автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Разработка методик расчета и проектирования клиноременного вариатора для транспортных машин с двигателями малой мощности

На правах рукописи

Шакуров Дилус Кавыевич

РАЗРАБОТКА МЕТОДИК РАСЧЕТА И ПРОЕКТИРОВАНИЯ КЛИНОРЕМЕННОГО ВАРИАТОРА ДЛЯ ТРАНСПОРТНЫХ МАШИН С ДВИГАТЕЛЯМИ МАЛОЙ МОЩНОСТИ

Специальность 05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ижевск - 2004

Работа выполнена в Камском государственном политехническом институте

Научный руководитель: Кандидат технических наук, доцент

Фролов Маркс Михайлович.

Официальные оппоненты: Заслуженный деятель науки России,

доктор технических наук, профессор Гольдфарб Вениамин Иосифович; Кандидат технических наук, доцент Сазонов Владислав Викторович.

Ведущая организация: ОАО "Ижевские мотоциклы".

Защита состоится У ноября 2004 года в 1400 часов на заседании диссертационного совета Д 212.065.03 в Ижевском государственном техническом университете по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, дом 7, ИжГТУ, корп. 7.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью, просим направлять на имя ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан "¿У сентября 2004 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор_

Турыгин Ю.В.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В настоящее время в России машиностроительные предприятия, выпускающие транспортные машины с двигателями малой мощности (ТМ с ДММ), к которым можно отнести гамму мототранспортных средств (мотоциклы, мотороллеры, мопеды, квадрициклы, скутеры, моки-ки, мотосани, мотовездеходы и др.), находятся в сложном и нестабильном финансовом положении по ряду причин, но следует признать в качестве основной причины низкие эксплуатационные свойства, определяющие качество и конкурентоспособность выпускаемой продукции.

Мототранспортные средства отечественного производства уступают импортным аналогам по надежности (безотказность, долговечность и др.), топливной экономичности, безопасности, экологичности, комфортабельности управления и другим показателям качества продукции. Для повышения конкурентоспособности актуально выполнение научных и экспериментальных исследований по созданию клиноременных вариаторных бесступенчатых трансмиссий (КВБТ). КВБТ позволяют существенно улучшить комфортабельность управления мототранспортным средством, что очень важно для крупных городов с интенсивным движением, большим количеством светофоров и дорожных знаков. В результате значительно повышается пассивная безопасность движения, т.е. снижается вероятность возникновения дорожно-транспортных происшествий. Такого типа автоматические трансмиссии, как правило, позволяют улучшить и некоторые другие эксплуатационные свойства, например, долговечность узлов и деталей трансмиссии, проходимость машины.

Для многих иностранных фирм применение в ТМ с ДММ клиноременно-го вариатора является стандартным решением. Однако до настоящего времени практически отсутствуют научно обоснованные методики расчета и проектирования КВБТ, что приводит к необходимости выполнения большого количества экспериментальных исследований для обеспечения автоматического регулирования вариатора. Особо актуален этот вопрос для мототранспортных средств в трансмиссиях которых применяются цепные передачи. Особенности работы цепной передачи влияют на работу вариатора, нарушая его стабильную работу даже при движении мотоцикла по ровной горизонтальной дороге с установившимися скоростями. Эта проблема еще более усложняется за счет соизмеримости подрессоренной массы и массы водителя, что приводит к разнообразным колебаниям в подвеске, влияющим на динамические процессы, происходящие в трансмиссии. Необходимость решения указанных проблем требует разработки соответствующих методик исследований.

Критерием выбора темы работы была практическая потребность мотоциклетных заводов в проведенных исследованиях, основанная на перспективных тенденциях создания автоматических трансмиссий в мире для ТМ с ДММ.

Целью диссертационной работы является разработка методик расчета и исследования базовых параметров клиноременной вариаторной бесступенча-

дание экспериментального образца автоматической клиноременной трансмиссии для мотоциклов класса 350 см3.

Задачи исследований. Сформулированная цель и проведенный анализ нерешенных проблем по теме диссертации позволили определить следующие основные задачи исследования диссертационной работы:

- разработать математическую модель движения ТМ с ДММ, учитывающую взаимосвязанные колебания трансмиссии и подвесок;

- выполнить исследования влияния цепной передачи мотоцикла на динамические процессы, происходящие в его трансмиссии, и предложить конструктивные решения для обеспечения устойчивой работы вариатора;

- разработать методику расчета основных параметров КВБТ из условий обеспечения автоматического регулирования вариатора;

- выполнить расчет системы автоматического регулирования клиноре-менного вариатора для мотоцикла;

- разработать новую конструкцию клиноременного вариатора для мотоцикла класса 350 см3;

- реализовать разработанные методики расчета в виде комплекса программных средств на ПЭВМ;

- выполнить комплекс экспериментальных исследований разработанной КВБТ;

- предложить и обеспечить реализацию разработанных рекомендаций и научных положений диссертации в практику создания КВБТ.

Методы исследований. Диссертационное исследование базируется на теориях движения и эксплуатационных свойств транспортных машин; методах математического моделирования; методах теоретической механики и обыкновенных дифференциальных уравнений; численных методах вычислений и экспериментальных исследований транспортных машин.

Достоверность и обоснованность. В процессе работы над диссертацией выполнены в достаточно большом объеме как поисковые и научно-исследовательские, так и опытно-конструкторские работы. Достоверность исследований обеспечена обоснованностью теоретических положений, экспериментальной проверкой их в лабораторных и дорожных условиях на экспериментальных образцах мотоциклов семейства ИЖ с использованием математической статистики и методов метрологии при оценке погрешностей.

Научная новизна. Научная новизна выполненной диссертации заключается в следующем:

1. Разработана математическая модель движения ТМ с ДММ, отличающаяся от ранее разработанных учетом взаимосвязанных колебаний трансмиссии и особенностей работы мотоциклетной задней подвески.

2. Научно обоснованы и выполнены исследования влияния цепной передачи мотоцикла на динамические процессы, происходящие в его трансмиссии, и предложены конструктивные решения для обеспечения устойчивой работы КВБТ.

3. Разработана методика расчета основных параметров КВБТ из условий

обеспечения автоматического регулирования вариатора.

4. Реализованы разработанные методики расчета и исследования КВБТ в виде комплекса программных средств на ПЭВМ.

5. Разработана новая конструкцию клиноременного вариатора для мотоцикла класса 350 см3 с регулированием по скорости на ведущем шкиве и по нагрузке на ведомом шкиве, прошедшая комплекс экспериментальных лабораторных и дорожных исследований в составе мотоцикла "ИЖ-Планета".

Практическая полезность. Разработанные методики расчета, исследования и проектирования ТМ с ДММ при создании КВБТ позволяют существенно уменьшить количество экспериментальных исследований и принимать научно-обоснованные конструктивные решения на начальной стадии процесса проектирования КВБТ. Доведение конструкции КВБТ до серийного производства позволит повысить пассивную безопасность и упростить процесс управления движением ТМ с ДММ - мотоциклов класса 350 см3.

Реализация результатов. Автор диссертационной работы принимал участие в создании КВБТ для мотоциклов класса 350 см3, выпускаемых ОАО "Ижевские мотоциклы". Разработанные теоретические положения диссертационного исследования и программные средства внедрены в практику проектирования и применяются при разработке новых экспериментальных КВБТ в отделе главного конструктора ОАО "Ижевские мотоциклы".

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались: на Международной научно-практической конференции по силовым агрегатам КАМАЗ (г. Набережные Челны, 2003 г.); на II Международной научно-практической конференции "Конкуренция и конкурентоспособность. Организация производства конкурентоспособной продукции" (г. Новочеркасск, 2003 г.); на IX Международной открытой научной конференции "Современные проблемы информатизации в технике и технологиях" (г. Воронеж, 2003 г.); на VII Всероссийской научно-технической конференции "Новые информационные технологии" (г. Москва, 2003 г.); на Шестой Российской научно-технической конференции "Прогрессивные технологии в транспортных системах" (г. Оренбург, 2003 г.); на FV Международной научно-практической конференции "Методы и алгоритмы прикладной математики в технике, медицине и экономике" (г. Новочеркасск, 2004 г.); на VII Республиканской научной конференции студентов и аспирантов "Новые математические методы и компьютерные технологии в проектировании, производстве и научных исследованиях" (Беларусь, г. Гомель, 2004 г.); на Международной научно-технической конференции "Наука и образование - 2004" (г. Мурманск, 2004 г.); на VIII Международном семинаре "Устойчивость и колебания нелинейных систем управления" (г. Москва, 2004 г.).

Диссертация неоднократно докладывалась и обсуждалась на кафедрах "Автомобили и автомобильные перевозки" Камского государственного политехнического института, "Автомобили и механообрабатывающее оборудование" Ижевского государственного технического университета и "Дизайн промышленных изделий" Удмуртского государственного университета, а также на

производственно-технических совещаниях в отделе главного конструктора ОАО "Ижевские мотоциклы".

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 научных статей, 1 тезисы докладов, 1 монография в соавторстве.

Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и выводов, списка литературы (141 наименование). Общее количество страниц в диссертационной рабо1е 147, в гом числе 31 рисунок и 2 таблицы

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность диссертационной работы, сформулирована научная проблема, определен объею исследования, проведена краткая аннотация всех глав диссертации и дается общее представление о диссертационной работе.

В первой главе рассмотрено современное состояние вопросов со!дания автома!ических трансмиссий транспортных колесных машин, проведен криги-ческий анализ тенденций и перспектив их развития, что позволило сформулировать цель и задачи диссертационной работы.

В первой главе отмечен значительный вклад в совершенствовании конструкций, методов расчета и проектирования КВБТ, внесенный отечественными учеными: Р.В. Вирабов, Н.В. Диваков, В.Ф. Мальцев, Ю.И. Мартыхин, АН. Нарбут, Б.А Пронин, В А. Петров, В.А. Умняшкин и др.

Проведенный анализ позволил сделать вывод, что для транспортных машин с двигателями малой мощности наиболее актуально при создании автоматических трансмиссий вести работы по исследованию и созданию бесступенчатых вариаторных клиноременных трансмиссий. Клиноременные вариаторы получили применение в ТМ с ДММ благодаря ряду их существенных преимуществ: они просты в конструктивном отношении и в изготовлении, обладают хорошими амортизирующими свойствами, сравнительно легко решаются вопросы их ремонта и автоматизации управления трансмиссией.

По количеству регулируемых шкивов клиноременные вариаторы подразделяются на вариаторы с одним регулируемым шкивом и с двумя При одном регулируемом шкиве межцентровое расстояние в процессе регулирования скорости должно изменяться. В передачах с двумя регулируемыми шкивами расстояние между центрами шкивов постоянно. В каждом регулируемом шкиве перемещаются либо оба диска одновременно, либо только один из них. Перемещение дисков может осуществляться или непосредственным передвижением их регулирующим механизмом, или под воздействием пружин и самого ремня при изменении натяжения.

По типу регуляторов автоматические клиноременные вариаторы можно условно разбить на три типа: с регуляторами по угловой скорости ведущего вала. с регуляторами по моменту на ведомом валу, с регуляторами по угловой скорости на ведущем валу и по моменту на ведомом валу. Клиноременные ва-

риаторы с регуляторами только по угловой скорости ведущего вала не позволяют достйчь наилучших тяговых и топливно-экономических характеристик к транспортных машин, но не смотря на это, их применение оправдано с точки зрения простоты, что особенно важно для мотоциклов небольшой мощности и мопедов. Клиноременные вариаторы, применяемые в мототранспортных средствах, в большинстве случаев выполняются с двумя раздвижными шкивами.

Проскальзывание ремня в шкивах это одна из проблем вариатора. Эта проблема становится особенно актуальной для транспортных машин с двигателями высоких мощностей. Минимизировать проскальзывание ремня удается за счет установки более жесткой пружины ведомого шкива. Она обеспечит большее натяжение ремня во время работы вариатора. Однако следует помнить, что необходимо подобрать пружину с оптимальной жесткостью для заданной конструкции и транспортного средства. Избыточная жесткость пружины приведет к падению максимальной скорости. Для максимально эффективной работы вариатора, необходимо добиться чтобы обороты коленчатого вала двигателя при изменении передаточного отношения были как можно более стабильными.

Уровень оборотов коленчатого вала изменяют за счет применения грузиков различной массы. Более легкие грузки обеспечивают более высокие обороты, и наоборот - более тяжелые грузики заставляют двигатель работать на более низких оборотах. Однако помимо грузиков на настройку вариатора оказывают влияние и другие факторы. Изменение жесткости пружины ведомого шкива вызывает и изменение уровня рабочих оборотов. Более жесткие пружины приводят к необходимости использования более тяжелых грузиков.

