автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Методы повышения эффективности работы автоматических клиноременных вариаторов в трансмиссии мототранспортных средств

На правах рукописи

МЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ АВТОМАТИЧЕСКИХ КЛИНОРЕМЕННЫХ ВАРИАТОРОВ В ТРАНСМИССИИ МОТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

Специальность 05.02.02-05 - Машиноведение, системы приводов и детали машин

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

□□3452148

Ковров - 2008

003452148

Работа выполнена на кафедре «Машиностроение» Ковровской государственной технологической академии им. В.А. Дегтярева

НАУЧНЫЙ РУКОВОДИТЕЛЬ:

доктор технических наук, профессор Рябов Г.К.

ОФИЦИАЛЬНЫЙ ОППОНЕНТЫ: доктор технических наук,

профессор Филькин Н.М. кандидат технических наук, доцент Терновой А.В.

ВЕДУЩАЯ ОРГАНИЗАЦИЯ

ОАО «ЗиД» г. Ковров

Защита диссертации состоится «10» декабря 2008 г в 15-10 на заседании диссертационного совета Д 212.090.01 при Ковровской государственной технологической академии им. В.А. Дегтярева по адресу: 601910 г. Ковров, ул. Маяковского, д. 19, КГТА, ауд. 244.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке Ковровской государственной технологической академии им. В.А. Дегтярева, по адресу: 601910 г. Ковров, ул. Маяковского, д. 19, КГТА.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью организации, просим направлять в адрес ученого секретаря диссертационного совета.

Тел./факс: 8-(49232)-3-21-60 Тел.. 8-(49232)-3-20-99

Email: karekt@kc ru

Автореферат разослан

«

» октября 2008

г.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук, доцент

/ Е.Ю. Пантелеев /

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы

Непрерывное увеличение количества автотранспорта приводит к росту интенсивности дорожного движения. При этом мототехника из-за ограниченной мощности двигателей заметно уступает современным автомобилям по своим динамическим характеристикам и становится помехой на дорогах, часто приводящей к ДТП.

Для улучшения динамических характеристик и управляемости мототранспортным средством (МТС) широко используют автоматические клиноременные вариаторы (АКБ). Однако внедрение их в производство, как показывает практика, сопровождается трудоемкой экспериментальной доводкой вновь проектируемых моделей, что свидетельствует о недостаточной точности применяемых методик расчетов для определения оптимальных конструктивных параметров вариаторов.

До сих пор существует большое число нерешенных задач, связанных с описанием динамических процессов, протекающих при варьировании передаточного отношения АКБ. Применяемые математические модели, как показывают расчеты, описывают эти процессы с определенными погрешностями из-за принимаемых допущений. Одной из наиболее важных и сложных задач является описание процессов разгона транспортного средства в режиме изменения передаточного отношения вариатора.

В связи с этим является актуальной задача разработки более точной математической модели движения МТС с АКБ и на основе ее создание методов рационального выбора параметров АКБ, позволяющих использовать возможности двигателя с максимальной эффективностью и обеспечивающих наилучшую динамичность движения МТС.

Цель диссертационной работы

Целью работы является разработка методов расчета параметров АКБ, направленных на повышение эффективности работы вариаторов за счет рационального использования скоростной характеристики двигателя и обеспечения высокого КПД передачи.

Задачи исследований

Сформулированная цель по теме диссертации позволила определить следующие основные задачи работы:

- исследование известных конструкций трансмиссий на основе АКБ;

- анализ математических моделей, применяемых для описания процессов разгона транспортных средств с трансмиссиями на основе АКБ;

- уточнение математической модели и разработка метода расчета параметров АКБ, обеспечивающих максимально-возможную динамичность движения МТС за счет более эффективного использования скоростной характеристики двигателя;

- получение экспериментальных данных, позволяющих оценить точность разработанных методов расчета АКБ;

- установление причин, приводящих к неустойчивой работе АКВ и разработка рекомендаций по их устранению;

- разработка новой конструктивной схемы АКВ с улучшенными характеристиками изменения передаточного отношения.

Методы исследований

Решения поставленных задач базируются на методах теоретической механики; теории машин и механизмов; методах математического моделирования динамики механических систем; методах анализа и синтеза сложных технических систем; численных методах математического анализа, а так же на методах планирования эксперимента

Объект исследований

В качестве объекта исследований выбран автоматический клиноременный вариатор с двумя раздвижными шкивами и постоянным межосевым расстоянием. Автоматическое регулирование передаточного отношения осуществляется за счет применения регулятора по нагрузке на ведомом шкиве и центробежного регулятора с роликовыми центробежными грузами, установленного на ведущем шкиве вариатора.

Достоверность и обоснованность

Достоверность результатов подтверждается согласованностью теоретических исследований с данными экспериментов, полученных в ходе испытаний мотороллера LIFAN LF50QT8A (сходимость тягово-скоростных характеристик 89-97%) и мотороллера «HONDA TACT AF-24» (сходимость тягово-скоростных характеристик 86-92%).

Научная новизна:

- уточнена математическая модель движения МТС с АКВ за счет учета влияния диапазона регулирования, области варьирования передаточного отношения и КПД вариатора на тягово-скоростные характеристики МТС;

- установлена зависимость характеристики изменения передаточного отношения от основных факторов и конструктивных параметров АКВ;

- разработана математическая модель, описывающая процесс разгона МТС с новой схемой АКВ;

- предложены методы расчета, позволяющие определять рациональные параметры вариатора, при которых скоростная характеристика двигателя используется более эффективно и за счет этого повышается динамичность разгона МТС на 35-40% для существующей и на 40-45% для новой схемы АКВ.

Практическая ценность

Внедрение в практику предложенных методов позволяет определить рациональные конструктивные параметры АКВ и сократить время на экспериментальную доводку опытных образцов

Реализация результатов работы

Разработанные методы расчета тягово-скоростных характеристик движения МТС с АКВ были использованы при анализе и обработке результатов испытаний мотороллеров LIFAN LF-50QT8A, LF-50QT8M на ОАО «ЗиД» (АКТ ВНЕДРЕНИЯ ОАО «ЗиД» от 27.06.2008). При этом были установлены причины пониженной динамики разгона мотороллера LF-50QT8M и предложены пути ее повышения.

На защиту выносятся:

- уточненная математическая модель и метод расчета характеристик АКВ в процессе движения МТС;

- новая схема АКВ;

- математическая модель и методы расчета характеристик нового АКВ в процессе движения МТС;

- методы повышения эффективности работы АКВ;

Апробация работы

Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались:

- на I, II и III научно-технических конференциях аспирантов и молодых ученых «Вооружение, Технология, Безопасность, Управление» (Ковров 2006, 2007, 2008 г.г.);

- на Всероссийском молодежном научно-инновационном конкурсе УМНИК (Ковров 2008 г.);

- на V и VI Всероссийских научно-технических конференциях «Проблемы и достижения автотранспортного комплекса» (Екатеринбург 2007, 2008 г г.),

- на Всероссийской научно-технической конференции «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России» (Ижевск 2008 г.);

- на научно-технической конференции «Проектирование колесных машин» МГТУ им. Баумана (Москва 2008 г.);

- на расширенном заседании кафедры «Машиностроение» Ковровской государственной технологической академии им. В.А Дегтярева.

Публикации результатов

По теме диссертации опубликованы 11 печатных работ, в т.ч одна из статей в издании, реферируемом ВАК РФ, получен один патент на полезную модель.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из введения, пяти глав, заключения и приложений. Общий объем диссертации 152 страницы машинописного текста, включающего 50 рисунков, 2 таблицы, список использованной литературы из 92 наименований и 6 приложений.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении отмечен возрастающий интерес к применению АКВ в трансмиссиях малолитражных транспортных средств. Вместе с тем развитие этого направления в технике сдерживается отсутствием точных методов расчета из-за сложности описания процессов движения МТС с АКВ. Недостаточно изучены вопросы обеспечения устойчивой работы АКВ и определения условий оптимальной динамики движения транспортного средства, чем обусловлена актуальность проведения исследований новых схем и методов расчета АКВ.

В первой главе проведен обзор известных конструкций автоматических трансмиссий, приведены примеры успешного использования клиноременных вариаторов, которые благодаря их простоте в сочетании с легкостью управления и сравнительно невысокой стоимостью нашли применение в передаточных устройствах малолитражных транспортных средств: мотороллерах, мотоциклах, снегоходах и даже отдельных моделях автомобилей и сельскохозяйственных машин

Разработке и исследованию АКВ посвящены работы многих российских и зарубежных исследователей. Среди них следует выделить работы Г.В. Архангельского, Н.П. Баловнева, Ю.М. Мартыхина, С.С. Михеева, Г.К. Рябова, Д.К. Шакурова, Г.П. Дерунова, Н.М. Филькина, В.А. Умняшкина и других, обобщающие многолетние исследования в этой области и позволившие систематизировать конструктивные схемы АКВ, предложить методы их расчета и проектирования. Однако нужно отметить, что существующие методы исследований не учитывают всех особенностей передачи движения от вала двигателя к ведущему колесу МТС и поэтому не позволяют рассчитать оптимальные тягово-динамические характеристики транспортного средства. Доводка конструкций, как правило, проводится экспериментальными методами путем изготовления опытных образцов и проведения натурных испытаний, что связано со значительными финансовыми затратами и увеличением времени разработки.

