Решение проблемы выбора параметров и режимов управления двигателя и трансмиссии автомобиля

МИНИСТЕРСТВО ВЫСШЕГО И СРЕДНЕГО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ УЗ-

БЕКИСТАН

ТАШКЕНТСКИЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ ИНСТИТУТ

На првахах рукописи

МУХИТДИНОВ Акмал Анварович

УДК 629.113-585.1

РЕШЕНИЕ ПРОБЛЕМЫ ВЫБОРА ПАРАМЕТРОВ И РЕЖИМОВ УПРАВЛЕНИЯ

ДВИГАТЕЛЯ И ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ

Специальность 05.05.03 – Автомобили и тракторы

АВТОРЕФЕРАТ

диссертация на соискание ученой степени

доктора технических наук

Ташкент - 2001

3

Работа выполнена в Ташкентском автомобильно-дорожном институте



Официальные оппоненты:

доктор технических наук,
профессор Иванов А.М.

доктор технических наук,
профессор Давлетов У.Р.

доктор технических наук Шермухамедов А.А.

Ведущая организация- Ташкентский государственный технический университет

Защита состоится «___»_____2004г. в «___»часов в зале заседаний ректора-

та ТАДИ на заседании разового специализированного совета, созданного прика-
зом ВАКа РУз от 20октября 2003года № 171-с по специальности 05.05.03 – «Ав-
томобили и тракторы» на базе Объединенного специализированного совета К
067. 33.01 при ТАДИ по адресу: 700060, Ташкент, ул.Моварауннахр, 20.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ТАДИ.
Автореферат разослан «____» ________ 2009 г.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной

печатью, просим направлять в специализированный Совет института.

Телефон для справок: (10-99871) 132-14-76, Факс (10-99871)132-14-80,

e-mail: tayi_admin@ mail.ru, sertifat@inbox.ru

Ученый секретарь

специализированного совета Э.Файзуллаев

4

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы

. Создание, становление и активное развитие ав-

томобильной промышленности имеет существенную актуальность в политиче-
ской, экономической и социальных сферах Узбекистана. Короткий период произ-
водства по новым современным технологиям автомобилей на заводах «УзДЭУ», и
«СамКочАвто», около 40 наименований комплектующих к ним на более 10 заво-
дах, доказал справедливость столь ответственного решения в период перехода к
рыночной экономике в Узбекистане, в стране где экономика была сориентирована
на аграрную сферу.

Узбекистан в состав автопроизводителей вошел по современным методам

– тюнинговой организацией производства. Прогресс достижений зависит не
только от углубления освоения технологии, увеличения перечня и объема произ-
водства, но и так же от уровня участия Узбекистана в разработке прогрессивных
конструкций, комплектующих, агрегатов, систем и автомобиля в целом. Только
при такой постановке и по ее успехам в результатах Узбекистан может выйти на
перспективный уровень тюнингового производства автомобилей с ведущими
компаниями мира.

Тенденция совершенствования агрегатов, систем и автомобиля в целом

определяется ужесточением требований к их эксплуатационным свойствам. В
число важнейших задач при этом входят улучшение топливной экономичности
при сохранении высоких динамических свойств, повышение безопасности и
улучшения комфортабельности движения.

Путь наиболее полного удовлетворения всѐ более ожесточающихся требо-

ваний к конкурирующим автомобилям, имеет тенденцию широкого внедрения
микропроцессорного автоматического управления режимом работы двигателя,
трансмиссии, движением автомобиля. Большая возможность и гибкость такого
управления оптимальным согласованием характеристик системы «двигатель -
трансмиссия - автомобиль», создание прогрессивных решений конструкций, уро-
вень электронной промышленности в автоматизации процессов определяют акту-
альность поисков объективных оценочных критериев эксплуатационных свойств
автомобиля, разработки новых теоретически обоснованных методов оптимизации
конструктивных параметров и законов управления агрегатами и автомобилем в
целом.

Цель исследования.

Разработать теоретически обоснованные методы вы-

бора параметров и режимов управления двигателем и трансмиссией автомобиля.
Получить решение, на уровне научного обобщения проблемы основ оптимизации
параметров, характеристик и режимов управления двигателя и трансмиссии авто-
мобиля с учетом их потенциальных свойств, требований эксплуатации, а также
особенностей формирования эксплуатационных свойств автомобилей при исполь-
зовании несаморегулируемых бесступенчатых передач.

Методы исследования.

В разделе разработки теоретических основ выбора

параметров и режимов управления двигателем и трансмиссией использованы ос-

5

новные положения теории движения колесных машин, метод силового баланса
при различных режимах движения автомобиля, основные положения теории о ки-
нетической энергии при не статических режимах в частях и системе в целом, ме-
тод Симпсона для численного интегрирования уравнения второй степени, метод
определения решения параметрического уравнения, правила определения мини-
мума параметрических уравнений.

В разделе экспериментальных исследований использованы основные по-

ложения теории и методов организации стендовых и дорожных испытаний, мето-
ды оценки и обеспечения идентичности результатов эксперимента и эксплуатаци-
онных условий, методы оценки погрешности результатов, испытанные и стандар-
тизированные методы дорожных испытаний автомобиля.

Научная новизна

. Научную новизну работы представляют:



уточнѐнное аналитическое уравнение для определения силы сцепления

колѐс с дорогой, на основе методов баланса сил из теории автомобиля, введением
зависимостей коэффициентов сцепления и сопротивления качению колѐс от ско-
рости движения автомобиля, позволяющее определить предельную тягово-
скоростную возможность автомобиля во всѐм диапазоне скоростного режима;



метод выбора ряда передаточных чисел ступенчатой трансмиссии по

обеспечению автомобиля наивысшей интенсивностью разгона;



метод определения режима регулирования передаточного числа бессту-

пенчатой передачи, обеспечивающего автомобиль, с учетом плавной переменно-
сти передаточного числа, наиболее интенсивным разгоном;



результаты вычислительных экспериментов, позволившие установить за-

кономерности изменения:

-

оценочных критериев интенсивности разгона от передаточного числа

трансмиссии;

-

диапазона, ряда и режима управления от конструктивных факторов –

инерционности движущихся частей двигателя, удельной мощности автомобиля,
скоростной характеристики двигателя;



разработанные расчѐтные методы и составленные алгоритмы расчѐта на

ЭВМ, базирующиеся на экспериментальных статистических зависимостях и чис-
ленных методах определения решений многопараметрических уравнений, позво-
ляющие определить:

-

топливно-экономическую характеристику двигателя;

-

режимы регулирования нагрузкой двигателя и передаточным числом

трансмиссии по улучшению топливно-экономических свойств автомобиля при
разгоне и равномерном движении;



метод экспериментальных исследований бесступенчатой передачи на ав-

томобиле, основанный на установленной зависимости мощности сопротивления
качению колѐс на нагрузочных и ведомых роликах, позволивший обеспечить не-
обходимой точностью результаты эксперимента.

Достоверность полученных результатов обеспечивается необходимым

объемом экспериментальных исследований на современных приборах и испыта-
тельных стендах с применением стандартизированных методов, а также подтвер-

6

ждается удовлетворительным совпадением экспериментальных данных и резуль-
татов, полученных в ходе теоретических расчетов.

Практическая ценность

. Применение разработанных методов и программ

расчетов параметров и режимов управления двигателем и трансмиссией позволяет
на стадии проектирования определить тягово-скоростные и топливно-
экономические свойства автомобиля со ступенчатой и бесступенчатой трансмис-
сиями.

Практическая ценность состоит в:



методе определения потенциального тягово-скоростного свойства автомо-

биля и интенсивного разгона со ступенчатой и бесступенчатой трансмиссиями;



методе определения рационального диапазона, ряда и режима управления

передаточного числа трансмиссии;



методе определения согласованного управления нагрузкой двигателя и

передаточным числом трансмиссии по улучшению топливно-экономических
свойств автомобиля;



способе регулирования бесступенчатой передачей при разгоне, учитыва-

ющем плавную переменность передаточного числа бесступенчатой передачи и
позволяющем обеспечивать заданную интенсивность разгона автомобиля;



методике расчета системы автоматического регулирования бесступенча-

той передачи и конструктивном варианте еѐ решения по повышению эффективно-
сти работы бесступенчатой передачи автомобиля.

Реализация результатов.

Для повышения эффективности эксплуатации

путем выбора параметров двигателя и агрегатов трансмиссии автомобилей
«Otayol» в СП «СамКочАвто», повышения приспособленности автомобилей в СП
«UzDAEWOOAuto», при выборе и проведении расчетных исследований карьер-
ной техники со ступенчатой, электрической и гидрообъемной бесступенчатой
трансмиссиями для расчета тяговых возможностей и при оптимизации режимов
работы двигателя в НПО СКТ НАТИ и при создании прогрессивных моделей в
отделе трансмиссий НТЦ ОАО "МОСКВИЧ" используются методика и программа
выбора ряда передаточных чисел и диапазона ступенчатой трансмиссии для обес-
печения наиболее интенсивного разгона автомобиля; методика и программа рас-
чета предельной тягово-скоростной характеристики автомобиля; методика и про-
грамма расчета режима управления нагрузкой двигателя, обеспечивающие авто-
мобилю наилучшую топливную экономичность на режимах разгона и равномер-
ного движения; методика экспериментального исследования автомобиля на стен-
де с беговыми барабанами.

Комплекс методов выбора параметров и режимов управления двигателя и

трансмиссии автомобиля: метод выбора передаточных чисел ступенчатой транс-
миссии по обеспечению наивысшей интенсивностью разгона автомобиля; метод
расчета предельной тягово-скоростной характеристики автомобиля; метод выбора
диапазона и режима регулирования бесступенчатой трансмиссии для обеспечения
интенсивного и топливно-экономичного разгона автомобиля используются в кур-
сах лекции, практических занятиях и курсовом проекте по дисциплине «Теория
автомобиля» на кафедре «Автомобили» МАДИ, внедрены в учебные программы

7

магистратуры кафедры «Тракторы и автомобили» ТГТУ, кафедр «Автомобили» и
«Электротехники, электромеханики и автоматики» ТАДИ.

Апробация работы.

