Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Современное состояние вопросов создания автоматических трансмиссий транспортных колесных машин 13
1.1. Критический анализ тенденций и перспектив развития автоматических трансмиссий колесных машин 13
1.2. Анализ конструкций клиноременных вариаторов 31
1.3. Постановка цели и задач диссертационной работы 43
Глава 2. Разработка обобщенной математической модели движения двухколесной одноколейной транспортной машины 45
2.1. Обоснование схемы и разработка математической модели движения двухколесной одноколейной транспортной машины 46
2.2. Внутренние и внешние силы, действующие на транспортную при ее движении 57
2.3. Моделирование процесса взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью 65
Глава 3. Разработка клиноременного вариаторного привода мотоцикла 74
3.1. Анализ особенности динамики мотоциклетной трансмиссии 74
3.2. Разработка методики расчета базовых параметров клиноременного вариатора, обеспечивающих его автоматическое регулирование 84
3.3. Расчет системы автоматического регулирования клиноременного вариатора мотоцикла
3.4. Расчетные исследования конструкции клиноременного вариатора мотоцикла 105
3.5. Анализ динамики клиноременного вариатора мотоцикла на различных режимах его работы 116
Глава 4. Экспериментальные исследования клиноременного вариаторного привода мотоцикла 122
Заключение и выводы 130
Литература 134
- Анализ конструкций клиноременных вариаторов
- Постановка цели и задач диссертационной работы
- Внутренние и внешние силы, действующие на транспортную при ее движении
- Разработка методики расчета базовых параметров клиноременного вариатора, обеспечивающих его автоматическое регулирование
Введение к работе
В настоящее время в России машиностроительные предприятия, выпускающие мототранспортные средства, находятся в тяжелом финансовом положении по ряду причин. Во-первых, выросли требования потребителя к качеству выпускаемых мототранспортных средств. Во-вторых, быстрый рост количества эксплуатируемых легковых автомобилей в стране делает более предпочтительным покупку подержанного легкового автомобиля по цене, не выше стоимости нового мототранспортного средства. В-третьих, неспособность предприятий мотоциклостроения по ряду объективных причин предложить потребителю широкую гамму универсальных мелкосерийных мототранспортных средств с различными функциональными возможностями (навесным оборудованием) для сельской местности, жилищно-коммунального хозяйства и т.п. Можно привести еще ряд причин, но следует признать в качестве основной причины низкие эксплуатационные свойства, определяющие качество выпускаемой продукции.
Непрерывно возрастающий ежегодный объем выпуска транспортных машин в мире ведет к увеличению общего количества эксплуатируемых машин и, как следствие, к росту интенсивности дорожного движения, что в свою очередь значительно осложняет управление машиной и увеличивает вероятность дорожно-транспортных происшествий. Данный факт и повышение требований к таким эксплуатационным свойствам машины как комфортабельность работы водителя требуют решения проблемы автоматизации процесса переключения передач. Автоматические трансмиссии, как правило, позволяют улучшить и некоторые другие эксплуатационные свойства, например, долговечность узлов и деталей трансмиссии, проходимость машины.
Наибольшее распространение в настоящее время при автоматизации управления машиной получили гидродинамические приводы. Автоматические ГМП на настоящее время достигли высокого совершенства конструкций. Однако такие приводы имеют сравнительно низкий КПД на режиме трансформа-
8 ции крутящего момента, поэтому при переменных нагрузках, например, при движении в городе, имеется повышенный расход топлива. Для улучшения топливной экономичности предпринимаются попытки создания более эффективных передач. Например, создаются новые автоматические коробки передач на основе механических вариаторов скорости, а также автоматических инерционно-импульсных трансформаторов вращающего момента. Однако силовые приводы такого типа для транспортных машин имеют трудноразрешимые проблемы надежности и долговечности конструкции из-за необходимости применения в конструкции механизмов свободного хода.
В последние годы многие исследователи приходят к выводу, что перспективными механическими вариаторными силовыми приводами транспортных машин являются фрикционные передачи с гибкой связью, т.е. клиноре-менные вариаторы со специальным металлизированным ремнем, обеспечивающим долговечность работы силовому приводу. Особо важно это направление для транспортных машин с двигателями малой мощности, к которым относятся практически все мототранспортные средства.
