Метод определения тягово-скоростных и топливно-экономических качеств автомобиля с двухпоточной гидромеханической передачей фирмы Voith

У1 -эта

где: 1 - предельно допустимые нормы концентрации ЗВ в зоне 1.

Решение задачи позволяет дать верхнюю оценку интенсивности источников ЗВ.

Представленные выше модели реализованы в программном комплексе, основными

компонентами которого являются:

• геоинформационная база данных г. Таганрога (рельефная карта города с шагом сетки 5 м., идентифицированными участками дорог и расположениями строений);

• параллельная программа моделирования поля скоростей ветровых течений в пределах городской застройки и распространения ЗВ;

• параллельная программа оценки количества выбросов от автотранспорта на основе решения сопряженной задачи;

• модуль отображения (визуализации) процесса моделирования.

Программный комплекс позволяет исследовать зависимость концентрации ЗВ, степень и размеры зоны поражения от интенсивности движения автотранспорта, состава транспортного потока, параметров автомагистрали, климатических и метеорологических факторов. При этом учитывается влияние рельефа местности и городской застройки. Результаты моделирования отражают динамическую картину степени загрязнения атмосферного воздуха в виде профилей концентрации ЗВ с привязкой к геоинформационной карте. Это позволяет просматривать процесс расчета в реальном времени на рельефной карте города.

В заключение следует отметить, что комплекс может также использоваться для установления норм выбросов от источников так, чтобы они могли удовлетворять допустимым нормам качества окружающего атмосферного воздуха в контролируемом районе.

Литература

1. Берлянд М. Е. Прогноз и регулирование загрязнений атмосферы Л.: Гидрометиоиздат, 1985. 271с.

2. Колдоба А. В., Повещенко Ю. А., Самарская Е. А., Тишкин В. Ф. . Методы математического моделирования окружающей среды М.: Наука, 2000. 254с.

3. Марчук Г. И. Математическое моделирование в проблеме окружающей среды М.: Наука, 1982. 319с.

4. Корнеев В. В. Параллельные вычислительные системы М.: Ноледж, 1999. 320с.

5. Луканин В. Н., Буслаев А. П., Яшина М. В. Автотранспортные потоки и окружающая среда - 2: Учеб. Пособие для вузов / Под ред. В. Н. Луканина. - М.: ИНФРА-М, 2001. 646с.

6. Методика расчетов выбросов в атмосферу загрязняющих веществ автотранспортом на городских магистралях. -М.: НИИАТ, 1997. 54 с.

7. Матвеев Л.Т. Физика атмосферы Санкт-Петербург: Гидрометеоиздат, 2000. 779 с.

Метод определения тягово-скоростных и топливно-экономических качеств автомобиля с двухпоточной гидромеханической передачей фирмы "УоНЬ"

к.т.н., проф. Селифонов В.В., Ву Туан Ань

МГТУ «МАМИ».

В настоящее время в России в большом объеме выпускаются городские автобусы с двухпоточными гидромеханическими передачами "У01ТН". Однако известные в литературе методики расчета тягово-динамических и топливно-экономических качеств автомобиля для полнопоточной гидромеханической передачи оказываются некорректными для определения этих качеств в случае установки на автомобиль двухпоточной дифференциальной гидромеханической передачи с использованием в одном из звеньев дифференциала гидротрансформатора. В работе обоснована и изложена методика расчета перечисленных качеств автомобилей с двухпоточными гидромеханическими передачами.

На рис. 1 и 2 приведены конструкция гидромеханической передачи "У01ТН" и ее кинематическая схема.

Рис. 1. Конструкция гидромеханической коробки передач "У01ТН": А - привод; Б - входной дифференциал; В - гидротрансформатор; Г - дополнительная передача; Д - выходная часть; 1 - входной вал; 2 - демпфер крутильных колебаний; 3 -

входное сцепление; 4 - разделительное сцепление; 5 - тормоз насоса; 6 - насосное колесо; 7 - турбинное колесо; 8 - реактор; 9 - блокирующее сцепление; 10 - тормоз 3.х.; 11 - выходной вал; 12 - теплообменник; 13 - планетарный редуктор передачи 3.х. и дифференциала; 14 - механизм турбины; 15 - масляный поддон; 16 - насос; 17 -солнечная шестерня; 18 - сателлиты; 19 - водило.

Рис. 2. Кинематическая схема дифференциальной передачи фирмы "У01ТН":

Г, Гз, - радиусы коронной 1, солнечной шестерней 3 и водила 4 переднего

дифференциала; Г5, Гп, Г8 - радиусы коронной 5, солнечной шестерней 7 и водила 8

заднего дифференциала.

Передача состоит из двух дифференциалов - переднего и заднего, и гидротрансформатора, насос которого связан со звеном переднего дифференциала, турбина - со звеном заднего дифференциала, а реактор постоянно остановлен.