Из всего многообразия конструктивных схем АКВ наибольшее распространение получили схемы с постоянным межосевым расстоянием между двумя регулируемыми шкивами (ведущим и ведомым). Диапазон регулирования такой передачи больше, чем в схемах с одним регулируемым шкивом и переменным межосевым расстоянием.

Рабочая поверхность шкивов обычно имеет коническую форму, а в некоторых конструкциях она представляет собой сложную профилированную поверхность, что предусматривается с целью учета изменения угла клина ремня при различных радиусах кривизны поверхностей, передающих движение.

Для автоматического изменения передаточного отношения АКВ чаще всего применяют центробежные регуляторы по угловой скорости вращения выходного вала двигателя. При выборе типа регулятора предпочтение отдается

конструкциям с роликовыми центробежными грузами, в которых благодаря лучшим условиям контакта груза с профилированной поверхностью шкива обеспечивается наибольший ресурс работы АКБ.

Для обеспечения высоких динамических характеристик транспортного средства применяют устройства коррекции передаточного отношения АКБ в зависимости от сопротивления движению МТС Такие устройства выполняют функцию регуляторов по нагрузке. Они устанавливаются, как правило, на ведомом валу вариатора и взаимодействуют с одним, реже - с двумя дисками ведомого шкива.

Для описания процессов передачи движения от выходного вала двигателя к ведущему колесу МТС применяют методы динамического моделирования на основе построения математических моделей. Используемые при этом двухмассовые модели не обеспечивают достаточной точности в оценке основных характеристик проектируемого МТС с АКБ, а известные многомассовые модели излишне сложны в описании и трудоемки в расчете. Кроме того, при существующих методах моделирования не проводится учет изменения КПД передачи, что в итоге отрицательно сказывается на точности расчетов.

Следует добавить, что в существующей теории не изучена проблема устойчивости процесса регулирования передаточного отношения АКБ и влияние неустойчивой работы АКБ на характеристику АКБ и динамические характеристики МТС. Поэтому требуются такие методы анализа и расчета трансмиссий, которые при относительной простоте математических моделей с достаточной точностью описывали бы процессы разгона транспортного средства в режиме изменения передаточного отношения АКБ. Изучив влияние основных факторов на характеристику изменения передаточного отношения АКБ и явление нарушения его устойчивой работы при регулировании передаточного отношения, появилась бы возможность влиять на динамику транспортного средства, обеспечивая наилучшие условия разгона при ограниченной мощности двигателя.

Исходя из выбранного направления исследований, намечена цель и определены задачи диссертационной работы

Во второй главе рассмотрены основные уравнения движения МТС с АКБ, установлены зависимости, отражающие влияние передаточного отношения АКБ и его КПД на тягово-скоростные характеристики МТС, составлена математическая модель движения и разработан алгоритм ее решения.

В основе математического описания процессов движения МТС рассматривалось уравнение Лагранжа II рода:

<к

Л

54.

где Т - кинетическая энергия системы; ц, - обобщенная координата; Оф - обобщенная сила, действующая на систему.

Рассматривая МТС как систему с одной степенью свободы, совершающую прямолинейное перемещение по координате х, определяем ее полную кинетическую энергию как сумму кинетических энергий поступательно движущейся массы МТС и кинетических энергий его вращающихся частей Т = ^Т,, получаем уравнение:

т_ mx2 | J.cof | JKco2 | т,,у2н

2 2 2 2 ' ^ ; где т - полная масса МТС; х - скорость движения МТС; J¡ - момент инерции вращающихся частей двигателя; со,- угловая скорость вращения выходного вала двигателя; JK - суммарный момент инерции колес; шР - масса ремня; vP -линейная скорость ремня;сок - угловая скорость вращения колес.

Величина угловых скоростей со, и сок связаны со скоростью х

X X

зависимостями: со. = со„и =-и; со„ =-,

D "D

к к

где и - передаточное отношение трансмиссии; RK - радиус ведущего колеса МТС.

„ X XUp

Выразив линеиную скорость ремня как vP=co¡rcl=-urcl =---гС2,

RK RK

где rCi и Гсг - средние радиусы соответственно ведущего и ведомого шкивов АКВ; иР - передаточное отношение редуктора и, введя обозначение • rC2 = к, уравнение

RK

(2) для кинетической энергии системы принимает вид:

2 т с ■ \2 т г . V шх J, х J

__i__*

Т = —^ +

2 2

Vrk

-и I

VRK7

+ ^(k-x)2. (3)

Взяв частную производную от Т по скорости х, имея ввиду, что

передаточное отношение и = ^х), а затем от полученного выражения -

производную по времени, получаем первую составляющую уравнения

Лагранжа II рода в виде:

д(сГГ\ . Т 2 , Зи^ х ,2 .„.

— — = тхч--—— хи + х и— —- к -х. (4)

сИ^Эх^ КК2сН дх) КЯК2 W

Поскольку кинетическая энергия системы не зависит от обобщенной

дТ г. /сч

координаты, вторая составляющая уравнения — = 0. (5)

дх

Обобщенную силу С>ч, определяем как коэффициент в выражении для элементарной работы внешних сил на перемещении 5Х:

<6)

где М1 - крутящий момент на выходном валу двигателя; г| - КПД трансмиссии; Кс- внешние силы сопротивления движению МТС.

Воспользовавшись

зависимостью

х

X

получаем

с)со,

Я.

dx du

и--Ь х —

сП dt

После подстановки последнего выражения в формулу

(6) выражение обобщенной силы принимает вид:

'Як ' dt

(7)

Проведя подстановки выражений (4), (5) и (7) в формулу (1) и выполнив

преобразования, получаем уравнение движения МТС с АКВ в виде:

.К , , .1, ( с1и _ 5и ди du 5:и и: dlИ М,и „ ('й'1

гпх н—х + Шпк~х + —!рхх и--1-2и — + х--+ хи —г + —Л + иЧ— = —П- ^с '

^ dx дх дх dx дх~ х dxJ

Преобразовав формулу (8), запишем ускорение МТС в виде'

1

5-т

М,и И.

(9)

где 5 - безразмерный коэффициент, учитывающий инерцию вращающихся масс при изменении скорости движения МТС:

1 ]

1

5 = 1+--^ + — тРк2 +--!-х

1

т ш Як ^ dx дх

изменения коэффициента

шЯк Пределы

приведенной массы 5 невелики и не превышают 5-10%. Поэтому ускорение х в большей мере зависит от изменения величины крутящего момента на валу двигателя, передаточного отношения и КПД передачи. Влияние этих факторов проанализировано на примере

конструктивной схемы АКВ с двумя раздвижными шкивами, постоянным межосевым расстоянием и регулированием по частоте вращения ведущего шкива и нагрузке (рисунок 1).

На рисунке 1 показаны: вал двигателя - 1; диски ведущего шкива - 2 и 3; центробежные грузы - 4; вариаторный ремень - 5; диски ведомого шкива - 6 и 7; пружина натяжения ремня - 8, штифт регулятора по нагрузке - 9, наклонный паз регулятора по нагрузке - 10.

Из рассмотрения схемы вариатора уравнение динамического равновесия системы записано в следующем виде:

с)и ^ 5и du Э2и и2 du

и —+ 2и-—1-х-——+хи^г +— г) + иг]-

дх dx

ах2

Рисунок 1 - Схема АКВ

управления может быть

5,

! ■ г• Гц • со,

с . л ,, |

2М,

, + 2М,

где у - угол наклона направляющих центробежных грузов; Бпо - сила предварительного сжатия пружины; с - жесткость пружины; у — осевое перемещение подвижного диска ведомого шкива; М1 - крутящий момент на ведущем валу; (1К - средний диаметр расположения кулачков на регуляторе по нагрузке; (5- угол наклона кулачкового паза 10; 0 - коэффициент, учитывающий потери осевых сил сжатия подвижных дисков из-за трения в подвижных сопряжениях; а - коэффициент приведения осевых сил, М2и -инерционный момент на ведомом валу.

Путем преобразования уравнения (10) получены новые зависимости для определения осевого перемещения диска «у» и передаточного отношения вариатора ив в виде.

1

0< у = — с

• 2 Гц - ю, • С1ёу _^ _ 2М, • и + 2М2и в а,

•■к

^ Ут,х ; (11)

(12)

где Утах - максимально возможное осевое перемещение подвижного диска; ф] и Ф2- углы клина ведущего и ведомого шкивов; Бтах - максимальный диаметр расположения ремня на ведомом шкиве; с1Ш1П - минимальный диаметр расположения ремня на ведущем шкиве; 8 - коэффициент упругого скольжения ремня по шкиву.

