Содержание к диссертации
Введение
СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ ИССЛЕДОВАНИЯ 9
Анализ выполненных исследований по выбору режимов управления бесступенчатой передачи 9
Анализ способов автоматического регулирования бесступенчатой передачи 21
Выбор критериев оптимизации процесса разгона автомобиля . 36
Задачи исследования 44
АНАЛИТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ 46
Анализ процесса интенсивного разгона автомобиля с бесступенчатой передачей 46
Метод расчета оптимального по интенсивности разгона закона регулирования бесступенчатой
передачи автомобиля . .53
Влияние отдельных конструктивных параметров и факторов на процесс интенсивного разгона .
автомобиля с бесступенчатой передачей 73
Влияние значения максимального ускорения на параметры и процесс совместного разгона 73
Влияние удельной мощности автомобиля и момента инерции маховика двигателя на
закон регулирования передаточного числа 79
Выбор рационального диапазона регулирования передаточного числа по интенсивному разгону автомобиля 84
2.5. Метод расчета режима работы двигателя и закона регулирования передаточного числа бесступенчатой передачи по улучшению топливно-экономических свойств автомобиля 95
2.5.1. Топливная экономичность автомобиля с бесступенчатой передачей при равномерном движении 96
2.5.2. Топливная экономичность автомобиля с бесступенчатой передачей при разгоне 104
2.6. Выводы по главе 115
Глава 3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ 118
3.1. Объект исследований, измеряемые величины и применяемая аппаратура 120
3.2. Методика дорожных и стендовых испытаний 130
3.3. Результаты дорожных и стендовых испытаний 136
3.4. Анализ результатов экспериментальных исследований 147
3.5. Выводы по главе 151-
Глава 4. РАЗРАБОТКА РЕКОМЕНДАЦИЙ ПО РЕАЛИЗАЦИИ ОПТИМАЛЬНЫХ ЗАКОНОВ РЕГУЛИРОВАНИЯ ПЕРЕДАЧИ АВТОМОБИЛЯ 154
4.1. Метод расчета системы автоматического регулирования бесступенчатой передачи 155
4.1.1. Определение основных зависимостей системы автоматического регулирования бесступенчатой передачи 155
4.1.2. Метод расчета системы автоматического регулирования бесступенчатой передачи
4.2. Разработка рекомендаций по повышению эффективности работы бесступенчатой передачи в трансмиссии автомобиля 177
4.3. Способ регулирования бесступенчатой передачи автомобиля при интенсивном разгоне 187
4.4. Выводы по главе 194
ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ 196
ЛИТЕРАТУРА 198
ПРИЛОЖЕНИЕ 208
- Анализ выполненных исследований по выбору режимов управления бесступенчатой передачи
- Анализ процесса интенсивного разгона автомобиля с бесступенчатой передачей
- Объект исследований, измеряемые величины и применяемая аппаратура
- Метод расчета системы автоматического регулирования бесступенчатой передачи
Анализ выполненных исследований по выбору режимов управления бесступенчатой передачи
Установлено, что в условиях города на долю режима разгона приходится 30-45% общего времени движения [31]. Исследованию динамических качеств автомобиля с бесступенчатой передачей посвящены работы Чудакова Е.А., Фалькевича Б.С, Дивакова Н.В., Куликова Н.К., Петрова В.А., Нарбута А.Н., Зимелева Г.В., На зарко с.А., Снакина Р.Ф., Games V., tAeichke М. и %рцьих.
Потери энергии на разгон маховика двигателя при больших значениях передаточного числа в начальной фазе разгона могут превышать энергию, затрачиваемую на ускорение автомобиля. Бесступенчатая передача позволяет разгонять автомобиль при постоянных угловых скоростях вала двигателя. При этом закон изменения передаточного числа от скорости автомобиля соответствует гиперболической функции. В этом случае энергия на разгон маховика двигателя не тратится и автомобиль с бесступенчатой передачей может иметь лучшие динамические качества, чем со ступенчатой коробкой передач. Поэтому в работах [74, 81, 90] режим разгона автомобиля, с изменяющимся по гиперболическому закону передаточным числом в бесступенчатой передаче, определен как обеспечивающий наиболее интенсивный разгон. Однако, при таком способе требуется очень большой диапазон передаточных чисел, но даже, если бы можно было создать такую передачу, то наибольшую силу тяги при малых скоростях автомобиля использовать не удастся по сцеплению ведущих колес с дорогой.
В работах [14, 57] начальный момент разгона автомобиля рекомендовано осуществлять при постоянном максимальном передаточ 10 ном числе в бесступенчатой передаче, равном передаточному числу на первой передаче обычной ступенчатой коробки передач. Разгон автомобиля с постоянным максимальным передаточным числом осуществляется до скорости, при которой вал двигателя достигает угловой скорости, соответствующей максимальной мощности. После достижения автомобилем этой скорости передаточное число необходимо изменять по гиперболическому закону. Ускорение автомобиля в первой фазе при U COUST определяется как со ступенчатой передачей. Поэтому значительная часть энергии тратится на приращение угловой скорости маховика двигателя. Зто приводит к недоиспользованию значений возможного ускорения автомобиля по условиям сцепления колес с дорогой. Поскольку, с переходом на вторую фазу обеспечивается постоянство угловой скорости вала двигателя, то в кривой ускорения появляется пиковый "скачок". Это объясняется мгновенным значительным уменьшением коэффициента учета вращающихся ма масс.
