拖拉机离合器接合过程仿真与寿命设计

拖拉机离合器接合过程仿真与寿命设计
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拖拉机与农用运输车
Tractor&FarmTranspo~er第1期2005年2月
拖拉机离合器接合过程仿真与寿命设计
田全忠张曙彩王志超范京红王义平
(洛阳拖拉机研究所洛阳471039)
摘要:建立拖拉机机组,发动机离合器和拖拉机机组外阻力矩的数学模型,进行离合器接合过程仿真,以便准确
地计算出滑磨功,并获取相应的仿真曲线,为拖拉机离合器寿命设计提供依据.
关键词:拖拉机离合器接合过程仿真寿命设计SimulationofEngagementProcessandLifeDesignforTractorClutch TianQuanzhong.ZhangShucai,WangZhichao,FangJinghong,WangYiping (LouyangTractorResearchInstitute,Louyang471039,China)
Abstract:Thesimulationmethodoftractorclutchengagementprocessisintroduced.Themat hematicalmodelsof
tractorsystemhavebeenestablished.Thesimulationofclutchengagementprocesshasbeend oneandthesimulationcalve
havebeengotten.Theenergyofshdingintheclutchengagementprocesscouldbecaculatedve ryaccurately.Thetruecalcula—fionbasisisprovidedforlifedesignoftractorclutch.
Keywords:Tractor,Clutch,Engagementprocess,Simulation,Lifedesign
随着车辆传动技术的不断发展,特别是电液控制
技术日益广泛的应用,使拖拉机整机技术性能和可靠
性指标达到了相当的水平.主离合器,动力换挡变速
换挡离合器,动力输出轴装置电液控制离合器等分离
接合部件在传动系统中扮演着非常重要的角色.
根据目前国际农业装备与设施的发展趋势,农
用拖拉机以及相关的设备更新换代周期越来越短, 性能更加完善,可靠性更高,因此,国外着名农机产
品制造公司对部件的基础研究与开发工作投人了大量的人力和物力,且取得了一些突破性的成果,并应用于实际产品中,值得国内企业借鉴.
国内以往的离合器设计还是依据于传统的设计
方法,研制周期较长,费用也大,为此欲探求离合器
接合过程的仿真技术,并利用其进行寿命设计.这
项工作可以在设计中进行,也为保证离合器最佳设计提供一种研究方法.
1拖拉机起步过程仿真模型的建立
1.1离合器数学模型
离合器数学模型,可视为以离合器为中间联系
的发动机与拖拉机其它部件相连接的等效双质量系统,如图1所示.
TeMmM
__{二HH二卜
图1离合器系统模型图
根据动力学方法,其系统的运动微分方程为:
f=—M,
tJ=Mm
—
式中——发动机转矩,N?Ill
——
离合器摩擦力矩,N?Ill
——
拖拉机机组工作外阻力矩,N?Ill
——
发动机转动惯量,kg?Ill
——
已经折算到离合器从动部件上的系统
从动环节的全部转动惯量,kg?Ill
——
离合器主动件角加速度,rad?s
——
离合器从动件角加速度,rad?s
1.2发动机模型
在产品设计中,选配发动机时,设计人员首先得
到的是发动机的外特性曲线和其相关联尺寸,它基本上反映了该发动机的动力性,经济性和排放方面的指标.对于离合器设计,仅用到其转矩与转速变
化的关系曲线,如图2所示.
图2上的n.点为发动机标定点转速,当n.<
n时,发动机处于非调速区段,其转矩曲线为二次曲线;当n.>neb时,发动机处于调速区段,其为线性曲线.因此,发动机转矩值与转速变化关系用方程描
述如下:
『Te=A1n:+A2ne+A3,
i:An.
+A
式中A～A为发动机转矩与转速变化关系曲线拟合
田全忠等:拖拉机离合器接合过程仿真与寿命设计因数,为发动机转速.
转速nd(rrain.
