Расчет основных параметров цепного вариатора трансмиссии автомобиля

Рисунок 5 -

Вариант конструкции гибридного привода

ВЫВОДЫ

1 Автоматизация управления и диагностирования механизмами гидрофицированных мобильных машин и АТС должна осуществляться на новом уровне с учетом новой идеологии и на основе современных средств и методов сбора, обработки, анализа и передачи информации и создания на этой базе комплексных бортовых систем.

2 Вторым этапом решения проблемы в сфере проектирования и эксплуатации трансмиссий мобильных машин является развитие процесса гибридизации гидромеханических трансмиссий и создание автомобилей с гибридными энергетическими установками.

3 Третий этап - создание роботизированных подвижных объектов и техники на новейших научно-технических принципах с учетом новых интеллектуальных технологий.

Список литературы

1 Тарасик В. П., Рынкевич С. А. Интеллектуальные системы управления автотранспортными средствами. Минск: УП «Технопринт», 2004. - 512 с.: ил.

2 Тарасик В. П., Рынкевич С. А. Технологии искусственного интеллекта в диагностировании автотранспортных средств. Могилев : Белорус.-Рос. ун-т, 2007. 280 с. : ил.

3 Рынкевич С. А. Новые технологии и проблемы науки на транспорте. Могилев : Белорус.-Рос. ун-т, 2009. 337 с.: ил.

4 Диагностирование гидромеханических передач мобильных машин /Н. Н. Горбатенко, А. Н. Егоров,

В. В. Региня, С. А. Рынкевич, В. П. Тарасик, Г. Л. Антипенко ; под общ. ред. д-ра техн. наук, проф. В. П. Тарасика. Могилев : Белорус.-Рос. ун-т, 2010. 511 с.: ил.

5 Рынкевич С. А., Кутузов В. В. Проектирование, эксплуатация и диагностика мобильных машин. Могилев : Белорус.-Росс. ун-т, 2016. 223 с.: ил.

УДК 629.113 Г.А. Дыко

Белорусский национальный технический университет

г. Минск, Республика Беларусь

расчет основных параметров цепного вариатора трансмиссии автомобиля

Аннотация. Рассмотрен проектный расчет цепного вариатора трансмиссии по известной методике на примере конструкции для легкового автомобиля с заданной технической характеристикой. Рассчитано предельное число циклов перемены напряжений до разрушения цепи вариатора.

Ключевые слова: автомобиль, трансмиссия, вариатор, цепь, параметры, расчет.

H.A. Dyko

Belarusian national technical university

calculation of the basic parameters of the chain

variator for the vehicle

transmission

Annotation. We analyze the design calculation of a transmission chain variator according to a known calculation procedure on the example of a car construction with a set technical specification. The limiting number of stress change cycles before the destruction of the variator chain is calculated.

Keywords: vehicle, transmission, variator, variator chain, parameters, calculation.

При расчете вариатора с толкающей роликовой цепью необходимо учитывать:

- геометрию передачи, обеспечивающую регулирование в заданном диапазоне;

- долговечность цепи и КПД передачи;

- тяговую способность передачи.

Первые два условия определяются выбором относительной ширины, угла канавки и отношения минимального диаметра к высоте цепи.

Допустимое полезное напряжение зависит от натяжения цепи, угла обхвата, скорости цепи, относительной величины малого диаметра и требуемой долговечности.

Рассмотрим проектный расчет цепного вариатора на примере конструкции, предназначенной для автомобиля с технической характеристикой, представленной в таблице 1, и кинематической схемой коробки передач, показанной на рисунке 1.

Таблица 1 - Техническая характеристика автомобиля

Параметр Ед. изм. Значение

Тип автомобиля полноприводный легковой автомобиль большого класса

Тип двигателя бензиновый

Мощность /при частоте вращения кВт/ мин-1 200/6650

Максимальный крутящий момент /при частоте вращения Н * м / мин-1 315/2750

Снаряженная масса кг 1975

Полная масса кг 2680

Максимальная скорость км/ч 225

Размерность шин 275/40 R20

Передаточное число главной передачи 5.54

в небольших количествах от гидропривода одного шкива к другому, изменяя, таким образом, давление сжатия и, соответственно, взаимное положение полушкивов ведущего и ведомого вала. Такая схема работы гидропривода обеспечивает снижение потерь энергии на перекачку большого количества масла и приводит к значительному увеличению скорости изменения передаточного числа.

Управление подвижными полушкивами осуществляется синхронно, т.е. насколько один из подвижных полушкивов отодвинулся от своего неподвижного конуса, настолько же второй подвижный полушкив должен приблизиться к своему неподвижному полушкиву.