Авторами работ [16, 64], для получения наивысшей динамики автомобиля рекомендуется процесс разгона осуществлять в начальный момент с постоянным, а в режиме максимальной мощности с изменяющимся передаточным числом, обеспечивающим постоянство угловой скорости вала двигателя. Особенностью в этом случае является то, что авторы предлагают за начало изменения передаточного числа принимать не режим максимальной мощности, а более ранний режим. Такая организация переходного процесса устраняет скачкообразные изменения ускорений от скорости автомобиля. Однако, при этом также существует фаза разгона с постоянным передаточным числом, что ухудшает интенсивность разгона.
Анализ процесса интенсивного разгона автомобиля с бесступенчатой передачей
В ряде работ, например, [l8, 74, 90] показано, что для наиболее интенсивного разгона с наибольшими возможными ускорениями в некотором диапазоне скоростей, передаточное число от скорости автомобиля должно меняться по гиперболе, а двигатель при этом должен работать на постоянном режиме - режиме максимальной мощности. В этом случае не тратится мощность на разгон маховика двигателя. Такой способ разгона можно назвать раздельным, так как звенья системы двигатель - автомобиль разгоняются раздельно. Сначала - только двигатель, причем этот этап обычно не рассматривается, а затем - только автомобиль. Раздельный способ интенсивного разгона требует больших значений начальных передаточных чисел бесступенчатой передачи. Изменения LLK и L от скорости автомобиля для этого способа разгона, исключая фазу буксования сцепления и фазу разгона двигателя до 1 , показаны на рис. 2.1 (кривые I), на примере автомобиля с полной массой 1400 кг и максимальной мощностью двигателя 37 кВт.
Ограничения, обуславливаемые конструкцией и особенностями рабочего процесса бесступенчатой передачи, с одной стороны, и заданными режимами движения, в том числе сцеплением колес с дорогой, с другой стороны, определяют максимальное значение ИКтвих передаточного числа бесступенчатой передачи. Они приводят к иному способу, назовем его комбинированным, организации процесса разгона автомобиля, который состоит из двух фаз, исключая фазу буксования сцепления [14, 57].
Определение максимумов ускорений ( = 0,0I) передаточного числа и увеличении до режима максимальной мощности, угловой скорости вала двигателя пропорционально скорости автомобиля. Значение кт хх определяется по заданному значению коэффициента сопротивления дороги Утах. Во второй фазе как и при раздельном способе разгона, постоянной является угловая скорость вала двигателя, а передаточное число будет изменяться по гиперболическому закону.
Объект исследований, измеряемые величины и применяемая аппаратура
Новая конструкция трансмиссии имеет сцепление однодисковое, сухое с центробежными грузами (рис. 3.3). Такое сцепление, в отличие от ранее применявшегося колодочного сцепления, позволяет лучше использовать фрикционные накладки и за счет этого повысить долговечность сцепления. Кроме того, установлено дополнительное устройство в привод выключения, состоящее из рабочего цилиндра привода сцепления, связанного с впускным коллектором двигателя через электромагнитный клапан и действующее на вилку выключения сцепления. Посредством этого устройства можно смещать угловую скорость начала силового замыкания.
Передние и задние редукторы трансмиссии смонтированы на одном подрамнике, благодаря чему устранен перекос ремня бесступенчатой передачи. У новой конструкции в заднем редукторе имеется дифференциал. Применение дифференциала улучшило работу ремней при маневрировании автомобиля. Б ранней конструкции клиноременный вариатор заменял дифференциал. Эти мероприятия также направлены на повышение долговечности ремня. Одновременно следует отметить, что старая конструкция имела преимущества при движении в условиях бездорожья.
Конструкция нового варианта исполнения бесступенчатой передачи приведена на рис. 3.4. У ведущих дисков следующие детали передают через шкивы на ремни осевое усилие (рис. 3.4):
- два центробежных груза 3 ; создаваемая ими центробежная сила преобразуется в осевое усилие рычажным механизмом ;
- две камеры разрежения, образованные перемещающимся цилиндром шкива и мембраной, жестко соединенной с валом шкива ; за счет разрежения во внутренней I или наружной 2 камере от впускного коллектора двигателя на перемещающийся шкив передается толкающее или тянущее усилие ;
- тарельчатая пружина 4, в сравнении с выше указанными силами усилие тарельчатой пружины незначительно и может не приниматься во внимание. Осевое усилие на ведомые шкивы передается тремя тарельчатыми пружинами 5 и одной винтовой пружиной 6. Другие существенные конструктивные признаки:
- Крутящий момент, действующий на перемещающийся шкив, передается тарельчатой пружиной на вал шкива. Если бы для этого использовалось подвижное шлицевое соединение, то при перемещении шкива под нагрузкой возникала бы сила трения, что отрицательно влияет на ; нормальную работу вариатора.