В связи с изложенным в настоящей работе представлены результаты Теоретических, расчетных и экспериментальных исследований, направленных на создание клиноременных вариаторных бесступенчатых трансмиссий (КВБТ) для транспортных машин с двигателями малой мощности на примере мотоцикла "ИЖ-Планета". ЬСВБТ позволяют существенно улучшить комфортабельность управления мототранспортным средством, что очень важно для крупных городов с интенсивным движением, большим количеством светофоров и дорожных знаков. В результате значительно повышается пассивная безопасность движения, т.е. снижается вероятность возникновения дорожно-транспортных происшествий. Имеются у КВБТ и недостатки, связанные с их повышенной стоимостью в сравнению со ступенчатыми механическим трансмиссиями и повышенными потерями энергии на процессы трения клиновых ремней о раздвижные шкива. Отметим, что стоимость такого типа КВБТ можно существенно снизить
9 за счет использования достаточно дешевых ремней, т.е. пойти на решение об отказе применения в конструкции дорогостоящих металлизированных клиновых ремней. В этом случае необходимо иметь постоянно запасной ремень и обеспечить в конструкции легкость ремонтопригодности, т.е. легкость замены ремня, что существенно на качество мототранспортных средств не повлияет, например, большинство владельцев легковых автомобилей имеют в багажнике запасной ремень генератора. Повышенные потери энергии на трение ремня в КВБТ будут компенсироваться работой двигателя на более экономичных ква-зиустановившихся режимах и отсутствием процессов переключения передач, т.е. топливная экономичность практически не ухудшится.
Анализ перспективности направлений создания КВБТ показал, что вариатор должен быть с постоянным межцентровым расстоянием между раздвижными шкивами с регулированием по скорости на ведущем валу и по моменту на ведомом валу. В качестве аналога принят клиноременный вариатор мотоцикла Rokon RT-340. Разрабатываемый экспериментальный образец должен превосходить аналог. В связи с этим были поставлены задачи устранения следующих недостатков, присущих КВБТ мотоцикла Rokon RT-340: невозможно запустить двигатель наиболее привычным и простым способом - с помощью рычага кикстартера, что создает неудобства в эксплуатации; недостаточная эффективность торможения двигателем из-за разрыва связи между ведущим колесом мотоцикла и коленчатым валом двигателя; отсутствие принудительной нейтрали; невозможен запуск двигателя с хода или буксиром; отсутствует возможность регулирования натяжения ремня.
Для устранения указанных недостатков разработана соответствующая конструкция КВБТ для мотоциклов семейства ИЖ с рабочим объемом двигате-ля 350 см , и создан экспериментальный образец КВБТ, прошедший в полном объеме лабораторные и дорожные испытания в составе мотоцикла "ИЖ-Планета". Результаты выполненных исследований подтвердили, что применение в конструкции мототранспортных средств КВБТ позволяет существенно
10 улучшить эксплуатационные свойства и является перспективным направлением повышения конкурентоспособности выпускаемых мототранспортных средств, а следовательно, и конкурентоспособности соответствующих предприятий.
В диссертационной работе исследуются наименее изученные проблемы, связанные с разработкой новых теоретических и расчетных методов исследования и оптимизации базовых параметров КВБТ.
Теоретические методы базируются на теориях движения транспортных средств и эксплуатационных свойств машин, математического моделирования и параметрической оптимизации, анализа и синтеза сложных технических систем, дифференциальных уравнений и численных методов вычислений, программирования и экспериментальных исследований. Расчетные исследования проведены на основе разработанных автором методик, алгоритмов расчета и программных средств.
Кратко основную цель диссертационной работы можно сформулировать следующим образом: разработка методик расчета и исследования базовых параметров клиноременной вариаторной бесступенчатой трансмиссии транспортной машины с двигателем малой мощности и создание экспериментального образца автоматической клиноременной трансмиссии для мотоциклов семейства ИЖ.
Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались: на Международной научно-практической конференции по силовым агрегатам КАМАЗ (г. Набережные Челны, 2003 г.); на II Международной научно-практической конференции "Конкуренция и конкурентоспособность. Организация производства конкурентоспособной продукции" (г. Новочеркасск, 2003 г.); на IX Международной открытой научной конференции "Современные проблемы информатизации в технике и технологиях" (г. Воронеж, 2003 г.); на VII Всероссийской научно-технической конференции "Новые информационные технологии" (г. Москва, 2003 г.); на Шестой Российской научно-технической конференции "Прогрессивные технологии в транспортных системах" (г. Оренбург, 2003 г.); на IV Международной научно-практической конференции "Методы и алгоритмы прикладной математики в технике, медицине и экономике" (г. Новочеркасск, 2004 г.); VII Республиканская научная конференция студентов и аспирантов "Новые математические методы и компьютерные технологии в проектировании, производстве и научных исследованиях" (Беларусь, г. Гомель, 2004 г.); на Международной научно-технической конференции "Наука и образование - 2004" (г. Мурманск, 2004 г.); на VHI Международном семинаре "Устойчивость и колебания нелинейных систем управления" (г. Москва, 2004 г.).
Диссертация неоднократно докладывалась и обсуждалась на кафедре Удмуртского государственного университета "Дизайн промышленных изделий и наземные транспортные системы", на кафедре Ижевского государственного технического университета "Автомобили и металлообрабатывающее оборудование", на кафедре Камского государственного политехнического института "Эксплуатация автомобильного транспорта", а также на научно-технических совещаниях в отделе главного конструктора ОАО "Ижевские мотоциклы".
По теме диссертации опубликовано 10 печатных работ, в том числе одна монография в соавторстве.
Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и выводов, списка литературы (141 наименование). Общее количество страниц в диссертационной работе 147, в том числе 31 рисунок и 2 таблицы.
В первой главе рассмотрено современное состояния проблем, тенденции и перспективы развития автоматических трансмиссий колесных транспортных машин. Сделан вывод о перспективности создания клиноременных вариатор-ных бесступенчатых трансмиссий для транспортных машин с двигателями малой мощности. Проведенный анализ позволил сформулировать цель и основные задачи диссертационной работы.
Во второй главе показано, что для исследования топливной экономично-
12 сти, тягово-скоростных свойств, взаимосвязных колебаний трансмиссии и подвесок и динамических процессов в агрегатах трансмиссии при создании КВБТ для двухосных транспортных машин достаточно иметь одиннадцати массовую математическую модель, которую можно рассматривать как базовую, не учитывающую особенности динамики мотоциклетной трансмиссии при наличии в конструкции цепной передачи. Разработка математической модели движения транспортной машины включает следующие этапы: выбор и обоснование схемы динамической модели движения машины; непосредственная разработка математических моделей характерных режимов движения машины на основе уравнения Лагранжа II рода; определение внутренних и внешних силы, действующие на транспортную машину при ее движении; моделирование процесса взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью.
В третьей главе представлены результаты создания методик расчета и обоснования базовых параметров КВБТ и результаты расчетных исследований: - анализ особенности динамики мотоциклетной трансмиссии; - методика расчета базовых параметров клиноременного вариатора, обеспечивающих его автоматическое регулирование; результаты расчета системы автоматического регулирования клиноременного вариатора мотоцикла; расчетные исследования конструкции клиноременного вариатора мотоцикла; анализ динамики клиноременного вариатора мотоцикла на различных режимах его работы.
В пятой главе представлены результаты экспериментальных исследований, а также рассмотрена конструкция разработанной клиноременной вариа-торной бесступенчатой трансмиссии для мотоциклов семейства ИЖ.
Анализ конструкций клиноременных вариаторов
Как было отмечено выше из числа известных бесступенчатых фрикционных передач клиноременные вариаторы является единственным типом, получившим широкое применение на серийно выпускаемых транспортных машин с двигателями малой мощности (ТМ с ДММ). Например, мотоциклетная промышленность зарубежных стран выпускает мотороллеры и мопеды с клиноре-менными вариаторами уже в течение более сорока лет.
Клиноременные вариаторы получили применение в ТМ с ДММ благодаря ряду их существенных преимуществ: они просты в конструктивном отношении и в изготовлении, обладают хорошими амортизирующими свойствами, сравнительно легко решаются вопросы их ремонта и автоматизации управления трансмиссией. К недостаткам клиноременных вариаторов можно отнести: относительно большие габариты, малую долговечность ремней и относительно малый КПД. Но, не смотря на меньший КПД, клиноременные вариаторы позволяют иметь немного меньшую максимальную скорость движения при равной мощности двигателя, что было доказано еще 40-50 лет назад [131, 132].