Изменение осевых сил сжатия подвижных дисков из-за трения в подвижных сопряжениях носит гистерезисный характер. В результате этого величина коэффициента 0 в зависимости от конструктивных параметров, значения передаточного отношения АКВ и режимов работы может изменяться в широком диапазоне, что необходимо учитывать при расчетах и выборе параметров системы управления вариатором.

Входящий в состав формулы (10) инерционный момент на ведомом валу АКВ М2„ , возникающий в результате изменения передаточного отношения, может достигать величины 55 - 57 % от значения крутящего момента на валу двигателя, что также оказывает существенное влияние на работу АКВ и должно учитываться при расчетах. Для его вычисления применяем формулу:

(13)

"р ки • Д-1

где Д=—^— диапазон регулирования АКВ; - коэффициент

ивк

скоростного диапазона варьирования передаточного отношения АКВ.

Останавливаясь на оценке величины КПД вариатора, следует иметь ввиду, что в силу конструктивных особенностей АКВ диапазон изменения этого параметра достаточно широк и составляет по экспериментальным данным от 60 до 95 %. Поэтому влияние этого фактора также необходимо учитывать при расчетах тягово-скоростных характеристик МТС.

Потери мощности от скольжения в передаче зависят от коэффициента

М1 „J Ф2

тяги Т =-— ctg — +р , где р - угол трения между ремнем и шкивом

d,-S2 \2 )

(р = 5°), S2 - осевая сила сжатия дисков ведомого шкива; dj - диаметр положения ремня на ведущем шкиве (dj =dmm +y-ctg^-).

Принимая за основу оптимальное значение коэффициента тяги, рекомендуемое в справочниках =0,7, обеспечивающего наивысшее значение КПД (г|н = 0,95), текущее значение КПД можно оценить по выражению:

л=л„-кд-к;,

где D2 - диаметр положения ремня на ведомом шкиве (D2 =Dmjx -y-ctg^-); k = — ;кд = —у!-—2-n и m _ коэффициенты, получаемые из

dm,„"Dmax d,+D2

экспериментальной характеристики вариатора.

Следует иметь ввиду, что на величину КПД оказывает влияние наличие регулятора по нагрузке. Показано, что установка регулятора по нагрузке, во-первых, незначительно сказывается на работе АКБ при постоянном передаточном отношении, и, во-вторых, способствует значительному повышению КПД (до 35-40%) при снижении передаточного отношения. Это объясняется увеличением радиуса расположения ремня на малом шкиве и обеспечением стабильного коэффициента тяги передачи.

Рассматривая движение элементов АКБ и изменение его кинематических характеристик в прямой связи с движением МТС в целом, математическая модель движения МТС с АКБ может быть описана системой уравнений: d2x

т — =Р -Р -Р ■

dt2

г i (14)

2 ~ о 2M,-ur+2M2ü п шц z • Гц • со1 • ctgy = а • 0 • c-y + Sno+--f-— "tgß

L "к

где гппр - приведенная масса МТС; Pw =С-рв-х2 F— аэродинамическая сила сопротивления движению МТС; Р^ = m g-sina + m-g-f,-cosa - суммарная

сила сопротивления движению МТС со стороны дорожного полотна; Рк -окружная сила на колесе; g - ускорение свободного падения; а - угол наклона дорожного полотна; f, - коэффициент сопротивления качению колес; С -коэффициент обтекаемости; рв- плотность воздуха; F - лобовая площадь МТС.

Здесь первое уравнение системы отражает поступательное движение МТС, а второе - работу системы управления АКБ.

На основе системы уравнений (14) составлен алгоритм расчета тягово-скоростной характеристики МТС с АКБ (рисунок 2). Поскольку большая часть составляющих уравнений описывается нелинейными зависимостями, для решения применялись численные методы интегрирования.

ф

РЕШАЯ СИСТЕМУ УРАВНЕНИИ

®1к =-~- "в

БЛОК Учета Д

м,„ = 1

у = -

ш 5 х„ Я.

Пц^Гц 2М, и,ж+2М,„

а 0

),„„ - У «£у

НАХОДИМ ЗНАЧЕНИЯ ДЛЯ: со1К; х„,М211; у, и Вк

"вн ивк»

= И1К;

Вывод параметров

X, у, у,ивк, со1К

БЛОК Расчета КПД й, =€>„„„ +у-йв^-, Ъ2=Ътгх-у = впо + су + 2(М, • ивк + М2ц) • «еР/с1к;

Кч< _ ф ' КД -

то

г| = 0,95-кд'38-к;-33

а2 +В2 тш тах К.

А2 Э2 лип тах

©

Рисунок 2 - Алгоритм расчета тягово-скоростной характеристики МТС с АКВ

В алгоритм расчета включен «БЛОК УЧЕТА КПД», позволяющий отслеживать изменение КПД при изменении параметров АКВ, а так же «БЛОК учета Д» отвечающий за изменение диапазона регулирования Д и области варьирования передаточного отношения АКВ в зависимости от угловой скорости вращения вала двигателя. Тем самым учитывать то обстоятельство, что увеличение скорости движения МТС происходит при одновременном нарастании угловой скорости вращения вала двигателя и снижении передаточного отношения АКВ.

В схеме алгоритма (рисунок 2) использованы следующие обозначения: х - ускорение МТС; At - шаг счета; <аши ю1К - угловые скорости вращения вала двигателя соответственно в начале и конце временного интервала t + At ; uBH и ubk - передаточное отношение АКВ соответственно в начале и конце временного интервала t + At; kp- числовой коэффициент на основе опытных

данных; хи- ускорение МТС за счет изменения передаточного отношения АКВ.

В третьей главе дано описание экспериментальных исследований динамики разгона опытных образцов мотороллеров, оборудованных автоматическими клиноременными вариаторами по схеме рисунка 1. Задачей исследований являлась проверка соответствия разработанной математической модели реальным объектам.

В качестве объектов исследований использовались:

- мотороллер «LIFAN LF-50QT-8» с четырехтактным двигателем рабочим объемом 50 см3;

- мотороллер «HONDA TACT AF-24» с двухтактным двигателем рабочим объемом 50 см3.

Экспериментальные исследования включали проведение стендовых и дорожных испытаний мотороллеров и предусматривали определение их тягово-скоростных характеристик практическим способом.

Для стендовых испытаний было использовано оборудование ПКЦ ОАО «ЗиД», в частности, установка «SHENK», оборудованная встроенным компьютером с программным обеспечением, имитирующим дорожные условия. В качестве нагрузки мотороллера применялся электромагнитный тормоз, позволяющий фиксировать крутящий момент на ведущем колесе. Испытания проведены на мотороллере «LIFAN LF-50QT-8». Измерялись скорость и время от начала движения мотороллера до достижения заданной скорости.

Дорожные испытания проводились на мотороллере «HONDA TACT AF-24» при разгоне с места до достижения максимальной скорости (по методике ГОСТ 6253-78) Специальная измерительная аппаратура включала: фотодатчик отражательного типа для регистрации частоты вращения ведущего колеса мотороллера, оптопару для регистрации частоты вращения вала двигателя, усилитель и аналого-цифровой преобразователь, компьютер со специальным программным обеспечением. В ходе испытаний регистрировались значения угловых скоростей вала двигателя, ведомого вала АКВ и колеса мотороллера в текущем времени.

На основе полученных опытных данных, относительная погрешность которых не превышает 5-7%, построены тягово-скоростные характеристики мотороллеров. На рисунках 3 и 4 они соответствуют кривым 1. Для сравнения приведены тягово-скоростные характеристики, полученные методом расчета по разработанному алгоритму (кривые 2), а так же по ранее применяемой методике (кривые 3).

V, м/с

Рисунок 3 - Тягово-скоростная характеристика мотороллера LIFAN ЬР-50О'1-8

Из сопоставления графиков видно: сходимость результатов расчета по новому методу с данными эксперимента составляет 89 - 97%, в то время как использование старой методики дает схождение результатов в пределах 75-78%. Это свидетельствует о преимуществе нового метода по точности расчета.

Рисунок 4 - Тягово-скоростная характеристика мотороллера HONDA TACT AF-24

В четвертой главе проведен анализ причин возникновения неустойчивой работы АКВ, предложены пути обеспечения устойчивости процесса регулирования передаточного отношения. Приведен метод получения рационального профиля направляющих центробежных грузов, обеспечивающего повышение эффективности работы АКВ в схемах с регулятором по нагрузке за счет улучшения характеристики изменения передаточного отношения.

На рисунке 5 приведены графики изменения передаточного отношения АКВ в процессе разгона МТС. Характерные колебания ив на кривых 1, 2, 3 -отражают неустойчивую работу АКВ, кривая 4 соответствует устойчивой работе АКВ.