00
图2发动机转矩与转速变化关系曲线
1.3离合器摩擦力矩变化模型
离合器接合过程中,其摩擦力矩是逐渐增加的,
其增长情况与离合器压盘完全压紧时间r有密切的关系,在压盘完全压紧时间这点上,摩擦力矩增长
到最大值M一.其增长规律可用下式表示:
M=(1一e)…(N?m)(3)
式中一离合器设计转矩储备系数
A——常数,一般取4～6
——
发动机标定转矩值,N?m
t——接合过程中所需的总~,-Jl司,S
——
离合器从动件开始滑磨到滑磨结束所
需时间,S
1.4拖拉机机组工作外阻力矩模型
拖拉机机组工作外阻力矩M,实质上可以认为
是机组工作阻力矩M,折算到离合器从动件上的阻力矩.拖拉机农田工作时一般在低中速挡,此时离
合器从动件上的阻力矩M可用下式确定:
M=4,c咖gr由/i6i.ii叼.叼q(4)
式中——附着系数
G——拖拉机附着重量,N
——
变速箱某挡传动比
——
中央传动比
——
履带车辆机械液压双功率流差速转向
系统中行星机构的传动比
——
最终传动比
叼.——传动系统的传动效率
仇——驱动段效率
r幽——驱动轮的动力半径,m
2离合器接合过程仿真
根据以上所建立的离合器接合过程仿真模型,
联立起来就是一组二阶微分方程.通常求解微分方
程组的数值解办法是应用定步长的龙格一库塔法.
用这种方法进行计算,可以得到任一时刻发动机角
速度cc,离合器从动件的角速度cc,随接合时间t变
化的一系列数值解,直到cc,.=cc,为止;同时也得到
滑磨结束终了时间t,和离合器摩擦力矩M的增长
变化曲线,应用Maflab软件中可视化命令将仿真曲
线描绘出来,以便进行更直观的研究与分析.以东
方红一1002履带拖拉机离合器接合过程为对象的
仿真曲线如图3所示:
巴
8
越
瑙
崾
接台时I~t/S
图3东方红一1002履带拖拉机离合器接合过程仿真曲线关于离合器接合过程滑磨功的计算方法有
两种:一是根据以上所求得的一系列数值解计算
;二是根据图3计算.
'
=
I(t)dt+』(t)(t)一(c,(t)]dt(5)J0lI
以上两种计算结果实际上是一样的,相比传统
的滑磨功计算方法所得到的滑磨功在数值上更准确,更切合实际.
3离合器寿命设计
关于离合器寿命设计,意大利菲亚特公司通过
长期的试验积累了丰富经验和科学的方法,经长期统计分析总结出规律,确定试验中的离合器寿命指数为:
d=10一K?S(6)
式中:K为载荷系数,K=Wo/0.5P其中为滑磨
功的数值(无量刚),P曲是发动机标定功率的数值(无量刚);s=n/u,其中n为带负载时间接合次数,
u为总的磨损量(它是离合器从动盘总成,压盘及其它对偶件平均磨损量的和).寿命指数是表征被试
离合器与标准离合器相比较的磨损特性.标准离合器是在每次接合滑磨功值等于0.5kJ与发动机标定功率P曲数值的乘积的条件下,进行25000次有效负载接合后,允许其总的磨损量^值为2.5nlin.当标
准离合器相应值为/7,=25000次,u=2.5min时,则
根据式(6)得到每次接合过程滑磨功在数值上为
Wo=0.5P(kJ).据菲亚特试验标准介绍,当有效
接合期间所消耗总滑磨功=12500～15000P.6
(1(J)时,每次接合滑磨功Wo6=(12500～15000)'
P/25000=0.5-0.6P6(1(J).
(下转第28页)
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28拖拉机与农用运输车第1期2005年2月
起的内弯矩作用.内弯矩会使内燃机产生周期性的弯曲变形,既增加轴承负载,又引起机体振动.而内
部的内力矩平衡将会减小各个旋转惯性力和往复惯性力所引起的曲轴和机体的内弯矩,也就是解决"内平衡"问题.一般内平衡问题只考虑旋转惯性力引
起的内力矩及其消减.对于5IOOQB型柴油机采用各缸加平衡重的平衡方法,可以改善内部平衡的特性与轴承负荷,内力矩系数较小,平衡块的平衡量为单位曲柄不平衡回转量的70%,能基本满足要求.