Отдельные результаты работы докладывались на

седьмой Всесоюзной научно-технической конференции по управляемым и авто-
матическим механическим приводам и передачам гибкой связью, Одесса, 1986, на
научно-технической конференции «Повышение топливной экономичности авто-
мобилей и тракторов», Челябинск, 1987, на всесоюзной научно-технической кон-
ференции по автоматизации автомобилей, автобусов и автопогрузчиков, Львов,
1989, на международной научно-технической конференции «Проблемы развития
автотранспорта и транзитных коммуникаций в Центрально-Азиатском регионе»,
Ташкент 1996, на международной конференции «МOTAUTO’98», София, 1998,
на международной научно-технической конференции «Развитие и эффективность
автомобильно-дорожного комплекса в Центрально-Азиатском регионе», Ташкент,
2000, на Второй Всемирной конференции по интеллектуальным системам для
промышленной автоматике, Ташкент, 2002, на научных семинарах ТИИИМСХ,
ТГТУ, Ташкент, 2002, объединенного научного семинара отделов Научно-
исследовательского автомобильного и автомоторного института «НАМИ» - Госу-
дарственный научный Центра РФ, Москва, 2002 и на кафедре «Автомобили»
МАДИ, Москва, 2002 году.

Публикации.

Основное содержание диссертации отражено в 25 печатных

работах.

Структура и объем работы.

Диссертация состоит из введения, четырех

глав, заключения, списка литературы из 192 наименований и приложений. Общий
объем работы …… страниц, в том числе ….. рисунков, ….. таблиц.

Автор

выражает

особую

признательность

д.т.н.,

профессору

С.М.Кадырову и д.т.н., профессору А.Н.Нарбуту за ценные советы и консульта-
ции, значительно способствовавшие улучшению содержания данной диссертации.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обосновывается актуальность проблемы, необходимость раз-

работки теоретически обоснованных методов рационального согласования пара-
метров и режимов управления частей комплекса «двигатель-трансмиссия-
автомобиль»выбора двигателем и трансмиссией автомобиля определения, на
уровне научного обобщения параметров, характеристик и режимов управления
двигателя и трансмиссии автомобиля с учетом их потенциальных свойств, требо-
ваний эксплуатации, а также особенностей формирования эксплуатационных
свойств автомобилей при использовании бесступенчатых передач. Приведена об-
щая характеристика работы.

В первой главе дается научный обзор и критический анализ современного

состояния проблемы исследования выбора параметров, характеристик и режимов
управления двигателя и трансмиссии автомобиля с учетом их потенциальных
свойств, требований эксплуатации, а также особенностей формирования эксплуа-
тационных свойств автомобиля при использовании ступенчатых и бесступенча-
тых передач, формируется научное направление и основные задачи работы.

Проблему повышения эксплуатационных показателей автомобиля, в том

числе его агрегатов и систем можно разделить по направлениям: а) совершенство
конструкции с наименьшей уязвимостью к эксплуатационным условиям; б) по-

8

вышение эффективности конструкции путем приспособления для конкретных
условий эксплуатации.

Пути повышения долговечности автотракторных дизелей достаточно пол-

но изучены в работах А. Салимова, С. Кадырова, в которых теоретически и экспе-
риментально доказаны изменения их характеристик. Результаты этих работ пред-
ставляют интерес в выборе параметров конструкций двигателя и трансмиссии с
учетом последующих изменений их характеристик под влиянием износа. В рабо-
тах Лебедева О.В., Алимухамедова Ш.П., Аскарходжаева Т.И., Диметова Х.Н.,
Шермухамедова А.А. и других исследованы различные части автомототехники –
двигатель, силовая передача, системы управления, кузов. В работах Нусупова
Э.С., Ходжаева Б.А., Двали Р.Р. и других получены качественное и количествен-
ное влияния факторов климата, дорожных условий, организации дорожного дви-
жения, горных условий на показатели эффективности. В результатах этих работ
сформулированы рекомендации по повышению эффективности автомототранс-
портных средств и его частей, как на стадии эксплуатации, так и при разработке
конструкции.

Исследованиям выбора параметров и режимов управления двигателя и

трансмиссии автомобиля, на стадии разработки и создания, по обеспечению выс-
шей динамичностью при сохранении топливной экономичности, посвящены ра-
боты Айзермана М.А.. Дивакова Н.В., Зимелева Г.В., Литвинова А.С., Нарбута
А.Н., Петрова В.А., Смирнова Г.А., Фалькевича Б.С., Фаробина Я.Е., Фрумкина
А.К., Чудакова А.Е., Гамер У., Метчке М., Вонг Ж. и других.

Критический анализ исследований показал, что в существующих способах

не рассмотрено влияние метода с первоначальным определением передаточных
чисел низшей и высшей ступеней на выбор ряда передаточных чисел ступенчатой
коробки передач по интенсивному разгону автомобиля. В методах выбора переда-
точного числа первой ступени и диапазона изменения передаточного числа
трансмиссии, примененные оценочные критерии не достаточно аналитически
обоснованы. Существующие методы не позволяют определить режим работы
двигателя и управления его нагрузкой в процессе топливно-экономичного разгона
автомобиля.

Расчетный анализ способов (кривые 1,2,3 рис.1) осуществления интенсив-

ного разгона автомобиля с бесступенчатой передачей показал, что в зоне невысо-
ких скоростей движения (в фазе совместного разгона двигателя-автомобиля до
выхода двигателя на режим максимальной мощности) есть резерв улучшения. Ав-
томобиль, разгоняющийся с предельным ускорением по условиям сцепления ко-
лес с дорогой



j

j

a



до режима максимальной мощности двигателя, и с последу-

ющим использованием гиперболического закона изменения передаточного числа
от скорости движения, будет иметь наиболее интенсивный разгон. На рис.1 кри-
вые 1 и 1

1

приведены для двух значений удельной мощности автомобиля 27 и 54

кВт/т,

соответственно. Предельные ускорения при коэффициенте сцепления

8

,

0





показаны линиями

пп

j



,

зп

j



для автомобилей с передними и задними веду-

щими колесами. Известные режимы управления бесступенчатой передачей не
учитывают влияние плавной переменности передаточного числа на динамический
процесс в системах с бесступенчатой передачей. Имеются резервы улучшения тя-

9

гово-скоростных и топливно-экономических свойств автомобиля с бессту-
пенчатой передачей. Автоматические системы с микропроцессорным управлени-
ем бесступенчатой передачи не учитывают влияние плавной переменности пере-
даточного числа на динамический процесс и, что требует разработки способов ре-
гулирования передаточного числа при динамических процессах.

Общий обзор и анализ исследований и конструктивных решений в области

Рис. 1 Сравнение способов интенсивности разгона автомобиля с БП

V

0

V

М С

- 2

j

a

j

р З П

j

р П П

1

/

1

2

3

8

6

4

2

0

0 ,2 0 ,4 0 ,6 0 ,8 1 ,0 1 ,4

10

Рис. 2 Зависимость значения оптимизируемого параметра

от критериев оптимизации

выбора параметров и режимов управления двигателя и трансмиссии поз-

волил сформулировать задачи, решение которых изложено в последующих главах
диссертационной работы.

Во второй главе приведены теоретические основы для решения проблемы

определения потенциальных возможностей по тягово-скоростным и топливно-
экономическим свойствам автомобиля и по выбору параметров и режимов управ-
ления двигателя и трансмиссии его.

Эффективность использования автомобиля характеризует степень реали-

зации еѐ потенциальных свойств, в конкретных условиях эксплуатации, при кон-
кретной организации подготовки к использованию и процесса еѐ использования в
конкретном месте и в конкретное время.

Движение на маршруте в общем случае состоит из этапов разгона, равно-

мерного движения, торможения (включая движение накатом). Наиболее весомым
для многих условий эксплуатации автомобилей является этап разгона. В настоя-
щее время существует множество критериев для оценки этого этапа и других эта-
пов движения. Этап разгона невозможно оценить одним-двумя числовыми пара-
метрами. Такие оценки лишь в первом приближении дают представление о про-
цессе разгона.

Очевидно, что критерии, применяемые при оптимизации, могут быть иными,

чем критерии, применяемые для сравнительной оценки готовой продукции. Для
критериев, применяемых при оптимизации, не обязательна простота и нагляд-
ность, но обязательно отражение основной особенности процесса и степени при-
ближения к идеальной модели. Очень важным обстоятельством является суще-
ственная зависимость во многих случаях оптимального значения оптимизируемо-
го параметра от критерия оптимизации. В качестве примера на рис. 2 приведены
результаты расчетов, полученных при выборе рационального по интенсивности
разгона значения передаточного числа второй передачи

2

u

трехступенчатой ко-

робки передач легкового автомобиля.

Благодаря мероприятиям по совершенствованию конструкций двигателей

существенно улучшились показатели их эффективности и качества. Расширились
показатели рабочего процесса двигателя, характеризуемые коэффициентами при-
способляемости по моменту и угловой скорости вала двигателя, максимальными
значениями угловых скоростей вала двигателя, удельной мощностью на единицу
рабочего объема двигателя и многие другие. Анализ степени улучшения скорост-
ных характеристик двигателя при определении базовой характеристики показал
допустимость использования известных методов расчетных моделей к характери-
стикам современных конструкций. Основанием сказанному является численный
анализ результатов испытаний двигателей автомобилей Нексия и Дамас. Описа-
ние внешней скоростной характеристик уравнением второй степени даѐт сходи-

11

мость 1,5…2,5% между отдельными значениями испытаний и расчета. На рис. 3 и
4 приведены графические зависимости изменений коэффициентов удельного рас-
хода топлива:

КИ

- по степени использования мощности

И

и,

К



-

по относитель-

ной угловой скорости вала двигателя -

)

/

(

дN

д

д









.