Как показал анализ работы АКВ, основной причиной, приводящей к неустойчивой работе, является высокая скорость изменения передаточного отношения АКВ.

Устранение неустойчивости может быть достигнуто при соблюдении условия:

у2-у2

адв л-тпр' 2 ' +асопр> (15)

где Адв- полезная работа двигателя; АСопр - работа сил сопротивления движению; тПр - приведенная масса МТС;г| - КПД трансмиссии; VI и У2 -соответственно скорости МТС в начале и конце интервала времени Д1.

Рисунок 5 — Изменение передаточного отношения в процессе разгона МТС

Из этого следует, что для устойчивой работы АКВ необходимо, чтобы изменение передаточного отношения обеспечивало скорость МТС в конце каждого интервала времени А1, не превышающую Удоп> которая определяется по формуле:

Удоп = /2М' Ю' 11 АЧ^-2ёУп А1 (5,па + Гсоза)-2^ А! , (16)

V тир тпр

где Уп - скорость МТС в момент времени I; к - коэффициент аэродинамического сопротивления.

Ограничить скорость изменения передаточного отношения можно путем увеличения скоростного диапазона регулирования передаточного отношения. Однако в этом случае снижается динамика разгона транспортного средства из-за неполного использования мощности двигателя на всем скоростном диапазоне регулирования передаточного отношения. Выбор других путей регулирования скорости изменения передаточного отношения возможен на основе анализа выражения (11), описывающего осевое перемещение подвижного диска АКВ в процессе варьирования.

Применительно к схеме на рисунке 1 регулировать скорость изменения передаточного отношения возможно следующими способами: использованием переменных угла наклона направляющих центробежных грузов у или угла

наклона кулачкового паза регулятора по нагрузке Р; применением для поджатая дисков пружины с прогрессивной характеристикой или использованием многоступенчатых пружин; пошаговым снижением массы центробежных грузов в процессе регулирования передаточного отношения; использованием комбинированных способов.

В работе приводится алгоритм расчета рационального профиля направляющих центробежных грузов. Метод расчета заключается в следующем:

- определяется значение скорости Удоп по формуле (16);

- из решения системы уравнений, описанных в «Блоке учета Д» алгоритма (рисунок 2), определяются значения ю]к;хи;М2и;у;ивк, соответствующие вычисленному значению Удоп;

- определяется величина угла направляющих центробежных грузов у, обеспечивающего перемещение подвижного диска «у», соответствующее скорости Удоп по формуле:

У •с + ^по + (2М, • ивк + 2М3„)/(^Р• с!к)/

у = агс^

(а' ®)

(17)

- на основе вычислений строятся графики зависимостей у = £(у),

Р = 1(У)-

В

пятой главе приведены

результаты разработки конструктивной схемы АКВ с улучшенными характеристиками регулирования

передаточного отношения, составлены математическая модель движения и алгоритм ее решения, проведен анализ устойчивости работы улучшенной схемы АКВ и разработаны методы получения рациональных профилей направляющих центробежных грузов, способствующих повышению динамичности разгона МТС за счет более эффективного использования скоростной характеристики двигателя.

На рисунке 6 приведена разработанная схема АКВ.

В новой схеме обеспечивается большая устойчивость работы при изменении передаточного отношения АКВ, т.к. имеется жесткая обратная связь с ведущим колесом транспортного средства, а влияние угловой скорости

Рисунок 6 - Схема АКВ с улучшенным!! характеристиками регулирования передаточного отношения

вращения выходного вала двигателя минимально

С учетом уравнения динамического равновесия применительно к новой схеме АКВ:

р, -с,у, _Рц-С1ёу

(Р2+с2у2),

(18)

а 0

где - сила предварительного поджатая пружины 11; С! - жесткость пружины 11; Р2 - сила предварительного поджатия пружины 7, с2 - жесткость пружины 7, У! - осевое перемещение подвижного диска ведущего шкива; у2 - осевое перемещение подвижного диска ведомого шкива.

Движение МТС описывается следующей системой уравнений: ^х с!12

' р1-с,У

тпр _ ^К Р„

" + (Р2+с2у )

(19)

Осевое перемещение подвижного диска ведомого шкива можно записать в виде:

0< у =

а • тц • ъ • Гц • <о2 ■ - 0 • а • Е, + 0 • ^

(20)

0(а-с,+с2)

Передаточное отношение вариатора определяется по формуле (12).

Решение математической модели показало, что улучшенная схема АКВ работает устойчиво. При перегрузке двигателя угловая скорость вращения вала двигателя уменьшается. При этом происходит плавное изменение передаточного отношения вариатора (рисунок 7).

2 25

2

1 75 1 5 1 25 1

0 75

\ ч

\

N

I, с

Рисунок 7— График изменения передаточного отношения ив при разгоне МТС с улучшенной схемой АКВ.

Рассмотрим процесс изменения передаточного отношения в обычной схеме АКВ в сравнении с работой АКВ по улучшенной схеме.

Для обычной схемы характер изменения передаточного отношения ив в зависимости от угловой скорости вращения вала двигателя со, показан на рисунке 8 штриховой линией 1. Варьирование передаточного отношения ив начинается при угловой скорости со,,, соответствующей максимальному крутящему моменту двигателя М1Шах, и заканчивается при сок до наступления предельной угловой скорости сотах. Таким образом, характер изменения передаточного отношения АКВ, выполненного по обычной схеме не обеспечивает максимально возможную динамичность разгона МТС, потому что, во-первых, не весь процесс разгона МТС происходит при максимальном крутящем моменте М]1ШХ и, во-вторых, в процессе разгона МТС вал двигателя должен набирать дополнительную угловую скорость до сок, на что расходуется определенная часть мощности двигателя. Более приемлемым вариантом изменения передаточного отношения АКВ в данном случае является идеальная характеристика ив=£(со,), показанная на рисунке 8 в виде сплошной линии 2. При этом скоростная характеристика двигателя используется с максимальной эффективностью Хотя в этом случае исключаются указанные недостатки, второй вариант невозможен для реализации на обычной схеме АКВ. Это обусловлено тем, что для осевого перемещения подвижного диска на ведущем шкиве необходимо дополнительное увеличение угловой скорости вращения вала двигателя, т.е. требуется широкий диапазон изменения со, в процессе варьирования передаточного отношения АКВ, а уменьшение этого диапазона, как показали исследования в предыдущих главах, приводит к потере устойчивости работы АКВ.

Рисунок 8 - Графики зависимостей передаточного отношения АКВ и момента на валу двигателя от угловой скорости

Новая схема АКВ позволяет получить близкую к идеальной характеристику путем задания определенного профиля направляющих центробежных грузов Для его получения предложены два способа.

Первый способ предполагает проведение анализа движения МТС, пошаговое исследование параметров АКВ в системе MathCAD или любой другой среде. Способ позволяет с необходимой точностью исследовать поведение МТС и элементов АКВ, таких как сопротивление воздуха и дорожного полотна, ускорение транспортного средства, изменение передаточного отношения и радиуса положения центробежных грузов, а так же перемещение дисков шкивов.

Второй способ заключается в разработке алгоритма, который позволяет получить рациональную зависимость угла направляющих центробежных грузов от перемещения подвижного диска ведомого шкива.

В работе приведены методы определения рационального профиля направляющих центробежных грузов, полученные обоими способами.

На основе новых методов рассчитаны и построены тягово-скоростные характеристики мотороллера «HONDA TACT AF-24» с улучшенной схемой АКВ (рисунок 9). В качестве сравнения приведены его тягово-скоростные характеристики при использовании обычной схемы АКВ.

Рисунок 9 - Расчетные тягово-скоростные характеристики мотороллера «HONDA TACT AF-24»

На рисунке 9 кривая ! соответствует случаю применения улучшенной схемы АКВ с рациональным профилем направляющих центробежных грузов по способу 2. Кривая 2 - то же, но с профилем, полученным в среде MathCAD по способу 1. Кривая 3 - случаю применения улучшенной схемы АКВ с обычным профилем направляющих центробежных грузов. Кривые 4 и 5 построены для обычной схемы АКВ соответственно с рациональным профилем направляющих центробежных грузов по способу использования переменных углов (3, у, и обычным профилем.

Из сравнения графиков видно, что при использовании улучшенной конструктивной схемы АКВ и рационального профиля направляющих центробежных грузов (кривые 1 и 2), имеется возможность более эффективно использовать скоростную характеристику двигателя и, тем самым, сократить время разгона МТС на 40 - 46 % по отношению к обычной схеме.

Для проверки сходимости расчетов по разработанным методам с действительными характеристиками опытного образца были проведены дорожные испытания мотороллера «HONDA TACT AF-24» с АКВ. доработанным по новой схеме (рисунок 10).

Рисунок 10 - Модернизированный АКВ мотороллера «HONDA TACT AF-24»

На рисунке 11 показаны графики изменения угловых скоростей вращения вала двигателя со, и ведомого вала АКВ ю2 ПРИ разгоне мотороллера, а на рисунке 12 - его тягово-скоростные характеристики. Кривые 1 построены по расчетным данным, кривые 2 - по результатам испытаний опытного образца.