Клиноременные вариаторы, применяемые в общем машиностроении, достаточно разнообразны по схемам и конструкциям.
По количеству регулируемых шкивов они подразделяются на вариаторы с одним регулируемым шкивом и с двумя. При одном регулируемом шкиве меж-центровое расстояние в процессе регулирования скорости должно изменяться. В передачах с двумя регулируемыми шкивами расстояние между центрами шкивов постоянно.
В каждом регулируемом шкиве перемещаются либо оба диска одновременно, либо только один из них. Перемещение дисков может осуществляться или непосредственным передвижением их регулирующим механизмом, или под воздействием пружин и самого ремня при изменении натяжения.
В зависимости от поставленных требований применяют конструкции вариаторов, допускающих регулирование на ходу или только в покое. Во многкх случаях применяются автоматические регулируемые вариаторы.
По типу регуляторов автоматические клиноременные вариаторы можно условно разбить на три типа: с регуляторами по угловой скорости ведущего вала, с регуляторами по моменту на ведомом валу, с регуляторами по угловой скорости на ведущем валу и по моменту на ведомом валу. По виду движения грузового звена относительно шкива клиноременные вариаторы с регуляторами по угловой скорости ведущего вала подразделяются на вариаторы с поступательно перемещающимися грузовыми звеньями и вра щающимися грузовыми звеньями или точнее с колеблющимися.
Механические регуляторы по моменту представляют собой винтовую и могут выполнены в виде кулачковой муфты, либо в виде винтового паза, взаимодействующего с пальцами.
Клиноременные вариаторы с регуляторами только по угловой скорости ведущего вала не позволяют достичь наилучших тяговых и топливно-экономических характеристик к транспортных машин, но не смотря на это, их применение оправдано с точки зрения простоты, что особенно важно для мотоциклов небольшой мощности и мопедов.
Характерным примером применения автоматического клиноременного вариатора с регулятором по угловой скорости ведущего вала является мопед ЛМЗ-2154 "Автоматик" [71], созданный на основе мопеда "Верховина-4". Технические характеристики мопеда "Верховина-4": двигатель бензиновый, двухтактный, одноцилиндровый, с охлаждением встречным потоком воздуха, рабочий объем цилиндра 49,8 см3, максимальная мощность 2,2 л.с. при 4200 - 5500 об/мин, максимальный крутящий момент 0,29 кГхм при 4000 - 4400 об/мин; максимальная скорость 50 км/ч.
Клиноременные вариаторы, применяемые в мототранспортных средствах, в большинстве случаев выполняются с двумя раздвижными шкивами, например, мотоциклы "ХМ-72", "RT 340 Enduro", мотороллеры "Хобби", "Иломатик - 50", "Тина" и др.
В 1952 г. Французская фирма "Мотобекан" изготовила мотовелосипед с рабочим объемом 50 см3, названный "Мобиматик" [131]. Особенностью его является то, что регулирование передаточного отношения происходит за счет качания двигателя относительно верхней точки его крепления. Регулирование выполняется только на ведущем шкиву, механизм регулирования центробежный. Диапазон регулирования такого вариатора меньше диапазона классического вариатора с двумя раздвижными шкивами, но это компенсируется более высоким КПД. Этот вариант конструкции применим только для небольших мощностей из-за подвижности двигателя. На последующих моделях фирма применила уже вариатор классической компоновки с двумя раздвижными шкивами.
До семидесятых годов прошлого столетия вариаторы широко применялись лишь на мототранспортных средствах с объемом двигателя до 50 см3. С большим объемом двигателя выпускались только мотороллер "Автоматик Т-100" фирмы "Триумф" с объемом двигателя 100 см3 и мотоцикл "75" фирмы "Мотобекан".
В дальнейшем клиноременные вариаторы начали применяться и на более мощных мотоциклах, чему в немалой степени способствовали достижения в повышении качества и тяговой способности ремней, а также относительная простота автоматизации управления передачей [127, 128, 129, 133, 134, 135, 136, 138, 140].
Постановка цели и задач диссертационной работы
Исходя из анализа современного состояния вопросов создания, тенденций и перспектив развития КВБТ в мире в диссертационной работе рассматриваются наименее изученные проблемы, связанные с разработкой новых теоретических и расчетных методик исследования КВБТ для ТМ с ДММ и разрабатывается конструкция КВБТ для мотоцикла производства ОАО "Ижевские мотоциклы".