Рис. 3 Изменение коэффициента удельного расхода топлива

от степени использования мощности двигателя

12

Рис. 4 Изменение коэффициента удельного расхода топлива

скорости вала двигателя

Для получения аналитического выражения изменения силы тяги на ведущих

колѐсах автомобиля от его скорости движения использована связь между скоро-
стью движения автомобиля и угловой скоростью вала двигателя

ТР

к

д

a

и

r

V

/

)

(





. Ес-

ли по аналогии с угловой скоростью вала двигателя, выразить скорость движения
автомобиля так же в относительной форме

m ax

/

V

V

v

a



, как отношение текущей

скорости автомобиля к максимальной, развиваемой на горизонтальном участке
дороги при включенной прямой передачи в режиме

1



дN



, то получаем:

кV

к

к

д

кV

дN

к

к

д

r

r

и

r

и

и

и

r

v















0

0

где

к

r

,

кV

r

- радиусы качения колеса при скоростях

a

V

и

m ax

V

, соответственно;

u

ТР

,

u

0

и

u

к

-

передаточные числа

трансмиссии, главной передачи и коробки передач,

соответственно. Применение относительных форм кинематических параметров

v

и

д



упрощает математическую модель за счѐт уменьшения промежуточных рас-

чѐтов. Относительность величин более принципиально определяет взаимовлияние
конструктивных и других параметров.

Зависимость силы тяги на ведущих колѐсах автомобиля от его скорости дви-

жения с учѐтом (1) будет

д

ТР

дN

кV

r

u

М

Р

0





, при

1



к

и

,





кi

кi

д

кi

д

д

кV

к

и

u

v

с

u

v

b

а

P

Р









2

2

,

где

кV

Р

- сила тяги на ведущих колѐсах при максимальной скорости движения,

д

a

,

д

b

,

д

с

- коэффициенты полинома внешней скоростной характеристики двигателя;



ТР

- КПД трансмиссии;



дN

-

момент двигателя в режиме максимальной мощно-

сти;

r

д

- динамический радиус колеса;

и

кi

- передаточное число

i-

той передачи.

При движении автомобиля с максимальной скоростью, сила тяги на ведущих

колѐсах затрачивается только на преодоление сил сопротивления движению от
дороги

f

Р

и воздуха

w

Р

, которые в общем случае определяются:













sin

cos

1

2

0







a

f

a

f

V

a

f

gm

Р

2

a

w

V

F

к

Р



где

m

a

- масса автомобиля;

f

0

- коэффициент сопротивления качению колеса;

f

а

-

коэффициент, учитывающий изменение сопротивления качению колеса от скоро-
сти автомобиля;

к

- коэффициент обтекаемости;

F

- лобовая площадь автомобиля.

Кривая суммарной силы сопротивления движения по аналогии с уравнением

для



к

описывается уравнением:

)

(

2

v

c

v

b

a

Р

Р

c

c

c

кV

с







13

коэффициенты

c

a

,

c

b

и

c

c

можно определить по известным зависимостям

)

sin

cos

(

0









f

P

gm

a

кV

a

c

;

0



c

b

;







cos

0

2

max

a

f

кV

c

gm

a

f

F

к

Р

V

c





.

С помощью соотношения сил тяги и сопротивления определяем выражение

для ускорения:









врi

i

i

i

i

i

a

кV

a

врi

i

с

кi

д

кi

i

д

с

кi

д

кV

a

врi

с

к

a

v

c

v

b

a

m

P

m

v

с

и

с

u

v

b

а

и

а

P

m

Р

Р

j







2

2

3

2

2























Здесь для дальнейшего удобства преобразования интегралов в табличной

форме и краткости введены обозначения:

с

кi

д

i

а

и

a

а





;

2

2

кi

д

i

и

b

b



;

с

кi

д

i

с

и

c

с





3

;

2

2

1

1

кi

врi

и













;

д

к

a

к

r

r

m

J





1



;

д

к

a

ТР

м

r

r

m

и

J





2

0

2



,

где

вр



- коэффициент учета вращающихся масс (двигателя и колес),

к

J



- момент

инерции колес автомобиля,

м

J

- момент инерции маховика.

Таким образом, установлены связи характеристик двигателя, параметры

трансмиссии и воздействие внешних сил на автомобиль от скорости его движе-
ния. Однако ступенчатая и бесступенчатая трансмиссии имеют свои особенности
в расчѐте тягово-скоростных и топливно-экономических свойств автомобиля. По-
этому математические выражения времени и пути разгона, расхода топлива при
разгоне и равномерном движении автомобиля с различными трансмиссиями рас-
смотрены далее в соответствующих разделах данной работы.

В исследованиях проблемы выбора характеристики двигателей для транс-

портных средств существует мнение, что идеальной является силовая установка с
постоянной мощностью на выходе во всем диапазоне скоростей движения. Сле-
довательно, идеальной кривой крутящего момента в зависимости от скорости бы-
ла бы гипербола типа

д

д

д

N

М



/



, где

д

N

,

д

М

и

д



- эффективная мощность, мо-

мент и угловая скорость на валу двигателя.

Однако, если передача тяговой силы является результатом сцепления веду-

щих колес с дорой, то рекомендуемая кривая «гипербола» не является идеальной:
1) когда значение силы тяги

к

Р

больше силы сцепления колес с дорогой



Р

, его

невозможно реализовать; 2)при значении силы тяги, по кривой «гиперболы»,
меньше значения силы по условиям сцепления, не достигается возможная пре-
дельная тяговая характеристика и / или интенсивность разгона автомобиля.

Очевидно, что идеальной скоростной характеристикой двигателя является

кривая, позволяющая в сочетании с трансмиссией полному использованию силы
сцепления колес автомобиля в контакте с дорогой изменением скорости движе-
ния. В связи с этим необходимо решить задачу по определению идеальной тягово-
скоростной характеристики автомобиля, позволяющей наиболее интенсивный
разгон и/или высокую тяговую силу.

Нормальные реакции опорной поверхности на колеса непрерывно изменя-

ются в процессе движения. Они определяют максимальные значения окружных

14

Рис. 5 Предельная тяговая харак-
теристика автомобиля по усло-
виям сцепления колѐс с дорогой

сил и устойчивость автомобиля. Например, с учѐтом нормальной реакции на пе-
редней оси, для передне приводной компоновки автомобиля;

































g

a

a

в

a

a

g

k

к

h

j

m

h

V

F

к

g

m

h

fr

в

L

z

P

2

1

max

sin

cos

cos

1

,

где



1

- нормальная реакция на передней оси,



- коэффициент сцепления колес с

дорогой,

L

- база автомобиля,

в

- расстояние от передней оси до центра масс авто-

мобиля,

f

- коэффициент сопротивления качению колес,

h

g

- высота центра масс,

h

в

- высота центра парусности,

j

a

- ускорение автомобиля.

Определение максимальной тяговой силы при постоянной скорости движе-

ния не вызывает больших сложностей при учете переменности



и

f

от скоро-

сти движения:

)

002

,

0

1

(

0

a

V









и

6

2

0

10

7









a

V

f

f

Расчѐтная модель позволила выявить отличительные особенности предель-

ных тягово-скоростных характеристик автомобилей с различными схемами ком-
поновки ведущих колѐс. На рис. 5 приведены предельные тяговые характеристики
для примера, с параметрами конструкции автомобиля «Нексия».

Кривая 1 (рис. 5) определяет измене-

ние предельной тяговой силы по сцепле-
нию колѐс с дорогой для полноприводной
схемы ведущих колѐс; кривая 2 - для зад-
неприводной; кривая 3 - для переднепри-
водной компоновки автомобиля. На рис. 3
кривая 4 характеризует изменение суммар-
ного сопротивления движения автомобиля
от скорости движения. Кривая 5 соответ-
ствует «гиперболе» силы тяги от скорости
движения, построенная для постоянной
мощности 70 кВт, как у «Нексии». Значе-
ние силы тяги по кривой 5 выше линий 3 и
2 не возможно реализовать из-за появления
пробуксовки ведущих колѐс. Области,
ограниченные между кривыми 1 и 5, 2 и 5,
3 и 5 определяют существенный резерв в

повышении тяговой способности и приѐ-
мистости автомобиля при различных схе-
мах компоновки ведущих колѐс. При рас-
чѐте значений ускорений в величину коэф-
фициента учѐта вращающихся масс входит

только момент инерции ведомых колѐс

a

c

a

m

P

P

j

015

,

1

/

)

(







.

На основании предельной тяговой характеристики автомобиля можно опре-

делить скоростную характеристику двигателя

д

к

к

к

TP

м

д

д

к

r

J

u

u

J

М

Р













0

)

(

для предельных условий по сцеплению колѐс с дорогой





j

с

к

Р

Р

Р

P







,

1 2 0 0 0

8 0 0 0

4 0 0 0

0 3 0 6 0 1 2 0

P ,

H

V ,

м /с

2

1

3

4

5

15

к

к

r

j







, отсюда

к

к

r

j

/







,





к

к

д

r

u

u

j

/

0







.

Тогда









j

r

r

J

r

r

u

u

J

r

и

и

М

Р

д

к

к

д

к

к

TP

м

д

к

ТР

д





















2

2

0

0

;













































j

m

r

r

m

J

r

r

m

u

u

J

Р

и

и

r

M

a

д

к

а

к

д

к

a

к

TP

м

ТР

кп

д

д

2

2

0

0

.

После обозначения



1

и



2

получим





)

(

2

2

1

0

















к

a

ТР

к

д

д

и

j

m

Р

и

и

r

M

.

Для изучения проблем выбора передаточных чисел ступенчатой трансмис-

сии по интенсивному разгону определяем выражение времени и пути разгона ав-
томобиля







































































































i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

кv

врi

a

a

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

кv

врi

a

a

V

V

i

i

i

i

i

кv

врi

a

a

V

V

a

a

pi

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

Р

V

m

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

Р

V

m

v

c

v

b

a

v

d

Р

V

m

j

dV

t

i

i

i

1

1

m ax

1

1

m ax

2

m ax

ln

2

ln

ln

2

2

1

1

1







где принято

i

i

i

i

c

a

b

d





2

.

































































































i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

кv

врi

a

a

v

v

i

i

i

i

i

i

кv

врi

a

a

V

V

a

a

a

pi

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

c

b

v

c

v

b

a

v

c

v

b

a

c

Р

V

m

v

c

v

b

a

v

d

v

Р

V

m

j

dV

V

S

i

i

i

i

1

1

2

1

1

2

2

m ax

2

2

m ax

ln

1

2

2

ln

1

2

2

1

1





В эти выражения времени и пути вошли все основные конструктивные па-

раметры и характеристики двигателя, трансмиссии и автомобиля, а также внеш-
ние факторы сопротивления движению. На основе анализа оценочных критериев
динамичности процесса разгона в целом, принимаем для оптимизации ряда пере-
даточных чисел критерий





































































































































i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

врi

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

врi

кv

a

a

n

i

pi

n

i

pi

a

кv

a

a

n

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

c

b

v

c

v

b

a

v

c

v

b

a

c

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

Р

V

m

S

t

V

Р

V

m

S

A

1

1

2

1

1

2

1

1

2

m ax

1

1

m ax

2

m ax

ln

1

2

2

ln

1

ln

2

/

2

/























































































i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

i

врi

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

d

v

c

b

c

b

d

v

c

v

b

a

v

c

v

b

a

c

1

1

2

1

1

2

ln

1

1

2

2

ln

1



16

Отличительной особенностью полученного выражения для

A

n

является учѐт

начальной скорости

V

0

упорядоченного разгона автомобиля, после процесса бук-

сования сцепления. Такое уточнение является целесообразным из-за влияния
начальной скорости на выбор передаточного числа первой ступени.

