Здравствуйте, дорогие друзья. Изучив устройство и принцип работы механизма сцепления механической коробки передач, пришла пора узнать, какие возникают основные поломки этого агрегата и как их можно избежать. Любая неисправность обладает определенными признаками, которые чувствует водитель. Их тоже рассмотрим в этой статье. И напоследок посмотрим видеоурок, как правильно пользоваться педалями в автомобиле с механической КПП, чтобы не угробить этот узел.

Предлагаю статью сделать в таком плане: название элемента, признак поломки, способ ее предотвратить. Так будет проще разобраться новичкам в определении неисправностей по первым признакам. Начнем…

Выжимной подшипник

Признак

Если вы услышали писк из-под машины во время нажатия на педаль сцепления или во время езды, то это возможно износ выжимного подшипника. Причина – естественная выработка вследствие постоянной работы. Он должен работать только во время включения и ли выключения сцепления, он рассчитан на это. Если расстояния между ним и диафрагменной пружиной не будет, он будет касаться ее всегда и постоянно вращаться с такой же скоростью, что и маховик двигателя, сокращая срок эксплуатации.

Как этого избежать

Отрегулировать сцепление. То есть, выставить зазор между ним и корзиной. Как это сделать на классике смотрите ниже в видео.

Никогда не держите левую ногу на педали сцепления во время поездок. Это особенно касается новичков. Нужно выработать в себе привычку – выжал сцепление, переключился, отпустил педаль, убрал ногу в сторону.

Даже малейшее прижатие педали ногой, при неправильной регулировке зазора, приводит к постоянному касанию выжимного и лепестков пружины.

Диск сцепления

Существует в народе такие понятия: «Сцепление ведет или буксует» — все это неисправности диска сцепления. Разберем каждое из этих понятий.

Признак

Вы привыкли к своему автомобилю, знаете, как он разгоняется, его скорость, динамику. В один прекрасный день, машина перестает ехать. В том смысле, что ее разгон ухудшился. Вы жмете на газ, обороты двигателя растут, а скорости нет. Это значит, что сцепление «буксует».

Что происходит при этом в механизме? Диски сцепления должны плотно сжиматься друг к другу. Только тогда, весь крутящий момент передается от мотора к колесам. Если сцепление начинает буксовать, значит, ведомый диск перестал плотно прижиматься к ведущему, который находится на маховике коленвала.

Получается проскок между ведущими и ведомыми частями, один диск скользит по другому, еле цепляясь друг за друга. Момент полностью не передается. Вы газуете, обороты растут, но вращение лишь частично передается на первичный вал КПП.

Это происходит из-за:

1. Большого износа фрикционного материала накладок диска
2. Ослабления или поломок тангенциальных пластинчатых пружин корзины
3. Выжимной подшипник не отошел от лепестков диафрагменной пружины вследствие поломки его привода (вилки, троса, цилиндров и т. д.)

При этом «зацеп» между дисками минимален, а обороты большие и могут дальше возрастать, пока разгоняете автомобиль. Трение возрастает, растет температура дисков, в салоне можно услышать отчетливый запах тухлых яиц – это палится сцепление.

Как этого избежать? – Научится правильно пользоваться педалями сцепления и газа. В таком случае происходит плавное смыкание движущихся частей и продлевается жизнь механизма, в частности накладкам на диске.

Что такое спалить сцепление и когда оно начинает гореть

Такой же запах можно почувствовать при неправильном начале движения авто, или старте в гору, когда нет навыков вождения. Диски не успевают плотно сомкнуться, а обороты мотора начинают расти.

Из-за неплотного контакта стираются фрикционные накладки – они начинают гореть. Если этим злоупотреблять, то со временем могут стереться до самых заклепок, полностью. Если не произвести ремонт, то дальнейшая эксплуатация может привести к повреждениям элементов корзины и ее замене.

Как не допустить этого? – Приобретение начальных навыков вождения, тех, которым учат в автошколе. Чтобы помочь разобраться, как не сжечь сцепление – смотрите видео урок в конце материала.

Сцепление «ведет»?

Признаки

Невозможно включить передачу при полностью выжатой педали сцепления. В этом случае, нажимной диск не отходит от ведомого, а тот, в свою очередь, от маховика. Происходит легкий контакт двух поверхностей, передача момента не прерывается полностью, и первичный вал коробки продолжает вращаться. Синхронизаторы не могут уровнять скорости вращения двух валов, включение передачи становится затруднительным.

Причины

1. Большой свободный ход педали сцепления
2. Протечка жидкости или завоздушивание системы, нажимной подшипник не в состоянии полностью выжать диафрагменную пружину
3. Ослабление болтов крепления корзины к корпусу двигателя
4. Потеря упругости диафрагменной пружины

Причин может быть много. Только вскрытие сможет точно определить поломку. Чтобы самостоятельно развеять все сомнения ведет у вас сцепление или нет, достаточно завести двигатель, нажать на педаль сцепления и включить первую передачу. Если она включилась без трудностей и металлического звука, тогда все хорошо, спите спокойно.

Как избежать этого? – Произвести визуальную дефектацию системы управления сцеплением. Устранить выше указанные причины. В противном случае обратиться в автосервис для внутреннего осмотра механизма.

Демпферные пружины

Бывает такое, вроде и плавно отпускаете педаль, но при этом происходит небольшой удар или дерганье машины. Возможно, на ведомом диске повредились демпферные пружины. Именно они компенсируют удары и рывки при включении сцепления и начале передачи момента от ДВС к трансмиссии. Разборка и визуальный осмотр могут точно определить их целостность.

Корзина

Все детали корзины сцепления прочные, имеют большой срок эксплуатации. Но при повреждении одного из элемента механизма может выйти из строя вся система. Например, при достаточном износе ведомого диска, могут повредиться ведущий и нажимной диск в результате полного стирания фрикционных накладок и трения заклепками о поверхность трущихся частей.

При неисправности выжимного подшипника его может заклинить. При больших скоростях вращения, которые имеет корзина, он способен сломать лепестки мембранной пружины.

Как этого избежать? – Правильное пользование педалями газа и сцепления на механической коробке передач – панацея от преждевременной поломки любой части этого механизма и долгого срока ее эксплуатации.

Стопорное кольцо и диафрагменная пружина

Признаки

Завели мотор, коробка в нейтральном положении, но слышен писк или металлический звук с КПП. Эти признаки схожи с неисправностями выжимного подшипника, но педаль сцепления не нажата, значит это не то.

Возможно, ослабли крепления диафрагменной пружины к стопорному кольцу. В этом случае оно жестко не фиксируется и может вращаться с произвольной скоростью, отличной от скорости корзины. В результате этого она трется об крючки пружины и издает такой звук.

Как избежать

Никак. Это проявляется по мере износа элементов корзины на больших пробегах или низкого качества запасных частей. Выход – замена механизма. На видео ниже продемонстрирован подобный дефект корзины сцепления, признаки которого были изначально восприняты как поломка подшипника.

Заключение

Хочу обобщить распространенные признаки возможных дефектов механизма автомобильного сцепления с механической коробкой:

Чтобы увеличить картинку, нажмите на неё

Из данной статьи можно сделать вывод, что большинство поломок происходит по вине неопытности водителя. Чтобы их можно было избежать или просто повысить навыки начинающим автолюбителям – рекомендую посмотреть видеоурок:

Как правильно пользоваться педалями сцепления и газа, чтобы уберечь сцепление от поломки:

Диск сцепления | REPXPERT

В отличие от электродвигателей и турбин, двигатели внутреннего сгорания не обеспечивают постоянного крутящего момента. Постоянно изменяющиеся угловые скорости коленчатого вала вызывают вибрации, которые передаются через муфту и входной вал трансмиссии на трансмиссию, в результате чего возникают неприятные дребезжащие звуки. Торсионные демпферы предназначены для минимизации этих вибраций между двигателем и трансмиссией.

Постоянное уменьшение массы маховика и более легкая конструкция современных транспортных средств усиливают эти нежелательные эффекты. Соответственно, сегодня каждый автомобиль должен подвергаться особой настройке, что привело к появлению большого разнообразия амортизаторов и конструкций. На диаграмме 1 показаны только несколько типичных конструкций.

Справа на рисунке показаны три типа демпфера крутильных колебаний.

Они действуют в соответствии со следующим основным принципом:

Концентратор (15), нанесенный на кустах между приводным диском (17) и фиксирующей пластиной (18), подпружинено с помощью фланца ступицы (19) и демпфирующие пружины (10-13) против привода диска и фиксирующей пластины, так что под нагрузкой большое или малое угловое движение достигнуто.Сжатие пружины гасится фрикционным узлом (7, 8, 9, 20). Передаваемый крутящий момент демпфера всегда должен быть больше крутящего момента двигателя, чтобы фланец ступицы (19) не ударялся о стопорный штифт (6).

В современном автомобилестроении часто требуются двух- и многоступенчатые характеристические кривые. Ступени производятся пружинами с разной степенью пружины и окнами разного размера. Узлы трения также сильно различаются из-за различных фрикционных и пружинных шайб.Характеристические кривые обычно не симметричны, а в направлении движения отображаются более крутые линии с более высоким крутящим моментом, чем в направлении «выбег» или «выбег».
Одноступенчатая конструкция контроля трения с пружинной шайбой для равномерного трения, двухступенчатый демпфер крутильных колебаний

Верхний демпфер крутильных колебаний имеет простое фрикционное устройство с фрикционной шайбой, обеспечивающей постоянное трение и двухступенчатую характеристическую кривую. Фланец ступицы (19) проходит между фиксирующей пластиной (17) и крышкой (18), и поддерживается основными демпферных пружин на стадии 1 (12) и 2-й стадии (13).Фланец ступицы (19) может быть превращен до 16 градусов по отношению к фиксирующей пластине (17) и крышки (18) перед нанесением удара стопорного штифта (6). Таким образом, спиральные пружины, лежащие в окнах пластин сцепления и фиксирующей, которые имеют разную весну ставку, натягиваются. Через пружинную шайбу (7) вибрация преобразуется в трение.

Конструкция с одноступенчатым регулированием трения с пружинной шайбой для равномерного трения, двухступенчатый демпфер крутильных колебаний
Верхний демпфер крутильных колебаний имеет простое фрикционное устройство с фрикционной шайбой, обеспечивающее постоянное трение и двухступенчатую характеристическую кривую. Фланец ступицы (19) проходит между фиксирующей пластиной (17) и крышкой (18), и поддерживается основными демпферных пружин на стадии 1 (12) и 2-й стадии (13). Фланец ступицы (19) может быть превращен до 16 градусов по отношению к фиксирующей пластине (17) и крышки (18) перед нанесением удара стопорного штифта (6). Таким образом, спиральные пружины, лежащие в окнах пластин сцепления и фиксирующей, которые имеют разную весну ставку, натягиваются. Через пружинную шайбу (7) вибрация преобразуется в трение.

Конструкция с одноступенчатым регулированием трения с 2-мя фрикционными шайбами ​​для равномерного трения, 2-х ступенчатый демпфер кручения
Средний демпфер кручения сконструирован аналогично верхнему, но дополнительно снабжен двумя фрикционными шайбами ​​(8). Они сделаны либо из органического материала, либо из пластика. Органические фрикционные шайбы обеспечивают более высокий коэффициент трения, а пластиковые фрикционные шайбы обеспечивают меньшее трение, но превосходную износостойкость.

В зависимости от угла кручения, трехступенчатая конструкция контроля трения, двухступенчатый главный демпфер, отдельный двухступенчатый демпфер холостого хода
Нижний демпфер крутильных колебаний имеет трехступенчатый узел трения, зависящий от угла кручения, двухступенчатый ступенчатый основной демпфер и отдельный двухступенчатый демпфер холостого хода.Отдельный холостого хода заслонки, состоящий из холостого демпфера фланца (24) и холостого хода заслонки фиксирующей пластины (25) с затуханием холостых пружин на стадии 1 (10) и 2-й стадии (11), в основном используется в автомобилях с дизельными двигателями. Он действует при более низком крутящем моменте двигателя и гаснет на холостом ходу. Три фрикционные шайбы (8) трехступенчатого узла трения начинают действовать под разными углами кручения. Двухступенчатая основная заслонка (12) и (13) работает аналогично описанным выше системам.