Основную цель диссертационной работы можно сформулировать следующим образом: разработка методик расчета и исследования базовых параметров клиноременной вариаторной бесступенчатой трансмиссии транспортной машины с двигателем малой мощности и создание экспериментального образца автоматической клиноременной трансмиссии для мотоциклов семейства ИЖ, Критерием выбора темы работы была практическая потребность мотоциклетных заводов в проведенных исследованиях, основанная на перспективных тенденциях создания автоматических трансмиссий в мире для ТМ с ДММ. Сформулированная цель и проведенный анализ нерешенных проблем по теме диссертации позволили определить следующие основные задачи исследования диссертационной работы: - разработать математическую модель движения ТМ с ДММ, учитывающую взаимосвязанные колебания трансмиссии и подвесок; - разработать алгоритмы расчета показателей топливной экономичности и тягово-скоростных свойств процесса разгона ТМ с ДММ; - выполнить исследования влияния цепной передачи мотоцикла на динамические процессы, происходящие в его трансмиссии, и предложить конструктивные решения для обеспечения устойчивой работы вариатора; - разработать методику расчета основных параметров КВБТ из условий обеспечения автоматического регулирования вариатора; - выполнить расчет системы автоматического регулирования клиноремен-ного вариатора для мотоцикла; - разработать новую конструкцию клиноременного вариатора для мотоцикла класса 350 см3; - реализовать разработанные методики расчета в виде комплекса программных средств на ПЭВМ; - выполнить комплекс экспериментальных исследований разработанной КВБТ; - предложить и обеспечить реализацию разработанных рекомендаций и научных положений диссертации в практику создания КВБТ.
Требования адекватности разрабатываемых математических моделей реальным процессам, происходящим в трансмиссиях и подвесках машин при их движении в различных дорожных условиях, и более полного изучения влияния различных параметров трансмиссии и подвесок (коэффициентов упругости и демпфирования, зазоров в кинематических парах и др.) на показатели эксплуатационных свойств машин требуют перехода от динамических моделей с жесткими связями, когда не учитываются зазоры в кинематических парах и деформации в звеньях, т.е. твердые тела считаются абсолютно твердыми, гибкие -нерастяжимыми, жидкие — несжимаемыми, к более сложным математическим моделям исследования, называемым математическими моделями машин с упруго-демпфирующими звеньями. Такими математическими моделями описывается работа практически всех машин с механическими трансмиссиями. При этом математические модели зависят от динамических схем, выбранных исследователем на основе априорной информации, и могут существенно отличаться друг от друга по количеству обобщенных координат, определяющих положение всех материальных точек исследуемой машины.
Математические модели машин разрабатываются с целью проведения исследований и поиска наиболее рациональных (оптимальных) технических решений при проектировании новых или модернизации серийных моделей машин. При этом экспериментальные методы исследований применяются для определения исходных конструктивных параметров и характеристик исследуемой машины, а также при доказательстве адекватности математических моделей работе проектируемой машине. Поэтому к разрабатываемым математическим моделям должны предъявляться два следующих основополагающих требования: - математическая модель обязана обеспечить расчет показателей эксплуатационных свойств машины при варьировании оптимизируемых конструктивных параметров и характеристик проектируемой машины; - математическая модель должна быть адекватна исследуемой машине, т.е. должна позволять с требуемой степенью достоверности проводить расчет эксплуатационных свойств машины.
Внутренние и внешние силы, действующие на транспортную при ее движении
Моделирование разгона ТМ с ДММ с упруго-демпфирующими звеньями по системам дифференциальных уравнений (5), (6), (7) и (8) предполагает наличие значений крутящих моментов и сил, действующих на машину. Из теории известно ряд эмпирических формул расчета крутящих моментов, входящих в системы дифференциальных уравнений. Для повышения точности расчетов, как правило, проводят испытания машины в целом и ее агрегатов или ее аналога с целью уточнения или замены эмпирических формул экспериментальными зависимостями. Адекватность математических моделей работе машины в реальных условиях во многом зависит от точности исходных данных, полученных при испытаниях.