В составленной модели расчѐта разгона автомобиля, с целью обеспечения

наивысшей интенсивности режим переключения передач выбран в момент равен-
ства значений ускорений на смежных ступенях -

1





ai

ai

j

j

.

1

2

1

1

1

2

2

2























врi

i

i

i

i

i

a

кv

врi

i

i

i

i

i

a

кv

v

c

v

b

a

m

Р

v

c

v

b

a

m

Р





.

Решая уравнение относительно искомой скорости переключения передач -

i

v

определяем

A

AC

B

B

v

i







2

,

где:

1

1













i

врi

i

врi

c

c

A





;

1

1













i

врi

i

врi

b

b

B





;

1

1













i

врi

i

врi

a

a

C





При определении ряда передаточных чисел расчѐтным методом не учтены

влияние времени переключения передач и разности коэффициента полезного дей-
ствия на передачах. Такое допущение обосновывается тем, что численная разница
между варьируемыми рядами не большая из-за одинаковости во всех вариантах
числа ступеней. Так же не учтено время процесса буксования сцепления –
начальная фаза трогания автомобиля. С помощью расчетной модели проанализи-
ровано влияние основных конструктивных параметров на ряд передаточных чи-
сел коробки передач, и произведена оценка изменения показателей разгона.

Для анализа степени влияния внешней скоростной характеристики двига-

теля проведены расчѐты для трѐх вариантов двигателей: карбюраторного, дизель-
ного и двухвального газотурбинного. При этом, взяты уравнения, описывающие
внешнюю скоростную характеристику с существенной разницей, но в пределах
статистических параметров:

)

2

(

д

дN

д

М

М







- двух вальный газотурбинный дви-

гатель;

)

9

,

0

1

,

1

(

2

д

д

дN

д

М

М











-карбюраторный

двигатель;

)

09

,

1

58

,

1

51

,

0

(

2

д

д

дN

д

М

М











- дизельный двигатель. Условием выбора характе-

ристик явилась одинаковость значения максимальной мощности, обеспечивающая
одинаковую максимальную скорость движения автомобиля. Традиционный метод
определения

u

1

и

u

v

создает ограничения

на выбор ряда передаточных чисел, сле-

довательно, на диапазон

Д.

Результаты расчѐтных исследований оптимального

ряда передаточных чисел ступенчатой передачи доказали, что существующие
ограничения предопределяют практическое сходство рядов. Такое положение и
приводит исследователей к поиску ряда передаточных чисел по какой-либо зако-
номерности построения.

Для выбора ряда передаточных чисел по наивысшей интенсивности разго-

на предложена методика определения значения передаточного числа низшей пе-
редачи без условности ограничения. Для иллюстрации интенсивности разгона по
прохождению мерного участка с равномерной конечной максимальной скоростью
на рис.6 приведены кривые времени для различных рядов. Минимум кривой –1,
соединяющей экстремумы по минимуму кривых разными

1

и

, позволяет устано-

17

вить ряд трѐхступенчатой передачи, обеспечивающий автомобиль наивысшей ин-
тенсивностью разгона. Таким образом, ряд передаточных чисел трѐхступенчатой
трансмиссии автомобиля с разными двигателями по интенсивному разгону до
максимальной скорости при принятых значениях параметров будет: с газотурбин-
ным:

1

и

=2,38;

2

и

=1,395;

3

и

=1,0; с карбюраторным:

1

и

=3,38,

2

и

=1,580;

3

и

=1,0; с

дизельным:

1

и

=2,95,

2

и

=1,455;

3

и

=1,0. Если ряд выбирать для значений конечной

скорости разгона 60, 80 или 100

км/ч

, то ряд передаточных чисел будут иметь

другие значения.

и = 6 , 0

1

и = 4 , 0

1

и = 5 , 0

1

и = 2 , 0

1

и = 3 , 0

1

и = 2 , 5

1

и

2

Т

c

Рис. 6 Выбор ряда передаточных чисел для интенсивного разгона автомобиля до

максимальной скорости

Для расчета процесса разгона, особенно, фазы совместного разгона частей

системы двигатель – автомобиль, по основному дифференциальному уравне-
нию движения автомобиля определен

вр



, учитывающий плавность изменения

передаточного числа бесступенчатой передачи.

В фазе совместного разгона частей системы двигатель – автомобиль урав-

нение баланса сил на ведущих колесах:

dt

dV

m

dt

d

r

J

dt

d

r

и

и

J

Р

r

и

и

М

Р

a

a

к

д

к

д

д

к

ТР

м

с

д

ТР

к

д

к

























0

0

В уравнении

dt

d

к



заменяем

dt

dV

a

:

18

dt

dV

r

dt

d

a

к

к





1







dt

d и

r

V

и

dt

dV

r

и

и

r

V

u

u

dt

d

dt

и

и

d

dt

d

к

к

a

a

к

к

к

a

к

к

к

д

























0

0

0

0





dt

du

r

r

и

V

и

J

dt

dV

m

r

r

т

J

r

r

т

и

и

J

Р

Р

к

к

д

к

a

ТР

м

a

a

к

д

а

к

к

д

а

к

ТР

м

с

к































2

0

2

2

0

1





Тогда линейное ускорение автомобиля при изменении передаточного

числа бесступенчатой передачи по времени будет

































к

д

а

к

к

д

а

к

ТР

м

a

к

к

д

к

a

ТР

м

с

к

a

a

r

r

т

J

r

r

т

и

и

J

m

dt

du

r

r

и

V

и

J

Р

Р

dt

dV

j

2

2

0

2

0

1





.

Отличительной особенностью в дифференциальном уравнении линейного

ускорения автомобиля с бесступенчатой передачей в сравнении со ступенчатой
коробкой передач является присутствие третьего составляющего в числителе. Как
видно из уравнения используя

0



dt

du

к

, можно получить более высокие значения

ускорения автомобиля, чем

const

и

к



. Для расчетов закона изменения

к

и

наибо-

лее удобно задавать

a

V

, а не время

t

.

В качестве уравнения связи между этими

функциями

)

(

v

f

и

к



и

)

(

v

f

д





принято выражение для коэффициента учета

вращающихся масс при наличии в трансмиссии бесступенчатой передачи

вр



2

2

1

1











d

d

и

д

к

вр











.

Отношение ускорений

2

/





d

d

д

, по аналогии с кинематическим

2

/





д

к

u



и силовым

1

2

/

М

М

и

с



передаточными числами, можно было бы

назвать динамическим передаточным числом

д

u

. Динамическое передаточное

число характеризует распределение избыточной силы между звеньями системы,
разделенными бесступенчатой передачей, в процессе разгона системы.

Имея в виду, что

v

и

к

д





, получаем

v

d

d и

v

и

v

d

d

и

к

к

д

д









.

Темп изменения передаточного числа

v

d

du

к

/

определяет функцию

)

(

v

f

u

д



,

следовательно, и характер кривой

)

(

v

f

д





. Этим объясняется возможность

управления значением ускорения автомобиля на каждом сечении скорости путем
управления темпом изменения передаточного числа бесступенчатой передачи.
Автомобиль разгоняющийся с ускорением



j

j

a



, соответствующим реали-

зации максимальной по сцеплению колес с дорогой силе тяги, до выхода двигате-
ля на режим максимальной мощности, а затем за счет изменения только переда-
точного числа бесступенчатой передачи по гиперболе, будет иметь более интен-
сивный разгон, чем при использовании неизменного передаточного числа до

19

режима

дN



. Определение закона изменения

)

(

v

f

и

к



, обеспечивающего



j

j

a



для первого из двух выделенных этапов разгона (этап буксования сцепления не
учтен), является решением поставленной задачи. Разработан метод определения
режима регулирования бесступенчатой передачи по критерию интенсивного раз-
гона автомобиля.

Показатели интенсивности разгона автомобиля: наименьшее время

р

t

и

наибольший путь

р

S

при разгоне до конечной скорости

к

v

будут тем лучше, чем

выше значение ускорения в процессе совместного разгона двигателя и ав-
томобиля. Но чем выше ускорения, тем круче зависимость

)

(

v

f

u

к



, из-за боль-

шего темпа изменения передаточного числа от скорости, следовательно, и больше
необходимый диапазон регулирования передаточного числа бесступенчатой пере-
дачи. Увеличение диапазона регулирования передаточного числа ставит задачу
анализа влияния отдельных параметров на требуемый диапазон регулирования
передаточного числа, анализа влияния ограниченности диапазона на показатели
интенсивности разгона и разработку метода выбора диапазона передаточного
числа по интенсивному разгону. В работе проведен расчетный анализ влияния
удельной мощности автомобиля, инерционности маховика двигателя, максималь-
ных ускорений разгона на показатели процесса разгона, на диапазон и режим ре-
гулирования бесступенчатой передачи. Исследования позволили установить зави-
симости оценочных показателей разгона и конструктивного параметра – диапазо-
на и режима регулирования бесступенчатой передачи (рис.5).