Из плана скоростей для стопового режима переднего и заднего дифференциалов (рис. 3), схемы сил и моментов, действующих в элементах переднего и заднего дифференциала (рис. 4), нетрудно получить выражения, определяющие крутящие моменты на насос-

Мн й М, Мл

ном колесе н, на валу коронной шестерни 1, на валу водила

М5

циала, на валу коронной шестерни 5 и на остановленной коронной шестерне дифференциала:

4 переднего дифферен-М

7

заднего

мн = янрОХ = ЯнрО^2 /г

2

М1 = МН 71/ Гз =ХН рО>12 Г13/ г33 .

>

М4 = М1 + МН = ¿Н Р^>12 Г12 (Г1 + Гз) / Гз2.

>

М 5 = М3 К 0 .

>

М7 = Р76 Г7 = М з *0 Г7/ Г5

где:

Л

" - активный диаметр гидротрансформатора,

¿н - коэффициент крутящего момента насоса, р- плотность жидкости,

0

К о

частота вращения коронной шестерни, - коэффициент трансформации в стопорном режиме.

Рис. 3. План скоростей для стопового режима переднего и заднего дифференциала.

21

р12

24

р42

р32

т

р67

р23

р85

р65

э с э э—еэ

56

р58

М1

М4

МЗ

М5 <МТ)

М8 М7

Рис. 4. Схема сил и моментов, действующих в элементах переднего и заднего

дифференциала.

Мс

передающийся от заднего дифференциала на

А крутящий момент на валу водила выходной вал трансмиссии, будет равен:

М8 = М5 + М7 = М3К0 + М3К0г7 / г5 = М3*0

На выходном валу передачи суммируются моменты с валов водил переднего и заднего дифференциалов:

Мвьш = МА + М8 = ¿НР0>12

Автомобиль остается неподвижным и соответственно в передаче сохраняется стоповый режим до тех пор, пока суммарный момент на выходном валу передачи не превысит значения приведенного к выходному валу передачи момента сопротивления движению:

1МКП 10^ТР

здесь: Оа - вес автомобиля;

/- коэффициент дорожного сопротивления;

п тр - коэффициент полезного действия трансмиссии от выходного вала передачи до вала привода ведущих колес; ¿мкп - передаточное число механической коробки передач;

/о - передаточное число главной передачи; тк - радиус качения ведущих колес в ведомом режиме. В этом случае происходит одновременный разгон вала двигателя под действием разницы момента двигателя и момента на валу коронной шестерни 1 и выходного вала передачи (а вместе с ним и разгон автомобиля) под действием разницы момента на выходном валу передачи и приведенного к этому валу момента сопротивления движению. Угловое ускорение вала двигателя определится уравнением:

Ме б й

здесь: е - момент двигателя при работе его по внешней характеристике; Ме - момент инерции вращающихся деталей двигателя. Угловое ускорение выходного вала передачи определится уравнением:

М

здесь: вых - текущее значение момента на выходном валу передачи;

М/ - момент сопротивления движению, приведенный к выходному валу передачи; М - приведенный момент инерции, эквивалентный инерционным массам автомобиля. Принимая в первом приближении неизменность ускорений и режима работы трансформатора на элементарном промежутке времени Ж, получим:

здесь: индекс "к" означает предыдущее значение частоты, индекс "к+1" - последующее значение частоты.

Новые значения частот вращения вала насоса и вала турбины определят новое значение передаточного отношения гидротрансформатора.

По безразмерной характеристике гидротрансформатора по известному значению передаточного отношения определим текущее значение коэффициента трансформации

(Ктр )к+1 ;(Кгт )= /(/ )гт

По новому значению частоты вращения вала насоса ( н =  3) определим новое значение момента на валу насоса:

По новому значению частоты вращения выходного вала (а вых)к+1 определим скорость движения автомобиля:

V =

Сумма элементарных отрезков времени & 1 определит время разгона автомобиля. Для определения тяговых возможностей автомобиля на всех скоростных режимах необходимо определить передаточное отношение дифференциальной передачи:

/ДП =ВЬХ 1е

Для получения выражения /дп определим значение передаточного отношения гидротрансформатора через частоты вращения входного ( е = а 1) и выходного ( вых = а 5) валов.

/ГТ = 2ВЬХТ8Т3 /

Решив уравнение (17) относительно передаточного числа дифференциальной передачи ¡дп , получим:

/ДП = /ГТ Т1Т5 /2

Аналогично можно получить значение коэффициента трансформации дифференциаль-

ной передачи.

