Резонансные колебания трансмиссии автомобиля

Для заданных условий разгона КИА Р= 0,7. Тогда выигрыш от использования энергии торможения (коэффициент а, умноженный на коэффициент КИА Р) для городского цикла движения автомобиля составит, соответственно, 32 и 44%.

Инерционный аккумулятор имеет ограничение по максимальной скорости вращения маховика (юм тах=1000 рад/с) и, соответственно, по запасу кинетической энергии, в связи с чем полное преобразование кинетической энергии автомобиля при рекуперативном торможении невозможно. Чем выше начальная скорость торможения инерционным аккумулятором, тем меньше время его раскрутки до предельных значений. Так, при торможении инерционным аккумулятором со скорости 65 км/ч время раскрутки маховика до 1000 рад/с составит 80 сек, при этом скорость движения снизится до 30 км/ч. В этом случае для полной остановки автомобиля необходимо рассеять тормозами лишь 15% максимального значения кинетической энергии. При торможении инерционным аккумулятором со скорости 105 км/ч время раскрутки маховика до предельной скорости 1000 рад/с составит 22 сек, при этом скорость движения снизится до 75 км/ч и для полной остановки автомобиля необходимо рассеять тормозами 58% максимального значения кинетической энергии. Отношение энергии, рассеиваемой в тормозах АТ, к максимальной кинетической энергии автомобиля Т определяет коэффициент потерь энергии на торможение

ту А?

Кт = ——, а величина К

т

ИА Т

= 1 — Кт - коэффициент

Б. М. Тверсков

Курганский государственный университет, г. Курган

РЕЗОНАНСНЫЕ КОЛЕБАНИЯ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ

Ниже рассмотрены колебания дотрансформатор-ной зоны трансмиссии четырехосных тягачей Курганского завода колесных тягачей КЗКТ.

Наиболее опасным для прочности трансмиссии является резонанс колебаний, который появляется, если частота хотя бы одного из периодических возбуждающих моментов становится такой же, как частота одной из крутильных форм:

Ш = —

^ к '

использования инерционного аккумулятора при торможении. Результаты расчетов показывают, что с ростом начальной скорости торможения с 60 до 110 км/ч КИА Т снижается с 88 до 40%.

Таким образом, решение задачи использования энергии торможения при разгоне автомобиля может быть осуществлено с помощью предлагаемой рекуперативной бесступенчатой механической саморегулируемой передачи с ИА. При этом, сохраняя главные свойства механической передачи, - возможность работы на полнопоточных режимах бесступенчатой и прямой передач, появляется дополнительная опция - полнопоточный саморегулируемый обмен кинетической энергией между приведенной массой автомобиля и маховиком при торможении и между маховиком и приведенной массой автомобиля при разгоне. При этом, помимо обеспечения бесступенчатого изменения скорости транспортного средства, представляется возможным в городском цикле движения существенно (до 32...44 %) уменьшить расход топлива и, соответственно, выбросы в атомосферу. При этом диссипация энергии в тормозах составляет лишь 15 % от максимальной кинетической энергии автомобиля, что существенно сокращает износ тормозной системы. Масса маховика составляет лишь 0,8 % от массы автомобиля, а его максимальная скорость вращения - 1000 рад/с. Исключение вентиляторных потерь не требуется, так как за время короткой остановки (посадка-высадка пассажиров, остановка перед светофором) потери энергии маховика будут незначительны.

Список литературы

1.Благонравов А.А. Механическая бесступенчатая передача. Патент РФ № 2211971 от 31.01.02.

2.Благонравов А.А., Худорожков С.И. Динамика механической бесступенчатой передачи//Проблемы машиностроения и надежности машин. - 2002. - № 6.- С. 19-24.

где Шрез - частота резонансных колебаний; Ш с -

частота собственных колебаний; к - порядок гармоники возбуждающего момента.

Работа упругих и инерционных моментов при резо-нансах становится равной работе возмущающих сил и направлена на преодоление сил сопротивления. Затраты на резонансные колебания составляют до 10% и более от передаваемой мощности.

Обычно в трансмиссии автомобиля бывает несколько резонансов. На тягачах КЗКТ, где при пуске и остановке двигателя трансмиссия не отсоединяется, имеют место резонансы, в том числе и при самых малых оборотах. Поэтому резонансные частоты вращения деталей трансмиссии могут быть как в области очень небольших частот вращения коленчатого вала, например, при пуске и остановке двигателя, так и при средних и высоких оборотах.