Бустер управления каждого подвижного полушкива состоит из управляющей и компенсирующей полостей. В управляющую полость подается давление, с помощью которого осуществляется изменение положения подвижного полушкива. Компенсирующая полость необходима для уравновешивания дополнительного давления масла, возникающего в полости управления под действием центробежной силы. Поскольку обе полости постоянно заполнены маслом, вращаются с одной и той же угловой скоростью и имеют одинаковые радиальные размеры, то давление, возникающее под действием центробежных сил в полости управления, уравновешивается точно таким же давлением в компенсирующей полости.

Применение гидротрансформатора и промежуточных передач позволяет увеличить диапазон регулирования, в результате уменьшается диапазон регулирования вариатора и его геометрические размеры.

Таблица 2 - Исходные данные для расчета

1 - гидротрансформатор; 2 - насос управления;

3,7- промежуточные передачи; 4- планетарная передача с муфтой; 5 - силовой насос; 6 - клиноцепной вариатор;

8 - раздаточная коробка с цепью

Рисунок 1 - Кинематическая схема коробки передач

Схема коробки передач включает клиноцепной вариатор с односторонним движением дисков, состоящий из четырех полушкивов и металлической цепи типа Luk, планетарный редуктор с муфтой управления и гидротрансформатор. Коробка передач соединена с раздаточной коробкой, имеющей цепную передачу.

В конструкции вариатора обеспечивается большая сила сжатия половинок шкивов для предотвращения проскальзывания цепи. Для этого используется или один гидронасос, или два гидронасоса с двухконтурной системой управления, как на рисунке 1. Силовой насос создает необходимое усилие сжатия полушкивов, а насос управления обеспечивает перемещение шкивов для изменения передаточного отношения. Он перекачивает масло

Параметр Ед. изм. Численное значение

Максимальная частота вращения двигателя, п 1 " ' етах мин-1 7000

Передаточное отношение входной промежуточной передачи, и 1,11

КПД входной промежуточной передачи Пвхпп - 0,965

Относительная потеря скорости передачи, ^ 0,01 ... 0,02 -по рекоменд. [2]

Отношение минимального диаметра шкива к высоте цепи, 6 3,8 ... 8,6 - по рекоменд. [4]

Угол между торцами призмы и шкивами, ф Момент на турбине гидротрансформатора, Мт град Нм 10 ... 18 - по рекоменд. [4] 771,3

Шаг цепи вариатора, ^ мм 12,7

Расчеты проводятся по методике [4] в следующей последовательности:

n2min П 1max' П2тах П1тах '

1 Выбираются передаточные отношения вариатора: максимальное Umax и минимальное Umin . Исходя из данных по аналогам, принимаем

Umax = 2,46 и Umm = 0,41

2 Определяется диапазон регулирования вариатора

Д = Umax / Umin = 2,46 / 0,41= 6.

m max mm ' '

3 Рассчитываются минимальная и максимальная частоты вращения выходного вала вариатора

/ U =6306/2,46= 2490 мин-1

< max ' ,

/ Umin =6306/0,41=14941мин-1. При этом максимальная частота вращения ведущего шкива

n1max= nemax / ивхпп = 7000/1,11=6306 мин-1.

1max emax вхпп '

4 Находятся отношения максимальных (D1 и D2) и минимальных (d1 и d2) диаметров шкивов

D2 / d1 = Umax (1-Q2 =2,46(1-0,015)2 = 2,39 и d2 / D1 = Um, (И)2 = 0,41(1-0,015)2 = 0,4. где ^ - относительная потеря скорости в вариаторе, принимаем 0,015.

Относительная потеря скорости приводит к снижению частоты вращения ведомого вала по сравнению с теоретическим значением, но на диапазон регулирования не влияет. Потеря скорости происходит из-за скольжения, обусловленного природой передачи трением, и так называемого кажущегося скольжения - изменения рабочих диаметров колес и передаточного отношения с изменением нагрузки. Последнее объясняется смещением рабочих колес или соединительных призм цепи вследствие деформации деталей передачи, смещением полюсов качения при перераспределении сил трения в контакте и другими причинами. Подобное изменение частоты вращения сопровождается обратно пропорциональным ему изменением крутящего момента и не влечет за собой потери мощности; однако оно искажает кинематическую характеристику вариатора.

5 Определяется относительная ширина цепи v = bp / h = 1,05[(D2/d1 -1)0 +2h1 / h]tg^/2) =

= 1,05[(2,39-1)5,3+2(5/9)]tg(14/2)=1,09, где bp - ширина цепи по нейтральной линии, h - высота сечения цепи, 0 - отношение минимального диаметра (d) шкива к высоте цепи, h/ - расстояние от нейтральной линии до нижнего основания сечения, ф - угол между торцами призмы и шкивами (канавка). Принимаем 0=5,3 и ф=14 град.