% PDF-1.5 % 41 0 obj> endobj xref 41 42 0000000016 00000 н. 0000001493 00000 н. 0000001627 00000 н. 0000001762 00000 н. 0000001157 00000 н. 0000001822 00000 н. 0000002001 00000 н. 0000002185 00000 н. 0000002343 00000 п. 0000002899 00000 н. 0000003333 00000 н. 0000003367 00000 н. 0000003606 00000 н. 0000003827 00000 н. 0000004054 00000 н. 0000004130 00000 н. 0000004857 00000 н. 0000004987 00000 н. 0000005273 00000 н. 0000005933 00000 н. 0000006554 00000 н. 0000007099 00000 н. 0000007549 00000 н. 0000008135 00000 н. 0000008789 00000 н. 0000009261 00000 п. 0000011930 00000 п. 0000019002 00000 п. 0000019231 00000 п. 0000019415 00000 п. 0000025204 00000 п. 0000087515 00000 п. 0000087582 00000 п. 0000087646 00000 п. 0000087710 00000 п. 0000087786 00000 п. 0000087840 00000 п. 0000087916 00000 п. 0000087970 00000 п. 0000088046 00000 п. 0000088099 00000 п. 0000088152 00000 п. трейлер ] >> startxref 0 %% EOF 45 0 obj> поток X «; \ O} Ҿwg6E / @ O 3MC7 | r & q8u @ zBRAŤ) $ Tb 7Ux ~ Y2I > / odo»u] $ d% (* 5 8o $ p3I) n42? X ݃3 FtiU ۘ ~ \ kn @ rJ ^ 7dL @ yM $ \% 0 yk @ h конечный поток endobj 42 0 objchO% @ — 2 @ ݿ]) / P -60 / U (+: P? DfXYi9 @) / V 1 >> endobj 43 0 obj> endobj 44 0 obj> endobj 46 0 obj> endobj 47 0 obj> / Font> / XObject> / ProcSet [/ PDF / Text / ImageC] / ExtGState >>> endobj 48 0 obj> endobj 49 0 obj> endobj 50 0 obj> endobj 51 0 obj [/ ICCBased 66 0 R] endobj 52 0 obj> endobj 53 0 objy) / FontStretch / Normal / FontWeight 400 >> endobj 54 0 obj> endobj 55 0 obj> endobj 56 0 obj> поток ] xKhEX ޱ մ i [J BU 껡 | 9HSv`XD4w «? fš, H ~ p- = I- @ j45bvUHn1ˎ, rB>? _ y> 9bZx; i91ě ߳ & ex! $ 9 {sŭDwdrzidD5nMg d- f k> avuM | [Ǚ4 @ | D «8rY ^ I» Bdi `Ny \ YUb; [VgE =. КДж конечный поток endobj 59 0 obj> поток 2 |% & 9 *! Ny | -h {~ BrYm; ~ HG ۝ LiӤ! N @ * ZpOh, G

Пружины сцепления — качественная пружина, доступные цены

В Acxess Spring мы можем изготовить пружины винтовой муфты на заказ для тех, кто хочет улучшить характеристики своего механизма сцепления. На схемах и примерах, приведенных ниже, показано, как «отредактировать» конструкцию стандартной пружины винтовой муфты, чтобы получить большее усилие, уменьшающее пробуксовку сцепления или быстрый износ сцепления.

Чтобы приступить к усовершенствованию конструкции пружины сцепления, вы должны сначала узнать физические размеры заготовки. Физические размеры состоят как из размеров пружины, так и из деталей сцепления, окружающих пружину. Знание размеров пружины сцепления поможет убедиться, что она будет соответствовать при установке, и у вас не будет проблем, когда пружина находится в движении. Если ваша пружина сцепления является пружиной растяжения, все эти размеры также должны быть приняты во внимание.

Пружины винтовой муфты

Пружины винтовой муфты — это пружины сжатия, которые могут использоваться в разных типах муфт. Некоторые из них используются в амортизаторах сцепления для управления вибрациями и звуком. Пружины сжатия сжимаются радиальными колебаниями дрейфующего двигателя. Когда главные амортизирующие пружины вступят в действие, они будут сжаты до твердой высоты. Пружины винтовой муфты также используются для автомобильных сцеплений. Они устанавливаются между диафрагменными пружинами и обеспечивают включение и выключение сцепления при переключении передач.

Существует несколько вариантов регулировки силы пружины пружины винтовой муфты. Для большей силы вы можете увеличить диаметр проволоки, уменьшить внешний диаметр, вынуть несколько катушек или добавить больше свободной длины, чтобы создать больше силы за счет большего хода. С другой стороны, для меньшего усилия вы можете уменьшить диаметр проволоки, увеличить внешний диаметр, добавить витки или сократить свободную длину, хотя сокращение свободной длины в этих случаях не рекомендуется, так как стандартные пружины винтовой муфты уже должны быть на пределе. длина, где он предварительно загружен на минимальном пройденном расстоянии.

Пружины натяжной муфты

Пружины муфты растяжения представляют собой пружины растяжения с крючками, выходящими на концах пружины. Они используются в центробежных сцеплениях, где скорость двигателя определяет положение сцепления. Центробежная сила используется для автоматического включения сцепления при слишком высоких оборотах; и отключаться, когда они становятся слишком низкими. Муфта имеет ножки, которые удерживаются внутрь этими пружинами натяжной муфты до тех пор, пока центробежная сила не превысит центробежную силу пружин растяжения, таким образом заставляя ножки касаться раструба и приводить в движение выход.

Существует несколько вариантов регулировки силы пружины пружины натяжной муфты. Для большей силы вы можете увеличить диаметр проволоки, уменьшить внешний диаметр, вынуть несколько катушек (сократить длину корпуса) или уменьшить длину крюка, чтобы создать большую силу за счет большего хода. С другой стороны, для меньшего усилия вы можете уменьшить диаметр проволоки, увеличить внешний диаметр, добавить катушки (увеличить длину корпуса) или увеличить длину крючка, хотя удлинение длины крюка в этих случаях не рекомендуется, так как натяжение приклада Пружины сцепления должны быть уже на такой длине, чтобы она была предварительно нагружена на минимальном пройденном пути.

Настоятельно рекомендуется, , использовать наш онлайн-калькулятор пружин Spring Creator при проектировании пружин натяжения или пружин винтовой муфты. Это самое продвинутое программное обеспечение для проектирования пружин в сети, предоставляющее вам точный анализ пружины, а также живую схему конструкции. В дополнение к функциям калькулятора вы также получите предложения о наличии аналогичных пружин на складе, расценки на несколько различных количеств пружин, которые будут изготовлены по индивидуальному заказу, и возможность отправить дизайн пружины по электронной почте себе или товарищу.

Диск сцепления с регулируемым демпфером крутильных колебаний

Узел демпфера колебаний обычно используется в узле ведомого диска сцепления для силовой передачи автомобиля для управления крутильными колебаниями, вызванными двигателем в соединенных элементах силовой передачи, которые будут создавать нежелательные условия, то есть ударные нагрузки, пульсации, шумы и т. д. Иногда возникают обстоятельства, при которых требуется гаситель колебаний, обладающий особыми характеристиками для управления нежелательной вибрацией и / или дребезжанием шестерен трансмиссии или трансмиссии, которые могут возникать при нейтральной работе холостого хода или при полной нагрузке двигателя.Демпфер с прямой кривой зависимости крутящего момента от амплитуды не всегда будет удовлетворять всем условиям использования, поэтому может потребоваться демпфер со ступенчатой ​​крутильной пружиной, имеющей очень низкую начальную скорость, которая постепенно увеличивается, чтобы обеспечить конечный крутящий момент. с плавным переходом от одного шага к другому.

В большинстве современных демпферных сборок жесткость торсионных пружин обычно высока в зависимости от требуемого крутящего момента и доступной амплитуды. Все более частое использование двигателей меньшего размера и стремление снизить частоту вращения двигателя на холостом ходу приводит к чрезмерному дребезжанию трансмиссии на низких оборотах холостого хода.Демпфирующие узлы с чрезвычайно низкой начальной жесткостью крутильной пружины и нулевым или минимальным демпфирующим трением успешно снижают дребезжание холостого хода, однако демпфирующее трение, обычно необходимое для уменьшения крутильных колебаний трансмиссии транспортного средства, трудно контролировать в демпфере, сочетающем в себе низкие и высокие крутильные колебания. весенние ставки. Настоящее изобретение обеспечивает новые устройства демпфера для преодоления вышеупомянутых проблем.

СУЩНОСТЬ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Настоящее изобретение охватывает создание нового узла гасителя колебаний муфты, в котором используются плоские пружины для обеспечения требуемого крутящего момента вместо обычных винтовых пружин сжатия. Плоские пружины используются как простая балка, причем увеличение нагрузки достигается за счет постепенного перемещения точки нагрузки от нейтрального центра пружины к любому концу. Когда демпфер находится в статическом или нейтральном положении, плоские пружины слегка предварительно нагружены, но остаются в основном в плоском положении. Обойма с игольчатыми роликами установлена ​​на штифте, проходящем между боковыми пластинами узла, чтобы контактировать с каждой плоской пружиной, и, когда ступица удерживается неподвижно, а боковые пластины вращаются, роликовый сепаратор может свободно вращаться и перемещаться из нейтрального положения пружины к концу пружины в результате дуги хода.Это движение приводит к постепенному увеличению нагрузки, чтобы обеспечить требуемый крутящий момент.

Настоящее изобретение также охватывает создание нового узла гасителя колебаний, имеющего регулируемый момент демпфирования трения из-за собственного трения кожуха игольчатых роликов при контакте с плоской пружиной. Когда роликовый сепаратор перемещается при вращении боковых пластин относительно ступицы, возникает демпфирующий момент с низким коэффициентом трения с низкой жесткостью крутильной пружины и увеличивается до высокого демпфирующего момента трения по мере увеличения жесткости крутильной пружины.

Настоящее изобретение дополнительно охватывает предоставление нового узла гашения крутильных колебаний, в котором используется пара плоских пружин в сочетании с парами спиральных пружин сжатия. Плоские пружины используются для обеспечения начальной низкой крутильной жесткости пружины для начального хода демпфера, когда срабатывают пружины сжатия, и комбинированная нагрузка плоских и винтовых пружин обеспечивает увеличение крутящего момента по нелинейной траектории при отклонении демпфера. .

Другой целью настоящего изобретения является создание многоступенчатого узла гасителя крутильных колебаний, имеющего регулируемое демпфирующее трение, достигаемое за счет использования множества стальных шариков, вставленных в кольцевую коническую канавку, образованную между фланцем ступицы и боковой пластиной. Движение шариков наружу из-за центробежной силы приводит к осевому усилию шариков на фланце ступицы и пластине, создавая сопротивление трения на боковых пластинах.

Дополнительные цели должны обеспечить конструкцию максимальной простоты, эффективности, экономичности и легкости сборки и эксплуатации, а также такие дополнительные цели, преимущества и возможности, которые позже более полно проявятся и которыми они изначально обладают.

ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ

РИС. 1 представляет собой вертикальный вид сзади с отрывом части узла диска сцепления, воплощающего настоящее изобретение.

РИС. 2 — вид в разрезе муфты в сборе по неправильной линии 2-2 на фиг. 1.

РИС. 3 — частичный вид сзади узла диска сцепления, показанного на фиг. 1 с оторванной частью, чтобы показать положение демпфирующей пружины под действием приложенного крутящего момента.

РИС. 4 — задний вид ступицы муфты в сборе.

РИС. 5 — вид сверху ступицы по фиг. 4.

РИС. 6 — вид сзади в вертикальной проекции с отдельными частями второго варианта осуществления узла диска сцепления с альтернативным гасителем колебаний.

РИС. 7 — вид в разрезе по неправильной линии 7-7 на фиг. 6.

РИС. 8 представляет собой вертикальный вид сзади ступицы для узла диска сцепления, показанного на фиг. 6.

РИС. 9 — частичный вид сзади в вертикальной проекции с отдельными частями третьего варианта осуществления узла диска сцепления.

РИС. 10 — частичный вид в разрезе по неправильной линии 10-10 на фиг. 9.