2支承的布置与结构
内燃机的支承布置与结构优化设计是除了机内
平衡和机外平衡的另一个有效措施,不需对内燃机作较大的变动,即可削弱本身六个自由度的振动,也可以减小振动向载体传递和控制辐射噪音.
支承位置的布置应保证内燃机重心与支承形心
处于重合或同一坐标平面内,但一般与支承形心重合的非耦合振动较少,多数情况是与支承形心处于同一坐标平面双联耦合振动或三联耦合振动.内燃机的重心一般偏向进气管一侧,精确值需作试验或绘制整机实体图得出,尽可能保证与位于气缸中心线平面内.
根据激振力和力矩所在平面的不同设置减振
器,使振动只局限在激振力或力矩方向上,以避免耦合振动.一般内燃机采用平置式支承,但采用倾斜
布置支承方案,则可有效避免耦合振动.设置支承
减振器应满足一定的去耦条件,精确值也要试验或绘制整机实体图得出.
另外配置支撑减振器前,应对整机振动做出试
验评估与动力总成的动态有限元分析,以保证隔振
率达到80%一90%.
3结论与建议
1)不加V带轮与飞轮平衡块情况下,5缸机旋
转惯性力F,一阶往复惯性力FI和二阶往复惯性
力FⅡ的合力均已平衡.但存在不平衡的旋转惯性
力矩∑,一阶往复惯性力矩∑肘I以及二阶往复
惯性力矩.
2)加V带轮与飞轮平衡块情况下,一阶往复惯
性力FI和二阶往复惯性力FⅡ,的合力均已平衡.
但存在不平衡的旋转惯性力F,旋转惯性力矩∑,
一
阶往复惯性力矩∑以及二阶往复惯性力矩.
3)从表1,表2的分析数据显示,在V带轮与飞
轮处所加的平衡块没有保证相同的离心力(即质量
与质心的乘积),所以不但没有产生良好的平衡效
果,而且还会产生附加的离心力.其中第二组平衡
块平衡的效果比较好.
4)如果单从平衡离心力的角度来看,建议将第
二组飞轮平衡块的厚度改为1.25mln,保证旋转惯性
力完全平衡,此外还可平衡5%的一阶往复魄性力.
5)曲轴平衡块,V带轮与飞轮处加的平衡块应
满足尺寸公差的要求,以确保静力平衡;V带轮与飞
轮处加的平衡块应满足安装位置公差的要求;或适
当优化曲轴或连杆,以减小旋转惯性质量;支承的位
置设置也应有位置公差要求,避免耦合振动.
参考文献
1蒋德明主编.内燃机原理.北京:机械工业出版社,1988.176—180 2陆际清.汽车发动机设计.北京:清华大学出版社,1990.55—69
3毕玉华.2100型农用柴油机平衡性分析与研究.昆明理工大学学报,2002(1):55—69
f竖篓一∞一071(编辑云清)\收修改稿日期:2004—11—07J一…一…(上接第25页)
离合器寿命指数是一个相对概念,在实际设计
中基本上可以这样认为,当根据被仿真的离合器接
合过程仿真结果得到的数值解所计算的滑磨功,
或者由式(5)所计算得到的滑磨功值小于标准离
合器的滑磨功值时,则认为被仿真的离合器寿命
可以满足使用要求,只要离合器相关材质符合要求,
设计的真实离合器寿命指数d=10一K?S≥1,说明
其与标准离合器寿命完全相当,甚至还要好.如果
被仿真的离合器滑磨功>时,则需要适当调
整离合器相关设计参数,重新仿真计算,直到合格为
止.最后校验单位面积滑磨功和温升指标.
4结论
通过对拖拉机离合器接合过程的仿真,运用现
代科学计算方法和计算机辅助设计方法,能准确地
计算出离合器接合过程中的滑磨功和滑磨终了的时
间以及离合器摩擦力矩变化规律,并可在设计中对
离合器进行寿命设计,以提高产品的可靠性.这是
一
种非常有效的设计方法.
参考文献
1徐爱国.方在华,张文春.车辆系统牵引动力学模型与起步加速过
程仿真.洛阳工学院,2000(3):55—58
(收稿日期:2004—11—17)(编辑郭聚臣)。