Исходя из анализа современного состояния вопросов создания, тенденций и перспектив развития КВБТ в диссертационной работе рассматриваются наименее изученные проблемы, связанные с разработкой новых теоретических и расчетных методик исследования КВБТ для ТМ с ДММ и разрабатывается конструкция КВБТ для мотоциклов производства ОАО "Ижевские мотоциклы".

Во второй главе разработана обобщенная математическая модель движения двухколесного одноколейного транспортного средства (ДОТС), учитывающая взаимосвязанные колебания подвески и трансмиссии, динамические процессы, происходящих в машинных агрегатах, и влияние различных конструктивных параметров и характеристик на эксплуатационные свойства ДОТС.

Требования адекватности разрабатываемых математических моделей реальным процессам, происходящим в трансмиссиях и подвесках ДОТС при их движении в различных дорожных условиях, и более полного изучения влияния различных параметров трансмиссии и подвесок (коэффициентов упругости и демпфирования, зазоров в кинематических парах и др.) на показатели эксплуатационных свойств машин требуют перехода от динамических моделей с жесткими связями к более сложным математическим моделям исследования, называемым математическими моделями с упруго-демпфирующими звеньями.

Анализ различных эксплуатационных свойств и конструкции при создании двухколесного одноколейного транспортного средства (ДОТС) в настоящей время проводят на достаточно простых математических моделях. Для де-

тального анализа ДОТС, например, динамики трансмиссии, плавности хода и т.д., как было отмечено выше, необходимо разрабатывать более сложные математические модели (системы дифференциальных уравнений), решение которых возможно только с помощью электронно-вычислительных машин. При этом сложность математической модели во многом зависит от решаемой проблемы и требований к точности получаемых расчетных данных.

Разработанная математическая модель движения ДОТС базируется на уравнении Лагранжа второго рода. Для определенности считаем, что между двигателем и коробкой передач находится муфта сцепления, а за коробкой передач - редуктор (главная передача), который может быть цепным или какого-либо другого типа. Часто муфта сцепления находится за моторной цепной передачей. В этом случае структурная схема трансмиссии будет отличаться от схемы, представленной на рис. 1 (добавляется еще один упруго-демпфирующий участок до ведомых деталей муфты сцепления), но подход к разработке математической модели не изменится.

Пусть ДОТС совершает прямолинейное плоское движение, в котором основные перемещения происходят в направлении оси ОХ, колебательные в направлении оси ОЪ и продольно-угловые колебания подрессоренной массы (рис. 1) при следующих допущениях: движения ДОТС в поперечной плоскости отсутствуют (плоское движение); неподрессоренные массы могут перемещаться только в направлении продольной оси вместе с подрессоренной массой и перпендикулярно плоскости дороги; все упругие связи считаем линейными; рассеивание энергии в шинах учитывается коэффициентами сопротивления качению; угол закручивания шины прямо пропорционален смещению контактной площадки колеса в сравнении с неподвижным ободом колеса и обратно пропорционален радиусу качения колеса; продольно-угловые и поперечно-угловые колебания независимы и их можно исследовать раздельно.

Введенные обозначения на рис. 1: V - продольная скорость движения ДОТС в направлении оси ОХ прямоугольной декартовой системы координат Х02, с осью ОХ, перпендикулярной плоскости дороги, при движении по неровному дорожному покрытию; Мп, 1е - подрессоренная масса и ее момент инерции относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести ДОТС (точка О); М|, М2 - массы неподрессоренные, приходящие соответственно на переднюю и заднюю оси; 1дв - момент инерции вращающихся деталей двигателя, ведущих деталей сцепления и маховика; 1сц, 1КП, 1г - моменты инерции соответственно вращающихся ведомых деталей муфты сцепления, вращающихся деталей коробки передач от первичного вала до синхронизатора включенной передачи и участка трансмиссии от синхронизатора включенной передачи до ведущего колеса ДОТС; 1^1, ¡и - моменты инерции колес соответственно передней и задней осей; Рж - сила сопротивления воздуха; Ом - вес ДОТС; Рп, Р<2 ~ силы сопротивления качению соответственно переднего и заднего колес; Рмь Рыг - нормальные реакции соответственно переднего и заднего колес; Рк - сила тяги на ведущем колесе; С„1, Сп2 - коэффициенты жесткостей передней и задней подвесок; 'К„1, Кп2 - коэффициенты демпфирования аморти-

заторов переднего и заднего колес; СтрЬ Стр2, К1рЬ Ктр2 - соответственно коэффициенты жесткостей и демпфирования участков трансмиссии; с*,, с^2, с*и сш2 " коэффициенты соответственно нормальных и угловых жесткостей шин переднего и заднего колес; Мдв - крутящий момент двигателя; Ап1, Дп2, Ai, Д2 ~ суммарные линейные зазоры в конструкциях передней и задней подвесок и угловые зазоры на соответствующих участках трансмиссии; 9 - угол, характеризующий продольно-угловые колебания подрессоренной массы; т|т|2 - перемещения соответственно масс М|, М2 перпендикулярно плоскости дороги; h 1, h2 - высота неровностей дороги соответственно под передним и задним колесами ДОТС; а - крутизна угла спуска (подъема) ДОТС; Li, L2 - расстояния от центра тяжести соответственно до осей переднего и заднего колес.

z

ûJÏÎLÎ^L

I Al с„

M,

¿J>........

L,

Рис. 1. Схема динамической модели движения одноколейного транспортного средства

При эксплуатации ДОТС возможны следующие режимы движения: тро-гание с места, т.е. ДОТС стоит, муфта сцепления буксует, тяговая сила на ведущем колесе меньше сил сопротивления качению; движение ДОТС с буксующей муфтой сцепления; движение с блокированной муфтой сцепления; переключение передач. Математическая модель движения ДОТС многоструктурная, т.е. каждый режим движения описывается своей системой дифференциальных уравнений. Вывод систем уравнений проведен при помощи уравнения

Лагранжа второго рода:

эт ап эф л

+ ~—+-г— = Qk, где Т - кинетическая

dt^aqj aqk 3qk ôqk

энергия ДОТС; П - потенциальная энергия ДОТС; Ф - диссипативная функция, характеризующая уменьшение энергии с течением времени; С)к - обобщенная сила, соответствующая к-ой обобщенной координате ; с|к - скорость обобщенной координаты.

Система уравнений, описывающая движение ДОТС с блокированной муфтой сцепления, имеет вид:

+ + + - Ь2дСо8в - Па К2 = 0

ас. ас.

,[в9 + —+ 81№(£ + Ь1вСо59-тК1Ц +81^(2-Ь29Со80-Т)2)Рп2Ъ2 =0 60 59

.. зп гФ „

.... 5П дФ . Щ 2 дг\2

, V. ® Зф и ц „

V д. + )фд» + + ^Г-+ МП,1 - = 0

«Рсц Зфсц

Фсц=Фда

,2 . V. ( ап зф \ эп дФ ..

Фи.=ФЛ

дП дФ . +-н--= 0.

Во второй главе рассмотрены также все внутренние и внешние силы и моменты, действующие на ДОТС в процессе движения и входящие явно или неявно в систему уравнений (1): семейство нагрузочных характеристик двигателя, обеспечивающее определенные значения силы тяги на ведущем колесе Рк; потери на участках трансмиссии Мтрь М^, зависящие от потерь холостого хода и передаваемых вращающих моментов; силы сопротивления воздуха качению передних Рп и задних Рп колес, сопротивления подъему Ри; сила сцепления шин с полотном дороги Рф, на значение которой влияет тип опорной поверхности и процесс буксования (значение коэффициента буксования); моменты, действующие в муфте сцепления, а также рассмотрены проблемы учета влияния на значения вращающихся моментов двигателя неустановившихся режимов движения по формуле Мдв = М]£(фи,ь)- 1д,Фд,, где Мдв - вращающий момент двигателя в процессе движения, МдВ(фд8,ь) - значение вращающегося момента при заданной загрузке двигателя Ь и частоте вращения коленчатого вала фдв на установившихся режимах; функциональные зависимости определения кинетической энергии подвижных частей ДОТС; зависимости потенциальных энергии упруго-демпфирующих участков трансмиссии, закручивающихся шин ведущего колеса под действием подводимого вращающего момента и упругих элементов передней и задней подвесок; функциональные зависимо-

сти диссипативных функций рассеивания энергии на упруго-демпфирующих участках трансмиссии и в подвесках ДОТС (силы сухого трения в подвесках).

Разработанная математическая модель вертикальных и продольно-угловых колебаний системы "двигатель - трансмиссия - колеса - подвеска -подрессоренная масса" является инвариантной по отношению к различным двухосным одноколейным транспортным машинам и может использоваться в качестве базовой при исследовании взаимосвязанных колебаний подвески и трансмиссии, влияния различных конструктивных параметров и характеристик на эксплуатационные свойства машин и при анализе динамических процессов, происходящих в машинных агрегатах. Для отражения в математической модели конструктивных особенностей той или иной подвески, например рычажно-пружинной, или особенностей работы цепной передачи мотоцикла, достаточно дополнительно ввести необходимые сосредоточенные массы и описать их соответствующими дифференциальными уравнениями. Уравнения следует добавить к рассмотренным в настоящей работе системам дифференциальных уравнений практически без изменения этих систем или будут незначительные изменения, учитывающие дополнительно введенные упруго-демпфирующие связи, влияющие на уже введенные в настоящей работе обобщенные координаты.

В третьей главе проведен анализ особенности динамики мотоциклетной трансмиссии; разработана методика расчета базовых параметров клиноремен-ного вариатора, позволяющая обеспечить автоматическое регулирование вариатора; выполнен расчет системы автоматического регулирования клиноре-менного вариатора; представлены результаты расчетных исследований конструкции вариатора для мотоциклов семейства ИЖ класса 350 см3; выполнен анализ динамики вариатора мотоцикла на различных режимах его работы.

Особенность динамики мотоциклетной трансмиссии в сравнении с автомобилями и тракторами заключается в том, что в ней возникают динамические нагрузки при колебании заднего колеса из-за специфики кинематики подвески мотоцикла, наличия в трансмиссии цепной передачи и соизмеримости масс водителя и мотоцикла. Эти нагрузки при некоторых условиях движения могут значительно превышать средние значения эксплуатационных нагрузок даже при постоянном моменте сопротивления движению.

Рассмотрим трехмассовую динамическую модель трансмиссии мотоцикла (рис. 2). Такого типа трансмиссии устанавливаются на мотоциклы, выпускаемые в ОАО "Ижевские мотоциклы". В качестве объекта расчетных исследований возьмем мотоцикл "ИЖ-Планета".

Обозначения на рис. 2: 1| - суммарный момент инерции вращающихся деталей двигателя и ведущей звездочки; С| - коэффициент жесткости моторной цепи; 12 - суммарный момент инерции вращающихся деталей коробки перес с

ключения передач; спр2 = ——--суммарный приведенный к ветви цепи кос +с

эффициент крутильной жесткости задней цепи и упругой муфты заднего колеса, где сц - коэффициент крутильной жесткости задней цепи, см - коэффициент

жесткости упругой муфты заднего колеса; 13 - приведенный к ведущему колесу суммарный момент инерции поступательно движущейся массы мотоцикла и вращающихся колес; спр3 - приведенный коэффициент крутильной жесткости шины заднего колеса (коэффициент тангенциальной жесткости шины); с!|, Бг -диаметры ведущей и ведомой звездочек передней (моторной) цепной передачи; с12) 03 - диаметры ведущей и ведомой звездочек задней цепной передачи; хь х2, Хз — углы поворота соответствующих звездочек трансмиссии мотоцикла; И -радиус качения заднего колеса.

