Анализ многоступенчатых трансмиссий транспортных машин и мировых тенденций их развития

Одной из основных задач при создании энергосиловых блоков (ЭСБ) перспективных транспортных машин (ТМ) является разработка трансмиссий, которые в зависимости от функционального назначения могут содержать технические решения, построенные на использовании различных принципов передачи и трансформации мощности. В зависимости от условий использования решаемых задач могут применяться передачи механические, гидростатические, гидродинамические, вариаторные, электромеханические, гибридные и др. В частности, для ТМ, эксплуатируемых на дорогах общего пользования Российской Федерации и в особо трудных условиях Севера, Сибири и Дальнего Востока, используются и разрабатываются все более совершенные коробки передач, включающие в себя вальные, вально-планетарные и планетарные редукторы в совокупности с гидродинамической передачей. Данное направление имеет тенденцию развития благодаря синтезу новых кинематических схем, значительному прогрессу в создании новых материалов и совершенствованию технологии изготовления деталей, а также систем и алгоритмов управления. В настоящее время лучшие серийные образцы КП являются технологически отработанными, обладают ограниченными габаритно-массовыми параметрами и имеют высокий КПД. Передаточное число в этих КП изменяется дискретно, а процесс переключения передач происходит без остановки транспортной машины. При этом изменяется структура динамической системы, ее модальные характеристики, что может приводить к высокой динамической и виброакустической нагруженности, ограничивающей ресурс элементов и снижающей уровень комфортабельности транспортной машины.

Основные требования, предъявляемые к трансмиссиям транспортных машин

В техническом задании (ТЗ) на проектирование трансмиссии определяется ее тип, основные технико-экономические и количественные характеристики. Их детализация определяет требования, которые устанавливают величины скоростных и силовых диапазонов, скоростную и тяговодинамическую характеристики машины (количество ступеней, нагрузочные режимы на входном и выходном валах); тип системы управления (гидравлическая, электрогидравлическая, пневматическая и др.), обеспечивающей прежде всего возможность или невозможность переключения без разрыва потока мощности, удобство и легкость управления переключением передач и т. д; массогабаритные и инерционные параметры, соответствие компоновочным условиям машины (несущая система рамная или корпусная, взаимность расположения входных и выходных валов и др.); соответствие предполагаемым условиям эксплуатации и масштабу производства, уровню унификации. К дополнительным требованиям целесообразно отнести обеспечение требуемого ресурса, способность к диагностированию и реализации систем автоматического управления с использованием возможностей информационно-управляющей системы (ИУС) машины; снижение уровня затрат мощности во вращающихся элементах трансмиссии; ограничение динамической и виброакустической нагруженности, модульность конструкции с возможностью введения гасителей крутильных колебаний, шумопоглощающих устройств и замедлителей хода (интарде-ров, ретардеров). Анализ результатов исследований многих авторов, опыта разработки трансмиссий ведущими отечественными и зарубежными фирмами позволяет сделать заключение о том, что обоснованный выбор кинематической схемы проектируемой трансмиссии с учетом вышеперечисленных факторов является определяющим при создании энергосиловых блоков перспективных транспортных машин, в наибольшей степени отвечающих функциональным, эксплуатационным и эргономическим требованиям. Для этого в работе проводится анализ решения следующих, важных с точки зрения авторов, направлений решения задач разработки трансмиссии для специальной колесной техники на ранних стадиях проектирования применительно к условиям эксплуатации на дорогах общего пользования, а также в тяжелых дорожных условиях Сибири и Дальнего Востока.

Таким образом, целью предлагаемого краткого обзора является обоснование выбора кинематических схем АКП в соответствии с современными тенденциями их развития.

При этом решаются задачи анализа:

• -    особенностей и уровня совершенства механизмов и систем переключения передач;

• -    существующей системы оценки показателей качества кинематической схемы трансмиссии;

• -    современных методов прогнозирования и обеспечения требуемого уровня динамической и виброакустической нагруженности ЭСБ ТМ.