РИС. 11 — вид сзади ступицы для узла диска сцепления, показанного на фиг.9.

ФИГ. 12-14 — частичные виды в поперечном разрезе, показывающие альтернативное расположение фрикционных шариков, приводимых в действие центробежной силой.

ОПИСАНИЕ ПРЕДПОЧТИТЕЛЬНЫХ ВАРИАНТОВ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ

Более конкретно, со ссылкой на раскрытие на чертежах, на которых показаны иллюстративные варианты осуществления настоящего изобретения, фиг. 1 и 2 показан узел 10 диска сцепления, имеющий в себе демпфер крутильных колебаний, причем узел включает в себя ступицу 11 (фиг. 4 и 5), имеющую цилиндр 12 с центральным отверстием 13 с внутренними шлицами, приспособленным для приема шлицевого снаружи конца трансмиссии. входной вал (не показан).Цельный фланец 14 ступицы смещен в осевом направлении на одном конце цилиндра и снабжен тремя пазами 15, равномерно расположенными по окружности, каждая из которых образована вогнутой поверхностью 16, проходящей между парой проходящих в осевом направлении пазов или каналов 17, 17 с выступом, образующим буртик 18 на периферии фланца.

Плоская пружина 19, состоящая из пакета пластинчатых пружин 21, имеет противоположные концы 22, 22, входящие в пазы 17, 17, причем пружина проходит поперек паза, как показано на фиг.1. Боковая пластина 23 ведомой муфты установлена ​​на втулке 12 ступицы и несет кольцевые фрикционные накладки 26, 26 через ряд амортизирующих пружин 24, прикрепленных к пластине 23 рядом с ее периферией заклепками 25; облицовки 26 надлежащим образом прикреплены к пружинам 24 как заклепками 27. Боковая пластина 28 расположена на противоположной стороне фланца 14 ступицы от пластины 23 и прикреплена к ней штифтами 29.

Штифты проходят через отверстия 30 в пластинах и головках, а внутреннее кольцо 32 подшипника охватывает каждый штифт между пластинами. Наружная втулка 33 игольчатого подшипника охватывает множество игольчатых подшипников 34, расположенных на внутреннем кольце 32 подшипника, образуя клетку 31 игольчатого подшипника.

В нейтральном положении каждая клетка 31 игольчатого подшипника контактирует с плоской пружиной 19 в ее центре для воздействия небольшой предварительный натяг (см. фиг.1). При включенном сцеплении и приложении крутящего момента к фрикционным накладкам 26 диски 23 и 28 вращаются в направлении стрелки A (фиг. 3), заставляя каждую клетку 31 игольчатого подшипника двигаться по дуге и постепенно отклонять соответствующую пружину. 19.Это действие отклоняющей пружины обеспечивает нелинейную бесступенчатую кривую параболического типа для зависимости крутящего момента от амплитуды. Кроме того, собственное трение сепараторов игольчатых подшипников приводит к начальному низкому моменту демпфирующего трения при низкой жесткости крутильной пружины и высокому моменту демпфирующего трения, когда сепаратор вращается и движется к концу пружины. Заплечики 18 на выступе пазов ступицы действуют как упоры для обойм 31 игольчатых подшипников, чтобы предотвратить перебег демпфера, который может повлиять на напряжение пружины.

РИС. На фиг.6, 7 и 8 показана альтернативная конструкция демпфера для узла 35 диска сцепления, в котором одинаковые детали будут отмечены одним и тем же ссылочным номером с добавлением надписи a. Узел включает ступицу 11а, имеющую цилиндр 12а с расположенным по центру радиальным фланцем 14а, содержащим пару диаметрально противоположных удлиненных пазов 15а и пару диаметрально противоположных пазов 36 под пружину, удаленных на 90 ° от пазов 15а. Каждая выемка 15а имеет вогнутую поверхность 16а, оканчивающуюся на каждом конце прорезью 17а, имеющей выступ, образующий заплечик 18а на периферии фланца.Плоские пружины 19а входят в прорези 15а (фиг. 6), а противоположные концы 22а, 22а расположены в прорезях 17а, 17а; каждая плоская пружина образована множеством пластинчатых пружин 21а.

Каждая выемка 36 под пружину имеет выпуклую базовую часть 37 и пару по существу прямых, слегка расходящихся сторон 38, 38, проходящих от базовой части к периферии фланца. Пара приводных пластин 39, 39 установлена ​​на втулке 12а ступицы на противоположных сторонах фланца 14а на выступах 41, 41, образованных на цилиндре.Каждая пластина снабжена смещенной частью 42 за периферией фланца 14а, проходящей по направлению друг к другу и оканчивающейся радиальным фланцем 43, примыкающим к фланцу противоположной пластины и соединенным между собой заклепками 44, которые также прикрепляют к ней амортизирующие пружины 24а, несущие фрикционные накладки 26а, 26а.

Каждая пластина имеет пару диаметрально противоположных отверстий 45, в которые вставляются концы 47 штифтов 29a, несущих обоймы 31a игольчатых роликов; каждое отверстие имеет плоскую поверхность 46 для образования отверстия D-типа.Каждый конец 47 штифта также имеет плоскую поверхность 48, которая дополнительно входит в отверстие 45 для предотвращения вращения штифта. Каждая клетка 31a с игольчатыми роликами включает в себя множество игольчатых роликов 34a, принимающих штифт 29a, и внешнюю втулку или втулку 33a, охватывающих ролики и контактирующих с центральной частью плоской пружины 19a, оказывая на них небольшую предварительную нагрузку.

Также каждая пластина имеет пару диаметрально противоположных пружинных окон 49; каждое окно имеет торцевые поверхности 51 с углублением или выступом 52, вдавленным внутрь.Пара концентрических винтовых пружин 53 и 54 входит в каждую аксиально выровненную пару окон 49 пружин и паза 36 пружины; каждая выемка существенно длиннее, чем соответствующие окна 49 пружин. Наружные винтовые пружины 53 контактируют с концами 51 окон 49, в то время как внутренние винтовые пружины 54 существенно короче внешних пружин, что обеспечивает эффект скорости шага.

Когда детали находятся в нейтральном положении, показанном на РИС. 6, когда приводные пластины 39, 39 вращаются, каждая клетка 31а с игольчатыми роликами может свободно вращаться и перемещаться от нейтрального центрального положения плоской пружины 19а для обеспечения жесткости крутильной пружины первой ступени.Наружные винтовые пружины 53 перемещаются вместе с приводными пластинами, но не действуют до тех пор, пока не произойдет контакт со сторонами 38 пазов пружины для активации хода второй ступени. Когда внешние пружины 53 сжимаются до длины более коротких внутренних пружин 54, пружины третьей ступени активируются на оставшуюся часть вращения демпфера. При работе с максимальным крутящим моментом внешние винтовые пружины 53 рассчитаны на близкую к сплошной высоте, поэтому обычно используемые стопорные штифты не используются.

В демпфере, использующем чрезвычайно низкую жесткость торсионной пружины первой ступени, чрезмерный «лязг» является нежелательным результатом обеспечения чрезмерного углового перемещения.»Стук» возникает, когда амортизатор проходит первую ступень с низкой жесткостью крутильной пружины и переходит на более высокую последующую ступень. Чтобы преодолеть нежелательный «лязг», используется «мягкая» жесткость крутильной пружины второй ступени, чтобы сгладить переход от первой ступени с очень низкой скоростью к гораздо более высокой последующей ступени в устройстве, показанном на фиг. 6-8. Это достигается за счет использования внутренней винтовой пружины 54, которая длиннее внешней винтовой пружины 53. Работа аналогична описанной выше для узла 35, за исключением того, что более длинные внутренние пружины активируются для обеспечения более мягкой торсионной пружины второй ступени. скорость после первой ступени, обеспечиваемая плоскими пружинами 19а, до тех пор, пока внешние винтовые пружины не активируются для обеспечения третьей ступени с более высокой скоростью.Выступы или углубления 52 на концах 51 окон 49 приводной пластины предусмотрены в качестве приводных поверхностей для более длинных внутренних пружин 54.

ФИГ. 9-11 раскрывают третий вариант осуществления узла 55 диска сцепления, в котором одинаковые детали имеют тот же ссылочный номер с надписью b. Этот вариант осуществления обеспечивает переменное демпфирующее трение за счет использования ряда шариков 56 из закаленной стали, вставленных в кольцевую коническую канавку 57, образованную во фланце 14b ступицы. Задняя боковая пластина 39b взаимодействует с канавкой во фланце ступицы, так что движение шариков наружу из-за центробежной силы приводит к осевому усилию шариков на фланце 14b ступицы и боковой пластине 39b для создания сопротивления трения на боковых пластинах.

Остальная часть узла 55 идентична узлу, показанному на фиг. 6-8, включая фланец 14b ступицы, имеющий выемки 15b для приема плоских пружин 19b и выемки 36b для внутренних винтовых пружин 54b и наружных винтовых пружин 53b, пару боковых пластин 39b, 39b, установленных на барабане ступицы 12b и имеющих выступающие штифты 29b. между ними для сепараторов игольчатых подшипников 31b и пружинных окон 49b.

Когда узел находится в статическом состоянии, общий набор фланца 14b ступицы и кольца шариков 56 немного меньше, чем расстояние между внутренними поверхностями боковых пластин 39b, 39b, чтобы обеспечить свободное вращение боковых пластин относительно концентратор.Когда узел вращается вокруг своей оси, шарики 56 будут немного перемещаться наружу в канавке 57 между фланцем 14b ступицы и задней боковой пластиной 39b из-за центробежной силы, но движение шариков ограничено из-за угла конуса и контакта с боковая пластина.

Поскольку конус сходится к задней боковой пластине 39b, любое движение шариков 56 наружу одновременно приводит к осевому перемещению шариков с результирующей осевой осевой нагрузкой на сопрягаемые детали, которая создает желаемые характеристики демпфирования. В демпфере, который имеет чрезвычайно низкую начальную жесткость пружины кручения и впоследствии увеличивающуюся жесткость пружины кручения, должно быть обеспечено нулевое или низкое начальное демпфирующее трение, а также должно быть обеспечено увеличивающееся демпфирующее трение, чтобы удовлетворить повышенную жесткость пружины кручения. Использование шариков, приводимых в действие центробежной силой, обеспечивает эти характеристики, поскольку демпфирующее трение увеличивается пропорционально числу оборотов в минуту.

РИС. 12, 13 и 14 показаны альтернативные конструкции узла 55 муфты, в которых используются шарики 56 из закаленной стали для обеспечения демпфирования трения.На фиг. 12 заплечик 58 фланца 14b ступицы представляет собой квадратный угол, а внутренняя периферия 59 задней боковой пластины 39b смещена наружу, чтобы обеспечить коническую поверхность 61 стенки. Фиг. 13 аналогичен фиг. 12, за исключением того, что внутренняя периферия 62 задней боковой пластины 39b обеспечивает закругленную кольцевую поверхность 63, принимающую шарики 56.

Фиг. 14 раскрывается комбинированная конструкция, в которой используется ступица, имеющая фланец 14b с закругленной канавкой 64 на задней поверхности и квадратным выступом 65 на передней поверхности.Кольцо из стальных шариков 56 предусмотрено в канавке 64, а второй ряд стальных шариков 66 — на заплечике 65; пластина 39b передней стороны, имеющая внутреннюю периферию 67 с закругленной кольцевой поверхностью 68 для приема шариков 66, и пластина 39b задней стороны является плоской. Все эти три устройства работают таким же образом, как описано для структуры на фиг. 9–11.

Седло пружины амортизатора сцепления производства V-Twin — 18-0164 Мотоцикл Harley-Davidson

Кабриолет Dyna — FXDS-CONV • 1998-2000 гг.

Дина Фэт Боб — FXDF • 2009-2017 гг.

Дина Фэт Боб (EFI) — FXDF • 2008 г.

Дайна Фэт Боб CVO / SE — FXDFSE • 2009 г.

Dyna Fat Bob CVO / SE — FXDFSE 2 • 2010 г.

Dyna Low Rider — FXDL • 1998-2005, 2009, 2014-2017

Dyna Low Rider (EFI) -FXDL • 2007-2008 гг.

Dyna Low Rider Injection — FXDL I • 2004-2006 гг.