2 4 6 8 10 12 14

Рисунок 11 - Изменение угловых скоростей вращения вала

V, м/с

У , / / ' /

л/

"\2_

/

/ //

// !

S //

/

ÔI 246 8 10 12 14

Рисунок 12 -Тягово-скоростные характеристики мотороллера «HONDA TACT AF-24» с новой схемой АКВ

Из сравнения графиков видно, что совпадение результатов расчета с данными эксперимента находится в пределах 86. 92%, что свидетельствует о возможности применения разработанных методов в проектных расчетах.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате диссертационной работы достигнута поставленная цель, состоящая в разработке и применении методов расчета параметров АКВ, направленных на повышение эффективности работы вариаторов за счет рационального использования скоростной характеристики двигателя и обеспечения высокого КПД передачи.

Основные результаты работы обобщены в следующих выводах:

1. Внедрение в производство АКВ, как показывает практика, сопровождается трудоемкой экспериментальной доводкой вновь проектируемых моделей, что свидетельствует о недостаточной точности применяемых методик расчетов для определения оптимальных конструктивных параметров вариаторов.

2. В результате проведенного анализа различных конструктивных схем вариаторов установлено, что существенное влияние на работу АКВ и динамичность движения МТС оказывают, во-первых, КПД передачи, который в существующих конструкциях может изменяться в зависимости от режимов работы от 0,6 до 0,95 и, во-вторых, диапазон изменения угловой скорости ведущего вала двигателя при варьировании передаточного отношения АКВ, величина которого обуславливается условиями устойчивой работы вариатора.

3. Для решения задачи диссертации разработана математическая модель движения МТС с АКВ, которая, в отличие от существующих моделей учитывает дополнительные факторы движения п.2, что позволяет повысить точность тягово-скоростных расчетов При этом отклонение расчетных параметров от опытных значений не превышает 3-11%.

4. Установлен скоростной диапазон варьирования передаточного отношения АКВ, в пределах которого имеет место нарушение устойчивой работы вариатора.

Параметрами, от рационального выбора которых зависит устойчивая работа АКВ, являются углы наклона направляющих центробежных

грузов и криволинейного паза регулятора по нагрузке, а так же характеристика пружины, поджимающей подвижный диск ведомого шкива.

5. Разработанные методы расчетов обеспечивают рациональный выбор параметров, указанных в п.4, при которых АКВ работает наиболее эффективно за счет более результативного использования скоростной характеристики двигателя, необходимого для достижения максимальной динамичности разгона МТС. (На примере мотороллера «HONDA TACT AF-24» время разгона до скорости 50 км/ч сокращается на 35-40%).

6. На основе анализа известных схем вариаторов с применением вновь разработанных методов расчета предложена новая конструктивная схема устройства АКВ (Полезная модель № 75703 РФ МКИ' F16H9/16 Автоматический клиноременный вариатор / Спиридонов A.B., Рябов Т.К.), в которой, в отличие от известных решений, обеспечивается варьирование передаточного отношения при постоянной угловой скорости вращения вала двигателя, соответствующей его максимальному крутящему моменту. Кроме того, в предложенной схеме АКВ автоматически обеспечивается стабильный коэффициент тяги ременной передачи, соответствующий наивысшему КПД, что позволяет отказаться от регулятора по нагрузке и, тем самым, упростить конструкцию АКВ. Благодаря этому скоростная характеристика двигателя используется с максимальной эффективностью, а время разгона МТС до скорости 50 км/ч может быть сокращено на 40 - 45%.

7. Сравнение результатов расчетов тягово-скоростных характеристик МТС на основе разработанных методов с опытными данными, полученными при испытании реального объекта (на примере мотороллера «HONDA TACT AF-24» с новой схемой АКВ) показывают их удовлетворительную сходимость в пределах 86 - 92%, что дает основание рекомендовать новые методы для использования в проектных работах.

Разработанные нами методы были использованы при анализе и обработке результатов испытаний мотороллеров LIFAN LF-50QT8A, LF-50QT8M на ОАО «ЗиД» (АКТ ВНЕДРЕНИЯ ОАО «ЗиД» от 27.06.2008).

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах автора:

1. Спиридонов A.B., Бондалетов В.П., У годин В.М Испытания автоматической, бесступенчатой механической трансмиссии // Вооружение, Технология, Безопасность, Управление: материалы II НТК аспирантов и молодых ученых, г. Ковров, изд. КГТА, 2007., С. 254-258.

2. Рябов Г.К., Спиридонов А В. Исследование динамичности мототранспортных средств с автоматической трансмиссией. // Вооружение, Технология, Безопасность, Управление: материалы II НТК аспирантов и молодых ученых, г. Ковров, КГТА, 2007., С. 247-253.

3. Спиридонов A.B. Совершенствование конструкции и метода расчета автоматической трансмиссии мототранспортных средств // Вооружение, Технология, Безопасность, Управление: материалы III НТК аспирантов и молодых ученых, Ковров, КГТА, 2008., С. 214-220.

4. Рябов Г К., Спиридонов A.B. О тягово-скоростных расчетах мототранспортных средств с автоматической трансмиссией // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: материалы V Всероссийской НТК, г. Екатеринбург, изд. УГТУ-УПИ, 2007., С. 149-151.

5. Рябов Г.К., Спиридонов A.B. Проблемы и предложения по внедрению автоматической трансмиссии в мототранспортных средствах // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: материалы V Всероссийской НТК, г. Екатеринбург, изд УГТУ-УПИ, 2007., С. 152-154.

6. Рябов Г.К., Спиридонов A.B. Совершенствование автоматической трансмиссии мототранспортных средств // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: материалы VI Всероссийской НТК, г Екатеринбург, изд. УГТУ-УПИ, 2008г , С. 188-190.

7. Спиридонов A.B., Рябов Г.К. Обеспечение устойчивости работы автоматического клиноременного вариатора // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: материалы VI Всероссийской НТК, г. Екатеринбург, изд. УГТУ-УПИ, 2008г., С 191-193.

8. Рябов Г.К., Спиридонов A.B. К вопросам обеспечения надежности работы автоматического клиноременного вариатора. // Проблемы и перспективы автомобилестроения в России: материалы НТК, г. Ижевск, изд ИжГТУ, 2008, С. 179-183.

9. Спиридонов A.B., Рябов Г.К. Анализ динамичности движения мототранспортных средств с автоматической трансмиссией. // Интеллектуальные системы в производстве, г. Ижевск, (11)2008, №1. - С. 92-99.

10. Полезная модель № 75703 РФ МКИ^ F16H9/16 Автоматический клиноременный вариатор / Спиридонов A.B., Рябов Г.К. (РФ) № 2008111452/22; заявл. 25.03.2008; опубл. 20.08.2008 Бюл. №23.

11. Спиридонов A.B., Рябов Г.К., Модернизация конструкции и настройка автоматических клиноременных вариаторов // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2008. - №10. - С. 7-8.

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА I. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ.

1.1 Обзор конструкций автоматических трансмиссий легких транспортных средств и их основных элементов.

1.2 Обзор работ по исследованию динамики легких транспортных средств с автоматическим клиноремённым вариатором.

1.3 Выводы.

ГЛАВА П. РАЗРАБОТКА МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ АВТОМАТИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИИ МОТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ.

2.1 Составление уравнения движения МТС с автоматической трансмиссией.

2.2 Определение передаточного отношения АКБ.

2.3 Определение КПД АКБ.

2.4 Математическая модель движения МТС с АКБ.

2.5 Алгоритм решения математической модели движения МТС с АКБ.

2.6 Выводы.

ГЛАВА III. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ОПЫТНЫХ ОБРАЗЦОВ МОТОРОЛЛЕРОВ С АВТОМАТИЧЕСКИМ КЛИНОРЕМЕННЫМ ВАРИАТОРОМ.

3.1 Получение мощностных характеристик двигателей опытных образцов.

3.2 Стендовые испытания.

3.3 Дорожные испытания.

3.4 Выводы.

ГЛАВА IV. РЕШЕНИЕ ВОПРОСА УСТОЙЧИВОСТИ РЕГУЛИРОВАНИЯ ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ АКВ.

4.1 Решение вопроса устойчивости регулирования передаточного отношения АКВ и повышения динамики разгона МТС.

4.2 Выводы.

ГЛАВА V. ИССЛЕДОВАНИЕ ПУТЕЙ СОЗДАНИЯ АКВ С УСТОЙЧИВЫМ РЕГУЛИРОВАНИЕМ ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ.

5.1 Разработка конструктивной схемы АКВ с улучшенными характеристиками регулирования передаточного отношения.

5.2 Определение передаточного отношения предлагаемого АКВ.

5.3 Оптимизация профиля направляющих центробежных грузов.