Основные параметры, характеризующие динамический процесс (быстродействие, заброс реакции и др.) во многом определяются конструкцией механизмов переключения передач и программой управления ими. За время развития конструкции трансмиссии наблюдается эволюция механизмов переключения передач от конструкции Э. Левассера [1, 2] (перемещение в осевом направлении включаемых зубчатых колес), В. Майбаха (шестерни вводятся в постоянное зацепление, а переключение передач осуществляется перемещением зубчатых муфт). В дальнейшем зубчатые муфты дополняются синхронизаторами, позволяющими переключать передачи на ходу, но характеризующимися высокой динамической нагруженностью и ограниченным ресурсом. Для обеспечения требуемого ресурса и с учетом возможностей электронных систем создаются центральные синхронизаторы (тепловой двигатель с автоматическим регулированием частоты вращения вала - разгон или торможение), а также преселекторное управление переключением пер е-дач, лежащее в основе современных DSG-трансмиссий. Данный тип трансмиссий с двумя сцеплениями нашел широкое применение прежде всего в конструкциях легковых автомобилей. Низкие требования к параметрам точности элементов системы управления при предварительном включения желаемой передачи обеспечивают наилучшие показатели экономичности и длитель- ности переключения. Это способствует распространению данного типа роботизированных АКП в силовых передачах грузовых шоссейных автомобилей.

В свою очередь разработка компактных планетарных АКП обеспечивается возможностью создания механизмов переключения в виде многодисковых фрикционных элементов (муфт или тормозов). При реализации современных возможностей мехатронных систем представляется возможным регулирование процесса переключения (в частности, переключение с перекрытием во времени – включение последующей передачи при одновременном выключении предыдущей). Еще более широкие возможности управления фрикционными механизмами переключения передач обеспечиваются реализацией потенциала современных бортовых управляющих систем, особенно с учетом возможностей мониторинга состояния элементов управления и требуемых режимов движения. Тем не менее проблему снижения динамической нагруженности фрикционных элементов нельзя считать решенной. Так, в ПКП с 3, 4 и более степенями свободы представляется возможным увеличить число передач в КП до 9 и выше, но при этом возрастает число фрикционов и мощностные потери. Другим существенным недостатком является сложность построения планетарных рядов ввиду наличия крупных обводящих звеньев [3], расположенных во внешней части планетарного редуктора. Это приводит к существенным конструктивным и технологическим проблемам, связанным, например, с необходимостью нарезания зубьев на глубоких внутренних поверхностях и сложностью организации подвода рабочей жидкости к фрикционным муфтам, находящимся внутри этих обводящих звеньев. Кроме того, данные конструктивные элементы имеют значительные инерционные моменты, что приводит к возрастанию динамических нагрузок при переключении передач. В то же время одним из важных достоинств планетарных КП является многополюсность зубчатых передач, что позволяет существенно снизить уровень контактных напряжений в зацеплениях по сравнению с вальными КП при прочих равных условиях. Последние два обстоятельства делают весьма привлекательной идею создания вально-планетарных коробок передач [4, 5], которые наряду с многополюсностью зацеплений не имеют ограничений по формированию ряда передаточных чисел. При этом моменты инерции на передачах имеют незначительную величину, что положительно влияет на уровень динамической нагруженности при переходных процессах. Особенность конструкции данного типа редукторов заключается в расположении двух или более неподвижных валов вокруг центральных входного и выходного. Сглаживание переходного процесса при переключении осуществляется синхронизаторами, установленными, как правило, на центральных валах. При необходимости конструкция дополняется планетарным демультипликатором (рис. 1).

6 75"

зм4--

Рис. 1. Кинематическая схема и схема переключения передач по патенту US9546721B2

На рис. 1 приведена схема КП с двойным сцеплением С1 и С2, позволяющая реализовать возможность переключения передач без разрыва потока мощности от ДВС. Большой диапазон передаточных чисел обеспечивает высокое тяговое усилие при страгивании с места и низкий расход топлива. В усовершенствованном программном обеспечении коробки передач реализована адаптивная стратегия переключения передач. Приведенная схема автоматической коробки пе- редач имеет два промежуточных вала, шесть планетарных рядов (ПР), пять зубчатых муфт (ЗМ) и демультипликатор, установленный на выходе коробки передач в виде планетарного редуктора, который служит для обеспечения двух диапазонов передач переднего хода. Применение двух промежуточных валов помогает уменьшить межцентровое расстояние, ширину зубчатого венца, а также облегчить вес. При использовании конструкции с двумя промежуточными валами шестерни разных передач должны одновременно зацепляться с шестернями двух промежуточных валов.