Dyna Street Bob — FXDB • 2009-2017 гг.

Dyna Street Bob (EFI) — FXDB • 2007-2008 гг.

Dyna Super Glide — FXD • 1998-2005, 2009-2010

Dyna Super Glide (EFI) — FXD • 2007-2008 гг.

Dyna Super Glide Custom — FXDC • 2005, 2009-2014 гг.

Dyna Super Glide Custom (EFI) — FXDC • 2007-2008 гг.

Dyna Super Glide Custom Injection — FXDC I • 2005-2006 гг.

Dyna Super Glide CVO / SE (EFI) — FXDSE • 2007 г.

Dyna Super Glide CVO / SE (EFI) — FXDSE 2 • 2008 г.

Dyna Super Glide Injection — FXD I • 2004-2006 гг.

Dyna Super Glide Injection — FXD I 35 • 2006 г.

Dyna Super Glide Sport — FXDX • 1999-2005

Dyna Super Glide Sport Injection — FXDX I • 2004-2005 гг.

Dyna Super Glide T-Sport — FXDXT • 2001-2003 гг.

Dyna Switchback — FLD • 2012-2016

Dyna Wide Glide — FXDWG • 1998-2005, 2010-2017

Dyna Wide Glide — FXDWG 2 • 2001 г.

Dyna Wide Glide — FXDWG 3 • 2002 г.

Dyna Wide Glide (EFI) — FXDWG • 2007-2008 гг.

Dyna Wide Glide Injection — FXDWG I • 2004-2006 гг.

Наследие Softail — FLST • 2006 г.

Heritage Softail Classic — FLSTC • 1998-2006, 2009-2017

Heritage Softail Classic (EFI) — FLSTC • 2007-2008 гг.

Heritage Softail Classic, инъекция — FLSTC I • 2001-2006

Heritage Softail Injection — FLST I • 2006 г.

Heritage Softail Springer — FLSTS • 1998-2003 гг.

Heritage Softail Springer с впрыском — FLSTS I • 2001-2003 гг.

Low Rider S — FXDLS • 2016-2017

Road Glide — FLTR • 1998-2002, 2009

Road Glide — FLTRX • 2015-2017

Road Glide (EFI) — FLTR • 2007-2008 гг.

Road Glide Custom — FLTRX • 2010-2013

Road Glide Custom CVO / SE — FLTRXSE • 2012 г.

Road Glide Custom CVO / SE — FLTRXSE 2 • 2013

Road Glide CVO / SE — FLTRSE 3 • 2009 г.

Road Glide с впрыском — FLTR I • 1998-2006

Road Glide с впрыском CVO / SE — FLTRSE I • 2000 г.

Road Glide с впрыском CVO / SE — FLTRSE I 2 • 2001 г.

Специальное дорожное скольжение — FLTRXS 2015-2017

Road Glide Ultra — FLTRU 2011-2013, 2016-2017

Road Glide Ultra CVO / SE — FLTRUSE 2011, 2015-2016 гг.

Softail Blackline — FXS 2011-2013

Softail Breakout — FXSB 2013-2017 гг.

Softail Breakout CVO / SE — FXSBSE 2013-2014 гг.

Кабриолет Softail CVO / SE — FLSTSE 2010 г.

Кабриолет Softail CVO / SE — FLSTSE 2 2011 г.

Кабриолет Softail CVO / SE — FLSTSE 3 2012 г.

Крестообразные кости мягкого хвоста — FLSTSB 2009-2011 гг.

Крестообразные кости мягкого хвоста (EFI) — FLSTSB 2008 г.

Пользовательский Softail — FXSTC 1998-1999, 2009-2010

Пользовательский Softail (EFI) — FXSTC 2007-2008 гг.

Softail Deluxe — FLSTN 2005-2006, 2009-2017

Softail Deluxe (EFI) — FLSTN 2007-2008 гг.

Softail Deluxe CVO / SE — FLSTNSE 2014-2015

Softail Deluxe Injection — FLSTN I 2005-2006 гг.

Softail Deuce — FXSTD; 2000-2006

Softail Deuce (EFI) — FXSTD 2007 г.

Softail Deuce Injected — FXSTD I 2001-2006

Softail Deuce Injection CVO / SE — FXSTDSE 2003 г.

Softail Deuce Injection CVO / SE — FXSTDSE 2 2004 г.

Softail Fat Boy — ФЛСТФ 1998-2006, 2009-2017

Softail Fat Boy (EFI) — FLSTF 2007-2008 гг.

Softail Fat Boy инъекционный — FLSTF I 2001-2006

Softail Fat Boy Injection CVO / SE — FLSTFSE 2005 г.

Softail Fat Boy Injection CVO / SE — FLSTFSE 2 2006 г.

Softail Fat Boy Lo — ФЛСТФБ 2010-2016

Softail Fat Boy S — ФЛСТФБС 2016-2017

Ночной поезд Softail — FXSTB 1999-2006, 2009

Ночной поезд Softail (EFI) — FXSTB 2007-2008 гг.

Внедренный ночной поезд Softail — FXSTB I 2001-2006

Softail Pro Street Breakout CVO / SE — FXSE 2016-2017

Softail Slim — ДУТ 2012-2017

Softail Slim S — FLSS 2016-2017

Спрингер Softail — FXSTS 1998-2006

Мягкая пружина Springer Classic — FLSTSC 2005-2006 гг.

Softail Springer Classic (EFI) — FLSTSC 2007 г.

Softail Springer Classic, впрыск — FLSTSC I 2005-2006 гг.

Softail Springer CVO / SE (EFI) — FXSTSSE 2007 г.

Softail Springer CVO / SE (EFI) — FXSTSSE 2 2008 г.

Спрингер с мягким хвостовиком, впрыск — FXSTS I 2001-2006

Стандартный Softail — FXST 1999-2006

Стандарт Softail (EFI) — FXST 2007 г.

Стандартный впрыск Softail — FXST I 2001-2006

Уличный Боб, введенный — FXDB I 2006 г.

и оптимизация демпфера сцепления для уменьшения грохота шестерни

В этом документе описывается исследовательская работа по моделированию трансмиссии, анализу крутильных колебаний и оптимизации параметров демпфера сцепления для уменьшения дребезжания трансмиссии при медленном движении.Во-первых, моделируются основные компоненты трансмиссии, включая квазипереходный двигатель, демпфер муфты многоступенчатой ​​жесткости, детализированную механическую коробку передач и дифференциальный механизм, а также шину LuGre, соответственно. Во-вторых, построено и проанализировано моделирование системы трансмиссии с использованием двухступенчатого демпфера муфты жесткости. Переходные характеристики, предсказанные моделью, показывают, что трансмиссия подвергается сильной крутильной вибрации и дребезжанию трансмиссии. Путем анализа сделан вывод, что демпфер муфты работает скачкообразно между жесткостью первой и второй ступеней, что приводит к этой проблеме для состояния медленного передвижения.Затем для решения этой проблемы предлагается новаторский трехступенчатый демпфер муфты жесткости. Показано, что сильная вибрация трансмиссии и дребезжание шестерен эффективно подавляются. Наконец, делается вывод о том, что параметры демпфера сцепления могут иметь большое влияние на вибрацию трансмиссии и явление дребезжания шестерен, а трехступенчатый гаситель муфты жесткости может использоваться для эффективного решения явления дребезжания шестерен в условиях медленного движения транспортного средства.

1. Введение

Виброудары в механической коробке передач (МКПП) вызывают серьезную озабоченность у производителей транспортных средств с учетом шума, вибрации и надежности. Дребезжание шестерен — это типичный шум шестерен, который возникает при наличии крутильных колебаний, что, в свою очередь, приводит к удару зубьев шестерни ненагруженной шестерни, колеблющейся в зазоре зуба. Ударное воздействие передается на корпус трансмиссии через валы и подшипники, а затем преобразуется в слышимый дребезжащий шум, который является широкополосным в частотном спектре. Грохочущий шум имеет отличное качество звука, которое отличает его от других шумов, производимых другими источниками в транспортном средстве, что обычно вызывает раздражение пассажиров и приписывает его некоторым автомобильным компаниям.Таким образом, необходимо срочно лучше понять динамическое поведение трансмиссии и гремящего механизма трансмиссии, что привлекло внимание многих ученых.

Явление дребезжания шестерен — комплексная проблема трансмиссии, которая включает в себя многие нелинейности демпфера многоступенчатой ​​муфты, жесткости зацепления шестерен, люфта шестерни, крутящего момента и так далее. Эти нелинейности затрудняют анализ механизма этого явления. Некоторые попытки численного моделирования и экспериментальных исследований предпринимаются в некоторой литературе.

С точки зрения численного моделирования, первоначальные исследования дребезжания шестерен были сосредоточены на одной зубчатой ​​паре. Накамура сначала смоделировал одну прямозубую зубчатую пару, в которой изменяющаяся во времени жесткость зацепления была эквивалентна функции прямоугольной волны, а статическая ошибка передачи была суммой гармонических рядов Фурье. Он четко показал момент дребезжания шестерен с помощью метода численного моделирования [1]. С тех пор многие исследователи стали уделять больше внимания решению алгоритмов математических моделей.Компарин и Сингх использовали метод гармонического баланса для решения модели дребезжания одной зубчатой ​​пары, которая пришла к выводу, что имел место двухсторонний удар, односторонний удар или отсутствие удара с изменением некоторых параметров [2]. Кахраман и Сингх с помощью метода численного моделирования и метода гармонического баланса обнаружили, что нелинейное свойство одной зубчатой ​​пары связано с субгармоническим откликом и хаотическим откликом [3]. По мере продолжения исследования объект исследования был перенесен с одной простой зубчатой ​​пары на сложную систему зубчатой ​​передачи.Основываясь на модели с четырьмя степенями свободы одной зубчатой ​​пары, Bozca et al. предложенная эмпирическая модель и основанная на модели крутильных колебаний оптимизация параметров конструкции 5-ступенчатой ​​коробки передач для снижения дребезжащего шума в автомобильной трансмиссии. Несмотря на оптимизацию геометрических параметров, общий уровень шума дребезжания был снижен, и все параметры оптимизированного геометрического дизайна также удовлетворяли всем ограничениям [4, 5]. Кроме того, проблема дребезжания шестерен рассматривается как комплексная проблема трансмиссии.Большинство моделей трансмиссии, используемых для анализа крутильных колебаний трансмиссии, представляют собой сосредоточенные дискретные модели с несколькими степенями свободы. Wang et al. наиболее рано описал модель крутильных колебаний автомобильной механической трансмиссии (МТ) для анализа и прогнозирования дребезжания шестерен на всех скоростях. Соответственно, индекс дребезжания использовался для сравнения уровней дребезжания, производимого различными зубчатыми парами. Но в этой модели жесткость зубчатого зацепления была постоянной, а самовозбуждающаяся вибрация с изменяющейся во времени жесткостью не учитывалась [6].Ву и Луан обратили внимание на влияние жесткости зацепления зубчатого зацепления на крутильную вибрацию трансмиссии транспортного средства и провели сравнение моделирования между переменной жесткостью зацепления и средней жесткостью нагруженных зубчатых пар на основе всей системы трансмиссии [7]. Робинетт и др. разработала репрезентативную модель для переднеприводного автомобиля с механической коробкой передач с помощью анализа сосредоточенных параметров и представила функциональные зависимости для потерь крутящего момента, связанных с валами, шестернями, уплотнениями, потоком смазочного масла и зазором подшипников в зависимости от основных проектных параметров [8 ].Крутящий момент сопротивления, включая момент трения подшипника, крутящий момент сдвига масла или крутящий момент перемешивания масла, был затем подтвержден экспериментальными результатами [9]. Де Ла Круз и др. рассмотрели влияние различных состояний смазки зубчатых пар на явление дребезжания и предложили индекс дребезжания с учетом состояния смазки [10]. Фиткау и Берче предложили подход к моделированию нагруженных и ненагруженных контактов зубчатых колес, которые включают масляные пленки и упругие деформации. Этот подход подтвержден экспериментальными измерениями, и сделан вывод о том, что нельзя игнорировать состояние смазки [11].Теодоссиадес и др. учтено влияние смазки в режиме холостого хода двигателя и исследовано влияние смазки на крутильные колебания. Показано, что смазочная пленка ведет себя как изменяющийся во времени нелинейный пружинно-демпферный элемент и может иметь большое влияние на проблему дребезжания шестерен [12, 13]. Crowther et al. предложили модель с 6 степенями свободы (DOF) с использованием частотной развертки с возбуждением двигателя, полученной на основе данных измерений с двухступенчатым зацеплением шестерен и ненагруженной зубчатой ​​парой.Установлено, что дребезжание шестерен становится более сильным, когда частота вращения двигателя выходит за пределы резонансной частоты естественной модели системы. Он пришел к выводу, что эффективная динамическая модель двигателя необходима для получения переходных движений компонентов трансмиссии, а затем на самом деле явления дребезжания [14]. Bhagate et al. предложили математическую модель с шестью степенями свободы для крутильных колебаний переднеприводной автомобильной трансмиссии и разработали оптимизацию чувствительных параметров системы для уменьшения дребезжания трансмиссии [15].Что касается моделирования трансмиссии, в будущем моделировании срочно потребуются различные факторы, такие как изменяющаяся во времени жесткость зубчатой ​​пары, трение зубчатой ​​передачи, трение подшипника и потери при взбивании трансмиссионного масла.