5.4 Экспериментальная проверка предложенных технических решений по схеме АКВ.

5.5 Выводы.

Актуальность темы

Непрерывное увеличение количества автотранспорта приводит к росту интенсивности дорожного движения. При этом мототехника из-за ограниченной мощности двигателей заметно уступает современным автомобилям по своим динамическим характеристикам и становится помехой на дорогах, часто приводящей к ДТП.

Для улучшения динамических характеристик и управляемости мототранспортным средством (МТС) широко используют автоматические клиноременные вариаторы (АКВ). Однако внедрение их в производство, как показывает практика, сопровождается трудоемкой экспериментальной доводкой вновь проектируемых моделей, что свидетельствует о недостаточной точности применяемых методик расчетов для определения оптимальных конструктивных параметров вариаторов.

До сих пор существует большое число нерешенных задач, связанных с описанием динамических процессов, протекающих при варьировании передаточного отношения АКВ. Применяемые математические модели, как показывают расчеты, описывают эти процессы с определенными погрешностями из-за принимаемых допущений. Одной из наиболее важных и сложных задач является описание процессов разгона транспортного средства в режиме изменения передаточного отношения вариатора.

В связи с этим является актуальной задача разработки более точной математической модели движения МТС с АКВ и на основе ее создание методов рационального выбора параметров АКВ, позволяющих использовать возможности двигателя с максимальной эффективностью и обеспечивающих наилучшую динамичность движения МТС.

Цель диссертационной работы

Целью работы является разработка методов расчета параметров АКБ, направленных на повышение эффективности работы вариаторов за счет рационального использования скоростной характеристики двигателя и обеспечения высокого КПД передачи.

Задачи исследований

Сформулированная цель по теме диссертации позволила определить следующие основные задачи работы:

- исследование известных конструкций трансмиссий на основе АКБ;

- анализ математических моделей, применяемых для описания процессов разгона транспортных средств с трансмиссиями на основе АКБ;

- уточнение математической модели и разработка метода расчета параметров АКБ, обеспечивающих максимально-возможную динамичность движения МТС за счет более эффективного использования скоростной характеристики двигателя;

- получение экспериментальных данных, позволяющих оценить точность разработанных методов расчета АКБ;

- установление причин, приводящих к неустойчивой работе АКБ и разработка рекомендаций по их устранению;

- разработка новой конструктивной схемы АКБ с улучшенными характеристиками изменения передаточного отношения.

Методы исследований

Решения поставленных задач базируются на методах теоретической механики; теории машин и механизмов; методах математического моделирования динамики механических систем; методах анализа и синтеза сложных технических систем; численных методах математического анализа, а так же на методах планирования эксперимента.

Объект исследований

В качестве объекта исследований выбран автоматический клиноременный вариатор с двумя раздвижными шкивами и постоянным межосевым расстоянием. Автоматическое регулирование передаточного отношения осуществляется за счет применения регулятора по нагрузке на ведомом шкиве и центробежного регулятора с роликовыми центробежными грузами, установленного на ведущем шкиве вариатора.

Достоверность и обоснованность

Достоверность результатов подтверждается согласованностью теоретических исследований с данными экспериментов, полученных в ходе испытаний мотороллера LIFAN LF50QT8A (сходимость тягово-скоростных характеристик 89-97%) и мотороллера «HONDA TACT AF-24» (сходимость тягово-скоростных характеристик 86-92%).

Научная новизна:

- уточнена математическая модель движения МТС с АКВ за счет учета влияния диапазона регулирования, области варьирования передаточного отношения и КПД вариатора на тягово-скоростные характеристики МТС;

- установлена зависимость характеристики изменения передаточного отношения от основных факторов и конструктивных параметров АКВ;

- разработана математическая модель, описывающая процесс разгона МТС с новой схемой АКВ;

- предложены методы расчета, позволяющие определять рациональные параметры вариатора, при которых скоростная характеристика двигателя используется более эффективно и за счет этого повышается динамичность разгона МТС на 35-40% для существующей и на 40-45% для новой схемы АКВ.

Практическая ценность

Внедрение в практику предложенных методов позволяет определить рациональные конструктивные параметры АКВ и сократить время на экспериментальную доводку опытных образцов.

Реализация результатов работы

Разработанные методы расчета тягово-скоростных характеристик движения МТС с АКВ были использованы при анализе и обработке результатов испытаний мотороллеров LIFAN LF-50QT8A, LF-50QT8M на ОАО «ЗиД» (АКТ ВНЕДРЕНИЯ ОАО «ЗиД» от 27.06.2008). При этом были установлены причины пониженной динамики разгона мотороллера LF-50QT8M и предложены пути ее повышения.

На защиту выносятся:

- уточненная математическая модель и метод расчета характеристик АКВ в процессе движения МТС; новая схема АКВ;

- математическая модель и методы расчета характеристик нового АКВ в процессе движения МТС; методы повышения эффективности работы АКВ;

Апробация работы

Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались:

- на I, II и III научно-технических конференциях аспирантов и молодых ученых «Вооружение, Технология, Безопасность, Управление» (Ковров 2006, 2007, 2008 г.г.); на Всероссийском молодежном научно-инновационном конкурсе УМНИК (Ковров 2008 г.); на V и VI Всероссийских научно-технических конференциях «Проблемы и достижения автотранспортного комплекса» (Екатеринбург 2007, 2008 г.г.); на Всероссийской научно-технической конференции «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России» (Ижевск 2008 г.); на научно-технической конференции «Проектирование колесных машин» МГТУ им. Баумана (Москва 2008 г.); на расширенном заседании кафедры «Машиностроение» Ковровской государственной технологической академии им. В.А Дегтярева.

Публикации результатов

По теме диссертации опубликованы 11 печатных работ, в т.ч. одна из статей в издании, реферируемом ВАК РФ, получен один патент на полезную модель.

Структура и объем диссертации. Работа состоит из введения, пяти глав, заключения и приложений. Общий объем диссертации 152 страницы машинописного текста, включающего 50 рисунков, 2 таблицы, список использованной литературы из 92 наименований и 6 приложений.

Основные результаты работы обобщены в следующих выводах:

1 Внедрение в производство АКВ, как показывает практика, сопровождается трудоемкой экспериментальной доводкой вновь проектируемых моделей, что свидетельствует о недостаточной точности применяемых методик расчетов для определения оптимальных конструктивных параметров вариаторов.

2 В результате проведенного анализа различных конструктивных схем вариаторов установлено, что существенное влияние на работу АКВ и динамичность движения МТС оказывают, во-первых, КПД передачи, который в существующих конструкциях может изменяться в зависимости от режимов работы от 0,6 до 0,95 и, во-вторых, диапазон изменения угловой скорости ведущего вала двигателя при варьировании передаточного отношения АКВ, величина которого обуславливается условиями устойчивой работы вариатора.

3 Для решения задачи диссертации разработана математическая модель движения МТС с АКВ, которая, в отличие от существующих моделей учитывает дополнительные факторы при движении МТС п.2, что позволяет повысить точность тягово-скоростных расчетов. При этом отклонение расчетных параметров от опытных значений не превышает 3-11%.

4 Установлен скоростной диапазон варьирования передаточного отношения АКВ, в пределах которого имеет место нарушение устойчивой работы вариатора.

Параметрами, от рационального выбора которых зависит устойчивая работа АКВ, являются углы наклона направляющих центробежных грузов и криволинейного паза регулятора по нагрузке, а так же характеристика пружины, поджимающей подвижный диск ведомого шкива.

5 Разработанные методы расчетов обеспечивают рациональный выбор параметров, указанных в п.4, при которых АКВ работает наиболее эффективно за счет более результативного использования скоростной характеристики двигателя, необходимого для достижения максимальной динамичности разгона МТС. (На примере мотороллера «HONDA TACT AF-24» время разгона до скорости 50 км/ч сокращается на 35-40%).

6 На основе анализа известных схем вариаторов с применением вновь разработанных методов расчета предложена новая конструктивная схема устройства АКВ [50], в которой, в отличие от известных решений, обеспечивается варьирование передаточного отношения при постоянной угловой скорости вращения вала двигателя, соответствующей его максимальному крутящему моменту. Кроме того, в предложенной схеме АКВ автоматически обеспечивается стабильный коэффициент тяги ременной передачи, соответствующий наивысшему КПД, что позволяет отказаться от регулятора по нагрузке и, тем самым, упростить конструкцию АКВ. Благодаря этому скоростная характеристика двигателя используется с максимальной эффективностью, а время разгона МТС до скорости 50 км/ч может быть сокращено на 40 - 45%.

7 Сравнение результатов расчетов тягово-скоростных характеристик МТС на основе разработанных методов с опытными данными, полученными при испытании реального объекта (на примере мотороллера «HONDA TACT AF-24» с новой схемой АКВ) показывают их удовлетворительную сходимость в пределах 86 - 92%, что дает основание рекомендовать новые методы для использования в проектных работах.