Основные преимущества данного типа трансмиссий могут быть реализованы в рамных конструкциях колесных машин, эксплуатируемых при удовлетворительных дорожно-грунтовых условиях. Для корпусных машин возможность установки таких трансмиссий ограничена продольными габаритными размерами. При эксплуатации в сложных дорожно-грунтовых условиях предпочтительным по вышеперечисленным основаниям является применение АКП, в состав которых входят планетарный редуктор, гидродинамический трансформатор момента и гидрозамедлитель [6]. Вопросам выбора схем, практического проектирования посвящены многие работы представителей белорусской школы создания конструкций трансмиссий колесных тягачей, шоссейных грузовиков и самосвалов особо большой грузоподъемности [7, 8]. В России (СССР) выпускались 2-, 3- и 4-ступенчатые ГМТ ЛАЗ-НАМИ, 4–6-ступенчатые ГМТ для гусеничных машин – снего-болотоходов ТМ–120 – ТМ–140. В республике Беларусь МЗКТ выпускал ГМТ по кинематическим схемам VT General Motors, а также Allisson 4700, число передач в которых составляло 6+1. В работе В.Б. Альгина [3] приведен анализ кинематических схем ПКП ГМТ ТМ ведущих мировых лидеров: США, ФРГ, Южной Кореи, Японии и др. Анализ производился по четырем основным и двум дополнительным параметрам. В качестве основных параметров приняты число степеней свободы, число планетарных рядов, число передач и число механизмов управления переключением передач. К дополнительным параметрам оценки эффективности относятся показатели компактности и структурной сложноcти. Опыт создания новых конструкций ПКП и результаты исследования показывают необходимость реализации требований, перечисленных выше.

Выбор кинематических схем ПКП ТМ на основе анализа мировых тенденций развития конструкций

Как изложено выше, основными тенденциями развития кинематических схем ПКП являются увеличение числа степеней свободы до 4, сокращение числа планетарных рядов и элементов управления переключением передач, а также ряда других свойств. Всё это обеспечивает максимальное значение комплексного показателя качества коробки передач, учитывающего коэффициенты компактности, долговечности (нагруженности), экономичности (с учетом пробегов на передачах), диапазона передаточных чисел и функциональности (учитывающего отклонения от идеального ряда). Высокое значение показателя качества обеспечивается уменьшением габаритов, потерь мощности, минимизацией числа элементов управления, в частности, путем замены фрикционных муфт зубчатыми (синхронизация и регулирование частоты вращения вала двигателя и момента – синтез центрального синхронизатора), а фрикционных тормозов – механизмами свободного хода (МСХ). Благодаря этому и в соответствии с мировой тенденцией развития конструкций число передач в перспективных ГМТ должно быть не менее 6–8 при уменьшении знаменателя геометрической прогрессии до 1,25.

По данным анализа [3] наиболее эффективной схемой ПКП является конструкция ZF YHR (патент US8206257(B-2). Несмотря на высокий показатель компактности, применимость данной кинематической схемы ограничена применением на машинах, у которых валы двигателя и входной трансмиссии расположены на различных уровнях, и допускает введение дополнительного входного редуктора. Причиной этого является то, что входной и выходной валы являются не соосными.

Достоинством конструкции Alisson (патент US2017067544(A1)) является меньшее количество фрикционных муфт благодаря высокому значению числа степеней свободы (четыре), что в свою очередь ухудшает показатель структурной сложности конструкции, при этом улучшая компоновку. В настоящее время в конструкции трансмиссии МЗКТ используется 6-ти ступенчатая ПКП, имеющая три планетарных ряда, пять фрикционных элементов и гидрозамедлитель (патент RU184458U1).