Показатели интенсивности разгона автомобиля: наименьшее время

р

t

и

наибольший путь

р

S

при разгоне до конечной скорости

к

v

будут тем лучше, чем

выше значения ускорения в процессе совместного разгона двигателя и ав-
томобиля. Но чем выше ускорения, тем круче зависимость

)

(

v

f

u

к



, из-за боль-

шего темпа изменения передаточного числа от скорости, следовательно, и больше
необходимый диапазон регулирования передаточного числа бесступенчатой пере-
дачи. Увеличение диапазона регулирования передаточного числа ставит задачу
анализа влияния отдельных параметров на требуемый диапазон регулирования
передаточного числа, анализа влияния ограниченности диапазона на показатели
интенсивности разгона и разработку метода выбора диапазона передаточного
числа по интенсивному разгону. В работе проведен расчетный анализ влияния
удельной мощности автомобиля, инерционности маховика двигателя, максималь-
ных ускорений разгона на показатели процесса разгона, на диапазон и режим ре-
гулирования бесступенчатой передачи.

На рис. 7 приведены результаты расчета зависимости диапазона

)

(

уд

N

f

Д



регулирования передаточных чисел от удельной мощности автомобиля для не-
скольких значений

const

j

a



.

Из рис. 5 видно, что весомость влияния удельной

мощности автомобиля на расчетный диапазон регулирования передаточного чис-
ла растет с повышением требуемой интенсивности разгона. Для разгона автомо-
биля с

2

/

5

,

3

0

,

3

с

м

j

a





,

по условию комфортабельности движения, при удельной

20

т

кВт

N

уд

/

60

55





требуется диапазон регулирования передаточного числа

0

,

4

5

,

3





Д

.

Влияние момента инерции маховика двигателя на диапазон и закон ре-

гулирования передаточного числа в процессе разгона с

const

j

a



анализирова-

лось варьированием значения коэффициента

07

,

0

...

02

,

0

2





(рис. 8 а, б).

Рис. 7 Зависимость диапазона регулирования передаточного числа от удельной

мощности при заданной интенсивности разгона

21

Рис. 9 Выбор рационального диапазона регу-

лирования передаточного числа

Рис.8 Влияние инерционных потерь в двигателе на регуляторную характе-

ристику бесступенчатой передачи

Исследования позволили установить зависимости оценочных показателей

разгона и конструктивного параметра – диапазона и режима регулирования бес-
ступенчатой передачи. На рис. 9 приведено изменение разницы времени разгона
автомобиля до

ч

км

V

к

/

100



от диапазона регулирования передаточного числа

для трех вариантов удельной мощности 110, 54 и 27

кВт/т

и коэффициента при-

веденного момента инерции махо-
вика

04

,

0

2





. Из рис. 7 видно

влияние диапазона регулирования
передаточного числа на время раз-
гона до

ч

км

V

к

/

100



.

Безусловно,

с ростом диапазона регулирования
передаточного числа повышается
реализуемое для разгона значение
начального ускорения и по-
вышается интенсивность разгона.
Но увеличение

Д

выше 3,5 - 4 не

приводит к существенному улуч-
шению интенсивности разгона.
Если условно принять, что важ-

ность уменьшения времени разго-
на до 100 км/ч на одну секунду
равноценно решению задачи по-

вышения диапазона регулирования передаточного числа на одну единицу, то есть
принять критерий компромиссного решения между интенсивностью разгона и

t

Р

1 6

2 0

1 2

8

4

0

2 4 6 8 1 0

C

Д

t

P 1

t

P 2

t

P 3

1

2

3

22

диапазоном

1

/

)

(





d Д

t

d

р

, то на пересечении кривых

)

(

Д

f

t

р





и касательной

1

/

)

(





d Д

t

d

р

можем определить

рац

Д

-

рациональный диапазон регулирования

передаточного числа бесступенчатой передачи по интенсивному разгону автомо-
биля. Определенные таким образом значения рациональных диапазонов регули-
рования передаточных чисел для автомобилей с различными удельными мощно-
стями, нанесены пунктирной линией. С увеличением

уд

N

от 25 до 115

кВт/т

,

значение

рац

Д

по интенсивному разгону изменяется всего лишь от 3,5 до 3,3.

Штрих пунктирными кривыми показано изменение диапазона регулирования пе-
редаточного числа при уменьшении (кривая I) и увеличении (кривая 2) на 5%
времени разгона до 100

км/ч

, относительно времени разгона автомобиля с рацио-

нальным диапазоном регулирования передаточного числа бесступенчатой переда-
чи. Автомобиль с удельной мощностью 110

кВт/т

и рациональным диапазоном

регулирования передаточного числа в начальной фазе будет разгоняться с ускоре-
нием 4,65 м/с

2

. Если на значение ускорения установить ограничения по условиям

комфортабельности движения, например, 3,5

м/с

2

, то рекомендуемый диапазон ре-

гулирования передаточного числа по интенсивности разгона с увеличением
удельной мощности автомобиля будет меняться по кривой 3 (рис. 7) и при 110

кВт/т

равен 2,5.

При известном значении расхода топлива за единицу времени и скорости

движения расход топлива на 100 км пути определяется



v

V

G

Q

T

S

m ax

/

100



, где

T

G

-

часовой расход топлива, кг/ч;



- плотность топлива, кг/л.

При равномерном движении автомобиля двигатель работает на статиче-

ском режиме. Мощность двигателя с учетом КПД трансмиссии равна сумме мощ-
ностей сопротивления движению. Расход топлива двигателем можно определить в
зависимости от угловой скорости вала и степени использования мощности двига-
теля

TP

И

eN

к

T

К

K

g

N

G





1000

/



;

2

д

д

с

b

а

К



















;

2

И

с

И

b

а

К

И

И

И

И







где

к

N

- мощность на ведущих колесах автомобиля, кВт;

eN

g

- удельный рас-

ход топлива в режиме максимальной мощности, г/кВт ч;

И

К

K

,



- коэффициенты,

определяющие зависимость

)

,

(

И

f

g

д

e





;

ТР

д

к

N

N

И



/



- степень использова-

ния мощности двигателя при данной угловой скорости вала двигателя в долях от
единицы. С помощью выражений для коэффициентов



K

и

И

К

путѐм их диффе-

ренцирования по

д



и

И

и поиска экстремумов можем установить режим работы

двигателя с наименьшим удельным расходом топлива

0

2







д

д

c

b

d

dK











;

0

2







И

c

b

dИ

dK

И

И

И

.

Для принятых базовых значений коэффициентов полиномов минимальный

удельный расход топлива соответствует режиму работы карбюраторного двигате-

ля

72

,

0



д



и

8

,

0



И

.

23

Как известно, у двигателя имеется такая скоростная характеристика или

зона режимов работы, где удельный расход топлива будет наименьшим. Опреде-
ление этой характеристики, названной академиком Чудаковым Е.А. характери-
стикой минимального расхода топлива двигателя, можно проводить несколькими
методами, основанными на экспериментально-графических решениях. Решение
такой задачи выполнено и в данном разделе, но здесь - с использованием расчет-
ного метода.

На рис. 10 приведены кривые I, 2 и 3, характеризующие изменение часово-

го расхода топлива при

const

N

д



от угловой скорости вала двигателя. Совокуп-

ность точек

т

i

определяет характеристику минимальных расходов топлива двига-

теля при статическом нагружении (кривая

АБ

, рис. 8

а)

. Штриховая кривая опре-

деляет зависимость

)

(

д

T

f

G





по внешней скоростной характеристике двигате-

ля. Кроме того, на рис. 8,

а

нанесены штрих пунктирные линии, соответствую-

щие фиксированным значениям передаточных чисел коробки передач,

СП

и

=0,7 и

1,0 при равномерном движении автомобиля. Сравнивать следует только точки,
лежащие на линиях, соответствующих фиксированной мощности, например, точ-
ки

1

1

1







a

m

или

3

3

3







a

m

. На рис. 8,



сплошная линия соответствует изме-

нению степени использования мощности от угловой скорости вала двигателя для
характеристики минимальных расходов топлива. В общем случае нельзя подо-
брать значение фиксированного передаточного числа, обеспечивающего совпаде-
ние расходов топлива, хотя бы в некоторой зоне, с линией

АБ

.

24

1 2

1 0

8

0

2

4

6

к г /ч

G

T

Б

и = 1 ,0

С П

и = 0 ,7

С П

3

m

3

m

2

m

1

A

2



1



3



3



2



1



и = 0 ,7

С П

2 0

1 0 0

1 0 0

1 0 0

8 0

6 0

4 0

И ,

%

и = 1 ,0

С П

Б ’

C ’

2

1

0 0 ,2 0 ,4 0 ,6 0 ,8 1 ,0 1 ,2

д

а )

б )

Рис. 10 Определение режимов минимальных расходов топлива двигателя

25

Фиксированность передаточного числа не позволяет оптимизировать па-

раметры режима

д



и

И

. Расположения кривых

0

,

1



СП

и

и 0,7 на рис. 8

б

позво-

лили определить, для

25

,

0

min



д



и

9

,

0



ТР



, значение передаточного числа

5

,

0



СП

и

. При таком значении передаточного числа движение будет достаточно

неустойчиво критическим. Для обеспечения надѐжной устойчивости значение пе-
редаточного числа ускоряющей передачи, следует принимать не менее в
1,25…1,30 раза больше чем значение «неустойчиво критического». В нашем при-
мере это будет

5

,

0

)

30

,

1

...

25

,

1

(





уск

и

.

Работу двигателя по характеристике минимального расхода топлива при

различных значениях скорости равномерного движения автомобиля может обес-
печить только бесступенчатая несаморегулируемая передача. Выбор передаточно-
го числа по согласованию

д



, соответствующей точке

i

m

, со скоростью движения

обеспечивает автомобилю наилучшую топливно-экономическую характеристику,
причем

v

и

i

дm

к

/





.

Задача повышения топливной экономичности автомобиля с бесступенча-

той передачей в процессе разгона требует дальнейших исследований. Решением
ее, очевидно, будет установление законов управления подачей топлива в двига-
тель и передаточным числом бесступенчатой передачи в зависимости от скорости
автомобиля.

Критерием оценки топливной экономичности при разгоне выбран расход

топлива за разгон до конечной скорости. Из теории автомобиля известно, что рас-
ход топлива за разгон определяется интегралом





к

H

V

V

a

a

T

p

dV

j

G

Q

.