Ведомая звездочка заднего колеса с центром в точке Оз совершает планетарное и колебательное движение вокруг оси качающегося рычага подвески с центром в точке 04, не совпадающей с осью ведущей звездочки Ог, что увеличивает динамические нагрузки примерно в 2 раза. Прямые линии, проведенные соответственно через точки О2О4 и О4О3, образуют некоторый угол ср, непрерывно изменяющийся в процессе движения мотоцикла. С учетом принятых допущений система дифференциальных уравнений, описывающая движение мотоцикла и динамику работы трансмиссии, будет иметь вид: 1.x,+0,5РМД

< 1гх2 + 0,5Е,иё2 - 0,5^0^ = -М^ , (2)

I,*, + ЯЧрзХз" 0,5РзцОз = -Мсопр где Рмц = с1(0,5х]с!1 - 0,5х2В21к) - усилие в моторной цепной передаче; Мш = М^(х1,Ь)-11х1 - вращающий момент двигателя, М™(хи Ь) - вращающий момент двигателя при его работе на установившихся режимах (семейство нагрузочных характеристик, которое получается в результате лабораторных исследований двигателя на тормозном стенде в зависимости от частоты вращения его коленчатого вала х, и угла открытия дроссельной заслонки Ь); МфЬ Мтр2 - вращающие моменты, затрачиваемые на потери соответственно на первом (от точки О] до точки Ог) и втором (от точки 02 до точки Оз) участках

трансмиссии мотоцикла; Рзи = спр2Д8 - усилие в задней цепи, ДБ - удлинение

ведущей ветви задней цепной передачи; 1К - передаточное число включенной передачи в коробке перемены передач; Мсопр - суммарный момент, затрачиваемый на преодоление внешних сил при движении мотоцикла (сопротивления качению шин, воздуха и подъема). В системе дифференциальных уравнений отсутствуют в явном виде передаточные числа моторной и цепной передач, т.к. их учет проводится соответствующими подстановками диаметров звездочек.

В принятых допущениях из (2) можно записать систему дифференциальных уравнений, описывающую собственные крутильные колебания рассматриваемой трансмиссии мотоцикла. Значения частот собственных колебаний в трансмиссии для заданной конструкции зависят только от передаточного числа коробки перемены передач ¡к. Считаем, что передаточное число в коробке передач находится в диапазоне от 4 до 1. В этом случае в трансмиссии мотоцикла имеются в зависимости от значения передаточного числа частота р) из диапазона примерно от 16 до 62 Гц и частота р2, равная примерно 313 Гц. Например, если принять трехступенчатую коробку передач с рядом передаточных чисел ¡1 = 3, ¡2 = 2, ¡з = 1, то соответствующие значения р) равны: 21,64, 32,18 и 61,60 Гц. При этом величина р2 изменяется от 313,88 до 313,82 Гц, т.е. остается практически постоянной для всех передаточных чисел коробки перемены передач.

Частота крутильного возмущения со стороны двигателя при его рабочих режимах может находиться в диапазоне примерно от 25 до 100 Гц. Следовательно, частота собственных колебаний р2, равная 313 Гц, находится за пределами рабочих частот, и ее можно не рассматривать.

При резонансных колебаниях, во-первых, значительно увеличиваются нагрузки на элементы трансмиссии, что приводит к проблемам обеспечения надежности конструкции, во-вторых, под действием диссипативных сил резко увеличивается рассеивание энергии. Потери энергии могут быть выше энергии, поступающей от двигателя. В этом случае происходит останов двигателя, т.к. машина не в состоянии пройти через резонанс. Такое явление в механических системах называется эффектом Зоммерфельда, о возможности возникновения которого можно судить по коэффициенту передачи сил:

где Рда - сила, переданная от двигателя; Бо - сила, возбуждаемая двигателем в трансмиссии; у - логарифмический декремент затухания колебаний; со - частота возбуждения со стороны двигателя; п » 3.14159.

Предположим, что со стороны двигателя на трансмиссию действует возмущающая крутильная частота Ш1 = 25 Гц. Логарифмический декремент затухания колебаний у с изменением частоты меняется незначительно и находила

2

в диапазоне от 0,2 до 0,5. Тогда при движении на первой передаче с передаточным числом ¡1 = 3 для резонансной частоты р! = 21,64 Гц и у = 0,2 значение ц = 2,926, а для р! = 21,64 Гц и у = 0,5 - значении (I = 2,663. Следовательно, частота р1 = 21,64 Гц оказывает существенное влияние на возмущающую силу, увеличивая ее при у = 0,2 в 2,926 раза.

Известно, что при отношении — = ■Гг коэффициент передачи сил будет

р!

равен 1. Следовательно, желательно исключить работу двигателя на скоростных режимах со < л/2р,, т.е. значение со должно быть более 30,604 Гц, что соответствует частоте вращения коленчатого вала 1836,24 об/мин. Для более стабильной работы мотоцикла в процессе трогания желательно увеличить передаточное число м. Например, его увеличение до 4 снижает резонансную частоту Р1 до 16,28 Гц, что позволяет получить при СО) = 25 Гц значение ц = 0,738. Другим направлением уменьшения значения резонансной частоты является уменьшение жесткости с„Р2, что и было сделано при разработке трансмиссии мотоцикла "ИЖ-Планета". Значение коэффициента упругости спр2, равное 300000 Н/м, в основном определяется упругой муфтой, установленной в заднем ведущем колесе мотоцикла. Если жесткость спр2 увеличить, например до 600000 Н/м, то частота собственных колебаний р) возрастет с 2,64 Гц примерно до 29,5 Гц, что нежелательно для динамики работы трансмиссии мотоцикла.

Для уменьшения динамических нагрузок в агрегатах трансмиссии в заднем колесе мотоциклов устанавливают упругую муфту. Часть результатов расчетных исследований представлено на рис. 3, позволяют обоснованно выбрать жесткость упругой муфты, обеспечивая трансмиссии надежность и долговечность работы. Более того, установка упругой муфты в заднем колесе является обязательным конструктивным решением при создании КВБТ, что позволяет обеспечить более эффективную и стабильную работу вариатора.

Принцип действия вариатора с центробежным регулятором и регулятором по моменту основан на том, что распорные усилия, создаваемые ремнем, уравновешиваются осевыми усилиями, создаваемыми регуляторами. Под действием осевого усилия Бм регулятора по моменту в ветвях ремня создается натяжение 8М1 и 8м2. Центробежный регулятор развивает осевое усилие Р„ и натяжение в ветвях ремня 8ц1 и Если нарушается равновесие между 8„1, 8м2 и вц], Бцг, то ремень перемещается по шкивам до тех пор, пока не восстановится равновесие: Бш = 8Ц|, 8м2 = Следовательно, между Рм и Рц должна быть определенная функциональная зависимость, которую необходимо определить.

Регулятор по моменту может воздействовать на оба диска ведомого шкива либо на один диск. В последнем случае конструкция ведомого звена упрощается. Расчетная схема регулятора по моменту при воздействии на один диск ведомого шкива представлена на рис. 4. На валу 1 диск 2 крепится неподвижно, а диск 3 может перемещаться в осевом направлении. С диском 3 жестко связана кулачковая полумуфта 4, которая взаимодействует через промежуточный элемент 5 со второй полумуфтой 6, закрепленной на валу 1.

Рис. 3. Зависимость частоты собственных колебаний в трансмиссии мотоцикла "ИЖ-Планета" от приведенной крутильной жесткости задней цепи и упругой муфты колеса (1 - передаточное число включенной передачи и = 3; 2 - передаточное число ¡к = 1)

мента, осевое усилие, создаваемое регулятором по моменту, запишется: Км=Рмах-СмХ + ^й8(Рм + Фм),

ГКЛ

где Ртах - усилие пружины на ведомом шкиве, когда диски полностью раздви-

нуты, т.е. передаточное отношение вариатора i = im,„ и при этом перемещение X подвижного диска ведомого шкива равно нулю; См - жесткость пружины; гкл -радиус, на котором происходит взаимодействие кулачков регулятора по моменту; Мс - момент сил сопротивления; рм - угол наклона кулачка регулятора по моменту по отношению к плоскости вращения шкива; фы - угол трения на поверхности взаимодействия кулачков.

Без учета сил трения можно записать Мс = Мд1, и тогда получим

Км = Рмах - СМХ + °-5М*' ctg(pM +фм), где Мд-движущий момент двигателя.

'кл

Необходимо отметить, что регулятор по моменту активно работает только в одну сторону - в сторону увеличения передаточного отношения вариатора. При увеличении Мс под действием регулятора по моменту происходит сближение дисков ведомого шкива, т.е. движение передается от полум>фты 6 к полумуфте 4 и при этом преодолевается осевое усилие центробежного регулятора на ведущем шкиве. Для увеличения Км следует уменьшать (Зм. Но с другой стороны при уменьшении Мс под действием ремень на ведомом шкиве перемещается на малый диаметр и движение передается в обратном направлении от полумуфты 4 к полумуфте 6. Поэтому при малых углах |3М может произойти самоторможение. Следовательно, для увеличения КПД вариатора угол Р„ не следует принимать малым и лучше всего его выбирать в диапазоне 40-45

Расчетная схема центробежного регулятора представлена на рис. 5. На валу 1 установлен подвижный диск 2 ведущего шкива. Этот диск может перемещаться вдоль оси вала. С диском 2 шарнирно в точке А, расположенной на расстоянии ha от оси вала, связан рычаг 3, на конце которого на шарнире установлен груз 4, взаимодействующий под действием центробежной силы Рц с профильной направляющей 5. Пружина, связанная с рычагом 3, создает упругий момент Му, направленный в сторону, противоположную силе Рц. Груз 4 упирается в опорную плоскость 6 (рис. 5, б) и при этом под действием упругого момента Му подвижный диск перемещается в сторону опорной плоскости 6. Ремень переходит на наименьший диаметр на ведущем шкиве.

Профильная направляющая 5 имеет два участка с разными углами по отношению к плоскости вращения шкива: ап - участок запуска вариатора; а - рабочий участок автоматического изменения угловой скорости ведомого шкива. При этом а„ значительно меньше а. Из условия равновесия относительно точки А моментов всех сил, приложенных к рычагу 3, находим реакцию N в точке

PUR cosy-Mv

контакта груза с профильной направляющей: N =--г2-, где R = АВ -

R sin(a - у)

длина рычага 3; у - угол наклона рычага 3 по отношению к оси вала; а - угол наклона профильной направляющей 5 по отношению к плоскости вращения шкива.

Центробежная сила равна Рц = meo2 (а + R sin у), где ш - общая масса грузов; а - расстояние от оси вала 1 до точки А шарнирного закрепления рычага 3.

Если обозначить через Т реакцию в шарнире А, направленную по рычагу 3, а через S - Перпендикулярную рычагу 3, то из условия равновесия рычага на ось Y имеем Ncosa - Tcosy + Ssiny = О.Но при этом Tcosy - Ssiny = Кц, и таким об-mco2R(a + R sin y)cos у - NL

разом получаем: Кц = - R ( )

том случае, если meo 2R(a + R siny)cosy>M , 5

—cosa. Очевидно, что Кц > 0 в

и a > у.

Чем меньше угол а, тем больше Кц. Поэтому для возможности наилучшего пуска вариатора и езды при малых оборотах коленчатого вала двигателя, когда Рц мала, необходимо сделать на профильной направляющей 5 участок пуска с малым углом а„. В центробежном регуляторе передача усилий осуществляется как от грузового звена к подвижному диску, так и в обратном направлении. При передаче усилия от диска к грузовому звену на участке ап возможно самоторможение. Однако этого эффекта бояться не следует, т.к. упругий момент пружины при уменьшении со способствует движению груза.

При холостых оборотах коленчатого вала двигателя сох ремень должен быть неподвижным и находиться на подшипнике ведущего шкива. Чтобы это обеспечить необходимо полностью раздвинуть диски ведущего шкива. На основании Рис. 5. Расчетная схема центробежного регулятора рис. 5, б при холостых оборотах двигателя осевое усилие Кщ регулятора вычисляется по формуле:

K1¡X ~

Му -mco2R(a-Rsinyx)cosyx

, .--------Бт5, где 5 - угол наклона опорной плоскости 6 к оси вала; ух - угол наклона рычага, при котором рычаг взаимодействует с опорной поверхностью 6 и ремень неподвижный. Значение Кщ > 0, если

Му > шю^(а _ R sin yx )cos уx.

Условия равновесия подвижных дисков на ведущем и ведомом шкивах запишутся в виде: K4=Ql+Fl, Км = Q2 + F2, где Qi, Q2 - распорные усилия ремня соответственно на ведущем и ведомом шкивах; F|, F2 - силы трения в направляющих подвижных дисках соответственно на ведущем и ведомом шкивах. Распорные усилия ремня Q¡ и Q2 после преобразования примут вид:

l±VL „V2

4tg(v + p)

и \ 2 (ttj-aJ+p;

(3)

Ц V

где Р - полезное окружное усилие, передаваемое ремнем; у - коэффициент тяги^ - половина угла профиля канавки шкивов; р - угол трения; f = tgp - коэффициент трения ремня о диски шкивов, который можно принять равным 0,35, т.к. из практики наиболее рациональное значение р = 19°20'; а, - углы обхвата

lnm f 1 + ш .

на шкивах; ас = —;— угол скольжения на шкивах; f =-; m = ——, j -

f sin v 1 - V|í

индекс, принимающий значения 1 и 2 ( 1 - ведущий шкив, 2 - ведомый шкив).