- Чтобы обеспечить точный V -образный профиль (существенное условие высокой долговечности ремней), перемещающиеся и неподвижные шкивы центрированы относительно друг друга.
В соответствии с задачами экспериментальных исследований при испытаниях автомобиля \loiV0 343 мы ограничились измерением следующих параметров:
- пути Sp » времени to и расхода топлива р в процессе разгона автомобиля ;
- угловой скорости вала двигателя $а ;
- угловой скорости ведущего шкива бесступенчатой передачи и)щ ;
- угловой скорости ведущего колеса автомобиля и)к ;
- скорости автомобиля УЛ и расхода топлива Q при равномерном движении ;
- разрежения в камерах ведущего шкива бесступенчатой передачи р ;
- тяговой мощности на ведущих колесах автомобиля N«. Параметры разгона автомобиля: путь, время и расход топлива определялись только при дорожных испытаниях. Разрежение в камерах ведущего шкива и тяговая мощность на колесах измерялись только при стендовых испытаниях, все другие величины измерялись как при дорожных, так и при стендовых испытаниях. Дорожные испытания проводились на 18-21 км автомобильной дороги Ижевск-Казань. К началу испытаний автомобиль имел 6000 км пробега.
При дорожных испытаниях применялись приборы фирмы ОШ &0KKI Япония: анализатор скорости модели -12 (рис. 3.5), куда поступают сигналы от расходомера топлива и пятого колеса модели SM -171 (рис. 3.1). На вилке пятого колеса установлен индуктивный датчик сигналов MP-98I магнито-электронного типа, фиксирующий прохождение зубьев шестерни, вращающейся вместе с колесом. Шестерня имеет 170 зубьев и, следовательно за один оборот пятого колеса генерируется 170 импульсов, а калибровка осуществлена так, что путь, проходимый при этом, равен 170 см. Соответственно обеспечена возможность генерирования сигнала пути с масштабом I см/ импульс. Расходомер топлива поршневого типа выдает сигнал замера расходуемого топлива с масштабом I см3/импульс.
На панеле анализатора скорости модели ЬРД -12 (рис. 3.5) имеется 36 счетчиков и спидометр фактической скорости автомобиля. Счетчики пути разгона Ьр , времени р и расхода топлива /?р позволяют получить динамические зависимости разгона, для этого на каждом из трех счетчиков отсчитывается 6р , ip и Qp за каждое приращение скорости автомобиля »4 на 10 км/ч.
Метод расчета системы автоматического регулирования бесступенчатой передачи
Метод расчета автоматического регулирования бесступенчатой передачи разработан на примере клиноременного вариатора автомобиля VOiVO 343 (рис. 3.4). Этот метод расчета дополняет известный графический метод (44, 5б] определения режимов совместной работы двигателя автомобиля и бесступенчатой передачи. Благодаря возможности учета основных зависимостей и параметров конструкции, можно определить влияние их на выбор режима работы отдельных частей системы двигатель - бесступенчатая передача. Это в свою очередь, позволит оценить возможности улучшения функционирования системы автоматического регулирования передаточного числа по обеспечению приближения зависимости K-j\y i) к оптимальной.
Основные, необходимые для расчета, исходные данные трансмиссии и бесступенчатой передачи:
передаточное число переднего редуктора 1,53
передаточное число заднего редуктора 4,51
расстояние между осями шкивов, мм 3$6 Z g
размеры ремня: - длина, мм 1364-1346-1350
- ширина, мм 44
- толщина, мм 16
- угол клина 30 Принцип действия клиноременной передачи достаточно известен.
Расстояние между осями шкивов и длина ремней являются неизменными. Изменением геометрической формы сечения ремня и длины от нагрузок пренебрегаем. Так как величина раскрытия шкивов X, л является переменной, то ремень может радиально смещаться между дисками шкивов. Передаточное число Ик определяется отношением диаметров ведомого шкива к диаметру ведущего: = / Как известно, при принятых допущениях для симметрично регулируемых клиноременных передач существуют следующие зависшюсти между параметрами к , %t% , \г , например, [44, 60] : расстояние между осями шкивов ; d - угол обхвата, в градусах ; 1,2 - цифры в индексах обозначают соответствие па-метра ведущему (I) или ведомому (2) шкивам. Изменение расчетных диаметров шкивов % , перемещений подвижных дисков шкивов 2 и углов обхвата сС ц от передаточного числа бесступенчатой передачи показаны на рис. 4.1 - 4.3.
Момент, передаваемый одним ремнем бесступенчатой передачи автомобиля Уо-ivo 343, равен половине крутящего момента двигателя Ма. » умноженного на передаточное число переднего редуктора Ирп, Натяжные усилия и S в ветвях ремня находятся в следующей зависимости от крутящего момента