Величина амплитуд резонансных колебаний зависит от коэффициента демпфирования. Амплитуда вынужденных колебаний при резонансе пропорциональна амплитуде возбуждающего момента, обратно пропорциональна коэффициенту демпфирования и собственной частоте колебаний. Если коэффициент демпфирования равен нулю, амплитуда теоретически равна бесконечности.

В случае непринятия эффективных мер резонансы колебаний могут привести к разрушению валопровода. Необходимо путем изменения жесткостей и моментов инерции отдельных деталей вывести резонансные частоты из рабочей зоны частоты вращения вала. Если это не удается, в наиболее нагруженное место устанавливается демпфер крутильных колебаний.

Следует отметить, что резонансные колебания не всегда опасны для прочности тех деталей, где эти резо-нансы появляются. Быстрое прохождение резонансных зон при частотах, называемых нерабочими, не является опасным и потому такие резонансы допускаются. Работоспособность трансмиссии в основном зависит от установившихся резонансных колебаний, если по условиям эксплуатации они продолжаются сравнительно долго и с частыми повторениями.

Обозначив сдвиг фаз между амплитудой вынужденных угловых колебаний и амплитудой возбуждающего момента через тт, можно записать, что в дорезонанс-ной зоне амплитуды вынужденных колебаний ниже амп-

п

литуд возбуждающего момента. Для них Д < ~ . В заре-

71

зонансной зоне - — <Ц<7Г.

Амплитуды колебаний масс при резонансе определяются в следующем порядке:

1. Находятся собственные частоты крутильных колебаний масс системы и определяются относительные амплитуды.

2. Строится фазовая диаграмма для к-й гармоники.

3. Строится векторная диаграмма относительных амплитуд колебаний масс, находится геометрическая сумма относительных амплитуд колебаний масс.

4. Находится действительная амплитуда колебаний первой массы при резонансе, вызванном гармоническим моментом к-го порядка.

При анализе резонансных колебаний допускается, что формы собственных и резонансных колебаний совпадают. Отсюда можно записать для колеблющейся системы:

4

а,,

а,

IV,л =

¿я_ п

М^аЫ =М1:7Г(С05/]^ «а,С05Ы

1=1 к

-зт/^а^т Ц),

где |3 - фазовый угол; 5г - угол между вспышками в

первом и 1-м цилиндрах двигателя

¿=1

а,,

равнодей-

ствующий вектор амплитуд перемещений; Ми - амплитуда гармонического момента к-го порядка, приложенная к \ -му колену коленчатого вала.

Если Р = 0, то это выражение можно записать

= шк

соькб,)2 втЛб,.)2

¿=1

При условии совпадения форм собственных и резонансных колебаний последнее выражение может быть записано:

Общая работа момента сопротивления за одно колебание может быть определена:

п

=1>8а2 =

¿=1

с^ы - гаю А2 Ё а2**

¿=1

В условиях резонанса ЖсЕ и ЖсЕ равны между собой. Отсюда амплитуды колебаний масс при резонансе могут быть определены:

а,,

еш^оги

¿=1

где в - коэффициент демпфирования для одного колена вала.

Для определения момента трения демпфера П.П. Лукиным предложено следующее равенство работ [1]: Работа возмущающего момента двигателя -

ждв=шрх1т.

где а - относительная амплитуда колебаний ¡-й массы от гармонического момента к-го порядка; \ - номер массы в порядке их расположения; А^ - амплитуда колебаний первой массы от гармонического момента к-го порядка; к - порядок возбуждающей гармоники.

Для расчета резонансных колебаний используется метод, основанный на равенстве работ возбуждающих моментов и моментов сопротивления.

Составив уравнения этих работ и приравняв их, можно определить резонансные амплитуды всех сосредоточенных масс трансмиссии автомобиля. Так, работа возмущающего момента к-го порядка по всем коленам вала двигателя за один цикл колебаний может быть выражена:

Работа трения в демпфере Ж = пМтрХ1,

от этого момента; - геометрическая сумма относительных амплитуд колебаний в разных цилиндрах двигателя; Мтр - момент трения демпфера; А,г - амплитуда колебаний трущихся деталей демпфера.

жМ Х^а

Отсюда А^тр

АХГ

После решения это уравнение приобретает вид:

[СЭКв-(С1+С2)-СгС2]-Мр1, а

с,-с

где Сэкв - эквивалентная жесткость трансмиссии; С1 - жесткость первого звена трансмиссии; С2 - жесткость второго звена трансмиссии.