Разгон машины осуществляется за счет крутящего момента Мдв, развиваемого двигателем. Мощностные и экономические характеристики в основном зависят от конструктивных параметров и типа двигателя. Поэтому при определении зависимости Мдв на первом этапе необходимо определиться с типом двигателя, который будет эксплуатироваться на машине, а это может быть карбюраторный двухтактный или четырехтактный двигатель внутреннего сгорания или какой либо другой тип двигателя. Рациональность выбранного двигателя для заданной машины зависит от ее типа, условий работы и назначения. Мощностные и экономические характеристики рассчитываются по известным эмпирическим формулам или обычно для конкретного двигателя получают экспериментально путем его исследования на стенде.
В настоящее время в транспортных и других типах машин наиболее распространены двигатели внутреннего сгорания (ДВС) карбюраторные и дизели. При работе ДВС на установившихся режимах значение крутящего момента Мда является функцией частоты вращения коленчатого вала фда и положения дроссельной заслонки (рейки топливного насоса для дизеля) h: М =Мдд(фда,п). Для получения семейства частичных скоростных характеристик Мд(фДБ,п) испытывают ДВС при различных положениях органа управления подачей топлива и частотах вращения.
Задача моделирования мощностных и экономических показателей и характеристик ДВС при его работе на неустановившихся режимах, к сожалению, не решена до настоящего времени. Опубликованные результаты исследований носят противоречивый характер [12, 49, 86].
Неустановившимся режимам работы ДВС свойственно уменьшение мощностных показателей и увеличение расхода топлива в сравнении с установившимися режимами [48, 119, 126], что является следствием ухудшения процессов смесеобразования, наполнения цилиндров топливом, сгорания и т.д. В [12] при разгоне ДВС на режиме полной мощности интервал от мини чд ш. ГПІП мально устойчивой частоты вращения коленчатого фд,, до максимально возможной ф 1" разбивается на две фазы — начальная и основная. Общая граница этих фаз зависит от интенсивности разгона. Экспериментальные исследования карбюраторных двигателей [12] показали: в начальной фазе разгона имеется два "провала" крутящего момента; значения крутящего момента в основной фазе разгона на режиме полной мощности при установившихся и неустановившихся режимах практически совпадают и определяются по формуле: Мдв = Мд (фдв,1і)-Ідвфдв. (9) В начальной фазе при разгоне машина работает небольшой промежуток времени в сравнении с общим временем разгона. Поэтому с достаточной степенью точности моделирования показателей топливной экономичности и тяго-во-скоростных свойств разгона можно определять по семейству скоростных характеристик М цф п) и затем корректировать по формуле (9).
Часть крутящего момента, развиваемого двигателем, при передаче его к движителю машины затрачивается на преодоление трения в механизмах трансмиссии, В соответствии с выбранной схемой динамической модели разгона машины с упруго-демпфирующими механическими звеньями (рис, 6) суммарные потери складываются из потерь на двух участках трансмиссии. Потери крутящего момента каждого участка состоят из двух основных составляющих: потери холостого хода Мм и потери, связанные с передачей подводимого к участку трансмиссии крутящего момента М110дв [6, 93]. Потери холостого хода Мхх являются функцией угловой скорости вращающихся деталей и определяются для каждого участка трансмиссии экспериментально или по эмпирическим формулам в виде: Mxxt =Мхх1(фкп), М з =Мхх2(фк). Эти функциональные зависимости близки к линейным [65] и практически не зависят от величины передаваемого крутящего момента. В настоящее время известны эмпирические формулы, позволяющие определять приближенно потери холостого хода трансмиссии некоторых типов машин, например, для транспортных машин с колесными формулами 4x2, 4x4, 4x6 и 6x6 в [10] предложена формула расчета этих потерь в зависимости от скорости движения и веса машины с полной нагрузкой.
Разработка методики расчета базовых параметров клиноременного вариатора, обеспечивающих его автоматическое регулирование
В настоящее время большинство выпускающихся мотоциклов с КВБТ содержат в своей конструкции вариаторы с постоянным межцентровым расстоянием и раздвижными шкивами с регулированием только по скорости ведущего вала или с регулированием по скорости ведущего вала и по моменту ведомого вала. Во втором случае легче достичь более оптимального натяжения
ремня в зависимости от передаваемого момента, что обеспечивает лучший КПД КВБТ. Для достижения оптимального регулирования центробежный регулятор на ведущем шкиве целесообразно выполнять с качающимися грузовыми звеньями и кулачковым профилем. Примером такой конструкции является центробежный регулятор мотоциклов фирмы "Rokon" (США) - мотоциклы "RT 340 Enduro", который был выбран в качестве аналога при создании КВБТ для мотоциклов производства ОАО "Ижевские мотоциклы". Силовой регулятор по моменту, устанавливаемый на ведомом шкиве, также целесообразно выполнять как и у мотоцикла "RT 340 Enduro" в виде кулачковой муфты соединяющей один полушкив и ведомый вал. Малые относительные перемещения кулачковой пары и применение износостойких материалов не требуют специальных элементов трения качения и обеспечивают высокие показатели долговечности [1].