Используя выражения (3) находим соответственно: = 4х ц (к ц), vj/M = vyM(KM), где \|/ц, \)/н - коэффициенты тяги, создаваемые соответственно центробежным регулятором и регулятором по моменту.

Если v|/u = \|/м, то передача работает при постоянном передаточном отношении. Если \)/ц то будет происходить автоматическое изменение передаточного отношения до тех пор, пока не установится равновесие. Из условия \|/ц = v|/M получаем зависимость, определяющую связь между Км и Кц: Кц = Кц(К„), либо К„ = К„(КЦ).

Расчеты по изложенной методики выполнены для Мд = М^12*3 40 Нм,

коэффициента тяги \|/ = v|/0 = 0,7. При подборе пружины учитывалось, что в соответствии с изложенной методикой усилие пружины на ведомом шкиве равно Ртах когда диски полностью раздвинуты, т.е. передаточное отношение вариатора i = ¡mm = 0,81, должно быть примерно 173 Н. Этому условии удовлетворяет пружина с параметрами: диаметр проволоки dnp = 4 мм, средний диаметр пружины Dcp = 70 мм, число витков п = 7. Отметим, что эта пружина будет создавать усилие при i = imax = 3,1, равное примерно 150 Н.

Расчеты показал, что для обеспечения наиболее рационального осевого усилия по компоновочным требованиям и габаритам регулятора для мотоцикла иИЖ-Планета" радиус гКЛ) на котором происходит взаимодействие кулачков регулятора по моменту, должен быть примерно 46 мм, что и было заложено в конструкцию. Тогда можно найти угол Р = Рм + срм. Для этого определяем значение р для всего диапазона изменения передаточного отношения, т.к. р = p(i). Результаты расчетов показали, что с варьированием i угол р для момента сил сопротивления, характерных для мотоцикла "ИЖ-Планета", изменяется незначительно в окрестности Р = 42°. Принимая коэффициент трения между полу-

муфтами регулятора по моменту, равным 0.1, получаем значение угла трения на поверхности взаимодействия кулачков фм = 5°45'. Тогда значение угла наклона рабочей поверхности регулятора ß„ = ß - фм = 42° - 5°45' = Зб°15' » 36°.

Для того чтобы выполнялось условие = ц/м, необходимо центробежному регулятору воспроизводить функцию Qi + Fi. Проведенный анализ показал, что расчет центробежного регулятора целесообразно проводить в следующей последовательности. Задаемся величиной угла а при i = Lmax. С целью повышения КПД вариатора и предотвращения заклинивания рычага с грузом угол а следует выбирать как можно больше. Все зависит от длины рычага R. Чем меньше длина рычага, тем больше следует выбирать угол а.

Проработка и анализ различных сочетаний параметров конструкции позволили обосновать следующие параметры, которые необходимо реализовать у центробежного регулятора мотоцикла "ИЖ-Планета": длина рычага R = 39 мм, ( расстояние от оси вала до точки шарнирного крепления рычага а = 48 мм. При

этом углы у - у о и а = а0, соответствующие i = imax = 3,1, должны быть соответственно уо » 8 ° и а0« 65 Тогда приближенно общая масса грузов при Му = 0 должна быть равна примерно 0,03 кг.

При холостых оборотах коленчатого вала двигателя должно выполняться условие: Му >Мцентр =mcüxR(a-RsinYx)cosYx. Число оборотов холостого хода пх = 1250 об/мин. Для разработанной конструкции принято ух = 15 а Ymax я 40 Тогда Мцентр = m<DxR(a-RsmYx)cosyx = 7,08 Нм. Примем М^ =Му(сох)=1,ЗМцентр = 9,2 Нм. Для данных условий жесткость пружины кручения, установленной на осях рычагов, составит С = 2,5 Нм/рад. 1 Для определения угла ап при пуске вариатора и движении мотоцикла во

время трогания с места тебуется знать вращающий момент, необходимый для начала движения мотоцикла. Мотоцикл трогается с места при числе оборотов коленчатого вала двигателя пх я 2000 об/мин, т.е. соп « 209 с'1. Груз-ролик 4 центробежного регулятора может касаться при i = imax одновременно двух уча-i стков профильной направляющей: с углом ап и углом а. При трогании груз

должен взаимодействовать только с участком с углом а„. Поэтому можно принять Yn немного меньшим значения уо, которое соответствует i = imax. Считаем, что у„ = 7 Тогда получаем при массе m = 0,03 кг, соп» 209 с"1, у„ = 7 ° значение tgan = 0,41. Следовательно, &п — 22° 18'. Расчетные значения параметров конструкции позволяют выполнять автоматическое регулирование вариатора в процессе движения мотоцикла. Зависимости сил, действующих при этом на регуляторах по скорости и по моменту, от передаточного отношения представлены на рис. 6, 7.

При моделировании движения транспортной машины с бесступенчатой клиноременной трансмиссией можно выделить три этапа разгона:

1. Разгон вала двигателя до начала вращения ведомого шкива, т.е. временной промежуток возрастания крутящего момента на ведомом шкиве от ноля

до приведенного момента сопротивления движению. Для мотоцикла этот этап занимает незначительную часть времени разгона и заканчивается при выполне-М

нии равенства Мвх = .тахсопр , где г|кабт - КПД КВБТ.

^квбтЛквбт

2. Неупорядоченный разгон, когда а^ и со21вар (со2- частота вращения

ведомого шкива) существенно различаются, причем, на этом этапе вариатор продолжает значительное время работать в режиме максимального передаточного отношения 1

вар

Срх при (£>|/(£>2 > т.е. наблюдается значительное

■тах 'вар

скольжение ремня.

3. Упорядоченный разгон, когда Ю] = со2 ¡вар.

<з>ог,р. н

2000

1300

1000

500

/О*

1500

р 1000

/ УЧ. / чЧ*

оГ^ ч * ч 500

3.0 2.0 10 0.5 1

Рис. 6. Зависимости Р, и <}г от передаточного отношения вариатора

Н 2000

Э2+[ч

з.о го 1.о о,5 I

Рис. 7. Зависимости Км, <2гг н <?2 от передаточного отношения вариатор

Нагружающие свойства клиноременного вариатора можно изменять, изменяя размеры пружин, грузиков и точки их крепления. В расчетах на ПЭВМ разгонов мотоцикла с клиноременными вариаторами, имеющими прямую (П„ > 1) и обратную (П„ < 1) прозрачности, за исходную характеристику входного

момента была принята полиномная зависимость М^ = а + Ьш1 , где а, Ь, с - постоянные коэффициенты, зависящие от передаточного отношения и найденные по трем значениям крутящего момента Мвх, равным М™х, 0,5 М™х и 0; - максимальный момент двигателя. В качестве коэффициента П„ бралось отношение значений коэффициента крутящего момента А.„ соответственно при максимальном и минимальном передаточных отношениях вариатора.

Проведенные расчетные исследования показали, что тяговые свойства

мотоцикла при Пв < 1 значительно хуже, чем при П„ > 1, и максимальная скорость при Заданном сопротивлении движению ниже. Разгонные свойства мотоцикла при Па < 1 также хуже, чем при П„ > 1. Время разгона до V « 0,5Утах при Па < 1 и Пв > 1 примерно одинаково, но за это время из-за более низких значений 0)2, а значит и V, мотоцикл с Пв < 1 проходит значительно меньший путь. Кроме того, при V > 0,5Утах интенсивность его разгона резко снижается.

Работа клиноременного вариатора в процессе разгона сопровождается значительным скольжением ремня относительно шкивов. При этом можно выделить три разновидности скольжения: 1). Скольжение при входе и выходе из шкивов - этот вид скольжения наблюдается и при разгоне и при равномерной скорости движения и учитывается в КПД вариатора. 2). Тангенциальное скольжение - наблюдается в начальной фазе разгона, когда ю(/сй2 > ¡™х. 3). Радиальное скольжение - наблюдается при изменении передаточного числа вариатора.

Анализ расчетных и экспериментальных исследований позволил сделать следующие выводы по особенностям работы клиноременного вариатора:

1. Момент М0Х на ведущем шкиве вариатора при Па > 1 достигает момента двигателя, затем быстро уменьшается, приблизительно на 25 %. При П8 < 1 момент Мвх, достигнув момента двигателя, затем возрастает приблизительно на 50 % и остается все остальное время разгона больше момента двигателя.

2. При любом значении П„ начальная фаза разгона сопровождается значительным тангенциальным скольжением ремня при Ю1/СО2 > и большой

работой буксования, которая мало зависит от вида скоростной характеристики двигателя, но при П„ > 1 приблизительно в 1,6 раза меньше, чем при Пв < 1.

3. При проектировании вариатора необходимо учитывать реальные условия эксплуатации и режимы работы, определяемые разгоном машины.

4. Для транспортных машин вариаторы сП, > 1 обеспечивают существенно лучшие тяговые и разгонные свойства при значительно меньших работе буксования и нагрузках на ведущем шкиве.

В четвертой главе представлены результаты экспериментальных исследований разработанной конструкции вариаторного привода мотоцикла.

Кинематическая схема разработанной КВБТ представлена на рис. 8, экспериментальный образец клиноременного вариатора на рис. 9. Регулирование межцентрового расстояния клиноременного вариатора обеспечивается тем, что редуктор 1 расположен в барабане 2, ось вращения которого эксцентрична оси входного вала с ведомым шкивом 3. Включение нейтрали осуществляется выводом из зацепления кулачковой муфты редуктора, разъединяющей ведомую шестерню с валом. Для передачи момента от ведомого вала шкива к ведущему при торможении двигателем или запуске на ведущем валу установлена муфта свободного хода 4, на наружную обойму которой ложится ремень 5 при неработающем двигателе. Для возможности вращения ведомого вала при изменяющемся положении его оси от рычага кикстартера 6, ось которого имеет постоянное положение в крышке 7, зацепление сектора 8 кикстартера с шестерней 9 ведомого вала выполнено внутренним. Сектор 8 ориентирован относительно

среднего положения шестерни 9 ведомого вала, а кулачковая муфта силового регулятора для возможности передачи момента в обратном направлении выполнена с двухсторонними кулачками.

В начальной стадии создания клиноременного вариаторного привода проведен анализ различных конструкций и направлений развития клиноремен-ных вариаторов в мире и выбран аналог разрабатываемой вариаторной трансмиссии мотоцикла. Конструкция вариатора аналога, мотоцикла "Rokon RT 340 Enduro", как и большинство других конструкций клиноременных вариаторов мототранспортных средств, имеет ряд недостатков:

- невозможно осуществлять запуск двигателя наиболее простым способом - с помощью рычага кикстарте-ра. Для пуска двигателя необходимо применение электростартера или другого устройства, воздействующего непосредственно на коленчатый вал двигателя, что усложняет конструкцию или создает неудобства в эксплуатации;

- недостаточна эффективность торможения двигателем, т.к. при сбросе газа полушкивы расходятся и разрыва ется связь между ведущими колесами и коленчатым валом;

отсутствие принудительной нейтрали, что исключает возможность прогрева двигателя на оборотах коленчатого вала выше холостых, затрудняет откатывание мотоцикла вперед и назад;

- невозможен запуск двигателя с хода или буксира в связи с отсутствием связи между колесами и коленчатым валом при неработающем двигателе;

-отсутствует возможность регулирования натяжения ремня, что ведет к уменьшению диапазона регулирования и нарушению регулировочных характеристик при его вытяжке.

В созданной конструкции автоматического клиноременного вариаторного привода для мотоцикла "ИЖ-Планета" отсутствуют перечисленные недостатки. Стендовые и дорожные испытания проводились для сравнительного анализа совместно с мотоциклом "Rokon RT 340 Enduro". В обоих приводах использовались клиновые ремни одного типа, изготовленные фирмой "Sals-bury", и двигатели "ИЖ-ПС".

В стендовых испытаниях снятие показателей со всех приборов проводилось при установившихся режимах работы передачи. Проведенные испытания позволили построить следующие графические зависимости: коэффициент

Рис. 8. Кинематическая схема трансмиссии мотоцикла "ИЖ-Планета" с клино-ременным вариатором

трансформации момента в виде зависимости от передаточного отношения; характеристики КПД клиноременных передач в зависимости передаточного отношения и крутящего момента на ведущем шкиву (представлены соответственно на рис. 10 и 11); распорные усилия на ведущем и ведомом шкивах в зависимости от передаточного отношения.

Рис. 9. Клииоремснный вариатор для мотоцикла "ИЖ-Планета"

......¿

—- L i

/ V !