Правильность расчетов напряжений, появляющихся в деталях трансмиссии при резонансе, в значительной степени зависит от точности определения возбуждающих моментов. Как правило, расчеты напряжений в резонансных режимах не являются достаточно точными, если расчет выполняется с учетом лишь формы собственных колебаний и не принимаются во внимание другие, влияющие на процесс колебаний гармоники, например, неравномерная работа цилиндров двигателя, недостаточная масса маховика и т. п. Из-за сложности расчетов нагружений в деталях трансмиссии при резонансе расчет проверяется экспериментом.

Наибольшим колебаниям подвержена часть трансмиссии, расположенная между двигателем и насосным колесом гидротрансформатора. Расчеты на крутильные колебания и экспериментальные исследования поэтому выполняются в основном для этой части трансмиссии, называемой дотрансформаторной зоной. Кинематическая схема дотрансформаторной зоны МАЗ-537 показана на рис. 1.

Двигатель 1 через демпферное устройство 2 соединяется с повышающей передачей 3 и далее через упру-

гую муфту 4 и карданный вал 5 - с насосным колесом гидротрансформатора 6.

Известно, что гидротрансформаторы хорошо гасят крутильные колебания. Считается, что гидротрансформатор делит колебательную систему на две самостоятельные части. Кроме того, гидромеханическая коробка передач на тягачах КЗКТ, называемая также гидромеханической трансмиссией (ГМТ), создает большой инерционный момент. Её масса - 1 тонна. Планетарные ряды ГМТ работают как маховики и сглаживают колебания. После ГМТ колебания момента небольшие, в том числе при заблокированном гидротрансформаторе, и не являются опасными для прочности трансмиссии. ГМТ обладает значительным внутренним сопротивлением, что также способствует снижению колебаний.

Резонансные колебания в дотрансформаторной зоне трансмиссии тягачей КЗКТ создают большие нагрузки, приводящие к поломкам.

Сложная трансмиссионная система, какой является трансмиссия четырехосного тягача КЗКТ, перед расчетом на крутильные колебания редуцируется, т.е. массы ответвления заменяются одной массой, расположенной в точке ответвления

Редуцированная масса должна иметь такой же момент инерции, как и действительная:

•рар = -дад

где Jр и Jд - соответственно редуцированная и действительная массы; ад и ар - амплитуда колебаний редуцированной и действительной масс;  - собственная частота колебаний.

Решая уравнение, находим:

а„

• = • — = •

ар 1 — ю • 1д/с

Таким же образом могут быть определены редуцированные массы других ответвлений. После этого определяют частоты главных крутильных колебаний трансмиссии и находят обороты, при которых появляются резо-нансы.

На рис. 2 приводятся упругие характеристики демпферов и карданного вала, соединяющего повышающую передачу и ГМТ, с которыми проводились испытания.

Жесткость торсионов, устанавливаемых вместо демпфера, с диаметрами Ш38 мм - 746 НЧЧм /град; Ш42 мм - 833 НЧЧм /град; Ш45мм - 1000 НЧЧм /град.

Резиновые втулки демпфера на карданном вале обладают значительной упругостью и внутренним трением, что увеличивает податливость трансмиссии и способствует гашению крутильных колебаний.

Определив приведенные моменты инерции и приведенные жесткости элементов дотрансформаторной зоны трансмиссии четырехосного тягача МАЗ-537, составим расчетно-динамическую схему.

Рис. 1. Дотрансформаторная зона трансмиссии тягача МАЗ-537 1 - двигатель; 2 - демпфер; 3 - повышающая передача; 4 - упругая муфта; 5 - карданный вал; 6 - гидротрансформатор

т

М, им

500

200

т

1< V // 5

И // / /

Г ( / (

! //

-/7 ' /

/ п / / 1 /

V' г / /

У/ г/

///. // >

<о

го

3,0 сС

Рис. 2. Упругие характеристики демпферов 1 - упругофрикционный; 2 - резиновый; 3 - карданный вал с резиновой муфтой; 4 - карданный вал без резиновой муфты

Для расчета принята девятимассовая схема:

- шесть шатунных шеек с шатунами и поршнями, приведенный момент инерции для каждой ^ 6 = 17 кг. м2;

- маховик двигателя Д12-525, его момент инерции - 37 = 246 кг. м2;

- повышающая передача, приведенный момент инерции её - и8 = 27 кг. м2;

- карданный вал с насосным колесом ГТ, момент инерции - иэ =196 кг. м2.