Разработанные нами методы были использованы при анализе и обработке результатов испытаний мотороллеров LIFAN LF-50QT8A, LF-50QT8M на ОАО «ЗиД» (АКТ ВНЕДРЕНИЯ ОАО «ЗиД» от 27.06.2008).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В результате диссертационной работы достигнута поставленная цель, состоящая в разработке и применении методов расчета параметров АКВ, направленных на повышение эффективности работы вариаторов за счет рационального использования скоростной характеристики двигателя и обеспечения высокого КПД передачи.

1. А.с. № 1614944 от 12.08.90 г. Бесступенчатая трансмиссия транспортного средства / Петров М.С., Лукьянов А.С., Баловнев Н.П., Туравинов А.Б.

2. Андреев С.А. Определение кинематической характеристики АКВ с центробежным регулятором и регулятором по нагрузке / С.А. Андреев // Приводная техника. 1998. -№7. -С. 14-17.

3. Андреев С.А. Расчет параметров движения мокика с автоматической трансмиссией / С.А. Андреев, Г.К. Рябов, С.С. Михеев // Вооружение, автоматика, управление: Сборник научных трудов. 4.1. Ковров: КГТА, 2001.-С. 188-193.

4. Архангельский Г.В. Динамика машинных агрегатов с автоматическим клиноременным вариатором / Г.В. Архангельский // Деп. в УкрНИИНТИ-18.01.90-№56-Ук.90-1990. 78 с.

5. Архангельский Г.В. Динамический анализ и синтез вариаторных приводов: автореф. дис. докт. техн. наук / Г.В. Архангельский. -Одесса, 1995.-29 с.

6. Архангельский Г.В. Усилия в клиноременных передачах и вариаторах / Г.В. Архангельский, Г.А. Аванесьянц // Бесступенчатые передачи и механизмы свободного хода: Межвузовский сборник научных трудов. Калининград: КГТУ, 2001. - С. 45-55.

7. Архангельский, Г.В. Автоматические клиноременные вариаторы малых транспортных средств / Г.В. Архангельский. Одесса: Друк. 2000.- 106 с.

8. Афанасьев Б.А. Проектирование полноприводных колесных машин: В 2 т. Т. 1 учеб. для вузов / Б.А. Афанасьев, Н.Ф. Бочаров, Л.Ф. Жеглов и др.; под общ. ред. А.А. Полунгяна М.: Издательство МГТУ им. П.Э. Баумана, 1999.-488 с.

9. Баженов С.П. Динамическая нагруженность трансмиссии трактора / С.П. Баженов, М.П. Куприянов. Липецк: ЛГТУ, 1995. - 103 с.

10. Балакин П.Д. Механические автовариаторы: учебное пособие / П.Д. Балакин. Омск:Изд-во ОмГТУБ 1998. - 146 с.

11. Баловнев Н.П. Исследование динамики автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства: автореф. дис. канд. техн. наук / Н.П. Баловнев. М., 1979. - 22 с.

12. Бесекерский В. А. Теория систем автоматического регулирования, издание третье, исправленное. / В.А. Бесекерский, Е.П. Попов. М., Издательство «Наука», 1975. - 768 с.

13. Геронимус Я.Л. Уравнения движения машинного агрегата при наличии неголономных связей / Я.Л. Геронимус // Механика машин: сборник, вып. 45, Наука, 1974.

14. Грантмахер Ф.Р. Лекции по аналитической механике: учебное пособие для вузов / Ф.Р. Грантмахер; под ред. Е.С. Пятницкого.- 3-е изд.-М.: ФИЗМАТЛИТ, 2002. 264 с.

15. Гришкевич А.И. Проектирование трансмиссий автомобилей / А.И. Гришкевич М.: Машиностроение, 1984. - 268 с.

16. Гулиа Н.В. Бесступенчатая коробка передач на основе дискового вариатора/Н.В. Гулиа// Автомобильная промышленность, № 10, 1994.

17. Гулиа Н.В. Супервариатор перспективная бесступенчатая коробка передач для автомобилей / Н.В. Гулиа, И.А.Бессуднов // http // www.n-t.ru

18. Давыдов А.Д. Исследование процесса торможения автомобиля двигателем на скользкой дороге: дис. канд. техн. наук / А.Д. Давыдов. -.М., 1979.-163 с.

19. Дерунов Г.П. Установление параметров и характеристик автоматических клиноременных вариаторов обеспечивающих повышение их работоспособности (на примере снегоходных машин): автореф. дис. канд. техн. наук / Г.П. Дерунов -. М., 1984. 18 с.

20. Зажигаев Л.С., Кимьян П.А., Романиков Ю.И. Методы планирования и обработки результатов физического эксперимента / Л.С. Зажигаев, П.А. Кимьян, Ю.И. Романиков М.: Атомиздат, 1978. - 232с.

21. Клиначёв Н. В. Теория систем автоматического регулирования: учебно-методический комплекс / Н.В. Клиначёв // http // www.model.exponenta.ru

22. Кожевников С.Н. Моделирование динамических процессов в приводе машины с фрикционным вариатором скорости / С.Н. Кожевников, А.И. Ткачук//Прикладная механика. 1987. т. 23. - С. 52-60.

23. Комисарик С.Ф. Гидравлические объемные трансмиссии / С.Ф. Комисарик, Н.А. Ивановский. -М.: Машгиз, 1963.- 156 с.

24. Кухтенко А.И. Об одном классе механизмов с неголономными связями / А.И. Кухтенко //Труды института машиноведения: Семинар по ТММ, т. 15, вып. 58, 1955.

25. Логутенок Э.П. Сфера применения и особенности конструкции зарубежных малогабаритных тракторов / Э.П. Логутенок и др // Тракторы и сельхозмашины, № 1, 1981. С. 30-32.

26. Лукьянов А.С. Методы выбора и оценки характеристик вариатора транспортного средства: автореф. дис. канд. техн. наук / А.С. Лукьянов -. М., 2001.-27 с.

27. Лурье А.И. Аналитическая механика / А.И. Лурье. М.:Физматгиз, 1961.-825 с.

28. Мартыхин Ю.М. Автоматические центробежные сцепления мототранспортных средств / Ю.М. Мартыхин, М.Ю. Мартыхин // Препринт Серпухов, 2004. - 211 с.

29. Мартыхин Ю.М. Клиноременные вариаторы мототранспортных средств./ Ю.М. Мартыхин // Труды ВНИИМОТОпрома, Серпухов, вып. 8, 1973 - 89 с.

30. Мартыхин Ю.М. Методика тягово-динамического расчета мототранспортного средства с автоматическим клиноременным вариатором в силовой передаче / Ю.М. Мартыхин // Серпухов: ВНИИмотопром, 1975. 18 с.

31. Мартыхин Ю.М. Методы тягово-динамического расчета МТС с автоматическим клиноременным вариатором в силовой передаче / Ю.М. Мартыхин // Серпухов: ВНИИМотопром, 1975. 18 с.

32. Международная заявка РСТ /RU03/00298,2003, автор Н.В. Гулиа

33. Михеев С.С. Конструкция и оптимизация параметров автоматического клиноременного вариатора мототранспортных средств: автореф. дис. канд. техн. наук / С.С. Михеев. Владимир: 1МГУ, 1998.23 с.

34. Михеев С.С. Определение КПД автоматического клиноременного вариатора / С.С. Михеев, Г.К. Рябов, А.А, Заплаткин, В.В. Ширягин // Вестник машиностроения. 1999. - №2. - С. 13-15.

35. Михеев С.С. Разработка метода тягово-динамического расчета мототранспорта с автоматической трансмиссией. / С.С. Михеев, Г.К. Рябов, А.В. Терновой // Материалы XVII научно-технической и научно методической конференции. Ковров, 1995. - с.42.

36. Михеев С.С. Экспериментальное исследование бесступенчатой автоматической трансмиссии. / С.С. Михеев, Г.К. Рябов, А.В. Терновой // Материалы XVII научно-технической и научно методической конференции. Ковров, 1995. - с.40.

37. Нарбут А.Н. Механизмы плавного переключения передач в трансмиссиях автомобилей / А.Н. Нарбут, В.Ф. Шапко, А.И. Архипов. М.: НИИНавтопром, 1982. - 38 с.

38. Нарбут А.Н. Режимы работы клиноременных вариаторов на транспортных машинах / А.Н. Нарбут, В. А. Умняшкин // Бесступенчато-регулируемые передачи: Межвузовский сборник научных трудов. Ярославль: ЯПИ, 1982. — С. 22-27

39. Панин B.C. Оценка работоспособности клиноременного вариатора, выполняющего функции муфты сцепления: автореф. дис. канд. техн. наук / B.C. Панин. М., 1983. - 23 с.