/ i

■

Рис. 10. Зависимость КПД клиноременнои передачи от передаточного отношения при крутящем моменте на ведущем валу, равном 25 Н*м (1 - мотоцикл "Rokon RT 340 Enduro" без учета потерь в редукторе, 2 -мотоцикл "ИЖ-Планета" без учета потерь в редукторе, 3 - мотоцикл "ИЖ-Планета" с учетом потерь в редукторе) Стендовые и лабораторно-дорожные мотоциклов "Rokon RT 340 Enduro" и "Иж-Планета" с клиноременными вариаторами позволяют сделать следующие выводы: при увеличении вращающего момента двигателя до 20 Н*м наблюдается значительное увеличение КПД клиноременной передачи; при уве-

О 10 20 30 40 М...

Рис. 11. Зависимость КПД клиноременной передачи от крутящего момента на ведущем валу (1 - мотоцикл "Rokon RT 340 Enduro" без учета потерь в редукторе, 2 - мотоцикл "Иж-Плаиета" без учета потерь в редукторе, 3 - мотоцикл "Иж-Плаиета" с учетом потерь в редукторе)

личении передаточного отношения вариатора происходит некоторое снижение КПД клиноременной передачи; разгонные характеристики мотоцикла "Rokon RT 340 Enduro" с клиноременным вариатором не уступают характеристикам мотоцикла "Иж-Планета" с механической четырехступенчатой коробкой передач; КПД клиноременного вариатора мотоцикла "ИЖ-Планета", а следовательно и разгонные его характеристики, не хуже, чем у мотоцикла "Rokon RT 340 Enduro"; мотоцикл "ИЖ-Планета" с клиноременным вариатором хорошо запускается с хода, что невозможно в мотоцикле "Rokon RT 340 Enduro"; мотоцикл "Иж-Планета" с клиноременным вариатором в сравнении с "Rokon RT 340 Enduro" имеет более эффективное торможение двигателем; разработанные конструктивные решения могут быть использованы при создании клиноременных вариаторов мототранспортных средств; долговечность клиноременных вариаторов мототранспортных средств во многом определяется долговечностью ремня, что требует проведения комплекса работ по созданию надежных и долговечных клиновых ремней и исследованию области их применения в зависимости от мощности двигателя; для обеспечения оптимального соотношения по тягово-скоростным и топливно-экономическим параметрам мототранспорта с клиноременными вариаторами требуется большой объем экспериментально-доводочных и исследовательских работ по выбору, оптимизации и экспериментальной отработке параметров систем регулирования по частоте вращения и нагрузке для каждой модели мототранспортного средства.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ВЫВОДЫ

1. Разработанная десятимассовая математическая модель вертикальных и продольно-угловых колебаний системы "двигатель - трансмиссия - колеса -подвеска - подрессоренная масса" является инвариантной по отношению к различным двухосным одноколейным транспортным машинам и может использоваться в качестве базовой при исследовании взаимосвязанных колебаний подвески и трансмиссии, влияния различных конструктивных параметров и характеристик на эксплуатационные свойства машин и при анализе динамических процессов, происходящих в машинных агрегатах. Для отражения в математической модели конструктивных особенностей той или иной подвески или особенностей работы цепной передачи мотоцикла достаточно дополнительно ввести необходимые сосредоточенные массы и описать их соответствующими дифференциальными уравнениями.

2. Особенность динамики мотоциклетной трансмиссии заключается в том, что в ней возникают динамические нагрузки при колебании заднего колеса из-за специфики кинематики подвески мотоцикла, наличия в трансмиссии цепной передачи и соизмеримости масс водителя и мотоцикла. Эти нагрузки при некоторых условиях движения могут значительно превышать средние значения эксплуатационных нагрузок даже при постоянном моменте сопротивления движению.

3. Анализ особенностей динамики трансмиссии мотоцикла позволил сделать вывод, что установка упругой муфты в заднем колесе мотоцикла должна

быть обязательным конструктивным решением при создании клиноременной вариаторной бесступенчатой трансмиссии, что позволяет обеспечить более эффективную и стабильную работу вариатора. Необходимое значение коэффициента упругости муфты должно быть в диапазоне 0,4-0,6 МН/м.

4. При резонансных взаимосвязанных колебаниях в трансмиссии и подвеске мотоцикла значительно увеличиваются нагрузки на элементы трансмиссии, что приводит к проблемам обеспечения надежности конструкции. Под действием диссипативных сил резко увеличивается рассеивание энергии. Потери энергии могут быть выше энергии, поступающей от двигателя. В этом случае происходит останов двигателя, т.к. машина не в состоянии пройти через резонанс. Возникает эффект Зоммерфельда о возможности возникновения которого можно судить по коэффициенту передачи сил.

5. Для достижения оптимального регулирования центробежный регулятор на ведущем шкиве вариатора целесообразно выполнять с качающимися грузовыми звеньями и кулачковым профилем. Силовой регулятор по моменту, устанавливаемый на ведомом шкиве вариатора, целесообразно выполнять в виде кулачковой муфты соединяющей один полушкив и ведомый вал.

6. Разработанная методика расчета и исследования базовых параметров клиноременной вариаторной бесступенчатой трансмиссии транспортной машины с двигателем малой мощности позволяет обосновать базовые параметры вариатора, обеспечивающие его автоматическое регулирование.

7. Для увеличения коэффициента тяги вариатора и снижения пределов его изменения при регулировании целесообразно подбирать пружину регулятора по моменту так, чтобы 80-90 % осевого усилия создавалось кулачковой муфтой, а остальные 20-10 % - пружиной. У разработанной конструкции вариатора, в отличие от других известных конструкций клиноременных вариаторов, осевое усилие на центробежном регуляторе при переходе вариатора на от максимальных к минимальным передаточным отношениям также уменьшается в соответствии с уменьшением окружной силы. Это способствует повышению долговечности ремня и повышению КПД трансмиссии мотоцикла.

8. Конструктивные особенности задней цепной передачи мотоциклов, заключающиеся в том, что ведомая звездочка совершает планетарное и колебательное движение вокруг оси качающегося рычага подвески, не совпадающей с осью ведущей звездочки, приводят к увеличению динамических нагрузок примерно в 2 раза. Указанные динамические нагрузки и наличие упругих и реактивных связей самопроизвольно ведут к изменению режимов работы вариатора даже при постоянном моменте сопротивления на ведущем колесе.

9. При регулировании центробежным регулятором клиноременная вариа-торная бесступенчатая трансмиссия аналогично гидротрансформатору обладает нагружающими свойствами, которые можно оценить коэффициентом мо-

М £

мента X =--, где Ов - характерный линейный размер вариатора, напри* У2®1°в

мер, наибольший диаметр ведущего шкива, у2 - удельный вес грузиков центро-

2Ь

бежного регулятора, Мвх и®; - соответственно входной вращающий момент и частота вращения ведущего шкива, § - ускорение свободного падения. Нагружающие свойства клиноременного вариатора можно изменять, изменяя размеры пружин, грузиков и точки их крепления, обеспечивая прямую (П„ > 1) и обратную (Пв < 1) прозрачности.

10. Работа клиноременного вариатора в процессе разгона сопровождается значительным скольжением ремня относительно шкивов. При этом можно выделить три разновидности скольжения: скольжение при входе и выходе из шкивов - этот вид скольжения наблюдается и при разгоне и при равномерной скорости движения; тангенциальное скольжение - наблюдается в начальной фазе разгона; радиальное скольжение - наблюдается при изменении передаточного числа вариатора.

11. Анализ расчетных и экспериментальных исследований позволил сделать следующие выводы по особенностям работы клиноременного вариатора на транспортной машине (мотоцикле) в процессе разгона:

а) Момент Мвх на ведущем шкиве вариатора при П„ > 1 достигает момента двигателя, затем быстро уменьшается, приблизительно на 25 %, и остается все последующее время разгона меньше момента двигателя. При Пв < 1 момент Мвх, достигнув момента двигателя, затем возрастает приблизительно на 50 % и остается все остальное время разгона больше момента двигателя. Такая существенная перегрузка вариатора не приводит к улучшению разгонных свойств транспортной машины. Наоборот, они значительно хуже при П„ < 1, чем при Пв >1;

б) При любом значении П„ начальная фаза разгона сопровождается значительным тангенциальным скольжением ремня при со/ог > и большой

работой буксования, которая мало зависит от вида скоростной характеристики двигателя, но при П„> 1 приблизительно в 1,6 раза меньше, чем при Пв < 1;

в) Для транспортных машин вариаторы сП, > 1 обеспечивают существенно лучшие тяговые и разгонные свойства при значительно меньших работе буксования и нагрузках на ведущем шкиве.

12. Стендовые и лабораторно-дорожные мотоциклов с клиноременными вариаторами показали, что при увеличении вращающего момента двигателя до 20 Н*м наблюдается значительное увеличение КПД клиноременной передачи. При дальнейшем возрастании вращающего момента происходит незначительное возрастание КПД до своего максимального значения, равного 88 %. Если вращающие моменты превосходят значения моментов, соответствующих внешней характеристики, то наблюдается пробуксовывание ремня и снижение его КПД на 5-7 %. При увеличении передаточного отношения вариатора происходит некоторое снижение КПД клиноременного вариатора.

Основное положения диссертационного исследования опубликованы в следующих работах:

1. Филькин Н.М., Шакуров Д.К. Повышение конкурентоспособности мототранспортных средств за счет создания вариаторной бесступенчатой трансмиссии// Материалы П Меж-

дународной научно-практической конференции "Конкуренция и конкурентоспособность. Организация производства конкурентоспособной продукции". - В 3-х частях. - Часть 3. -Новочеркасск: ЮРГТУ, 2003. - С. 27-29.

2 Филькин Н.М., Шакуров Д.К. Особенности динамики мотоциклетной трансмиссии// Сборник трудов IX Международной открытой научной конференции "Современные проблемы информатизации в технике и технологиях". - Выпуск 9. - Воронеж: Изд-во "Научная книга", 2003. - С. 175-176.

3. Филькин Н.М., Фролов М.М., Шакуров Д.К. Разработка и исследование клиноре-менного вариатора мотоцикла// Вестник ИжГТУ: Периодический научно-теоретический журнал Ижевского государственного технического университета. - Вып. 4. - Ижевск: ИжГТУ, 2003. - С. 33-37.

4. Филькин Н.М,, Фролов М.М., Шакуров Д.К. Математическое моделирование и анализ динамики мотоциклетной трансмиссии при ее резонансных крутильных колебаниях// Сборник трудов VII Всероссийской научно-технической конференции "Новые информационные технологии". - М.: МГАПИ, 2003. - С. 95-99.

5. Филькин Н.М., Шакуров Д.К. О применении уравнения Лагранжа второго рода в исследованиях механических систем с неголономными связями// Материалы IV Международной научно-практической конференции "Методы и алгоритмы прикладной математики в технике, медицине и экономике". - В 4-х частях. - Часть 1. - Новочеркасск: ЮРГТУ, 2004. -С. 4-5.

6. Шакуров Д.К., Филькин Н.М. Разработка вариаторной бесступенчатой трансмиссии для мотоцикла// Сборник докладов Шестой Российской научно-технической конференции "Прогрессивные технологии в транспортных системах". - Оренбург: ОГУ, 2003. - С. 253-256.

7. Филькин Н.М., Шакуров Д.К. Исследование резонансных крутильных колебаний мотоциклетной трансмиссии// Сборник научных трудов "Проектно-технологические и социально-экономические аспекты современного производства". - Ижевск: Издательство Института экономики УрО РАН, 2004. - С. 103-107.

8. Филькин Н.М., Шакуров Д.К. Математическая модель движения мотоцикла, учитывающая особенности динамики его трансмиссии// Материалы Международной научно-технической конференции "Наука и образование - 2004". - Мурманск: МГТУ. - 2004. - С. 58-61.

9. Филькин Н.М., Шакуров Д.К. Анализ динамики машины на возможность возникновения эффекта Зоммерфельда// Тезисы докладов VIII Международного семинара "Устойчивость и колебания нелинейных систем управления". - М.: Институт проблем управления им. В. А. Трапезникова РАН, 2004. - С. 87.

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

Подписано в печать 20.09.04. Бумага офсетная. Усл. печ.л. 1,3 Тираж 100 экз., заказ 247 Типография Ижевского государственного технического университета

РНБ Русский фонд

2006-4 9386

s

\ v ; Hi 2004

ОСНОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ И ОБОЗНАЧЕНИЯ.

ВВЕДЕНИЕ.

Глава 1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ ВОПРОСОВ СОЗДАНИЯ

АВТОМАТИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ ТРАНСПОРТНЫХ КОЛЕСНЫХ МАШИН.-.

1.1. Критический анализ тенденций и перспектив развития автоматических трансмиссий колесных машин.