Известна схема трансмиссии, синтезированная в МГТУ им. Н.Э. Баумана [9] (рис. 2). Данная схема при трех степенях свободы, четырех планетарных рядах, шести фрикционных элементах управления соответствует основным мировым тенденциям развития конструкций ПКП, обеспечивая девять передач переднего хода и одну передачу заднего хода. Большое передаточное отношение на первой передаче обеспечивает движение транспортной машины в сложных дорожных условиях без гидротрансформатора, т. е. с более высоким КПД. Недостатком данной кинематической схемы является большое значение параметра К планетарных рядов, что влечет за собой увеличение габаритных размеров. Кроме того, применительно к дорожно-строительным машинам необходимо введение дополнительных передач заднего хода либо полное реверсирование переднего хода, что приведет к неоправданному усложнению конструкции и увеличению массы машины.

Рис. 2. Кинематическая схема трансмиссии КАТЕ R932 и таблица переключения передач

Передача	Элемент управления
	11	Т2	зм1	зм2	змЗ	тз
1	X	X				X
2	X			X		X
3	X	X		X
7	X		X	X
5		X	X	X
6			X	X	X
7		X	X		X
8	X		X		X
9	X	X			X
ЗХ		X	X			X

Дальнейшее развитие данной схемы, реализованное в шестиступенчатой трансмиссии АО «СКБМ» (патент RU2280792C2, рис. 3) [10], позволило исключить вышеперечисленные недостатки. При этом шесть передач переднего хода, две передачи заднего хода также при трех степенях свободы обеспечиваются конструкцией, включающей три планетарных ряда с меньшим значением параметра К и пять элементов управления.

Рис. 3. Кинематическая схема трансмиссии по патенту RU2280792C2 и таблица переключения передач

Эта трансмиссия имеет три планетарных ряда, два фрикциона и три тормоза. Тормоз Т3 включен на всех передачах кроме 5-й и 6-й, т. е. является высоконагруженным, что в свою очередь приводит к увеличению размеров и количества фрикционных дисков. При этом в выключенном состоянии тормоза Т3, солнечная шестерня третьего планетарного ряда (в том числе и фрикционные диски тормоза) имеют повышенную частоту вращения. Вследствие этого реализация данной схемы при разработке трансмиссий большой мощности приводит к недопустимому увеличению частоты вращения и линейной скорости фрикционных дисков данного тормоза выше допустимого, что увеличивает потери и ограничивает ресурс.

Для устранения этого недостатка предложена схема по патенту (патент КИ2690653С1, рис. 4) [11], в котором фрикционный тормоз заменен на фрикционную муфту М3, расположенную между планетарными рядами. Это усложняет подачу рабочей жидкости в систему гидроуправления муфтой. Другим недостатком данной схемы являются большие размеры и момент инерции детали, объединяющей эпицикл первого планетарного ряда с водилом третьего планетарного ряда. Влияние момента инерции требует отдельного внимания при оценке динамической нагруженно-сти трансмиссии на установившихся и переходных режимах движения.

Рис. 4. Кинематическая схема трансмиссии по патенту RU2690653С1 и таблица переключения передач

Приведенные результаты показывают многовариантность принятия решений по выбору кинематических схем КП в зависимости от условий предстоящей эксплуатации машин. В отдельных случаях (дороги общего назначения) могут эффективно использоваться вально-планетарные передачи, в других условиях (тяжелых) предпочтительным является использование ПКП с ГТ. Следует отметить, что в случае отсутствия ограничений по массогабаритным параметрам, при наличии отработанных конструкторских и технологических решений в условиях существующего производства аналогичных конструкций, с минимальными затратами на его подготовку, может быть реализована менее совершенная схема трансмиссии, например шестиступенчатая (6+2) планетарная трансмиссия с демультипликатором на выходе, содержащая пять (3+2) планетарных рядов при шести (4+2) фрикционах управления (рис. 5).