Перечисленные девять масс соединяются безинер-ционными звеньями, имеющими приведенные податливости (рад.//Нм):

= е23 = е34 = е45 = е58 = е87 = 4.6 • 1 ^• ^ = 495 " 1 ^•

е89=1800.10"7.

Податливость одного колена коленчатого вала Д12 - е =4,6 .107 рад // Н. м.

Система уравнений для решения данной эквивалентной схемы может быть записана:

• ос1 + С12 • (а! - а2) = О

• а2 - С12 • (а1 - а2) + С23 • (а2 - а3) = О .Г3 • а3 - С23 • (а2 - а3) + С34 • (а3 - а4) = О

Ь  «8 " С78 • (а7 " а8) + С89 • (а8 " а9) = Ъ & 9 ' ¿¿9 ^89 ' (^8 ) ^ '

гДе ос г ос 2  ос э-угловое ускорение соответствующих масс.

Так как в эквивалентной системе расстояния между массами пропорциональны жесткости участков реального вала, тангенсы углов наклона отдельных участков формы колебаний будут пропорциональны упругим крутящим моментам на этих участках.

Изображенные в масштабе формы колебаний (рис.3) дают наглядное представление о сравнительной напряженности отдельных участков дотрансформатор-ной зоны трансмиссии тягача МАЗ-537.

Расчет по приведенным формулам довольно сложный. На практике для определения сос нередко пользуются методом остатка (методом Толле) [2], который состоит в том, что при свободных колебаниях, если собственная частота колебаний определена правильно, сумма моментов сил упругости и сил инерции совершающих колебания масс системы равна нулю. Подставляя несколько различных значений собственных частот сос, находим при какой из них выполняется это условие. Найденная таким путем собственная частота и является действительной.

Результаты расчетов сведены в табл. 1.

* 4 Д? й п о

о о о 9 9 У

Ъёукузхобая форма

Ч о, а, у^ГПа^ Оу

о*

\ вг Ай*

\

Тр^хузжобоя д>ор*га

О В __

Уетырехцзхо&й* ¿рорна

09

Рис. 3. Формы колебаний трансмиссии тягача МАЗ-5Э7

Таблица 1

Относительные амплитуды собственных колебаний дотрансформаторной зоны тягача МАЗ-537 Частоты свободных колебаний Ш с, 1/о

№ массы шС1 = 4313 шс2 =11776 шс3 =18738 шс4 =24647

1 1 1 1 1

2 0,931 0,478 -0,297 -1,245

3 0,798 -0,274 -0,209 0,094

4 0,610 -0,896 -0,551 1,415

5 0,381 -1,05 0,821 0,347

6 0,125 -0,678 1,128 -1,500

7 -0,139 0,049 -0,029 0,019

8 -0,140 0,053 -0,034 0,028

9 -0,141 0,053 -0,036 0,080

Экспериментальные исследования КЗКТ-7428 показали следующее. При эксплуатации опытных тягачей КЗКТ-7428 замечаний к ним не было. Тягачи прошли по 100 тыс. км и более, поломки деталей дотрансформаторной зоны не отмечались. Не выявлены в трансмиссии и динамические нагрузки резонансного характера со значительными амплитудами.

Однако после постановки на серийное производство было замечено, что при движении тягача КЗКТ-7427 накатом с заблокированным гидротрансформатором в дотрансформаторной зоне трансмиссии появились резонан-сы колебания крутящего момента, сопровождаемые хорошо слышимыми стуками. После нажатия на педаль подачи топлива или разблокирования гидротрансформатора стуки исчезали. Так как при исследованиях первых тягачей резонансы колебаний не обнаруживались, очевидно, опытные двигатели ЯМЗ-8401.10-04 в дальнейшем изготавливались с изменениями.

Замеры крутящего момента в дотрансформаторной зоне трансмиссии показали, что при пуске двигателя положительные амплитуды в 2...3 раза превышают максимальный крутящий момент двигателя, отрицательные -в 1,5...2 раза. Колебания момента при остановке двигателя приведены на рис. 36.

В процессе испытаний тягачей замечены резонан-сы колебаний в широком диапазоне оборотов коленчатого вала, амплитуды которых больше, чем при пуске двигателя.