1.2. Анализ конструкций клиноременных вариаторов.

1.3. Постановка цели и задач диссертационной работы.

Глава 2. РАЗРАБОТКА ОБОБЩЕННОЙ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ

ДВИЖЕНИЯ ДВУХКОЛЕСНОЙ ОДНОКОЛЕЙНОЙ ТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ.

2.1. Обоснование схемы и разработка математической модели движения двухколесной одноколейной транспортной машины.

2.2. Внутренние и внешние силы, действующие на транспортную при ее движении.

2.3. Моделирование процесса взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью.

Глава 3. РАЗРАБОТКА КЛИНОРЕМЕННОГО ВАРИАТОРНОГО

ПРИВОДА МОТОЦИКЛА.

3.1. Анализ особенности динамики мотоциклетной трансмиссии.

3.2. Разработка методики расчета базовых параметров клиноременного вариатора, обеспечивающих его автоматическое регулирование.

3.3. Расчет системы автоматического регулирования клиноременного вариатора мотоцикла.

3.4. Расчетные исследования конструкции клиноременного вариатора мотоцикла.

3.5. Анализ динамики клиноременного вариатора мотоцикла на различных режимах его работы.

Глава 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ

КЛИНОРЕМЕННОГО ВАРИАТОРНОГО ПРИВОДА

МОТОЦИКЛА.

В настоящее время в России машиностроительные предприятия, выпускающие мототранспортные средства, находятся в тяжелом финансовом положении по ряду причин. Во-первых, выросли требования потребителя к качеству выпускаемых мототранспортных средств. Во-вторых, быстрый рост количества эксплуатируемых легковых автомобилей в стране делает более предпочтительным покупку подержанного легкового автомобиля по цене, не выше стоимости нового мототранспортного средства. В-третьих, неспособность предприятий мотоциклостроения по ряду объективных причин предложить потребителю широкую гамму универсальных мелкосерийных мототранспортных средств с различными функциональными возможностями (навесным оборудованием) для сельской местности, жилищно-коммунального хозяйства и т.п. Можно привести еще ряд причин, но следует признать в качестве основной причины низкие эксплуатационные свойства, определяющие качество выпускаемой продукции.

Непрерывно возрастающий ежегодный объем выпуска транспортных машин в мире ведет к увеличению общего количества эксплуатируемых машин и, как следствие, к росту интенсивности дорожного движения, что в свою очередь значительно осложняет управление машиной и увеличивает вероятность дорожно-транспортных происшествий. Данный факт и повышение требований к таким эксплуатационным свойствам машины как комфортабельность работы водителя требуют решения проблемы автоматизации процесса переключения передач. Автоматические трансмиссии, как правило, позволяют улучшить и некоторые другие эксплуатационные свойства, например, долговечность узлов и деталей трансмиссии, проходимость машины.

Наибольшее распространение в настоящее время при автоматизации управления машиной получили гидродинамические приводы. Автоматические ГМП на настоящее время достигли высокого совершенства конструкций. Однако такие приводы имеют сравнительно низкий КПД на режиме трансформации крутящего момента, поэтому при переменных нагрузках, например, при движении в городе, имеется повышенный расход топлива. Для улучшения топливной экономичности предпринимаются попытки создания более эффективных передач. Например, создаются новые автоматические коробки передач на основе механических вариаторов скорости, а также автоматических инерционно-импульсных трансформаторов вращающего момента. Однако силовые приводы такого типа для транспортных машин имеют трудноразрешимые проблемы надежности и долговечности конструкции из-за необходимости применения в конструкции механизмов свободного хода.

В последние годы многие исследователи приходят к выводу, что перспективными механическими вариаторными силовыми приводами транспортных машин являются фрикционные передачи с гибкой связью, т.е. клиноре-менные вариаторы со специальным металлизированным ремнем, обеспечивающим долговечность работы силовому приводу. Особо важно это направление для транспортных машин с двигателями малой мощности, к которым относятся практически все мототранспортные средства.

В связи с изложенным в настоящей работе представлены результаты Теоретических, расчетных и экспериментальных исследований, направленных на создание клиноременных вариаторных бесступенчатых трансмиссий (КВБТ) для транспортных машин с двигателями малой мощности на примере мотоцикла "ИЖ-Планета". КВБТ позволяют существенно улучшить комфортабельность управления мототранспортным средством, что очень важно для крупных городов с интенсивным движением, большим количеством светофоров и дорожных знаков. В результате значительно повышается пассивная безопасность движения, т.е. снижается вероятность возникновения дорожно-транспортных происшествий. Имеются у КВБТ и недостатки, связанные с их повышенной стоимостью в сравнению со ступенчатыми механическим трансмиссиями и повышенными потерями энергии на процессы трения клиновых ремней о раздвижные шкива. Отметим, что стоимость такого типа КВБТ можно существенно снизить за счет использования достаточно дешевых ремней, т.е. пойти на решение об отказе применения в конструкции дорогостоящих металлизированных клиновых ремней. В этом случае необходимо иметь постоянно запасной ремень и обеспечить в конструкции легкость ремонтопригодности, т.е. легкость замены ремня, что существенно на качество мототранспортных средств не повлияет, например, большинство владельцев легковых автомобилей имеют в багажнике запасной ремень генератора. Повышенные потери энергии на трение ремня в КВБТ будут компенсироваться работой двигателя на более экономичных ква-зиустановившихся режимах и отсутствием процессов переключения передач, т.е. топливная экономичность практически не ухудшится.

Анализ перспективности направлений создания КВБТ показал, что вариатор должен быть с постоянным межцентровым расстоянием между раздвижными шкивами с регулированием по скорости на ведущем валу и по моменту на ведомом валу. В качестве аналога принят клиноременный вариатор мотоцикла Rokon RT-340. Разрабатываемый экспериментальный образец должен превосходить аналог. В связи с этим были поставлены задачи устранения следующих недостатков, присущих КВБТ мотоцикла Rokon RT-340: невозможно запустить двигатель наиболее привычным и простым способом - с помощью рычага кикстартера, что создает неудобства в эксплуатации; недостаточная эффективность торможения двигателем из-за разрыва связи между ведущим колесом мотоцикла и коленчатым валом двигателя; отсутствие принудительной нейтрали; невозможен запуск двигателя с хода или буксиром; отсутствует возможность регулирования натяжения ремня.

Для устранения указанных недостатков разработана соответствующая конструкция КВБТ для мотоциклов семейства ИЖ с рабочим объемом двигателя 350 см3, и создан экспериментальный образец КВБТ, прошедший в полном объеме лабораторные и дорожные испытания в составе мотоцикла "ИЖ-Планета". Результаты выполненных исследований подтвердили, что применение в конструкции мототранспортных средств КВБТ позволяет существенно улучшить эксплуатационные свойства и является перспективным направлением повышения конкурентоспособности выпускаемых мототранспортных средств, а следовательно, и конкурентоспособности соответствующих предприятий.

В диссертационной работе исследуются наименее изученные проблемы, связанные с разработкой новых теоретических и расчетных методов исследования и оптимизации базовых параметров КВБТ.

Теоретические методы базируются на теориях движения транспортных средств и эксплуатационных свойств машин, математического моделирования и параметрической оптимизации, анализа и синтеза сложных технических систем, дифференциальных уравнений и численных методов вычислений, программирования и экспериментальных исследований. Расчетные исследования проведены на основе разработанных автором методик, алгоритмов расчета и программных средств.

Кратко основную цель диссертационной работы можно сформулировать следующим образом: разработка методик расчета и исследования базовых параметров клиноременной вариаторной бесступенчатой трансмиссии транспортной машины с двигателем малой мощности и создание экспериментального образца автоматической клиноременной трансмиссии для мотоциклов семейства ИЖ.

Основные положения диссертационной работы докладывались и обсуждались: на Международной научно-практической конференции по силовым агрегатам КАМАЗ (г. Набережные Челны, 2003 г.); на II Международной научно-практической конференции "Конкуренция и конкурентоспособность. Организация производства конкурентоспособной продукции" (г. Новочеркасск, 2003 г.); на IX Международной открытой научной конференции "Современные проблемы информатизации в технике и технологиях" (г. Воронеж, 2003 г.); на VII Всероссийской научно-технической конференции "Новые информационные технологии" (г. Москва, 2003 г.); на Шестой Российской научно-технической конференции "Прогрессивные технологии в транспортных системах" (г. Оренбург, 2003 г.); на IV Международной научно-практической конференции "Методы и алгоритмы прикладной математики в технике, медицине и экономике" (г. Новочеркасск, 2004 г.); VII Республиканская научная конференция студентов и аспирантов "Новые математические методы и компьютерные технологии в проектировании, производстве и научных исследованиях" (Беларусь, г. Гомель, 2004 г.); на Международной научно-технической конференции "Наука и образование - 2004" (г. Мурманск, 2004 г.); на VIII Международном семинаре "Устойчивость и колебания нелинейных систем управления" (г. Москва, 2004 г.).

Диссертация неоднократно докладывалась и обсуждалась на кафедре Удмуртского государственного университета "Дизайн промышленных изделий и наземные транспортные системы", на кафедре Ижевского государственного технического университета "Автомобили и металлообрабатывающее оборудование", на кафедре Камского государственного политехнического института "Эксплуатация автомобильного транспорта", а также на научно-технических совещаниях в отделе главного конструктора ОАО "Ижевские мотоциклы".

По теме диссертации опубликовано 10 печатных работ, в том числе одна монография в соавторстве.

Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения и выводов, списка литературы (141 наименование). Общее количество страниц в диссертационной работе 147, в том числе 31 рисунок и 2 таблицы.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ВЫВОДЫ

1. Разработанная десятимассовая математическая модель вертикальных и продольно-угловых колебаний системы "двигатель - трансмиссия - колеса -подвеска - подрессоренная масса" является инвариантной по отношению к различным двухосным одноколейным транспортным машинам и может использоваться в качестве базовой при исследовании взаимосвязанных колебаний подвески и трансмиссии, влияния различных конструктивных параметров и характеристик на эксплуатационные свойства машин и при анализе динамических процессов, происходящих в машинных агрегатах. Для отражения в математической модели конструктивных особенностей той или иной подвески или особенностей работы цепной передачи мотоцикла достаточно дополнительно ввести необходимые сосредоточенные массы и описать их соответствующими дифференциальными уравнениями.

2. Особенность динамики мотоциклетной трансмиссии в сравнении с автомобилями и тракторами заключается в том, что в ней возникают динамические нагрузки при колебании заднего колеса из-за специфики кинематики подвески мотоцикла, наличия в трансмиссии цепной передачи и соизмеримости масс водителя и мотоцикла. Эти нагрузки при некоторых условиях движения могут значительно превышать средние значения эксплуатационных нагрузок даже при постоянном моменте сопротивления движению.

3. Анализ особенностей динамики трансмиссии мотоцикла позволил сделать вывод, что установка упругой муфты в заднем колесе мотоцикла должна быть обязательным конструктивным решением при создании клиноременной вариаторной бесступенчатой трансмиссии, что позволяет обеспечить более эффективную и стабильную работу вариатора. Необходимое значение коэффициента упругости муфты должно быть в диапазоне 0.4-0.6 МН/м.

4. При резонансных взаимосвязанных колебаниях в трансмиссии и подвеске мотоцикла значительно увеличиваются нагрузки на элементы трансмиссии, что приводит к проблемам обеспечения надежности конструкции. Под действием диссипативных сил резко увеличивается рассеивание энергии. Потери энергии могут быть выше энергии, поступающей от двигателя. В этом случае происходит останов двигателя, т.к. машина не в состоянии пройти через резонанс. Возникает эффект Зоммерфельда о возможности возникновения которого можно судить по коэффициенту передачи сил.

5. Для достижения оптимального регулирования центробежный регулятор на ведущем шкиве вариатора целесообразно выполнять с качающимися грузовыми звеньями и кулачковым профилем. Силовой регулятор по моменту, устанавливаемый на ведомом шкиве вариатора, целесообразно выполнять в виде кулачковой муфты соединяющей один полушкив и ведомый вал.

6. Разработанная методика расчета и исследования базовых параметров клиноременной вариаторной бесступенчатой трансмиссии транспортной машины с двигателем малой мощности позволяет обосновать базовые параметры вариатора, обеспечивающие его автоматическое регулирование.

7. Для увеличения коэффициента тяги вариатора и снижения пределов его изменения при регулировании целесообразно подбирать пружину регулятора по моменту так, чтобы 80-90 % осевого усилия создавалось кулачковой муфтой, а остальные 20-10 % - пружиной. У разработанной конструкции вариатора, в отличие от других известных конструкций клиноременных вариаторов, осевое усилие на центробежном регуляторе при переходе вариатора на от максимальных к минимальным передаточным отношениям также уменьшается в соответствии с уменьшением окружной силы. Это способствует повышению долговечности ремня и повышению КПД трансмиссии мотоцикла.