Схема данной трансмиссии реализована и освоена отечественной промышленностью, используется в конструкциях серийно выпускаемых гусеничных снегоболотоходах ТМ-140, эффективно обеспечивая требования подвижности и долговечности. Применение данной схемы с учетом вышеприведенного обстоятельства представляется целесообразным для разрабатываемой трансмиссии колесных машин, эксплуатируемых в условиях Сибири и Крайнего Севера, а также приравниваемых к ним районах. Таким образом, авторы полагают, что при решении конкретных задач для определенной транспортной машины приведенные результаты краткого анализа раз- личных схем позволят обоснованно принять эффективное решение по выбору кинематических схем КП в зависимости от условий предстоящей эксплуатации машин.

Рис. 5. Кинематическая схема и карта трансмиссии ТМ-140 и таблица переключения передач

Прогнозирование и снижение динамической и виброакустической нагруженности трансмиссий на ранних стадиях проектирования

Эксплуатация существующих и испытания опытных образцов перспективных машин свидетельствуют о высокой динамической нагруженности трансмиссий, ограничивающей долговечность деталей, в частности, валов, шестерён, элементов управления – фрикционов, синхронизаторов, зубчатых муфт и деталей, сопрягаемых с ними [12]. В связи с этим важной тенденцией развития конструкций трансмиссий транспортных машин и методов их проектирования является необходимость разработки и применения современных подходов, учитывающих жесткие массогабаритные ограничения, повышенные требования к функциональным, а также виброакустиче-ским и эргономическим показателям. Для этого разрабатываются программно-аппаратные комплексы, в основе которых лежат современные математические методы оптимизации, прежде всего упругих и инерционных параметров динамических систем при обеспечении приемлемого уровня нагруженности.

Применение новых технических решений обеспечивает повышение удельных мощностных показателей силовых передач. Одновременно с этим начинают проявляться динамические эффекты, которым ранее не уделялось должное внимание. К таковым явлениям можно отнести эффекты термоупругой неустойчивости [13, 14] и возникновение параметрических резонансов во фрикционных дисках, феномен «конфликт задач» в мехатронных системах, «эффект Бонанса» и многие другие [15, 16].

Комплексное решение задачи снижения динамической и виброакустической нагруженности трансмиссий на ранних стадиях проектирования с учетом перечисленных выше явлений возможно при реализации методов модального представления механических систем, в том числе и при решении задач управления. Для решения низкочастотных задач используются твердотельные динамические модели, а при решении высокочастотных задач, в том числе виброакустических, элементы конструкции динамических систем представляются в виде распределенных масс [17–21]. Современные CAE, CAD-программные пакеты в совокупности с уникальным исследовательским оборудованием позволяют разрабатывать различной степени сложности модели в частности трансмиссий, на новом, не достижимом ранее уровне – твердотельные мультидисциплинарные модели, конечно-элементные, конечно-разностные и др., описывающие с высокой степенью адекватности механические, газогидродинамические, тепловые процессы различных сложных систем, в том числе и мехатронных [22].

Заключение. Таким образом, в результате выполненного анализа тенденций в развитии схем трансмиссий транспортных машин на основе предъявляемых к ним требований с учетом современных направлений обеспечения требуемого уровня динамической и виброакустической нагруженности можно сформулировать следующие основные выводы:

• 1.    Тип трансмиссии во многом определяется конструкцией несущей системы и условиями эксплуатации. Для транспортных машин, эксплуатируемых в особо трудных условиях, предпочтительно использовать ГМТ, включающую планетарную коробку передач, имеющую не менее 3 степеней свободы, не более 3 планетарных рядов при минимизации количества фрикционных элементов управления.

• 2.    В последнее время наблюдается значительная активность ведущих мировых производителей по разработке вально-планетарных АКП, таких как ZF, AllisonTransmission и ПАО КамАЗ. Для машин с рамной конструкцией несущей системы, эксплуатируемых в относительно нетрудных условиях, возможна реализация вально-планетарных конструкций с преселекторным управлением переключением передач.

• 3.    При разработке перспективных трансмиссий необходимо применять современные методы и методики расчета динамической и виброакустической нагруженности на основе их модального представления в широком диапазоне частот.