Действительно, поскольку соотношение моментов в дифференциале не зависит от соотношения частот вращения колес планетарного механизма, то в соответствии с уравнениями (1), (3), (4), (5), (6), (7), и, учитывая, что коэффициент трансформации гидротрансформатора в текущем режиме работы обозначен как Ктр, а также принимая во внимание, что в переднем и заднем дифференциалах имеют место соотношения:

Г4 =

Г8 =

можно записать:

М8 = М5 + М7 = М3 Ктр

МВЬХ = М4 + М8 = 2М3

Отсюда определяется коэффициент трансформации дифференциальной передачи:

КДП = МВЫХ /М1 = 2

Для любой трансформирующей передачи коэффициент полезного действия представляет собой произведение коэффициента трансформации и передаточного отношения. Для рассматриваемой дифференциальной передачи соответственно получим:

Пдп = КДП1ДП = 1ГТ

Таким образом, для каждого произвольно выбранного режима работы гидротрансформатора можно определить коэффициент трансформации, передаточное отношение и коэффициент полезного действия дифференциальной передачи.

По известным выражениям выходная характеристика дифференциальной передачи перестраивается в тяговую характеристику автомобиля с дифференциальной гидропередачей.

При расчете топливной экономичности автомобиля с гидромеханической дифференциальной передачей следует разделить режимы движения: топливная экономичность при равномерном движении с заданной скоростью и топливная экономичность при разгоне автомобиля. Строго говоря, для городского автобуса с передачей "У01ТН" актуальным является режим разгона, поскольку все варианты таких передач и трех и четырех ступенчатые, предусматривают блокировку гидротрансформатора на всех передачах, кроме первой, на которой осуществляется трогание с места и последующий разгон автобуса. Расчет топливной экономичности на всех передачах, кроме первой, ведется точно так же, как для автомобилей со ступенчатой механической трансмиссией.

При расчете топливной экономичности в режиме разгона также можно выделить два расчетных варианта: расчет топливной экономичности при разгоне с максимально возможной интенсивностью (с полной подачей топлива, т.е. при работе двигателя по внешней характеристике) и расчет топливной экономичности при разгоне с заданным ускорением, как это имеет место при движении в городском цикле. Вместе с тем необходимо учитывать, что современные большие и особо большие городские автобусы, как правило, выполняют требования городских циклов в фазе разгона только при полной подаче топлива, поэтому рассмотрим вариант расчета топливной экономичности автомобиля с дифференциальной гидромеханической передачей при движении в городском цикле в фазе разгона с полной подачей топлива.

Выводы

В качестве основы метода построения тягово-скоростных и топливно-экономических качеств автомобиля с двухпоточной гидромеханической передачей фирмы "У01ТН"на установившихся режимах движения получена универсальная тяговая и топливно-экономическая характеристика автомобиля, показывающая связь между скоростью его движения, силой тяги на ведущих колесах и расходом топлива в единицу времени. Полученная универсальная характеристика автомобиля позволяет определять расход топлива на единицу пути при установившемся движении, величину преодолеваемых подъемов и т.д.

400 350 300 , 250

20 30 40 50 У,км/ч

30 40 50 60 70 У,км/ч

Рис. 7. Характеристика разгона автобуса с ГМП УокИ Б 851.3 по времени.

Рис. 8. Характеристика разгона автобуса с ГМП УокИ Б 851.3 по пути.

30 40 50 Va,км/ч

30 40 50

Va,км/ч

Рис. 10. График величин, обратных ускорениям автобуса с ГМП УоНИ Б 851.3.

Рис. 9. Характеристика ускорений автобуса с ГМП УоНИ Б 851.3.

Литература

1. Лапидус В.И., Петров В.А. Гидромеханические передачи автомобилей. - М.: Машгиз, 961. С. 378-406.

2. Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач. М.: Изд-во Машиностроение», 1971. С. 205-234.

3. Селифонов В.В., Гируцкий О.И. Автоматические сцепления и гидродинамические передачи автомобилей. - М.: МГТУ «МАМИ», 1999. С. 73-90.

Установка для испытания ременных передач

Семин И. Н. МГТУ «МАМИ»

Одним из основных научных направлений кафедры «Детали машин и ПТУ» на протяжении многих лет и в настоящее время является исследование передач трением гибкой связью и вариаторов. Для экспериментального изучения поведения передач под нагрузкой, проверки новых теоретических положений на кафедре создавались различные испытательные стенды и установки как замкнутого контура, так и открытого энергетического потока, оснащаемые не только выпускаемой промышленностью аппаратурой, но и оригинальными приборами и приспособлениями. Накопленный опыт позволял совершенствовать конструкции стендов, методики проведения экспериментов, а распространение компьютерной техники потребовало ее внедрения как для программного управления, так и регистрации получаемых результатов, их математической обработки.

500

450

35

200

150

100

5

50

0

0

0

10

60

70

80

0

10 20

80

14

0.7

12

0.6

10

0.5

8

0.4

6

0.3

4

0.2

2

0.1

0

0

10

20

60

70

80

0

0

10

20

60

70

80