Пуск дВидотеяяА

га тел л

Рис. 4. Пуск и остановка двигателя ЯМЗ-8401. 10-04

Число больших колебаний крутящего момента при пуске двигателя составляет обычно 3...4, после чего начинается устойчивая работа двигателя. Через 6...10 оборотов коленчатого вала размахи колебаний уменьшаются в 10...15 раз и, если не наступает резонанс, не превышают 300...500 Н. м (рис. 4).

При остановке двигателя число колебаний момента обычно не более двух. При резком нажатии или опускании педали подачи топлива размахи могут быть до 1000 Н. м.

Кроме известной причины появления резонансных колебаний в результате совпадения собственной частоты колебаний трансмиссии и двигателя, резонанс в дотрансформаторной зоне мог появиться по причине отключения одного из рядов цилиндров на двигателе ЯМЗ-8401.10-04 при малых нагрузках. Сделано это для снижения дымности двигателя и уменьшения расхода топлива. Но отключение могло стать причиной неравномерной подачи топлива и колебаний. Частота колебаний крутящего момента при резонансе составляет 0,42...0,44 от частоты вращения коленчатого вала.

С появлением стуков в двигателе рычаг привода рейки на топливном насосе высокого давления, к которому присоединяется тяга от педали подачи топлива, совершает значительные угловые колебания с частотой этих стуков .

Очевидно, колебания рейки ведут к изменению количества подаваемого в цилиндры двигателя топлива, что также может являться причиной стуков и неравномерного нагружения трансмиссии. После замены топливного насоса высокого давления на тягаче, находящемся на КЗКТ, указанные колебания прекратились, но в дальнейшем они отмечались на других тягачах в эксплуатирующих организациях.

Характер и величины крутящих моментов, появляющихся в дотрансформаторной зоне при стуках, показаны на осциллограмме (рис. 5).

п_

Рис. 5. Осциллограмма с записью моментов, появляющихся при стуках в дотрансформаторной зоне тягача КЗКТ-7428

Чтобы вывести трансмиссию из зоны резонанса колебаний, изменялась жесткость торсиона, соединяющего двигатель и повышающую передачу. Иследования проводились с торсионами большего и меньшего диаметра, чем 38 мм, а также с резиновой муфтой и без неё. Было установлено, что резонанс всегда появляется, если диаметр торсиона меньше 38 мм (диаметром 31, 33, 35 мм), и начинал исчезать при диаметре более 38 мм. Исключить резонанс удалось увеличив диаметр торсиона. Колебания почти полностью исчезли с торсионом диаметром 42 мм и не появились с торсионом диаметром 45 мм. Но после установки на конце торсиона резиновой муфты резонанс колебаний появлялся и с этими торсионами. С торсионами диаметром менее 38 мм резонанс устойчиво появлялся независимо от того была ли резиновая муфта или нет. Поэтому была выбрана конструкция без резиновой муфты.

Записанные на торсионах крутящие моменты при диаметрах торсионов 38, 42 и 45 мм с дополнительной резиновой муфтой и без неё указаны в табл.2.

Углы закручивания торсионов диаметрами 38, 42 и 45 мм крутящим моментом 5000 Н. м равны 6,7; 6,0 и 5 град., что соответствует их жесткостям в табл. 3.

Число больших колебаний крутящего момента при

пуске двигателя составляет обычно 3...4, после чего начинается устойчивая работа двигателя. Через 6...10 оборотов коленчатого вала размахи колебаний уменьшаются в 10...15 раз и, если не наступает резонанс, не превышают 300...500 Н. м.

Число колебаний момента при остановке двигателя обычно не более двух. При резком нажатии или опускании педали подачи топлива размахи могут быть до 1000 Н. м.

Таблица 2

Крутящий момент на торсионе, кН. м

Режим исследования Без дополнительной резиновой муфты С дополнительной резиновой муфтой

положит. отрицат. положит. отрицат.

Пуск двигателя

Торсион диам. 38 мм 5...6 2,5...3,5 3,5...4 2...3

42 мм 5...6,5 3...4 4...5 2,5...3,5

45 мм 6...7 3...5 4...5 2,5...4

Остановка двигателя

Торсион диам. 38 мм 4,5...5 3,5...4 2,5...3,5 3...4

42 мм 5...5,5 4...4,5 3...3,5 4,2...4,5

45 мм 5,5...6 4...5 3,5...4 4,5...5

Резонансные колеб.