8. Конструктивные особенности задней цепной передачи мотоциклов, заключающиеся в том, что ведомая звездочка совершает планетарное и колебательное движение вокруг оси качающегося рычага подвески, не совпадающей с осью ведущей звездочки, приводят к увеличению динамических нагрузок примерно в 2 раза. Указанные динамические нагрузки и наличие упругих и реактивных связей самопроизвольно ведут к изменению режимов работы вариатора даже при постоянном моменте сопротивления на ведущем колесе.

9. При регулировании центробежным регулятором клиноременная вариа-торная бесступенчатая трансмиссия аналогично гидротрансформатору обладает нагружающими свойствами, которые можно оценить коэффициентом мо

М g мента X =-, где DB - характерный линейный размер вариатора, наприв У2®ГОв мер, наибольший диаметр ведущего шкива, у2 - удельный вес грузиков центробежного регулятора, Мвх и СО] - соответственно входной вращающий момент и частота вращения ведущего шкива, g - ускорение свободного падения. Нагружающие свойства клиноременного вариатора можно изменять, изменяя размеры пружин, грузиков и точки их крепления, обеспечивая прямую (Пв > 1) и обратную (Пв < 1) прозрачности.

10. Работа клиноременного вариатора в процессе разгона сопровождается значительным скольжением ремня относительно шкивов. При этом можно выделить три разновидности скольжения: скольжение при входе и выходе из шкивов - этот вид скольжения наблюдается и при разгоне и при равномерной скорости движения; тангенциальное скольжение - наблюдается в начальной фазе разгона; радиальное скольжение - наблюдается при изменении передаточного числа вариатора.

11. Анализ расчетных и экспериментальных исследований позволил сделать следующие выводы по особенностям работы клиноременного вариатора на транспортной машине (мотоцикле) в процессе разгона: а) Момент Мвх на ведущем шкиве вариатора при Пв > 1 достигает момента двигателя, затем быстро уменьшается, приблизительно на 25 %, и остается все последующее время разгона меньше момента двигателя. При Пв < 1 момент Мвх, достигнув момента двигателя, затем возрастает приблизительно на 50 % и остается все остальное время разгона больше момента двигателя. Такая существенная перегрузка вариатора не приводит к улучшению разгонных свойств транспортной машины. Наоборот, они значительно хуже при Пв < 1, чем при Пв >1; б) При любом значении Пв начальная фаза разгона сопровождается значительным тангенциальным скольжением ремня при ю 1/0)2 > и большой работой буксования, которая мало зависит от вида скоростной характеристики двигателя, но при Пв > 1 приблизительно в 1.6 раза меньше, чем при Пв < 1; в) Для транспортных машин вариаторы с Пв > 1 обеспечивают существенно лучшие тяговые и разгонные свойства при значительно меньших работе буксования и нагрузках на ведущем шкиве.

12. Стендовые и лабораторно-дорожные мотоциклов с клиноременными вариаторами показали, что при увеличении вращающего момента двигателя до 20 Н*м наблюдается значительное увеличение КПД клиноременной передачи. При дальнейшем возрастании вращающего момента происходит незначительное возрастание КПД до своего максимального значения, равного 88 %. Если вращающие моменты превосходят значения моментов, соответствующих внешней характеристики, то наблюдается пробуксовывание ремня и снижение его КПД на 5-7 %. При увеличении передаточного отношения вариатора происходит некоторое снижение КПД клиноременного вариатора.

1. Авторское свидетельство № 153187 (СССР). Бесступенчатая инерционно-импульсная передача для трансформаторных машин/ Балжи М.Ф. -Опубл. в Б.И., 1963, №7.

2. Авторское свидетельство № 199611 (СССР). Инерционная импульсная передача/ Левин С.Ф. Опубл. в Б.И., 1967, № 15.

3. Агейкин Я.С. Проходимость автомобилей. М.: Машиностроение, 1981.-232 с.

4. Аксенов П.В. Многоосные автомобили. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 280 с.

5. Александров И.К. Механические трансмиссии. Потери с учетом нагрузочных режимов// Автомобильная промышленность. 1995. - № 12. - С. 16-17.

6. Ананьев И.В., Тимофеев П.Г. Колебания упругих систем в авиационных конструкциях и их демпфирование. М.: Машиностроение, 1965. - 527 с.

7. Андреев А.В. Передача трением. Изд. 2-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1978. - 176 с.

8. Антонов А.С., Запрягаев М.М. Гидрообъемные передачи транспортных и тяговых машин/ Под ред. А.С. Антонова. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1968. -212 с.

9. Артамонов М.Д., Иларионов В.А., Морин М.М. Теория автомобиля и автомобильного двигателя. М.: Машиностроение, 1968. - 283 с.

10. Архангельский Г.В., Мальцев В.Ф., Юзюк B.C. Особенности динамики машинных агрегатов с инерционными импульсными механизмами// В сб. трудов ЧПИ "Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства".

11. Челябинск: ЧПИ, 1974. Выпуск № 134. - С. 194-199.

12. Архангельский В.М., Пришвин С.А., Эпштейн С.С. Энергетические показатели карбюраторных двигателей при их разгонах на режимах полной мощности// Двигателестроение. 1988. - № 4. - С. 9-11 и 23.

13. Аэродинамика автомобиля: Сб. статей/ Пер. с англ. Ф.Н. Шклярчука; Под ред. Э.И. Григолюка. М.: Машиностроение, 1984 - 376 с.

14. Баженов С.П., Андреев В.Е. Методика экспериментальных исследований автоматической передачи автомобиля типа "Урал"// В сб. трудов ЧПИ "Автомобили, двигатели". Челябинск: ЧПИ, 1972. - Выпуск № 119. - С. 6065.

15. Баженов С.П. Гидродифференциальная передача// Автомобильная промышленность. 1996. - № 12. - С. 18-20.

16. Баженов С.П. Динамика разгона автомобиля с автоматической бесступенчатой инерционной трансмиссией// Известия вузов. Машиностроение. -1974. -№ 1.-С. 105-109.

17. Баженов С.П. Теория и основы проектирования инерционных силовых передач самоходных машин: Дисс. . д-ра техн. наук. Липецк: ЛПИ, 1986.-395.

18. Балабин И.В., Куров Б.А., Лаптев С.А. Испытания автомобилей. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 192 с.

19. Балжи М.Ф. Автотракторный инерционный трансформатор крутящего момента// В сб. трудов ЧПИ "Расчет и конструирование машин". Челябинск: ЧПИ, 1957. - Дополнение к выпуску № 10. - С. 36-49.

20. Балжи М.Ф. Инерционный бесступенчатый трансформатор крутящего момента// В сб. трудов "Передаточные механизмы". М.: Машиностроение,1966.-С. 327-334.

21. Баранчик В.П., Умняшкин В.А. Кинематика и динамика задних цепных передач мотоциклов// Передаточные механизмы. М.: Машиностроение, 1979.-С. 352-358.

22. Барский И.Б., Эглит И.М., Шарипов В.М. Инженерный метод расчета полной работы буксования тракторной муфты сцепления// Тракторы и сельхозмашины. 1977. - № 9. - С. 16-17.

23. Башта Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтоматика. М.: Машиностроение, 1972. - 320 с.

24. Бесступенчатые коробки передач// Автомобильная промышленность США.-1981.-№9.-С. 35.

25. Благонравов А.А., Мишустин В.В., Стратечук A.M. Саморегулируемая импульсная бесступенчатая передача// В сб. трудов ЧПИ "Инерционно-импульсные системы". Челябинск: ЧПИ, 1983. - Выпуск № 134. - С. 22-26.

26. Благонравов А.А. Механические бесступенчатые передачи нефрикционного типа. -М.: Машиностроение, 1977. 144 с.

27. Богданов Э.Ф. Потери энергии и время включения фрикционных устройств кривошипных прессов// Вестник машиностроения. 1995. - № 7. - С. 12-14.

28. Васильев А.П. Проектирование дорог с учетом влияния климата на условия движения. М.: Транспорт, 1986. - 248 с.

29. Вонг Дж. Теория наземных транспортных средств: Пер. с англ. А.И. Аксенова М.: Машиностроение, 1982. - 284 с.

30. Воробьев-Обухов А. Автомат автомату рознь// "За рулем". 1999.11. С. 48-49.

31. Гавриленко Б.А., Семичастнов И.Ф. Гидродинамические муфты и трансформаторы. -М.: Машиностроение, 1969. 392 с.

32. Галаджиев Р.С. Определение осевых усилий, действующих на шкив со стороны клинового ремня// Труды Новочеркасского политехнического института. Том № 149. - Новочеркасск: НПИ, 1963.

33. Галлаган Дж.М. Бесступенчатая трансмиссия концерна "Ford"// Автомобильная промышленность США. 1982. - № 4. - С. 4.

34. Галлаган Дж.М. Гидромеханическая автоматическая коробка передач с повышающей передачей// Автомобильная промышленность США. 1979. -№ 8. - С. 5.

35. Галлаган Дж.М. Трансмиссии с бесступенчатой передачей и инерционным приводом// Автомобильная промышленность США. 1979. - № 6. - С. 5-6.

36. Галлаган Дж.М. Трансмиссия с вариатором// Автомобильная промышленность США. 1980. - № 3. - С. 4-6.

37. Гинзбург Ю.В., Швед А.И., Парфенов А.П. Промышленные тракторы. М.: Машиностроение, 1986. - 296 с.

38. Гируцкий О.И., Есеновский-Дашков Ю.К., Поляк Д.Г. Электронные системы управления агрегатами автомобиля. М.: Транспорт, 2000. - 213 с.

39. Готтесман Г.А. Силовые передачи сегодня и завтра// Автомобильная промышленность США. 1976. - № 10. - С. 3-6.

40. Гришкевич А.И., Молибошко Л.А., Руктешель О.С., Беляев В.М. Применение ЭВМ при конструировании и расчете автомобиля. Минск: Выш. Школа, 1978.-264 с.

41. Громовой С.В. Оптимизация процесса разгона легкового автомобиля при создании автоматических механических ступенчатых трансмиссий: Дисс. . канд. техн. наук. Ижевск: ИжГТУ, 2003. - 24 с.44. "Джипы" северных широт// Техника молодежи. 1975. - № 1.

42. Динамика машин и управление машинами: Справочник/ В.К. Аста-шев, В.И. Бабицкий, И.И. Вульфсон и др.; Под ред. Г.В. Крейнина. М.: Машиностроение, 1988. - 240 с.

43. Дмитриев Б.Н., Дадаев А.Н., Умняшкин В.А. Каноническая форма уравнений движения машинного агрегата с инерционной передачей// Бесступенчато-регулируемые передачи: Межвузовский сборник научных трудов. -Ярославль: ЯПИ, 1976. С. 61-67.

44. Дорофеев Д.Г. Бесступенчатые автоматические трансмиссии для легковых автомобилей// Автомобильная промышленность. 1996. - № 3. - С. 3638; №4.-С. 37-40.

45. Ждановский Н.С., Ковригин А.И., Шкрабак B.C., Соминин А.В. Неустановившиеся режимы поршневых и газотурбинных двигателей автотранспортного типа. Л.: Машиностроение, 1974. - 222 с.

46. Злотин Г.Н. Снова о коэффициенте неустановившегося режима работы двигателя// Двигателестроение. 1988. - № 12. - С. 55 и 57.

47. Иванов Г.М., Ермаков С.А., Коробочкин Б.Л., Пасынков P.M. Проектирование гидравлических систем машин/ Под общ. ред. Г.М. Иванова. М.: Машиностроение, 1992. - 224 с.

48. Кадаков А. Идеальная "механика"?// Авторевю. 2002. - № 23.

49. Кацыгин В.В., Бобровик А.И. Анализ показателей разгона агрегата с учетом буксования// Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства. 1975. - № 10. - С. 13-15.

50. Кнороз В.И. Работа автомобильной шины. М.: Транспорт, 1976.236 с.

51. Комисарик С.Ф., Ивановский Н.А. Гидравлические объемные трансмиссии. -М.: Машиностроение, 1963 156 с.

52. Кондрашкин А.С. Исследование и разработка автоматической гидропередачи для легковых автомобилей класса 1.2 2.0 литра: Дисс. . канд. техн. наук. - М.: НАМИ, 1977. - 214 с.

53. Кондрашкин А.С., Умняшкин В.А., Филькин Н.М. Оптимизация законов переключения передач// Автомобильная промышленность. 1988. - № 10.-С. 19-20.