Что касается экспериментов с погремушками, Couderc et al. спроектировал и построил экспериментальную установку трансмиссии транспортного средства для прогнозирования динамического поведения трансмиссии транспортного средства. Сделан вывод, что имитационная модель, подтвержденная экспериментальной установкой, может действительно обеспечить переходный отклик [16]. Bellomo et al. проанализировали вклад отдельного источника звука в общий шум дребезжания с помощью анализа источника шума и предложили Парето-оптимальное решение для уменьшения эмиссии дребезжания с использованием испытательного стенда дребезжания [17]. Этот улучшенный испытательный стенд воспроизводил систему разветвленной трансмиссии, а не однострунную систему трансмиссии в [16]. Forcelli et al. настроил виртуальный симулятор двигателя для автомобильной трансмиссии и провел параметрическое исследование чувствительности к амплитуде крутильных колебаний.Более того, была обнаружена связь между измерениями виброакустики и человеческим восприятием [18]. Barthod et al. проанализировали порог дребезжания и эволюцию дребезжащего шума для различных параметров мультигармонического возбуждения и параметров механической коробки передач посредством стендовых испытаний [19]. Кроутер и Розин представили стенд для испытания зубчатых колес, в котором электродвигатель приводит трансмиссию в движение с постоянной средней скоростью через двойное телескопическое соединение Гука. Изменяя угол сочленения, можно было регулировать амплитуду вибрации [20].Бауман и Берче построили один испытательный стенд для зубчатой ​​пары для исследования дребезжания и сравнили интенсивность дребезжания при различных условиях смазочного масла. Было обнаружено, что использование высоковязкого масла может предотвратить появление дребезжания, когда угловое ускорение входного вала больше [21]. Бранкати и др. установить специальный испытательный стенд для одной слегка нагруженной зубчатой ​​пары, которая может регистрировать относительное вращательное движение зубчатых колес с помощью двух инкрементальных энкодеров с высоким разрешением. На основе данных измерений, полученных на этом испытательном стенде, была предложена метрика «дребезжания» на основе вейвлет-анализа с множественным разрешением [22].

Демпфер сцепления — это компонент трансмиссии, который может оказывать значительное влияние на крутильные динамические характеристики трансмиссии. Явление дребезжания шестерен можно значительно уменьшить, правильно настроив некоторые параметры сцепления, такие как многоступенчатые торсионные пружины. Стейнель исследовал влияние двухмассового маховика на естественные характеристики трансмиссии и переходные характеристики. Было показано, что двухмассовый маховик является идеальным решением для трансмиссий, вибрации которых не могли быть уменьшены в достаточной степени, если не было необходимости учитывать затраты [23].Prasad et al. обнаружили, что устранение дребезжания шестерен может быть достигнуто путем максимального увеличения гистерезиса сцепления, тем самым поглощая передаваемую энергию посредством субъективной и объективной оценки в эксперименте с пассажирским автобусом [24]. Но очевидно, что максимальное увеличение гистерезиса демпфера сцепления снизило бы эффективность трансмиссии системы трансмиссии. Xu et al. представил новый демпфер сцепления с трехступенчатой ​​жесткостью и эффективно решил явление дребезжания в условиях низкого крутящего момента по сравнению с демпфером с двухступенчатой ​​жесткостью в экспериментах с транспортными средствами [25].Точно так же многие исследователи обнаружили, что амортизатор сцепления играет важную роль в уменьшении вибрации трансмиссии и дребезжания [26, 27].

В этой статье представлена ​​модель с сосредоточенными параметрами, позволяющая прогнозировать вибрацию трансмиссии, начало дребезжания шестерен и оптимизацию демпфера муфты для уменьшения дребезжания шестерен. Во-первых, представлено описание трансмиссии и моделирование основных компонентов. Затем модель трансмиссии используется для выполнения переходного анализа текущих систем и обеспечения всестороннего понимания возбуждения четырехцилиндрового и четырехтактного двигателя, сильной нелинейности элементов трансмиссии (включая жесткость многоступенчатого сцепления и фрикционный гистерезис), а также параметров возбуждения жесткости зацепления нагруженной зубчатой ​​пары.Модель трансмиссии подразделяется на базовую вибрацию и дребезжащую вибрацию. Базовая вибрация принимается как возбуждение дребезжащей вибрации, и не учитывается то, что дребезжащая вибрация влияет на базовую вибрацию. Подробное моделирование механической трансмиссии может воспроизвести явление дребезжания ненагруженных зубчатых пар. Наконец, сравнение базовой вибрации и дребезжащей вибрации между использованием двухступенчатого демпфера муфты жесткости и использованием улучшенного трехступенчатого демпфера муфты жесткости изучается в условиях медленного движения автомобиля, что показывает, что можно оптимизировать параметры демпфера муфты. для уменьшения вибрации трансмиссии и дребезжания шестерен.

2. Описание и моделирование системы трансмиссии

Классический переднеприводный автомобиль (FWD) является объектом исследования. Основные компоненты системы трансмиссии, состоящей из рядного четырехцилиндрового и четырехтактного двигателя, демпфера сцепления, 5-ступенчатой ​​коробки передач, дифференциального механизма, полуосей и колес, показаны на рисунке 1.

Эффективное моделирование компонентов трансмиссии, которое обсуждается в этом разделе, имеет жизненно важное значение для анализа вибрации трансмиссии и дребезжания механической трансмиссии.Квазипереходный крутящий момент двигателя является источником энергии для трансмиссии, и применимая модель двигателя должна учитывать динамический выходной крутящий момент, а не постоянный выходной крутящий момент, чтобы изучить переходную характеристику. Демпфер муфты с учетом упругого момента и момента гистерезиса моделируется таким образом, чтобы можно было проанализировать параметры демпфера муфты, влияющие на вибрацию трансмиссии и дребезжание шестерен. Также будет объяснена подробная модель 5-ступенчатой ​​механической коробки передач, основанная на методе сосредоточенных параметров. При этом учитывается дифференциальный механизм и свойства шины.Кроме того, изменяющаяся во времени жесткость зацепления нагруженных зубчатых пар является внутренним возбуждением в трансмиссии, и точный и эффективный метод его расчета может повысить эффективность моделирования.

2.1. Квази-переходная модель двигателя

2.1.1. Кинематические отношения одного цилиндра

Кинематическая схема кривошипно-шатунного механизма, показанная на рисунке 2, рассчитывается по формуле: где — угол коленчатого вала, — угловая скорость вращения коленчатого вала, — время, — радиус кривошипа, — длина шатуна, — длина между верхней мертвой точкой и центром поршня, — скорость поступательного движения и ускорение поршня соответственно.

2.1.2. Анализ силы одиночного цилиндра

Анализ силы кривошипно-шатунного механизма на Рисунке 3 получен в виде где — давление в цилиндре при изменении угла поворота коленчатого вала, — диаметр поршня, — возвратно-поступательная масса, включая поршень, поршневое кольцо, поршневой палец и масса шатуна — это сила давления газа на поршень, это крутящий момент давления газа, это сила возвратно-поступательного движения массы и это крутящий момент возвратно-поступательной массы.

2.1.3. Модель трения одноцилиндрового двигателя с переходными процессами

Моделирование трения двигателя является ключевым этапом в модели квазипереходного двигателя. Здесь принята модель трения в двигателе по модели Резека-Хенейна, и крутящий момент трения двигателя определяется следующим уравнением [28]: где — коэффициенты подгонки, — кинематическая вязкость смазочного масла, — контактное давление между поршневым кольцом и стенкой цилиндра, — толщина масляного кольца, — это внутренний диаметр стенки цилиндра, — это количество масляных колец, — это количество газовых колец, — это толщина газового кольца, — это толщина пленки смазочного масла, — это длина юбки поршня. , это число клапанов, является сила пружины клапана, а средний радиус цапфы.Некоторые параметры показаны на рисунке 4.

2.1.4. Эффективный выходной крутящий момент рядного четырехцилиндрового и четырехтактного двигателя

Для рядного четырехцилиндрового и четырехтактного двигателя эффективный выходной крутящий момент определяется крутящим моментом газа, крутящим моментом возвратно-поступательного движения и крутящим моментом трения, обобщенным в

В условиях медленного движения, частота вращения двигателя составляет около 800 об / мин, а давление газа в каждом цилиндре двигателя показано на рисунке 5. Соответственно, эффективный выходной крутящий момент четырехцилиндрового и четырехтактного двигателя показан на рисунке 6.

2.2. Сцепление модели

Сцепление играет важную роль в вибрации трансмиссии, особенно при дребезжании трансмиссии. Когда сцепление включено, оно состоит из двух частей или масс. Первичная масса жестко прикреплена к маховику (вместе называемая первой массой), а вторичная масса соединена с входным валом MT через шлицевые зубья. Между первичной массой и вторичной массой размещаются многоступенчатые пружины.

Для асимметричного двухступенчатого демпфера сцепления на рисунке 7 (a) крутящий момент сцепления выражается как функция относительного смещения и относительной скорости и определяется суммой упругого крутящего момента на рисунке 7 (b) и гистерезиса. крутящий момент на Рисунке 7 (c) [26]:

Упругий крутящий момент вычисляется, где — жесткость первой ступени, — жесткость второй ступени приводной стороны, — жесткость второй ступени стороны выбега, жесткость третьей ступени берега, и,, и — соответствующие углы перехода.

Момент гистерезиса определяется, где — момент гистерезиса первой ступени, — крутящий момент гистерезиса второй ступени приводной стороны, — момент гистерезиса второй ступени на стороне выбега и является моментом гистерезиса третьей ступени береговая сторона.

Для трехступенчатого демпфера сцепления, показанного на Рисунке 7 (d), упругий момент и момент гистерезиса определены в (9) и в (10), соответственно. Рассмотрим, где — жесткость второй ступени трехступенчатого демпфера сцепления, — соответствующий момент гистерезиса, — соответствующие углы перехода.

2.3. Моделирование 5-ступенчатой ​​механической коробки передач и крутящего момента свободного хода

2.3.1. Механизм MT и его эквивалентная физическая модель

Для поперечной 5-скоростной и двухосной конструкции MT на Рисунке 8, которая включает пять передаточных чисел переднего хода и одно передаточное число заднего хода, входной и выходной валы установлены на конических роликоподшипниках. 1-я ведомая шестерня, 2-я ведомая шестерня, 3-я ведущая шестерня, 4-я ведущая шестерня и 5-я ведущая шестерня вращаются на входном или выходном валу через игольчатые подшипники.1-я ведущая и 2-я ведущая шестерни интегрированы на входном валу, а 3-я ведомая, 4-я ведомая и 5-я ведомая шестерни имеют шлицы на выходном валу. 1-я ведомая шестерня и 2-я ведомая шестерня используют один и тот же трехконусный синхронизатор, который поддерживается одним гидродинамическим опорным подшипником, 3-я ведущая и 4-я ведущая шестерни используют один, а 5-я ведущая шестерня использует другой.