Подинтегральное выражение

a

T

j

G

/





определяет расход топлива на

единицу приращения скорости автомобиля. Несаморегулируемая бесступенчатая
передача, в отличие от других типов передач, позволяет произвести минимизацию



, путем выбора оптимальных параметров

к

и

,

д



и

И

при мгновенном значе-

нии скорости в процессе разгона автомобиля.

Для минимизации подинтегрального выражения при фиксированной ско-

рости автомобиля произведены следующие преобразования развернутых уравне-
ний часового расхода топлива

T

G

и ускорения

a

j

:











2

max

2

2

д

д

д

д

д

ТР

к

кv

И

И

И

д

д

eN

T

с

b

a

u

v

V

ИР

И

с

И

b

а

с

b

a

g

G































;













вр

a

с

с

с

к

д

д

д

д

д

кv

a

m

v

с

v

b

a

И

u

с

b

a

Р

j







2

2















.

При обозначении





2

д

д

д

д

д

М

с

b

a

К











- коэффициент приспособляемо-

сти двигателя по моменту





И

И

с

И

b

а

К

К

V

Р

g

G

И

И

И

д

М

ТР

кv

eN

T

2

m ax













;

26









вр

a

с

с

с

к

М

кv

a

m

v

с

v

b

a

И

u

К

Р

j



2









;































r

н

k

н

k

н

V

V

a

с

с

с

к

М

И

И

И

д

М

вр

TP

a

eN

a

V

V

a

T

a

V

V

p

dV

v

с

v

b

a

И

u

К

И

И

с

И

b

a

К

K

V

m

g

dV

j

G

dV

Q

2

2

m ax











.

Численное интегрирование выражения выполнено, как и для времени и пу-

ти разгона применением формулы Симпсона. Для определения угловой скорости
вала двигателя, при которой расход топлива

p

Q

в процессе разгона до

к

v

будет

наименьшим, произведены расчеты для трех значений конечных скоростей

к

v

=

0,45 ,0,65 и 0,85 в зоне

д



= 0,75 - 1,0. Для каждой конечной скорости существует

своя оптимальная угловая скорость вала двигателя

дОПТ



обеспечивающая

m in

р

Q

.

На рис.11 приведены законы изменения

)

(

v

f

И



. Кривые 1 и 2 - для бес-

ступенчатой трансмиссии при крайних значениях

д



= 0,75 и 1,0. Нумерация кри-

вых 3, 4, 5 соответствует возрастающему порядку передач в трехступенчатой ко-
робке передач с рядом передаточных чисел:

0

,

4



I

u

;

67

,

1



II

u

;

0

,

1



III

u

.При работе

двигателя на режиме

const

д





, что возможно только с бесступенчатой переда-

чей, анализируемая функция

)

(

v

f

И



имеет вид плавно изменяющейся кривой

(кривые I, 2, рис. 9). Зависимость

)

(

v

f

И



для ступенчатой коробки передач,

при осуществлении переключения передач по условию

1





i

i





имеет вид лома-

ных кривых. Это объясняется тем, что с переключением передачи меняется угло-
вая скорость вала двигателя и коэффициент учета вращающихся масс.

Рис. 11 Режим управления нагрузкой двигателя при экономичном разгоне

В третьей главе приведены сведения об объекте испытаний, об использо-

ванных измерительных приборах и стендах, изложена методика и даны результа-
ты экспериментальных исследований автоматической бесступенчатой передачи,
включающие тягово-скоростные и топливно-экономические свойства автомобиля
и характеристики регулирования передаточных чисел бесступенчатой передачи
при дорожных и стендовых испытаниях.

Экспериментальные исследования проводились для принципиальной

оценки результатов теоретических исследований и на их основе выявления воз-

И

%

v

0

v

1 0 0

8 0

9 0

0 0 ,2 0 ,4 0 ,6 0 ,8 1 ,0

2

3

4

1

5

27

можности повышения эффективности применения бесступенчатой передачи в
трансмиссии автомобиля. Исследования были проведены на примере автомобиля

Volvo 343

с клиноременным вариатором в трансмиссии. Автоматическая система

клиноременного вариатора реагирует на режим работы двигателя по отклонению
угловой скорости

д





. Изменение настройки регулятора происходит в зависимо-

сти от крутящего момента

д

M

двигателя, выраженного через разряжение в его

впускном коллекторе.

В соответствии с задачами экспериментальных исследований измерены

следующие параметры:

-

путь

р

S

, время

р

t

и расход топлива

р

Q

в процессе разгона автомоби-

ля;
-

угловая скорость вала двигателя

д



;

-

угловая скорость ведущего шкива бесступенчатой передачи

ш



;

-

угловая скорость ведущего колеса автомобиля

к



;

-

скорость автомобиля

a

V

и расход топлива

s

Q

при равномерном дви-

жении;
-

разрежение в камерах ведущего шкива бесступенчатой передачи

p

;

-

тяговая мощность на ведущих колесах автомобиля

к

N

.

При дорожных испытаниях применялись приборы фирмы

ОNO SOKKI

Япония: анализатор скорости модели

SPA-12

, куда поступают сигналы от расхо-

домера топлива и пятого колеса модели

SM-171.

На вилке пятого колеса установ-

лен индуктивный датчик сигналов

МР-981

с возможностью генерирования сигна-

ла пути с масштабом 1 см/импульс. Расходомер топлива поршневого типа выдаѐт
сигнал замера расходуемого топлива с масштабом 1 см

3

/импульс. Счѐтчики пути

разгона, времени и расхода топлива отсчитывают показатели за каждое прираще-
ние скорости автомобиля на 10 км/ч. Для измерения угловых скоростей вала дви-
гателя

д



, ведущего шкива

ш



и ведущего колеса

к



автомобиля использованы

индуктивные датчики. Все сигналы фиксировались на ленте четырѐхканального
магнитографа типа

ТЕАС R-200

производства Японии. Записи на магнитной ленте

переписывались на светочувствительную ленту с помощью стационарного шлей-
фового осциллографа

VISIGRAPH FR-301.

Стендовые испытания автомобиля

Vol-

vo 343

были проведены на стенде с беговыми барабанами

“dynatest-132”

фирмы

HOFMANN

. Стенд

“dynatest-132”

имеет два режима работы: 1) режим постоянной

скорости

const

V

a



; 2) режим постоянного момента сопротивления движению

const

M



. В режиме

const

V

a



заданная скорость поддерживается при нагруже-

нии ведущих колѐс моментом, регулируемым системой автоматики стенда. В ре-
жиме постоянного момента сопротивления движению, заданное значение

М

на

барабанах стенда поддерживается во всѐм диапазоне скоростей движения. Значе-
ние разряжения в камерах ведущего шкива клиноременного вариатора измерялось
с помощью параллельно подсоединенного вакуумметра

SOURIAU

.

Автомобиль

Volvo 343

в трансмиссии имеет автоматическое дисковое цен-

тробежное сцепление. В экспериментальных исследованиях автоматической бес-
ступенчатой передачи при разгоне и равномерных режимах движения определена

28

согласованность характеристик этих агрегатов. Конец буксования сцепления
определен по выровненным угловым скоростям ведущей и ведомой частей. Для
определения регуляторной характеристики бесступенчатой передачи при разгоне
на магнитную ленту записывались угловая скорость ведущего шкива

ш



бессту-

пенчатой передачи и ведущего колеса

к



автомобиля. При полном открытии

дроссельной заслонки разница вакуума во внешних камерах ведущих шкивов с
атмосферным давлением не превышает 5.3 кПа. Поэтому влияние вакуума на ха-
рактеристики интенсивного разгона не рассмотрено.

Дорожные испытания автомобиля с бесступенчатой передачей позволяют

установить разгонные, топливно-экономические характеристики автомобиля, ре-
гуляторную кинематическую характеристику бесступенчатой передачи при дан-
ных условиях. Определение изменения мощности сопротивления движению от
скорости автомобиля методом «выбега» на мерном участке дороги затруднено из-
за автоматического центробежного сцепления в трансмиссии и обратного пере-
ключения на большие передаточные числа бесступенчатой передачи.

Зависимости совместного режима работы двигателя и автоматической бес-

ступенчатой передачи от нагрузки на ведущих колѐсах при постоянной скорости
движения автомобиля определены при стендовых испытаниях. Для определения
мощности на ведущих колѐсах при различных нагрузочных режимах движения
использована разработанная экспериментально-расчѐтная методика.

Баланс мощности на ведущих колѐсах при испытаниях на стенде с беговы-

ми барабанами имеет вид

3

и

СТ

f

к

N

N

N

N









,

где

к

N

- тяговая мощность на колѐсах;



f

N

- мощность сопротивления качению

колес на барабанах;

СТ

N

- мощность, затрачиваемая на прокрутку стенда;

3

и

N

-

мощность, измеряемая по показаниям прибора стенда.

Мощность сопротивления качению колѐс на барабанах стенда определена

в следующей последовательности.

1.

Определена нормальная реакция

Н

R

(рис. 12) на барабанах от веса приходяще-

го на ведущий мост

2

z

R

:

2

2

2

)

(

4

)

(





А

r

r

r

r

R

R

б

к

к

z

Н









,

где

к

r

- радиус качения колеса при данном нагрузочном режиме, значение которо-

го определяется соотношением измеряемых величин

к

a

V



/

, м;



r

- радиус бара-

бана, м;



А

- межосевое расстояние барабанов, м.

2.

Определено значение коэффициента сопротивления качению колѐс на дороге

при измеряемой скорости

]

)

6

.

3

/

(

1

[

2

0

a

f

дv

V

a

f

f





, где

0

f

- начальное значение ко-

эффициента сопротивления качению колес на дороге, для расчетов принято;

f

a

-

коэффициент учета возрастания от скорости движения. Влияние момента на зна-
чение коэффициента сопротивления качению ведущих колес рассчитано по фор-
муле

к

к

H

к

к

дv

дvм

r

r

R

r

r

M

f

f

0

0

/

)

(







, где

ко

r

-

радиус свободного качения колеса;

М

-

момент на барабанах стенда.

