспортных машин.