На основе метода моделирования с сосредоточенными параметрами каждая шестерня и синхронизатор эквивалентны инерции вращения.Инерция сегментного вала между двумя шестернями или между одной шестерней и одним синхронизатором делится в среднем на две части, и они будут добавляться к смежным инерциям соответственно. Одновременно сегментный вал эквивалентен одной жесткости вращения и одному демпфированию вращения. Каждая инерция одной зубчатой ​​пары связана через жесткость зацепления, демпфирование зацепления, а также крутящие моменты люфта и сопротивления, приложенные к незакрепленным зубчатым колесам. Связь между входным и выходным валами обеспечивается зубчатой ​​парой, передающей мощность.Эквивалентная физическая модель 5-ступенчатой ​​механической трансмиссии, состоящая из дискретных элементов инерции и жесткости, показана на рисунке 9.

2.3.2. Расчет крутящего момента незакрепленной шестерни

На рисунке 9 тормозные моменты, действующие на 1-ю ведомую шестерню, 2-ю ведомую шестерню, 3-ю ведущую шестерню, 4-ю ведущую шестерню и 5-ю ведущую шестерню, генерируются за счет момента трения подшипника, крутящего момента сдвига масла или крутящий момент сбивания масла. Потери зубчатого зацепления не учитываются, поскольку скорости зубчатых передач относительно низкие, а незакрепленные шестерни входного вала смазываются разбрызгиванием.

Для ведомой шестерни 1-й скорости и ведомой шестерни 2-й скорости, вращающихся на выходном валу, в (11) и в (12) применяются к шестерням, соответственно: Момент трения подшипника определяется в следующем уравнении [29]: где — скорость вращения подшипника, средний диаметр подшипника, коэффициент смазки и кинематическая вязкость смазочного масла.

Момент сдвига масла определяется в следующем уравнении [8]: где — абсолютная вязкость смазочного масла, — длина шестерни, — радиус шага шестерни, — разность скоростей между шестерней и синхронизатором или его ограничивающим валом, и — радиальный зазор подшипника.

Момент взбивания масла определяется в следующем уравнении [30]: где — плотность смазочного масла, — угловая скорость взбивания трансмиссионного масла, — площадь поверхности, погруженной в масло, и — коэффициент взбивания масла.

Для ненагруженной 3-й ведущей шестерни, 4-й ведущей шестерни и 5-й ведущей шестерни, вращающихся на выходном валу, подверженных трению в подшипнике, применяются тормозной момент в (16), тормозной момент в (17) и тормозной момент в (18). на шестерни соответственно:

2.4. Дифференциальная модель

. Узел механизма дифференциала с конической шестерней и кинетическая связь каждой детали показаны на рисунке 10. Отношение угла поворота определяется в том случае, где — угол поворота узла конечной шестерни, корпуса дифференциала и планетарной передачи. -шпиндель вокруг оси -оси, представляет собой угол поворота шестерни полуоси вокруг оси -оси, представляет собой угол поворота планетарной шестерни вокруг оси -оси и представляет собой передаточное отношение планетарной шестерни к полуоси.

Определяя и как обобщенные координаты, другие углы вращения могут быть представлены этими двумя координатами: Теперь кинетическая энергия дифференциала в сборе рассчитывается по формуле где — инерция вращения в сборе, угол поворота последней шестерни, дифференциал корпуса и пальца планетарной шестерни вокруг оси -оси, представляет собой инерцию вращения полуоси вокруг оси -оси и представляет собой инерцию вращения планетарной шестерни вокруг оси -оси.

2,5. Модель шины LuGre

Для модели шины LuGre силовой анализ и диаграмма движения показаны на рисунке 11.

Силовой анализ средней модели покрышки LuGre с сосредоточенными шинами дается следующим уравнением [31]: где — средняя деформация щетки, — относительная скорость между шиной и землей, — нормализованная продольная сосредоточенная жесткость резины, — нормализованное продольное сосредоточенное демпфирование резины, — нормализованное вязкое относительное демпфирование, — нормализованное кулоновское трение, — нормализованное статическое трение, — относительная скорость Стрибека, — показатель эффекта Стрибека, — длина пятна контакта, — функция плотности распределения продольного давления, — это продольная сила шины, — это вертикальная сила шины, — скорость скольжения шины; — скорость вращения шины; — радиус качения шины; — коэффициент продольного сцепления с дорогой.

По модели LuGre соотношение между коэффициентом продольного трения дороги и скоростью скольжения шины при различных условиях грунта получено на рис. 12.

2.6. Расчет изменяющейся во времени жесткости зацепления зубчатой ​​пары

Анализ методом конечных элементов (МКЭ) является наиболее эффективным методом для переменной жесткости зацепления косозубой зубчатой ​​пары. Жесткость зацепления косозубой шестерни определяется как: где — жесткость зацепления зубчатой ​​пары, — нормальная сила контактного усилия, — полная деформация зубчатой ​​пары, — это деформация изгиба и сдвига одной шестерни в точке контакта, — изгиб и деформация сдвига другой шестерни в точке контакта, и — деформация контакта зубчатой ​​пары в точке контакта.

Саймон получил деформацию изгиба и сдвига, расчетную формулу (24), на основе большого количества результатов МКЭ посредством регрессионного анализа [32]. Следовательно, где — модуль упругости, — нормальный модуль, — коэффициент точки нагрузки нормальной силы, — коэффициент относительного радиального положения между точкой нагрузки и точкой деформации, — коэффициент относительного осевого положения между точкой нагрузки и точкой деформации. точка, — это количество зубьев, — это угол нормального давления, — это угол спирали в основании на основной окружности, — это коэффициент модификации шестерни, — это добавление, — это вершина, — это радиус скругления корня зуба и — ширина зуба.

Что касается контактной деформации, Корнелл вывел следующее уравнение [33]: где — длина детали по ширине зуба, — это сила, приложенная к длине детали, — толщина зуба одной шестерни, — толщина зуба другая шестерня — это передаточное число Пуассона одной шестерни, представляет собой коэффициент Пуассона другой шестерни, является модулем упругости одной шестерни и является модулем упругости другой шестерни.

Через (23) — (25) показана изменяющаяся во времени жесткость зацепления 1-й зубчатой ​​пары (как показано на рисунке 9) и зубчатой ​​пары главной передачи (как показано на рисунке 16) для цикла с двумя зубьями. на рисунках 13 и 14.

3. Численное моделирование и алгоритм имитационного моделирования

3.

1. Структура моделирования

В качестве примера используется 1-я смена MT в условиях медленного движения, когда шум переключения передач может отчетливо восприниматься пассажирами исследуемого автомобиля. Явление дребезжания шестерен — это комплексный результат сложных взаимодействий между базовой вибрацией для нагруженной системы трансмиссии и дребезжащей вибрацией для ненагруженных зубчатых пар на Рисунке 15.Базовая вибрация состоит из двигателя, сцепления, 1-й пары передач, шестерен, интегрированных на входном валу, зубчатых колес на выходном валу, зубчатой ​​пары главной передачи, дифференциала, вала вала и шины, в то время как дребезжащая вибрация замыкает легконагруженные зубчатые пары, а именно 2-ю, 3-ю, 4-ю и 5-ю зубчатые пары.

В литературе широко признается, что дребезжащая вибрация мало влияет на движение базовой вибрации [6, 14], что можно использовать для более эффективного изучения общего поведения системы.Движения ведущей шестерни слегка нагруженных зубчатых пар при базовой вибрации становятся возбуждением для ослабления зубчатых пар при дребезжащей вибрации. Тогда можно было получить силу дребезжания незакрепленных зубчатых пар.

3.2. Базовая модель системы трансмиссии автомобиля

Модель трансмиссии с динамическим передним приводом, основанная на разветвленной модели, описана на рисунке 16, когда включена 1-я пара передач. Считается, что эти нагруженные зубчатые пары, а именно 1-я зубчатая пара и зубчатая пара главной передачи, всегда находятся в контакте с изменяющейся во времени жесткостью зацепления, соответственно, которая рассчитывается в разделе 2.6. Эти ненагруженные зубчатые пары с освещенным грузом могут двигаться через люфт, вызывая удары и дребезжание. Модель трансмиссии состоит из двухступенчатой ​​модели демпфера муфты жесткости и подробной модели MT, учитывает свойства дифференциала и использует средние сосредоточенные параметры модели шины LuGre. Входная мощность трансмиссии — это эффективный выходной крутящий момент четырехцилиндрового и четырехтактного двигателя. Соответственно, анализ продольной силы транспортного средства и анализ крутильной силы шины показаны на рисунке 17, предполагая, что вертикальная нагрузка на левую и правую шины на передней или задней оси эквивалентна.

В разветвленной модели упрощенные факторы включают в себя игнорирование крутящего момента сдвига масла и крутящего момента перемешивания масла, приложенного к 1-й зубчатой ​​паре в потоке мощности, и пренебрежение влиянием динамических свойств подшипников на входном и выходном валах на рисунке 8 и подшипники шестерен главной передачи.

По уравнению Лагранжа динамика колебаний базовой системы помещается в матричную форму: где diag выражает диагональную матрицу, — угловое смещение (AD) двигателя (а именно, маховика и сцепления), — AD ступицы сцепления. , — ведущая шестерня AD 1-й зубчатой ​​пары, а является колесной шестерней 1-й зубчатой ​​пары и соответствующего синхронизатора AD.и являются AD 2-й зубчатой ​​пары, и являются AD 3-й зубчатой ​​пары, и являются AD 4-й зубчатой ​​пары, и являются AD 5-й зубчатой ​​пары, являются AD 3-й и 4-й зубчатой ​​пары синхронизатора, AD синхронизатора 5-й пары передач, AD пары шестерен главной передачи, AD полуоси вокруг своей оси вращения, AD левой и правой полуосей, AD левой и правой шины — продольное смещение транспортного средства, — инерция маховика и сцепления, — инерция ступицы сцепления, — инерция ведущей шестерни 1-й пары передач, и является суммой инерции колесной шестерни 1-я зубчатая пара и соответствующий синхронизатор. и — инерция 2-й зубчатой ​​пары, и — инерция 3-й зубчатой ​​пары, и — инерция 4-й зубчатой ​​пары, и — инерция 5-й зубчатой ​​пары, — инерция 3-й и 4-й пары передач. синхронизатора, является инерцией синхронизатора 5-й пары передач, является инерцией ведущей шестерни пары шестерен главной передачи, является суммарной инерцией коронной шестерни дифференциала, корпуса дифференциала, планетарной шестерни и осевого пальца, а также является инерцией планетарной передачи. шестерни вокруг собственной оси вращения, и — инерция шестерни полуоси относительно ее собственной оси вращения, — это суммарная инерция левой полуоси, ступицы колеса, обода колеса и тормозного диска, — это суммарная инерция правой половины ось, ступица колеса, обод колеса и тормозной диск, — инерция левой передней шины, — инерция правой передней шины, — масса автомобиля, — жесткость зацепления зубчатых пар, — демпфирование зацепления зубчатых пар, и являются люфтом ненагруженных зубчатых пар.Прочие и — жесткость на кручение и гашение крутильных колебаний соответственно.

Здесь, в этих матрицах,,, , и, сформулированы некоторые параметры: где — винтовой угол на основной окружности ведущей шестерни на 1-й передаче, — это винтовой угол на основной окружности ведущей шестерни на шестерня главной передачи, — динамический радиус шины, — коэффициент сопротивления качению, — средняя деформация щетины шины в модели шины LuGre, — средняя скорость деформации щетины шины в модели шины LuGre, — это расстояние от центра масс до передней части ось, — это расстояние от центра масс до задней оси, — это высота центра масс, — это продольное ускорение транспортного средства, — это продольная скорость транспортного средства, — это коэффициент сопротивления воздуха, — это лобовая площадь транспортного средства и — это плотность воздуха.

3.3. Модель дребезжащей вибрации ненагруженных зубчатых пар

Дребезжание является источником дребезжащего шума. Ударные столкновения через люфт шестерен передаются на картер трансмиссии через валы и подшипники. Затем вибрации преобразуются в слышимый грохот. Таким образом, дребезжащая сила находится в центре внимания динамических исследований каждой зубчатой ​​пары.