29

Рис.12 Расчетная схема сил в системе «колесо – беговые барабаны»

Рис. 13 Кинематическая зависимость вала двигателя и автомобиля

М

к

М

б

r

к

r

б

R

Н

R

Н

R

Z 2

O

1

O

2

А

б

к

б

30

3. По влиянию крутизны барабанов определен коэффициент сопротивления каче-

нию колес на барабанах. Поскольку передние барабаны являются нагрузочными а
задние свободно вращающимися, то сопротивление качению колес на передних и
задних барабанах будет разным:

a) на нагрузочных барабанах







































3

4

33

,

0

1





r

r

f

f

к

дvм

v м

б) на барабанах свободного качения







































3

4

33

,

0

1





r

r

f

f

к

дv

v

.

4. Определена мощность сопротивления качению колес на барабанах:

а) на нагрузочных барабанах

3600

a

v м

H

м

f

V

f

R

N







,

б) на барабанах свободного вращения

3600

a

v

H

v

f

V

f

R

N







,

в) общая

v

f

м

f

f

N

N

N











.

Таким образом, по приведенной методике определено значение тяговой

мощности на ведущих колесах при испытаниях автомобиля с автоматической
трансмиссией на стенде с беговыми барабанами.

Для определения влияния вакуумного регулятора на выбор передаточного

числа и режим работы двигателя, стендовые испытания проведены при трех вари-
антах управления осевой силой на ведущих шкивах:
-

с отсоединенной вакуумной системой автоматического регулирования

передаточным числом; изменение и выбор передаточного числа

к

и

бесступенча-

той передачи в этом варианте, в отличие от следующих, определяются только па-
раметрами центробежных грузов на ведущих шкивах;
-

с подключением вакуума во внешние камеры ведущих шкивов;

-

с подключением вакуума во внутренние камеры ведущих шкивов.

Измерение угловых скоростей вала двигателя и ведущего шкива бессту-

пенчатой передачи позволило получить картину буксования сцепления

д



,

)

(

p

ш

t

f





с центробежными грузами и вакуумным управлением. Определение

процесса буксования сцепления позволило установить моменты полного силового
замыкания сцепления. При исследовании характеристики бесступенчатой переда-
чи в дорожных и стендовых испытаниях не наблюдалось движение автомобиля с
буксующим сцеплением. Изменение угловой скорости вала двигателя от скорости
автомобиля в режиме движения с полностью открытой дроссельной заслонкой
определено параметрами центробежных грузов на ведущем шкиве. Измерение ва-
куума в камерах ведущих шкивов позволило получить зависимость изменения
разрежения во впускном коллекторе двигателя при подключенных наружных ка-
мерах, от угловой скорости его вала при фиксированной скорости движения ав-
томобиля.

Проведенные дорожные испытания с равномерной скоростью позволили

определить характеристику

)

(

a

к

V

f





(рис. 13), где кривая 2 получена при рав-

31

номерном движении. Благодаря применению вакуумной камеры на ведущем шки-
ве область регулирования передаточного числа бесступенчатой передачи расши-
рена.

Автоматическая система, реагирующая как на угловую скорость вала дви-

гателя, благодаря применению центробежных грузов, так и на нагрузку, благодаря
применению вакуума во впускном коллекторе двигателя при прикрытии дрос-
сельной заслонки, обеспечивает расширенную область изменения передаточного
числа бесступенчатой передачи. В то же время система обладает в данном случае
внутренней автоматичностью в приспособлении к условиям движения.

Бесступенчатая передача имеет диапазон передаточного числа 3,68, позво-

ляющий использовать область – ограниченную линиями 3, 4, 5 и 6 (рис. 13). Ли-
нии 3 и 5 соответствуют постоянному максимальному и минимальному переда-
точным числам трансмиссии, а линии 4 и 6 - граничные условия по угловой ско-
рости вала двигателя при максимальной мощности и конца буксования сцепления
при минимальной нагрузке. Линии 7 и 2 соответствуют регуляторной характери-
стике бесступенчатой передачи существующей конструкции. Здесь же проведены
штриховые линии для передаточных чисел промежуточных передач варианта со
ступенчатой коробкой передач. В данной конструкции не достигнуты возможные
тягово-скоростные свойства автомобиля с бесступенчатой передачей. В зоне (0,60
- 0,80)

дN



, где изменяется передаточное число при полном нажатии на педаль

дроссельной заслонки, двигатель имеет мощность на 30-10% ниже максимальной.
Внутренняя взаимозависимость параметров автоматической системы не позволяет
достаточно снизить угловую скорость двигателя в режимах равномерного движе-
ния. Это показывает на резерв улучшения топливной экономичности автомобиля.

В четвертой главе приведены актуальность совершенствования автомати-

ческой системы управления бесступенчатой передачей с механической структу-
рой, определены основные зависимости анализируемой автоматической системы,
разработан метод расчета исследуемой автоматической системы регулирования
клиноременного вариатора, метод позволил определить рекомендации по совер-
шенствованию системы, предложен способ регулирования бесступенчатой пере-
дачи автомобиля при интенсивном разгоне, учитывающий влияние переменности
передаточного числа на формирование ускорения.

Анализом результатов испытаний определены основные параметры систе-

мы регулирования бесступенчатой передачи и их взаимозависимости. Установле-
но их влияние на выбор режима работ двигателя и бесступенчатой передачи. Это
в свою очередь, позволило оценить возможность улучшения функционирования
системы автоматического регулирования передаточного числа.

Совершенствование системы автоматического регулирования бес-

ступенчатой передачи, на основе примененной на автомобиле

Volvo 343

, обуслав-

ливает разработку метода расчета, позволяющего:

- объяснить ограниченность этого способа регулирования;
- определить влияние отдельных характеристик и конструктивных па-

раметров на выбор режима работы двигателя;

- наметить пути дальнейшего совершенствования системы автомати-

ческого регулирования, обеспечивающей расширение области регулирования пе-

32

редаточного числа бесступенчатой передачи.

Момент, передаваемый одним ремнем бесступенчатой передачи автомоби-

ля, равен половине крутящего момента двигателя

д

M

, умноженного на переда-

точное число переднего редуктора

рп

u

. Натяжные усилия

1

S

и

2

S

в ветвях ремня

находятся

в

следующей

зависимости

от

крутящего

момента

рп

д

u

M

Д

S

S

5

,

0

2

/

)

(

1

2

1





. Коэффициент 0,5 учитывает, что момент двигателя пере-

дается двумя ремнями. Чтобы передавать тяговое усилие между входящей и выхо-
дящей ветвями ремня, ремень должен защемляться в шкивах. По известным реко-
мендациям из соображений предотвращения проскальзывания ремня и с учетом
долговечности, соотношение натяжных усилий в ветвях ремня принято





3

/

2

1





S

S

m

. Для этого необходимо

5

,

0

1

1

2

1

0













S

S

P

m

m



, где



- коэф-

фициент тяги, характеризующий степень использования ремнем сообщенного

ему

натяжения;

0

P

- окружная сила.

Осевая сила на ведущем шкиве, необходимая для обеспечения равновесия

системы для максимального нагрузочного режима установлена приблизительно
как

2

1

6

,

1

К

К



. Осевая сила на ведущем шкиве

1

К

уравновешивает силу

цб

К

от

центробежных грузов, силу

р

К

от разрежения в вакуумных камерах, соединен-

ных с впускным коллектором двигателя и силу

пр

К

от пружи-

ны:

пр

р

цб

К

К

К

К







1

В режиме полного открытия дроссельной заслонки значение разрежения

очень мало. Пружина на ведущем шкиве, предназначенная для удержания ремня
при не вращающихся шкивах, создает незначительную силу, в сравнении с силой
от центробежных грузов. В этом случае, в режиме полной нагрузки, изменение
передаточного числа зависит от параметров центробежных грузов. Геометрия
профиля кулачка и центра груза определяют функцию

цб

К

от перемещения поло-

вины ведущего шкива, т.е. передаточного числа.

При частичных нагрузочных режимах значение осевой силы

1

К

на валу

ведущего шкива, без учета осевой силы от пружины

ПР

К

, определяется силой от

центробежных грузов

цб

К

и силой от разрежения в камерах шкива

р

К

. Уста-

новленные зависимости





к

д

цб

u

f

К

,





позволяют определить значения

р

К

в

суммарной осевой силе

1

К

, если известны передаточное число и угловая скорость

вала двигателя.

При работе клиноременного вариатора устанавливается определенное со-

отношение между осевыми силами

1

К

на ведущем и

2

К

на ведомом шкивах

2

1

/

K

K





. В работе использована известная эмпирическая зависимость:









42

,

0

0032

,

0

85

,

0

03

,

0

77

,

0

1

042

,

0

3

,

1

2

2

,

0

0

2













К

е

К

Р

, где

0

Р

и

2

К

в

кГс

, а

1



-

угол охвата ремнем на ведущем шкиве, в градусах. Если известно передаточное
число бесступенчатой передачи, то значение



определимо.

33

Разработанный метод расчета системы регулирования передаточного чис-

ла бесступенчатой передачи позволяет определить режимы работы двигателя и
бесступенчатой передачи при изменении сопротивления движению.

Режим совместной работы двигателя и бесступенчатой передачи, в основ-

ном, зависит от трех условий:

1. Обеспечения кинематического согласования скоростей движения авто-

мобиля и угловой скорости вала двигателя;

2. Уравновешенности осевых сил на ведущем и ведомом шкивах;
3. Обеспечения двигателем и бесступенчатой передачей требуемой тяговой

мощности.

Условие кинематического согласования позволяет получить характер из-

менения осевой силы от центробежных грузов, составляющей осевую силу

1

К

на

валу ведущего шкива, от угловой скорости вала двигателя при обеспечении рав-
номерного движения автомобиля с выбранной скоростью.

На рис. 14 приведен график метода определения режима работы двигателя

с автоматически регулируемой бесступенчатой передачей. В режиме полной
нагрузки значение

цб

К

находится на кривой 3 (рис. 14) по соответствующему

значению угловой скорости вала двигателя определенному для заданной скорости
60 км/час. Кривая I характеризует функцию

)

(

д

цб

f

К





при максимальном пе-

редаточном числе бесступенчатой передачи. Кривая 4 характеризует изменения
осевой силы

цб

К

от угловой скорости вала двигателя при равномерном движении

автомобиля со скоростью 60 км/ч. Крутизну кривой 4 определяет форма кулачка
центробежного груза. При разном возможном нагрузочном режиме для заданной
скорости автомобиля осевая сила от центробежных грузов определяется кривой 4.
Это позволяет установить долю

цб

К

в суммарной осевой силе

1

К

, при известном

значении последней и угловой скорости вала двигателя.