Принцип действия автоматического клиноременного вариатора с центробежным регулятором и регулятором по моменту основан на том, что распорные усилия, создаваемые ремнем, уравновешиваются осевыми усилиями, создаваемыми регуляторами. Под действием осевого усилия FM регулятора по моменту в ветвях ремня создается натяжение SM[ и SM2- Центробежный регулятор развивает осевое усилие Fu и натяжение в ветвях ремня Sui и 8ц2- Если нарушается равновесие между SMj, SM2 и Su!, 8ц2, то ремень перемещается по шкивам до тех пор, пока не восстановится равновесие: SMi = 8цЬ SM2 = SU2- Следовательно, между FM и F4 должна быть определенная функциональная зависимость, которую необходимо определить.
Необходимо отметить, что регулятор по моменту активно работает только в одну сторону - в сторону увеличения передаточного отношения вариатора. При увеличении Мс под действием регулятора по моменту происходит сближение дисков ведомого шкива, т.е. движение передается от полумуфты 6 к полумуфте 4 и при этом преодолевается осевое усилие центробежного регулятора на ведущем шкиве. Для увеличения Км следует уменьшать рм. Но с другой стороны при уменьшении Мс под действием ремень на ведомом шкиве перемещается на малый диаметр и движение передается в обратном направлении от полумуфты 4 к полумуфте 6. Поэтому при малых углах рм может произойти самоторможение. Из сказанного следует, что для увеличения КПД вариатора угол (Зм не следует принимать малым и лучше всего его выбирать в диапазоне 40-45.
Расчетная схема центробежного регулятора представлена на рис. 14. На валу 1 установлен подвижный диск 2 ведущего шкива. Этот диск может перемещаться вдоль оси вала. С диском 2 шарнирно в точке А, расположенной на расстоянии ha от оси вала, связан рычаг 3, на конце которого на шарнире установлен груз 4, взаимодействующий под действием центробежной силы Рц с профильной направляющей 5. Пружина, связанная с рычагом 3, создает упругий момент Му, направленный в сторону, противоположную силе Рц. Груз 4 упирается в опорную плоскость 6 (рис. 14, б) и при этом под действием упругого момента Му подвижный диск перемещается в сторону опорной плоскости 6. Ремень переходит на наименьший диаметр на ведущем шкиве. Рис. 14. Расчетная схема центробежного регулятора
Нетрудно заметить, что чем меньше угол а, тем больше Кц. Поэтому для возможности наилучшего пуска вариатора и езды при малых оборотах двигателя, когда Рц мала, делают на профильной направляющей 5 участок пуска с ма 90 лым углом ап- В центробежном регуляторе передача усилий осуществляется как от грузового звена к подвижному диску, так и в обратном направлении. При передаче усилия от диска к грузовому звену на участке ап возможно самоторможение. Однако этого эффекта бояться не следует, т.к. упругий момент пружины при уменьшении (о способствует движению груза.
В настоящее время существуют различные методики определения распорных усилий [68, 88, 34, 138]. При этом значения распорных усилий Qi и Q2 определяются по разным, совершенно отличающимся методикам. Так как осевые усилия, подсчитанные по [88], более чем в 1.5 раза превосходят усилия, найденные на основе зависимостей [68, 34, 138], а усилия, найденные по работам [68, 34, 138], мало отличаются друг от друга.
Анализ параметров существующих автоматических клиноременных вариаторов и расчеты, проведенные с использованием данных параметров, показывают, что в существующих работающих вариаторах значения распорных усилий Q[ и Q2 значительно ближе к величинам, полученным на основе зависимостей [68, 34, 138]. То же самое показали и эксперименты, проведенные с вариатором мотороллера "Тула". Поэтому в настоящей работе были использованы зависимости работы [68].