Для одной пары дребезжащих шестерен механическая модель показана на рисунке 18. Каждая шестерня эквивалентна сосредоточенной инерции.Поскольку движение ведущей шестерни, полученное в базовой модели, принимается в качестве возбуждения системы, для 1-й передачи ведущие шестерни включают в себя 2-ю ведущую шестерню, 3-ю ведомую шестерню, 4-ю ведомую шестерню и 5-ю шестерню. ведомая шестерня на рисунке 8. Таким образом, определяется сила дребезжания ненагруженной зубчатой ​​пары: Здесь обозначает относительное смещение по линии сопряженного действия ненагруженной зубчатой ​​пары. Таким образом, каждая пара зубчатых колес сводится к системе с одной степенью свободы. и — функция люфта, как показано на рисунке 19, и ее производная функция, соответственно, которые определены как где — ведущая шестерня AD, — ведомая шестерня AD, — радиус основной окружности ведущей шестерни, — радиус основной окружности ведомой шестерни, — инерция ведомой шестерни, — крутящий момент сопротивления, приложенный к ведомой шестерне, — сила дребезжания, — средняя жесткость зацепления зубчатой ​​пары, — среднее демпфирование зацепления зубчатой ​​пары, — люфт шестерни.

3.4. Метод моделирования и численный алгоритм

Поскольку выведены уравнения базовой вибрации и дребезжащей вибрации, вибрация трансмиссии включает в себя сильно нелинейные факторы, а число обусловленности матрицы системы, которое представляет собой отношение ее максимального к минимальному собственному значению, очень велико. . Поскольку в качестве инструмента численного моделирования используется MATLAB, «жесткую» задачу для обыкновенного дифференциального уравнения (ОДУ) обычно трудно решить под рукой.

MATLAB предоставляет различные решатели для жестких ODE, которые состоят из ODE15, ODE23, ODE23t и ODE23tb. Среди них ODE15s — решатель переменного порядка, основанный на формулах численного дифференцирования. Необязательно, он использует формулы обратного дифференцирования, также известный как метод Гира, который обычно менее эффективен. ODE23 основан на модифицированной формуле Розенброка порядка 2. Поскольку это одношаговый решатель, он более эффективен, чем ODE15 при грубых допусках, и может решать некоторые виды жестких задач, для которых ODE15 не эффективен [34, 35] . ODE23s используется для решения проблемы жесткости, и было обнаружено, что эффективность является приемлемой.

4. Анализ результатов моделирования

4.1. Анализ вибрации трансмиссии

В численной модели требуемые параметры взяты из серийного автомобиля. Правильная и точная модель трансмиссии может обеспечить практический результат. Во-первых, в базовой модели используется двухступенчатый демпфер муфты жесткости (см. Рисунок 20). А характеристики амортизатора двухступенчатой ​​муфты жесткости, включая свойства упругости и гистерезиса, принятые в исходной системе трансмиссии, показаны на рисунке 21 сплошной линией.

Согласно (26), во временной области скорость транспортного средства и частота вращения двигателя получены на рисунках 22 и 23 соответственно. Из рисунка 22 видно, что транспортное средство медленно движется вперед со скоростью от 1,8 м / с до 1,815 м / с, а именно медленной скоростью транспортного средства. На рисунке 23 двигатель вращается со скоростью около 800 об / мин, а амплитуда колебаний скорости составляет около 80 об / мин, в то время как ступица муфты вращается со скоростью около 800 об / мин, а амплитуда колебаний скорости составляет около 10 об / мин. Соответственно, амплитуда углового ускорения ступицы муфты на фиг. 25 намного меньше, чем амплитуда ускорения двигателя на фиг. 24. Как видно, демпфер муфты играет роль в ослаблении амплитуды колебаний скорости двигателя в трансмиссии. Но Рисунок 25 показывает, что ступица сцепления заметно колеблется относительно средней скорости.

В этом особом состоянии по субъективной оценке водителя было установлено, что дребезжание трансмиссии было серьезным.Теперь, исходя из результатов моделирования на рисунке 26, можно сделать вывод, что демпфер муфты работает при угловом смещении от 5,7 ° до 8,6 ° между первой и второй массой демпфера муфты, а именно, фактическая рабочая зона в пунктирном эллипсе в Рисунок 21. Демпфер муфты работает, перескакивая между жесткостью первой ступени и жесткостью второй ступени приводной стороны, и он вызывает более сильную крутильную вибрацию трансмиссии, которая приводит к резким колебательным колебаниям ступицы муфты и дребезжанию трансмиссии, которое может воспринимается водителем или пассажиром.

Кроме того, в частотной области частотный спектр частоты вращения двигателя (см. Рисунок 27) показывает, что основные частоты включают 13,43 Гц, 26,86 Гц и 53,1 Гц, которые являются одноразовой частотой, двойной частотой и четырехчастотной частотой. временная частота соответственно. Соответственно, первичные частоты скорости ступицы муфты (см. Рисунок 28) включают также 13,43 Гц, 26,86 Гц и 53,1 Гц. Кроме того, амплитуды восьмикратной частоты (106,2 Гц), двенадцатикратной частоты (159,3 Гц) и других частот, которые сравниваются с амплитудами 13.43 Гц, 26,86 Гц и 53,1 Гц являются значительными. Теоретический анализ показывает, что амплитуды более высоких частот меньше, чем амплитуды более низких частот. Двухступенчатый демпфер муфты жесткости, работающий между жесткостью первой ступени и жесткостью второй ступени, можно объяснить результатами на Рисунке 28.

4.2. Анализ силы грохота ненагруженных зубчатых пар

Как объяснено в разделе 3. 3, движения ведущей шестерни, полученные из базовой вибрации, являются возбуждением дребезжащей вибрации.Движения ведущей шестерни 2-й, 3-й, 4-й и 5-й пар передач показаны на рисунке 29. Соответственно, дребезжащая сила 2-й пары шестерен, дребезжащая сила 3-й пары передач, дребезжащая сила 4-й пары шестерен и 5-я передача. дребезжание пары показано на рисунке 30.

На рисунке 29 ведущие шестерни колеблются со средней скоростью, а движения ведущей шестерни 3-й пары шестерен, 4-й пары шестерен и 5-й зубчатой ​​пары почти согласованы друг с другом. Из рисунка 30 видно, что возникают двухсторонние дребезжащие удары, и во всех ненагруженных зубчатых парах возникает большая дребезжащая сила.Максимальная амплитуда силы дребезжания 3-й и 4-й пары передач может составлять почти до 2000 Н, в то время как сила дребезжания 2-й пары передач составляет около 1000 Н, а сила дребезжания 4-й пары передач составляет около 500 Н. Таким образом, 3-я и 4-я пары передач испытывают сильное дребезжание. Кроме того, хотя движения ведущей шестерни 3-й, 4-й и 5-й зубчатых пар почти одинаковы, дребезжащие силы этих трех зубчатых пар полностью различаются, что доказывает необходимость создания детальной модели MT.

5. Оптимизация параметров демпфера сцепления для уменьшения грохота редуктора

5.1. Анализ вибрации трансмиссии после доработки

Как было сказано в разделе 4.1, двухступенчатый демпфер муфты жесткости работает с переходом между жесткостью первой и второй ступеней приводной стороны, что вызывает более сильную вибрацию трансмиссии и явление дребезжания шестерен. Таким образом, трехступенчатый демпфер муфты жесткости для добавления одноступенчатой ​​жесткости для низкого момента нагрузки между жесткостью первой и второй ступеней предлагается новаторски на рисунке 31.Как видно, другие параметры свойств ступени двухступенчатого демпфера сцепления не пересматриваются, за исключением дополнительных параметров свойств ступени, и этот трехступенчатый амортизатор сцепления может изначально хорошо работать для других условий движения транспортного средства, за исключением состояния медленного передвижения транспортного средства. Нелинейные характеристики демпфера трехступенчатой ​​муфты показаны на рисунке 32 сплошной линией.

Согласно (26), во временной области двигатель колеблется со скоростью около 800 об / мин, а амплитуда колебаний скорости составляет около 80 об / мин на рисунке 33, что аналогично результату на рисунке 23.Но очевидно, что степень колебания ступицы сцепления уменьшается, а амплитуда колебаний составляет менее 10 об / мин. Точно так же угловое ускорение ступицы сцепления на Рисунке 35 намного меньше, чем на Рисунке 25, в то время как угловое ускорение двигателя на Рисунке 34 аналогично угловому ускорению на Рисунке 24.

Дальнейший анализ трех Ступенчатый демпфер муфты рабочего AD на рисунке 36 показывает, что он работает при угловом смещении от 5 ° до 8 °, а именно, фактическая рабочая зона в пунктирном эллипсе на рисунке 32.Теперь, после использования трехступенчатого демпфера сцепления, явление скачка между жесткостью первой ступени и жесткостью второй ступени устранено.

Кроме того, в частотной области частотный спектр частоты вращения двигателя (см. Рисунок 37) аналогичен спектру на рисунке 27, а первичные частоты также состоят из 13,43 Гц, 26,86 Гц и 53,1 Гц. Соответственно, первичные частоты скорости ступицы муфты включают 13,43 Гц, 26,86 Гц и 53,1 Гц на рисунке 38. Но на рисунке 38 амплитуды равны 106.2 Гц и 159,3 Гц, а также другие частоты на Рисунке 28, амплитуда которых нельзя не учитывать, уменьшены до гораздо меньшего значения. Посредством всестороннего анализа этих результатов устранение явления скачка между жесткостью первой ступени и жесткостью второй ступени можно объяснить результатом на Рисунке 38 после принятия трехступенчатого демпфера муфты жесткости.

5.2. Анализ силы грохота ненагруженных зубчатых пар после оптимизации

В базовой модели движения ведущей шестерни 2-й, 3-й, 4-й и 5-й зубчатых пар после оптимизации показаны на рисунке 39.По сравнению с результатом на Рисунке 29, колебания скорости всех шестерен, очевидно, намного меньше, тенденции изменения которых такие же, как и для ступицы сцепления. Затем движения ведущей шестерни представляют собой возбуждение для ненагруженных зубчатых пар, а силы дребезжания ненагруженных зубчатых пар рассчитываются на Рисунке 40. Интенсивность дребезжания всех ненагруженных зубчатых пар, очевидно, улучшается, и односторонние дребезжащие удары преобладают во всех ненагруженных зубчатых парах. Максимальная сила дребезжания 2-й зубчатой ​​пары составляет менее 150 Н, а дребезжащая сила 3-й зубчатой ​​пары менее 50 Н, в то время как сила дребезжания 4-й и 5-й зубчатой ​​пары также меньше 100 Н.Сделан вывод, что все ненагруженные зубчатые пары испытывают дребезжащую вибрацию, но интенсивность дребезжащих ударов гораздо слабее. Таким образом, явление дребезжания MT (или сила дребезжания) улучшается после применения трехступенчатого демпфера муфты жесткости в условиях медленного движения автомобиля.

6. Выводы

На основе разветвленной модели, включая модель квазипереходного двигателя, модель многоступенчатого демпфера сцепления, подробную модель MT, модель дифференциала и модель шины LuGre, а также с учетом изменяющейся во времени жесткости зубчатой ​​пары 1-й скорости и Зубчатая пара главной передачи, модель 19-DOF базовой вибрации устанавливается на состояние медленного движения автомобиля. Затем дребезжащая вибрация получается как базовая вибрация как возбуждение. Базовая вибрация и дребезжащая вибрация воспроизводят всестороннее исследование системы трансмиссии и явления дребезжания MT. Сделан вывод, что (1) в состоянии медленного передвижения двухступенчатый демпфер муфты жесткости имеет тенденцию работать, перескакивая между жесткостью первой и второй ступеней, и это вызывает более сильную вибрацию трансмиссии и неприятный дребезжащий шум, воспринимаемый пассажирами. Во всех ненагруженных зубчатых парах возникает большая дребезжащая сила двухстороннего удара.Максимальная дребезжащая сила 3-й и 4-й пары передач составляет примерно до 2000 Н, в то время как дребезжащая сила 2-й зубчатой ​​пары составляет около 1000 Н, а дребезжащая сила 4-й зубчатой ​​пары составляет около 500 Н; (2) трехступенчатая жесткость демпфер сцепления принят, и он, очевидно, может улучшить вибрацию трансмиссии и явление дребезжания MT при медленном движении транспортного средства. Односторонние удары преобладают во всех ненагруженных зубчатых парах. Максимальная дребезжащая сила 4-й и 5-й пары передач составляет менее 100 Н, в то время как сила дребезжания 2-й зубчатой ​​пары меньше 150 Н, а дребезжащая сила 3-й зубчатой ​​пары менее 500 Н; (3) достижения численного моделирования Разработанные в этом исследовании, могут быть использованы для разработки системы трансмиссии и практических стратегий решения явления дребезжания MT.В настоящее время все результаты в основном получены путем численного моделирования и моделирования, и их необходимо подтверждать дальнейшими экспериментальными результатами.