Следующим, вторым условием определения режима совместной работы

двигателя и бесступенчатой передачи является уравновешенность осевых сил на
ведущем и ведомом шкивах

)

(

2

1

д

f

К

К









. Для анализируемой конструкции

бесступенчатой передачи изменение осевой силы на ведомом шкиве не зависит от
нагрузочного режима и является функцией только передаточного числа. Для
определения значения осевой силы

1

К

на ведущем шкиве через

2

К

требуется

знать величину коэффициента



, который зависит не только от передаточного

числа, но также и от передаваемого момента. Следовательно, значение

1

К

зави-

сит как от передаточного числа, вследствие зависимостей

)

(

к

u

f





,

)

(

2

к

u

f

К



, так и от нагрузочного режима работы бесступенчатой передачи.

Обеспечение баланса осевых сил на ведущем шкиве и выработка двигате-

лем требуемой мощности для движения автомобиля с заданными режимами со-
здают третье условие расчета режима совместной работы двигателя и бесступен-
чатой передачи.

Таким образом, приведенный метод определения режима работы двигате-

ля с автоматически регулируемой бесступенчатой передачей позволяет:
-

установить долю каждой составляющей силы в балансе осевых сил (4.10);

34

Рис. 14 Расч

ѐтн

ый гр

афик

реж

им

а раб

от

ы систем

ы двигат

ель

-автомоб

иль

35

-

оценить особенности работы вакуумного регулятора при различных режимах
движения;

-

объяснить причины ограниченности в выборе оптимального режима совмест-
ной работы отдельных частей системы двигатель - бесступенчатая передача с
вакуумным регулятором;

-

провести анализ влияния конструктивных параметров и зависимостей отдель-
ных частей, участвующих в регулировании передаточного числа на область ре-
гулирования.

Одним из уязвимых мест бесступенчатых передач является небольшой

диапазон изменения передаточного числа, который в большинстве случаев лими-
тируется конструктивными соображениями. Минимальное передаточное число

бесступенчатой передачи надо выбирать по наименьшей устойчивой угловой ско-
рости двигателя из соображений экономии топлива.

Сравнение рекомендуемых и примененных зависимостей (рис. 13) показы-

вает, что надо расширять область регуляторной характеристики бесступенчатой
передачи. На рис. 15 приведены кривые

)

(

1

д

f

К





(кривые 3, 3, З") при полной

нагрузке для трех вариантов диапазона

)

(

2

1

д

д







угловой скорости вала двига-

теля. При этом, в следствие изменения профиля кулачка центробежного груза, за-
висимости

)

(

д

цб

f

К





в каждом варианте будут разными (кривые 4, 4, 4").

Сравнивая значения угловых скоростей вала двигателя на точках пересечений
кривых

2

1

К

К





(кривая 5) и

)

(

д

цб

f

К





в каждом варианте, можно анализи-

ровать влияние

)

(

a

д

V

f





при полной нагрузке на значение

дч



при частичных

нагрузках. Цифры обозначения кривых на рис. 15 соответствуют тем же, что и на
рис. 14.

В подтверждение выводов предыдущей главы, принятая кривая

)

(

a

д

V

f





является компромиссным решением не только между тягово-

скоростными свойствами и комфортабельностью движения, но также и по топ-
ливной экономичности автомобиля. Выбираемая зона

)

(

2

1

д

д







для полного

нагрузочного режима не оказывает ощутимого влияния на расширение области
регулирования передаточного числа бесступенчатой передачи.

Зависимость

)

(

2

к

и

f

К



бесступенчатой передачи выбрана из условия

передачи максимального момента, развиваемого двигателем. При этом расчетное
значение коэффициента тяги принято

5

,

0





. В режиме частичных нагрузок

осевая сила

2

К

значительно превышает необходимое значение, следовательно,

ухудшаются характеристики рабочего процесса бесступенчатой передачи и режи-
мы совместной работы системы двигатель - бесступенчатая передача - автомо-
биль. Установка устройства реагирования на нагрузочный режим на ведомом
шкиве увеличивает область регуляторной характеристики бесступенчатой переда-
чи. На ведомом шкиве устройством, реагирующим на нагрузочный режим, может
служить вакуумная камера, аналогичная примененной на ведущем шкиве. В ре-
жиме полной нагрузки во всем диапазоне передаточного числа такое устройство
практически не влияет на вложенную в конструкцию зависимость

)

(

2

к

и

f

К



из-

менения осевой силы от передаточного числа бесступенчатой передачи.

36

Р

ис.

15

В

ли

яни

е ре

гуля

т

ор

но

й ха

ра

кт

ер

ист

ик

и д

ля

п

олн

ой

на

гр

уз

ки

на

выб

ор

р

ежима

р

аб

от

ы

двига

т

еля

п

ри

ч

ас

т

ичн

ой

на

гр

уз

ке

37

Применение на ведомом шкиве дополнительного нагрузочного устройства

- вакуумной камеры позволяет расширить область регулирования передаточного
числа за счет более эффективного использования осевой силы, создаваемой раз-
режением в вакуумной камере на ведомом шкиве. На рис.14, кривая 7 соответ-
ствует зависимости

)

(

2

2

1

Р

К

К

К







для рассматриваемого режима движения

автомобиля. На кривой 7 точками

'

1

О

и

'

2

О

отмечены осевая сила на ведущем

шкиве и угловая скорость вала двигателя, соответственно, при отсутствии вакуу-
ма во внешней камере ведущего шкива и при соединении ее с впускной системой
двигателя. При втором случае, то есть когда функционирует внешняя вакуумная
камера на ведущем шкиве и рекомендуемая на ведомом шкиве автоматическая
система для рассчитываемого режима выбирает минимальное передаточное число
в бесступенчатой передаче и обеспечивает снижение угловой скорости вала дви-
гателя с 310 рад/с при

2

О

до 230 рад/с при

'

2

О

.

С помощью разработанных в главе аналитических исследований, методов

расчета проведена сравнительная оценка улучшения тягово-скоростных и топлив-
но-экономических свойств автомобиля при реализации рекомендуемой характе-
ристики регулирования передаточного числа.

Использование микропроцессора и исполнительных устройств для прину-

дительного регулирования передачи значительно повышает ее гибкость и приспо-
собляемость системы автоматического регулирования бесступенчатой передачи.
Целью рекомендуемого способа регулирования бесступенчатой передачи является
повышение интенсивности разгона автомобиля путем реализации полученных оп-
тимальных или близких к ним регуляторных характеристик

)

(

a

к

V

f

и



при теоре-

тических исследованиях, Реализация способа основана на применении системы
автоматического регулирования передаточного числа с помощью микропроцессо-
ра. В существующих способах не учтено влияние

dt

du

к

/

, то есть скорость из-

менения передаточного числа по времени на процесс формирования ускорения
автомобиля. Ускорение автомобиля с бесступенчатой передачей можно опреде-

лить дифференциальным уравнением

dt

du

r

и

т

P

P

j

к

к

к

к

вр

вр

a

C

T

a









'

2

'







, где

2

2

1

'

1

к

вр

u













-

коэффициент учета вращающихся масс при фиксированном

значении передаточного числа. Уравнение является исходной зависимостью ее
работы.

Логическая схема рекомендуемого способа регулирования бесступенчатой

передачи при разгоне приведена на рис. 16, где:

П

М

- устанавливающая связь меж-

ду крутящими моментами на входном и выходном валах передачи,

П

ω

- устанав-

ливающее связь между скоростями этих валов. Другие символы:

Д

-двигатель ;

А

- автомобиль;

ИМ

дв

, ИМ

БП

исполнительные механизмы управления, соответ-

ственно, изменяющие подачу топлива в двигатель и передаточное число бессту-
пенчатой передачи ;

РД , РП

- регуляторы, управляющие, соответственно, пода-

чей топлива в двигатель и передаточным числом бесступенчатой передачи ;

ФЗР

-

функциональное звено изменения настройки регулятора ;

ЗУ

- запоминающее

устройство ;

КУ

- корректирующее устройство ;

БС

- блок сравнения ; датчики:

38

К У

D

б у к

П



З У

Б С

Ф З Р

РД

D

Z

Р П

И М

д в

D

И М

Б П

Д

П

М

П

А

D

ja

a

j



к

и



j



j





з

j

ф

j

а

j

z



д



d t

d u

к



2

1





d

d



2

М



















d t

d

J

М

1

1

1



ja

D

- ускорения автомобиля ;

бук

D

- буксования колес ;

П



- положения педали

подачи топлива ;



D

- угловой скорости вала двигателя ;

z

D

- положения органа

подачи топлива. Разделение управляющей ветви на регуляторы и исполнительные
механизмы на логической схеме (рис. 4.18) объясняется тем, что первые, имея
электронную схему, входят в состав микропроцессора, а вторые

(ИМ)

, как сило-

вой элемент имеют механическую (гидравлическую, комбинированную и т.д.)
структуру. Способ регулирования бесступенчатой передачи автомобиля при раз-
гоне заключается в получении сигналов о буксовании колес, определении и коли-
чества подачи топлива в двигатель, измерении угловой скорости вала двигателя и
последующего регулирования либо передаточного числа, либо количества подачи
топлива и отличается от известных тем, что сначала задают значение ускорения
разгона по условиям движения, затем устанавливают начальные значения угловой
скорости вала двигателя и передаточного числа, сравнивают с измеренным фак-
тическим ускорением и по сигналу сравнения осуществляют регулирование ско-
ростью изменения передаточного числа до их выравнивания.

На участке дороги с малым коэффициентом сцепления колес с дорогой,

подведение к ведущим колесам значительной силы тяги для желаемой интенсив-
ности разгона может вызвать

их пробуксовку. При буксовании колес машины, ее

ускорение будет меньшим. Возрастет "отрицательная" разница

з

ф

j

j

j







, что,

как указано выше, требует увеличения

dt

du

к

/

, тем самым и силы тяги на колесе.

Рис. 16 Логическая схема способа регулирования передаточного числа

при интенсивном разгоне