Торсион диам. 38 мм 6,5...7,5 5...5,5 6...7 4,5...5

42 мм нет нет 5,5...7 4...5

45 мм нет нет 5...6 4...4,5

Таблица 3

Характеристики торсионов

Диаметр торсиона Угол закручивания Жесткость

38 мм 42 мм 45 мм 6,7 0 6 0 5 0 746 Н-м /град 833 Н-м /град 1000 Н-м /град

При движении наибольшие колебания отмечаются когда гидротрансформатор заблокирован. и тягач движется накатом. В дотрансформаторной зоне трансмиссии наступают резонансные крутильные колебания. Амплитуды колебаний при этом в 1,5...2 раза выше, чем при незаблокированном гидротрансформаторе. Выходной вал ГМТ при заблокированном гидротрансформаторе достаточно равномерно: имеющая большой момент инерции ГМТ сглаживает колебания. С увеличением подачи топлива или разблокировки гидротрансформатора резонансные колебания в дотрансформаторной зоне прекращаются.

Частота колебаний при резонансе 16...20 Гц. Положительная величина крутящего момента при резонансе равнялась трем максимальным моментам двигателя, а отрицательная - двум, двум с половиной максимальным крутящим моментам, что быстро приводит к усталостным поломкам деталей трансмиссии дотрансформаторной зоны. Количество рекламаций в связи со стуками в повышающей передаче и поломками деталей дотрансформаторной зоны резко увеличилось. Такой подход вполне оправдал себя на первых тягачах с двигателем ЯМЗ-8401, для которого эта система разрабатывалась. Однако из-за нестабильности характеристик двигателей (качества сборки, изменений конструкции топливного насоса высокого давления и т.п.) в дальнейшем при движении накатом появились значительные резонансные колебания, приводящие к сильным стукам и разрушению деталей дотрансформаторной зоны.

Указанные резонансные колебания аналогичны тем, какие бывают на машинах с дизельными двигателями, когда из-за нарушения подачи топлива может наступить даже поломка коленчатого вала или других деталей. Причиной колебаний может быть также то, что при работе без нагрузки в одном из рядов цилиндров используемого на тягаче двигателя ЯМЗ-8401.10-04 подача топлива прекращается. Это сделано для экономии топлива и снижения содержания вредных составляющих выхлопных газов.

Так как свободное качение при движении тягача происходит в основном при заблокированном гидротрансформаторе и занимает существенную часть пути, происходящие при этом колебания момента приводят к поломкам деталей: торсиона, карданного вала, соединяющего повышающую передачу и ГМТ, входного вала насосного колеса и отворачиванию болтов крепления.

Леонов А.Ю., Петров А.П., Синицын С.Н., Лыжин М.А.

Курганский государственный университет, г. Курган

ЦЕЛЕСООБРАЗНОСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ КЛАПАНОВ НА КОЖУХЕ РАДИАТОРА СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ

Основная задача системы охлаждения легкового автомобиля заключается в обеспечении оптимальной рабочей температуры двигателя. Но существующие на сегодняшний день тенденции к увеличению мощности двигателей и скорости автомобилей сопровождаются в значительной степени ростом теплонапряженности деталей двигателя. А необходимость проектирования обтекаемых форм кузова, которые позволяют снизить коэффициент аэродинамического сопротивления, приводит к снижению линии капота. В результате для размещения радиатора и выгодного расположения воздухозаборных отверстий остается все меньше места. Плотная компоновка канала воздушного тракта затрудняет движение охлаждающего воздуха, что приводит к снижению эффективности системы охлаждения.

Применяемые на сегодняшний день конструкции кожухов вентилятора системы охлаждения при некоторых условиях недостаточно эффективны, что приводит к значительной затрате мощности двигателя. Учитывая тот факт, что доработка конструкций осуществляется экспериментальным методом, это приводит еще и к значительным материальным и временным затратам. И в тоже время нет никакой гарантии в том, что доведенная конструкция кожуха будет эффективной при ее установке на другой тип радиатора или автомобиль.

Эффективность работы системы охлаждения зависит от многих причин, которые так или иначе связаны между собой. В качестве одной из них можно назвать неравномерность скоростей воздушного потока по фронтальной поверхности радиатора, которая приводит к снижению теплоотдачи радиатора. Снижение затрат мощности на подачу охлаждающего воздуха осуществляется увеличением использования набегающего потока. Для этого в легковом автомобиле кожух вентилятора делают с неполным охватом радиатора или устанавливают на кожухе клапана, которые в нужный момент могут быть открыты, что