54. Королюк B.C., Портенко Н.И., Скороход А.В., Турбин А.Ф. Справочник по теории вероятностей и математической статистике М.: Наука. Гл. ред. физ.-мат. литературы, 1985. - 640 с.

55. Кошарный Н.Ф. Некоторые закономерности динамики взаимодействия колеса с грунтом// Автомобильная промышленность. 1977. - № 1. - С. 1517.

56. Кошарный Н.Ф. Технико-эксплуатационные свойства автомобилей высокой проходимости. Киев: Вища школа, 1981. - 208 с.

57. Крагельский И.В., Добычин М.Н., Комбалов B.C. Основы расчетов на трение и износ. М.: Машиностроение, 1977. - 526 с.

58. Крупицкий С.М., Архипов С.В. К вопросу о внешней динамике автомобиля с инерционной передачей// В сб. трудов ЧПИ "Автомобили, тракторы, двигатели". Челябинск: ЧПИ, 1971. - Выпуск № 87. - С. 38-41.

59. Лаптев Ю.Н. Автотракторные гидротрансформаторы. М.: Машиностроение, 1973. - 280 с.

60. Леонов А.И. Инерционные автоматические трансформаторы вращающего момента. М.: Машиностроение, 1978. - 224 с.

61. Литвинов А.С., Фаробин Я.Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств. М.: Машиностроение, 1989. - 240 с.

62. Лифшиц Г.И. Экономичная организация переходных процессов в гидромеханической трансмиссии легкового автомобиля// Автомобильная промышленность. 1986. - № 3. - С. 12-14.

63. Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач. -М.: Машиностроение, 1971. 296 с.

64. Мальцев В.Ф., Ковалев П.А., Аванесьянц А.Г. Определение распорных усилий на дисках шкивов клиноременных передач// Сборник "Детали машин". Выпуск № 19. - Киев: Изд-во "Техника", 1974.

65. Мальцев В.Ф. Механические импульсные передачи. Изд. 3-е пере-раб. и доп. - М.: Машиностроение, 1978. - 367 с.

66. Мартыхин Ю.М. Клиноременные вариаторы мототранспортных средств// Труды ВНИИМОТОпрома. Серпухов, 1973. - Выпуск № 8. - 89 с.

67. Мартыхин Ю.М. От "Селены" к "Автоматику"// "За рулем". 1973.9.

68. Михеев С.С. Конструкция и оптимизация параметров автоматического клиноременного вариатора мототранспортных средств: Дис. канд. техн. наук. Ковров: Ковровская государственная технологическая академия, 1998. -156 с.

69. Нарбут А.Н. Гидротрансформаторы. М.: Машиностроение, 1966.216 с.

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

71. Немчинов М.В. Сцепные качества дорожных покрытий и безопасность движения автомобилей. М.: Транспорт, 1985. - 231 с.

72. Передаточные механизмы: Расчет, конструирование, технология производства и эксплуатация механических вариаторов и передач гибкой связью: Сб. статей/ Под ред. Б.А. Пронина. М.: Изд-во машиностроительной литературы, 1963.-295 с.

73. Передаточные механизмы: Сб. статей/ Под ред. В.Ф. Мальцева. М.: Машиностроение, 1966. - 336 с.

74. Петров В.А. Автоматические системы транспортных машин. М.: Машиностроение, 1974. - 336 с.

75. Петрушов В.А., Московкин В.В., Евграфов А.Н. Мощностной баланс автомобиля/ Под общ. ред. В.А. Петрушова. М.: Машиностроение, 1984. -160 с.

76. Петрушов В.А., Щуклин С.А., Московкин В.В. Сопротивление качению автомобилей и автопоездов. М.: Машиностроение, 1975. - 255 с.

77. Петрушов В.А., Щуклин С.А., Московкин В.В. Сопротивление качению грузовых автомобилей и автопоездов. М.: Машиностроение, 1976. - 223 с.

78. Платонов В.Ф. Полноприводные автомобили. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989. - 312 с.

79. Полунгян А.А., Кондрашкин С.И., Плужников Б.И. Моделирование разгона автомобиля с учетом динамики трансмиссии// Динамика транспортных средств: Межвузовский сборник трудов. М.: ВЗМИ, 1982. - С. 138-147.

80. Поляков B.C., Барбаш И.Д., Ряховский О.А. Справочник по муфтам/ Под. ред. B.C. Полякова. 2-е изд., испр. и доп. - Л.: Машиностроение, 1979. -344 с.

81. Попов B.C. Исследование динамической нагруженности трансмиссии колесной машины с инерционной автоматической передачей на эксплуатационных режимах работы: Дисс. канд. техн. наук. М.: МАМИ, 1984. - 173 с.

82. Пришвин С.А., Эпштейн С.С. Исследования разгонов автомобильных двигателей требуют нового подхода (ответ Г.Н. Злотину)// Двигателестроение. -1989.-К® 11.-С. 57-58.

83. Проектирование полноприводных колесных машин: В 2-х томах. Учеб. для вузов/ Б.А. Афанасьев, Н.Ф. Бочаров, Л.Ф. Жеглов и др.; Под общ. ред. А.А. Полунгяна. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1999 (2000). - 488 (641) с.

84. Пронин Б.А., Ревков Г.А. Бесступенчатые клиноременные и фрикционные передачи (вариаторы). Изд. 3-е, перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980.-320 с.

85. Проходимость автомобиля/ JI.B. Барахтанов, В.В. Беляков, В.Н. Кра-вец. Нижний Новгород: Изд-во Нижегородского государственного технического университета, 1996. - 200 с.

86. Самарцев С.Б. Надежность трансмиссий автомобилей с ГМП на неустановившихся режимах работы// Автомобильная промышленность. 1984. - № 7.-С. 16-18.

87. Силовые передачи с дополнительным маховиком// Автомобильная промышленность США. 1976. - № 6. - С. 6.

88. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. 2-е изд., доп. и перераб. - М.: Машиностроение, 1990. - 352 с.

89. Сорока И.Ф., Умняшкин В.А., Михо J1.H. Исследование планетарных инерционных передач для привода мотоцикла// В сб. трудов 2-ой Всесоюзной научной конференции "Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства". Челябинск: ЧПИ, 1978. - С. 34-38.

90. Стендовые и дорожные испытания клиноременной передачи мотоцикла "RT-340": Отчет № 277-77. Ижевск: Производственное объединение "Ижмаш", 1977.

91. Сцепления транспортных и тяговых машин/ И.Б. Барский, С.Г. Борисов, В.А. Галягин и др.; Под ред. Ф.Р. Геккера, В.М. Шарипова и Г.М. Щерен-кова. М.: Машиностроение, 1989. - 344.

92. Тракторы: Теория/ В.В. Гуськов, Н.Н. Велев, Ю.Е. Атаманов и др.; Под общ. ред. В.В. Гуськова. М.: Машиностроение, 1988. - 376 с.

93. Трусов С.М. Автомобильные гидротрансформаторы. М.: Машиностроение, 1977. - 271 с.

94. Умняшкин В.А., Баженов С.П., Кондрашкин А.С., Полянский А.В. Инерционная автоматическая коробка передач для легкового автомобиля// Бесступенчато-регулируемые передачи: Межвузовский сборник научных трудов. -Ярославль: ЯПИ. 1984. - С. 91-93.

95. Умняшкин В.А. Динамика инерционного трансформатора крутящего момента с центробежным аккумулятором энергии// Известия вузов. Машиностроение. 1966. - № 4. - С. 97-102.

96. Умняшкин В.А., Кондрашкин А.С. Автоматическая гидромеханическая передача для легковых автомобилей малого класса// Автомобильная промышленность. 1983. - № 11. - С. 16-19.

97. Умняшкин В.А., Макаров В.И., Первой А.Д. Бесступенчатые коробки передач для мотоциклов// Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 1969. - № 1. - С. 121-124.

98. Умняшкин В.А., Макаров В.И. Применение бесступенчатого привода на мотоциклах// Передаточные механизмы. Сб. статей под ред. В.Ф. Мальцева. М.: Машиностроение, 1966. - С. 114-121.

99. Умняшкин В.А., Сазонов В.В., Филькин Н.М. Эксплуатационные свойства автомобиля: Учебное пособие по дисциплине "Теория автомобиля". -Ижевск: Изд-во ИжГТУ, 2002. 180 с.

100. Умняшкин В.А., Сорока И.Ф., Дмитриев Б.Н. Экспериментальные исследования инерционно-импульсных передач в приводе мотоцикла// В сб. "Механические передачи". Ижевск: ИМИ, 1973. - Выпуск № 5. - С. 125-126

101. Умняшкин В.А., Филькин Н.М., Анголенко В.Г., Носков Д.Ю. Кли-ноременный вариатор для мотоцикла// Вестник Уральского межрегионального отделения российской Академии транспорта № 2. Курган: КГУ, 1999. - С. 5861.

102. Умняшкин В.А., Филькин Н.М., Мирошниченко В.А. Исследование тормозных свойств мотоцикла// Вестник Уральского межрегионального отделения российской Академии транспорта № 2. Курган: КГУ, 1999. - С. 61-64.

103. Филькин Н.М., Шакуров Д.К. Математическая модель движения мотоцикла, учитывающая особенности динамики его трансмиссии// Материалы Международной научно-технической конференции "Наука и образование -2004". Мурманск: МГТУ. - 2004.

104. Хачиян А.С., Морозов К.А., Луканин В.Н. и др. Двигатели внутреннего сгорания/ Под ред. В.Н. Луканина. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1985. - 311 с.

105. Цитович И.С., Альгин В.Б. Динамика автомобиля. Минск: Наука и техника, 1981. - 191 с.

106. Чередниченко Ю.И. Автобусы ЗИЛ. ГМП и другое// Автомобильная промышленность. 1997. - № 12. - С. 6-10.

107. Чередниченко Ю.И. Испытания автомобильных гидромеханических передач. М.: Машиностроение, 1969. - 220 с.

108. Чередниченко Ю.И. Научные основы и практика совершенствования гидромеханической передачи автомобиля: Автореф. . д-ра. техн. наук. М.: МАДИ, 1984.-34 с.

109. Шакуров Д.К., Филькин Н.М. Разработка вариаторной бесступенчатой трансмиссии для мотоцикла// Сборник докладов Шестой Российской научно-технической конференции "Прогрессивные технологии в транспортных системах". Оренбург: ОГУ, 2003. - С. 253-256.

110. Широченко В.А. Разработка рекомендаций по выбору характеристик и параметров элементов системы автоматического управления переключением передач колесного трактора: Автореф. . канд. техн. наук. М.: НАТИ, 1986. -17 с.

111. Шмидт А.Г., Новохатный П.Н., Сытин К.Ю. Мощностные показатели двигателя на режиме разгона автомобиля// Автомобильная промышленность. 1977. - № 7. - С. 8-10.

112. Aubergewonliches Motorrad fur die schwedische Armee// Auto, Mot. und Zubehor. 1972. - Nr. 18.

113. Gristophe Christian. Wandler statt Getriebe// Radmarkt. 1972. - Nr. 7.

114. Halloy Gerard. Salon 1974 du motocycle// Auto revue. 1974. - Nr. 124.

115. Daniels J. Two clutch variations// Autocar. 1981. - № 4. - P. 36-37.

116. Drucker E.M. Les transmissions autumatiques// Revue technique automobile. 1965. - № 233; 1966. - № 237.

117. L'esercito svedese ha scelto Гanticonvenzionale Hagglunds "XM72"// Motociclismo. 1974. - № 2. - P. 137-139.

118. Milasta L. Glanzvolle Sweiradschau der Welt in Koln 1972// Auto, Mot. und Zubehor. 1972. - Nr. 21.

119. PMP-Motorrad mit Getriebeautomatik// Kraftfahrzeugtechnik. 1976.1. Nr. 5.

120. Rokon 340 Automatic// Cycle World. 1975. - Nr. 7.

121. Rokon 340 MX11// Cycle World. 1975. - Nr. 11.

122. Rokon 340 RT// Motocyclist. 1975. - Nr. 936.

123. Sclums K. Auslegung von Keilriemen-Verstellgetrieben fur Kraftfahr-zeuge/ ATZ 70. 1968. - Nr. 7.

124. Shifting Along nicely// International journal of Applied pneumatics. -1987. Vol. 1, № 87. - P. 104-110.

125. Stengel R.F, Ligheweight motocycle offers an automatic transmission// Des. News. 1974. - Nr. 7.

126. Willams F., Nipping D. A mechanical torque converter, and ist use as an automobile transmission// Pros. Inst. Mech. Engrs. 1976. - Vol. 190, № 32. - P. 447-456.