40. Пат. № 2258851 РФ МКИ5 F16H9/18, 55/56 Центробежное нажимное устройство / С.А. Власенко (РФ) №2003129900/11; заявл. 09.10.2003; опубл. 20.08.2005. Бюл. №23

41. Пат. №2186271 РФ МКИ5 CI 7F16H9/16, 55/56. Автоматический клиноременный вариатор / С.А. Андреев, Г.К. Рябов, А.А. Заплаткин, С.С. Михеев, P.M. Грызунов (РФ). -№2000132345/28(0342276); заявл. 22.12.2000; опубл. 27.07.2002. Бюл. №21

42. Петров В.А. Исследование автоматического регулирования клиноременной передачи. / В.А. Петров, С.А. Назаренко // Автомобильная промышленность, 1964, №3. с. 18-22.

43. Петров В.А. Экспериментальное определение осевых сил клиноременного вариатора. / В.А. Петров, С.А. Назаренко // Вестник машиностроения, 1963, №7 с.35-38.

44. Пилюгин В.В. Выбор схемы и оптимизация параметров системы автоматического управления бесступенчатой трансмиссии с клиноременным вариатором: автореф. дис. канд. техн. наук / В.В. Пилюгин. -М., 1991.-22 с.

45. Полезная модель № 6420 РФ МКИ CI 7F16H9/16 Автоматический клиноременный вариатор / Г.К. Рябов, С.В. Гуржов, С.С. Михеев, А.А. Заплаткин (РФ)-Заявл. 6.01.97

46. Полезная модель № 75703 РФ МКИ5 F16H9/16 Автоматический клиноременный вариатор / А.В. Спиридонов, Г.К. Рябов (РФ) № 2008111452/22; Заявл. 25.03.2008; Опубл. 20.08.2008. Бюл. №23

47. Поляков B.C. Клиноременные передачи / B.C. Поляков. -М.: МАШГИЗ, 1947.

48. Пронин Б.А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы)./ Б.А. Пронин, Г.А. Ревков. М: «Машиностроение», 1980, - 320 с.

49. Пронин Б.А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы) / Б.А. Пронин, Г.А. Ревков — 2-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1967. - 404 с.

50. Пронин Б.А. Влияние изгибной жесткости ремня на силовые параметры ременной передачи. / Б.А. Пронин, В.В. Верницкий. -Вестник машиностроения, 1978, №1. — с.39-42.

51. Пронин Б.А. Влияние поперечной жесткости ремня на тяговую способность передачи. / Б.А. Пронин, В.В. Верницкий. Вестник машиностроения, 1978, №1. — с.39-42.

52. Пронин Б.А. Клиноременные и фрикционные передачи и вариаторы / Б.А. Пронин. М.: МАШГИЗ, 1960. - 334 с.

53. Пронин Б.А. Уравнения движения автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства/ Б.А. Пронин, М.С. Петров, Н.П. Баловнев // Автомобильная промышленность, № 9, 1979. С. 1518.

54. Пронин Б.А. Характеристики автоматических трансмиссий с клиноременным вариатором / Б.А. Пронин, М.С.Петров, Ю.М. Мартыхин,

55. B.В. Рождественский // Автомобильная промышленность, N 7, 1978.1. C. 21-23.

56. Раевский В.Н. Выбор характеристики автоматического сцепления при применении в трансмиссии транспортного средства механизма свободного хода: дис. канд. техн. наук / В.Н. Раевский. — М., 1984.

57. Разработка теории, методов расчета и испытание новых конструкций элементов трансмиссии мототехники // Отчет о НИР, № 01.9.40002017, -Ковров, 1996. 103 с.

58. РД 37.034.001-86 Проектирование автоматических вариаторов трансмиссий легких моторизованных транспортных средств // Руководящие материалы, г. Серпухов, 1986.

59. Роскошный Г.К. Комплексный расчет бесступенчатых регулируемых передач. / Г.К. Роскошный //Сб. Передаточные механизмы. М., Машиностроение, 1963.

60. Рябов Г.К. Автоматическая трансмиссия мототранспортных средств. Теория, расчет и конструирование / Г.К.Рябов, С.А. Андреев. Ковров КГТА, 2006 - 92 с.

61. Рябов Г.К. К вопросам обеспечения надежности работы автоматического клиноременного вариатора. / Г.К. Рябов, А.В. Спиридонов // Проблемы и перспективы автомобилестроения в России: материалы НТК. — Ижевск, изд. ИжГТУ, 2008, С. 179-183

62. Рябов Г.К. Совершенствование автоматической трансмиссии мототранспортных средств / Г.К. Рябов, А.В. Спиридонов // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: материалы VI Всероссийской НТК. Екатеринбург, изд. УГТУ-УПИ, 2008г., С. 188-190.

63. Рябов, Г.К. Автоматическая трансмиссия мототранспортных средств. Теория, расчет и конструирование: учебное пособие / Г.К. Рябов, С.А. Андреев. Ковров: КГТА, 2003. - 32 с.

64. Рябов, Г.К. О кинематической характеристике автоматического клиноременного вариатора / Г.К. Рябов, С А. Андреев // Вопросы оборонной техники. Сер.9. Специальные системы управления, следящие приводы и их элементы. 1998. - Вып.2 (222). - С.63-65.

65. Селифонов В.В. Перспективные направления развития автоматических трансмиссий автомобилей / В.В. Селифонов, М.Ю. Есеновский-Дашков. -М.: НИИНавтопром, 1986. 46 е.: ил.

66. Снакин Р.Ф. Исследование, выбор схемы и определение основных параметров бесступенчатой передачи для автомобиля особо малого класса: автореф. дис. канд. техн. наук / Снакин Р.Ф. М., 1982. - 23 с.

67. Снегоходы (мотонарты). Автоматические клиноременные вариаторы. Проектирование, испытание, доводка // Методические рекомендации. АПОМ, Андроповский дизельный завод, 1984. 76 с.

68. Спиридонов А.В. Анализ динамичности движения мототранспортных средств с автоматической трансмиссией./ Г.К. Рябов, А.В. Спиридонов // Интеллектуальные системы в производстве. Ижевск, 2008, №1

69. Тензометрия в машиностроении / Под. Ред. Р.А Макарова. М.: Машиностроение.

70. Умняшкин В.А Автомобили особо малого класса (квадрициклы) с гибридной энергосиловой установкой / В.А. Умняшкин. Ижевск, НИЦ РХД 2004 г. 138 с.

71. Филькин Н.М. Автоматические трансмиссии колесных транспортных машин с динамическими связями / Н.М. Филькин, М.М. Фролов, Д.К. Шакуров. Набережные Челны: Изд. КамПИ, 2004.-113 с.

72. Филькин Н.М. Расчет системы управления клиноременного вариатора / Н.М. Филькин // Успехи современного естествознания, № 4, 2008; // http // www.rae.ru

73. Шакуров Д.К Разработка методик расчета и проектирования клиноременного вариатора для транспортных машин с двигателями малой мощности: автореф. дис канд. техн. наук / Д.К Шакуров. -Ижевск, 2004. 27 с.

74. Яковлев Г.П. Введение в статистические методы обработки результатов наблюдений / Г.П. Яковлев, 3.3. Алексеева, А.А. Сушкевич -Челябинск: ЧелГУ, 1978

75. BARSIC // http // www.barsic.spbu.ru/www/lab 1108/processing.html

76. Bents, D.J. Axial force and efficiency tests of fixed center variable speed belt drive. SAF Technical Paper Series / DJ. Bents. 1981. -№810101-n. I -II

77. Butler K.L. A MATHLAB-based modeling and simulation package for electric and hybrid electric vehicle design. IEEE Transactions on vehicular technology, vol. 48, issue 6, pp. 1770-1778, 1999.

78. Hung Y.H. Dynamic modeling and powertrain management of a hybrid electric scooter / Y.H. Hung, C.W. Hong. AVEC 00, Michigan, USA, 2000.

79. James I.B. The driveability of vehicles with continues variable transmissions. Report No 31/95, University of Bath, Sch. of Mech. Eng., 1995.

80. James I.B. Dynamic modeling and validation of the regime change characteristics of a split power, infinitely variable transmission / I.B. James, N.D. Vaughan. IMechE International Seminar S540, 1997.

81. Nashat J. A rule-based energy management strategy for a series hybrid vehicle. American control conference, 1997.

82. Patterson M. Transmission stability investigation. — Internal report-Torotrak (Development) Ltd Nov. 1993.

83. Richard F. Stieg, Wm. Spencer Worley Belt driven CVT is 85 % efficient. "Automotive Engineering", 90, № 7, 1982. - p. 36 - 40

84. Snowmobile service manual. Techical pubbications div. P.O. Box 12901, 1079, s.376.

85. Tilley D.G. Role of simulation in the design of fluid power systems / D.G. Tilley, C.W. Richards, S.P. Tomlinson, C.R. Burrows. IF AC Symp CAD in control systems, 1991.

86. Weeks R.W. Automotive engine modeling for real-time control using MATHLAB/SIMULINK / R.W. Weeks, J.J. Moskwa. SAE 950417, 1995.