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов в отношении публикации этой статьи.

Выражение признательности

Исследование, приведшее к этим результатам, получило финансирование от Национального фонда естественных наук Китая (грант № 51175379).

пружины демпфера сцепления — немецкий перевод — Linguee

Они значительно длиннее, чем t h e демпферные пружины сцепления p r ev и поэтому могут более эффективно изолировать возникающие вибрации. ina.de	Sie sind deutlich lnger als die zuvor ausschlielich verwendeten Kupplungsdmpferfedern und so in der Lage, die auftretenden Schwingungen deutlich besser zu isolieren. ina.de
В зависимости от угла кручения от […] Торси на a л демпфер a n dt h e муфта 9047 пара s o f пружины s u cc essively […] обрабатывать соответствующий […] ступеней демпфирования, обеспечивающих многоступенчатый эффект демпфирования. zf.com	Abhngig vom […] Verdrehwink el zwis che n Torsionsdmpfer u nd Kupplungsscheibe greifen nac he inander […] die Federpaare der entsprechenden […] Dmpfungsstufe, wodurch eine mehrstufige Dmpfwirkung erreicht wird. zf.com
Каждый из этих элементов не влияет на движение […] и имеет отношение только к кинетостатическому анализу до […] Модель усиливает, что приводит к fr o m пружины , демпфер o r f riction. artas.nl	Jedes dieser Elemente hat keinen Einflu auf die Bewegung des Getriebes […] und ist nur related fr die kinetostatische Analyze der Krfte im […] Modell, d ie vo n Fede r, Dmpfung od er Reibun g herrhren . artas.nl
Пружины, используемые в двигателе (клапанная пружина) и приводе […] поезд (торси на и л демпферные пружины , F иг .26) являются […] уже оптимизирован в отношении материала и термообработки. thinfilm.sulzermetco.com	Im Motor (Ventilfedern) и […] Antriebsstrang einges et zte Federn (To rs iondmpferfedern, […] Abb. 26) sind bereits hinsichtlich ). […] des Werkstoffs und der Wrmebehandlung optimiert. thinfilm.sulzermetco.com
Торси на a л демпфер i n te тертый в t h e муфта sc является основным элементом […] для регулировки крутильных характеристик трансмиссии, […] от двигателя внутреннего сгорания к колесам. zf.com	D er in d ie Kupplungsscheibe in tegri erte Torsionsdmpfer is t das […] zentrale Element zur Abstimmung des Drehschwingungsverhaltens im Antriebsstrang, [. ..] vom Verbrennungsmotor bis zu den Rdern. zf.com
Сцепление d i sc с торси на a л демпфер T h e демпфер с натяжной муфтой демпфер 904 ] характеристики каждой модели автомобиля. zf.com	Kupplungsscheibe mit Torsionsdmpfer Die Torsionsdmpfer sin d auf die […] jeweiligen Fahrzeugcharakteristika abgestimmt. zf.com
При t h e муфта i s r emoved, t h e 9075 9047 9047 9047 9047 9047 9047 ве в окне пружины […] на несущем диске и может вызывать дребезжащие звуки из-за большого люфта. zf.com	Bei a us geba uter Kupplung bewe gen sich die Federn desh al b im Federfenster [. ..] der Trgerplatte und verursachen durch das groe […] Spiel eventuell Klappergerusche. zf.com
При t h e муфта i s i n установлен, t h e 9047 9047 9047 9047 9047 9047 9047 nn не гремят, потому что лежат против […] один конец окна пружины из-за силы вращения. zf.com	I m Betrieb ist e in Klapper n der Federn aus ge schlossen, da di e Federn d ur ch die […] Rotationskrfte an einem Ende des Federfensters anliegen. zf.com
Снимите четыре амортизатора с имеющейся модели 2WD […] ans disasse mb l e демпфер p r essu r e 9047 9047 9047 пружины 9047 9047 9047 9047 9047 col la r , демпфер f i xi ngs a n d 9047 9047 9047 9047 9047 9047 ll ets. fg-modellsport.de	Vier Stodmpfer aus vorhandenem 2WD […] Fahrzeug ausbau en und Dmpferdruckfedern, Federteller, Dmpferbefestigungen, St o dmpferstellringe […] demontieren. fg-modellsport.de
Установите bl u e пружины амортизатора f o r задний мост на амортизаторах с короткой блокировкой амортизатора […] и закрепите пружинными пластинами. fgmodellsport.com	Di e blau ru Dmpferdruckfedern f r di e Hinterachse auf die Stodmpfer mit kur ze r Dmpferbefestigung m on […] und mit den Federtellern sichern. fgmodellsport.com
E ve r y муфта a n d демпфер i s [уменьшено до 9047 o s. .] последняя деталь, изготовленная специально для заказчика. zf.com	J ed e Kupplung u nd j ed er Dmpfer wi rd b is ins Подробнее […] optimiert und als Unikat fr den Kunden hergestellt. zf.com
) Twin torsi на a l демпфер e n ab les конус rt e r муфта o b e закрытый на ранней стадии с автоматическими коробками передач ZF, […] , таким образом сэкономив […] примерно шесть процентов топлива. zf.com	) D er Z we i-Dmpfer-W an dler mac ht bei ZF-Automatgetrieben ein frhzeitiges Schli e nd da mi t Verbrauchseinsparungen […] von etwa sechs Prozent mglich. zf.com
Если покупатель понимает, что диапазон элементов sele ct e d a d ju слишком высокий или слишком низкий, то наслоение тарельчатой ​​пружины (10) на respec ti v e муфта ( e ve r y муфта муфта ve максимум 8 c u p пружины ) м us t можно изменить. mayr.com	Falls sic h an e iner Kupplung beim Kun de n herausstellt, dass der Drehmomenteinstellbereich zu hoch oder zu niedhltr durusgung ( ) en Kupplung um ge baut werden (jede geliefe rt e Kupplung b ei nhaltet die maximale Zahl von j eweil s 8 ) mayr. com
Вместе с локомотивом k- u p муфта a n d торс на lper 9047 y st em адаптировано для […] индивидуальная трансмиссия, они улучшают оба вождения […] динамика и расход топлива. zf.com	Zusammen mit einer auf den jeweiligen […] Antriebsstrang ausg el egte n Wandlerkupplung mit Torsionsdmpfer wird sow oh l die […] Fahrzeugdynamik als auch der Verbrauch verbessert. zf.com
Муфта перегрузочная […] представляет собой проскальзывание pi n g муфта p r e- нагружена Bellev il l e 9047 пружины 9047 9047 w hi ch соединяет [. ..] шпиндель и привод приводится в действие пружинами. romheld.com	D ie berlastkupplung ist ein e mit tel s Tellerfedern v org espan nte Rutsch, Rutsch die Spindel und Antriebseinheit kraftschlssig verbinden. romheld.com
Сцепление D i sc с Torsi на a l Демпфер P e 904 904 E и …] Силовой агрегат zf.com	Kupplungsscheibe mit Torsionsdmpfer F r me hr Ruhe […] im Antriebsstrang zf.com
Осторожно: во время настройки и […] повторная регулировка t h e муфта t h e di sh e d 9047 9047 9047 9047 9047 904 u st ни при каких обстоятельствах [. ..] быть полностью натянутым. smarthost.maedler.de	Achtung: Beim Ein- und […] Nachstelle n der Kupplung dr fe n di e Tellerfedern a uf k ei nen Fall […] bis zur Blocklage gespannt werden. smarthost.maedler.de
Если эта сила больше […] противодействующее усилие т h e пружины , th e муфта gesa6 g ortlinghaus.at	Wird Diese Axialkraft grer als der […] Gegendruck der Druckfedern, schalte t die Kupplung sel bs tttig ein. ortlinghaus.at
Для этого используется более жесткая подвеска si o n пружины w e re , используемые вместе с n e 9047 c a li bration с большей дифференциацией n o f демпфер s t если жесткость, регулируемая с помощью рулевого управления [. ..] Колесо , а также оптимальное […] Комбинация колеса / шины идентифицирована в результате испытаний шин различных марок, размеров и резиновых композитов. new-stratos.com	Zum Einsatz […] kamen d abei hr ter e Fahrwerksfedern, ein en e ue Dmpferabstimmung erin erin 904 ba ren Dmpferhrte sow ie eine […] optimale Rad- / Reifenkombination […] aus der Erprobung diverser Reifenfabrikate, Dimensionen und Gummimischungen. new-stratos.com
Элегантное электрическое подключение к […] шасси было решено: […] Small feat he r s / пружины , s im или также колодец-k no w n 9047 f e athe r s / пружины s i t на малом [. ..] тарелки и закрыть […] электрическая цепь, если корпус надет. zettzeit.ch	Elegant gelst wurde die elektrische […] Verbindung zum Chassi s: Kleine Federn , h nl ich den bekannt en Kupplungsfedern si tzen auf den kleinen […] Platinen und […] schliessen den Stromkreis, wenn das Gehuse aufgesetzt ist. zettzeit.ch
Товаров на […] дисплей включает a i r пружина / демпфер m o du les для амортизации кабин, a i r 9047 9047 9047 9047 9047 9047 f o r водительские […] сиденья, материалы для […] внутренние поверхности кабин, а также полупрозрачная стенка-гармошка, обеспечивающая больше света и обзор в сочлененных автобусах. contitech.de	Daz u zhl en Luftf ede r-Dmpfer-M odu le fr d ie Кабинет ..] Materialien fr die Oberflchen […] der Kabinen, aber auch ein transluzenter Faltenbalg, der fr mehr Licht und Sichtbarkeit в Gelenkbussen sorgt. contitech.de
ContiTech […] Пневматические рессоры a i r демпфер m o du les и a i r 9047 o r позиционирование кабины […] и сиденье защищают как водителя […] и груз от вибраций и воздействия неровностей дороги. contitech.de	Die Luftfederdmpfermodule und […] Luftfedern fr die Kabinen- und Sitzlagerung von Cont iT ech A ir Spring Sy стержни s chtzen […] den Fahrer und seine […] Ladung vor Vibrationen und den Auswirkungen unebener Straen. contitech.de
Рис.26: Tor si o n демпферные пружины f o r привод тонкоплен.sulzermetco.com	A bb. 2 6: Torsionsdmpferfedern f r den A ntriebsstrang thinfilm.sulzermetco.com
Состоит из двухмассового махового колеса t ur b o муфта a n d sup po r t пружины пружины ruf-automobile-gmbh.de	Komfort-Pa ke t Kupplung b es tehend aus Zweimassenschwungra d, Turb o Kupplung u и Untersttzungsfeder . ruf-automobile-gmbh.de
Двойной торсионный демпфер (JPG, 174 KB) Двойной торсион на a l демпфер e n ab les con rt e сцепление t o b e закрытое в ранний момент времени с автоматическими коробками передач ZF, […] , таким образом сэкономив […] примерно шесть процентов топлива. zf.com	Z F Zwe i-Dmpfer-W andl er (JPG, 174 КБ) De r Zwei -Dmpfer- Wand для машины ZW R ein frhzeitiges Schliee n der Wandlerkupplung und d amit Verbrauchseinsparungen […] […] von etwa sechs Prozent mglich. zf.com
) Электрический двигатель от до r , муфта , t или демпфер ti o nper 9047 Гидравлическая система a nd является частью полностью гибридной конструкции и интегрирована в 8-ступенчатую автоматическую коробку передач ZF […] […] компактно и эффективно. zf.com	В версии Vollhybrid 8-Gang-Automatgetriebes от ZF sind elektrische Maschine, Kupplung, Torsionsdmpfer und Hydraulik platzsparend und effizient eingepasst.