6 Рассчитывается допускаемое полезное напряжение [3]

[о] = (20 - 4v)6/11= (20 - 4*1,4)5,3/11 = 6,94 МПа.

7 Находится минимальный диаметр ведущего шкива

4 = зг

Mv

2*578,92*5,33*5,33

6,94*1,4

= 70,1мм

где М1тах - максимальный крутящий момент на ведущем шкиве

(М1 = М и п =0,7*М *1,11*0,965 =

4 1тах вх вхпп 1 вхпп ' т ' '

= 0,7*771,3*1,11*0,965 = 578,9 Нм); М - крутящий

момент на входе в вариатор; Мт - крутящий момент на турбине гидротрансформатора;

©2 - отношение минимального диаметра ведомого шкива @2) к высоте цепи, по рекомендации

[4] = в^ (ит,ах + 1) /(^п + 1) = 5,3*0,41(2,46+1)/

(0,41+1) = 5,33).

8 Определяются другие диаметры шкивов и действительный диапазон регулирования

^ = ^П2тах /Птах (И)] = 70,1*14941/[6126* (1-0,015)] = 176 мм

D2 = di итахд =70,1*2,39 = 167,5 мм; d2 = D1 • итм = 176*0,4 = 67 мм; Дд = D1 • D2 / = 176*167,5(70,1*67)= 6,3. Сравниваем значение выбранного диапазона регулирования со значениями полученного фактического диапазона регулирования, несовпаде-

6 3 6

ние составляет: —--100 =0,05 .

6,3

9 Рассчитываются минимальные высота и ширина цепи

h = d„ /в = 70,1/5,33 =13,2 мм;

min 1 ' ' ' '

b = h в= 13,2*5,33= 70,1 мм.

min min ' ' '

Ширина цепи выбирается по передаваемому моменту, например, как рекомендует фирма Luk (рисунок 2). Определяются максимальные скорости цепи на ободах шкивов V = nD,n, / 60 = п*0,176*6126/60 = 56,5 м/с

1max 1 1max ' '

Vm = nD,n, / 60 = п*0,1675*14941/60 =

2max 2 2max '

= 131,04 м/с.

Рисунок 2 - К выбору ширины цепей Ь по передаваемому моменту М

Значительное снижение окружной скорости при работе на малых диаметрах ведущего колеса повышает при той же мощности передаваемое окружное усилие. Увеличение же скорости выше определенного предела вызывает вибрации цепи. Кроме этого, возрастают напряжения в цепи, и снижается ее тяговая способность. Предельные значения скорости зависят от типа и конструкции вариаторов.

10 Рассчитывается минимальное межосевое расстояние [1]

А = 2 ^ах + В

где Rmax - максимальный радиус шкива; В - парам етр , о п ределя ющий ве рхн юю гра н и цу шки ва ,

(В=0,36 hmln +(3...7мм) =0,36*13,2 + 5 = 9,75 мм). A = 2*(176/2)+9,75 = 185,75 мм.

11 Находится длина цепи и число звеньев [5] длина цепи

LH = R1(n + 2у) + R2(n -2y) +2ACOSY (1) где y - угол наклона цепи (Y= arcsin[(R1 -R2)/A] =arcsin[(176/2-67/2]). Принято считать, что длина цепи определяется по линии центров ее шарниров. При этом цепь вариатора рассматривается как совокупность абсолютно жестких звеньев достаточно малых размеров, соединенных между собой подвижно, что соответствует гибкому в одной плоскости, не-деформирующемуся элементу. Расчетная схема представлена на рисунке 3.

LH = (176/2)( п +2*0,289) +(67/2) ( п -2*0,289) +2*185,75*0,958 = 616,72 мм. Число звеньев цепи Nz = LH / t ,

H ц'

где t4 - шаг цепи, равен 12,7 мм. Nz = 616,72/12,7 = 48,6. Принимаем Nz = 49.

12 Уточняются межосевое расстояние (Ау) и длина цепи (LHy). Следует учитывать рекомендуемое соотношение А = (0,996...0,998)Ау. Уточненная длина цепи LHy = 49*12,7 = 622,3 мм. Уточненное межосевое расстояние получаем из выражения (1) после подстановки скорректированной длины цепи.

13 Определяются внутренний диаметр шкива ^в) и зазор между полушкивами

de = d - 2h1- (2.5 мм),

dв1 = 70,1 -2*7 - 3 = 53,1 мм; dв2 = 67 - 2*7 - 3 = 50 мм.

А = Ьрш - [(D-d) + 2hJtg(v/2) , где Ьрш - длина штифта, контактирующего со шкивом.

Л1 = 41 - [(176-70,1)+2*7]tg(14/2) =26 мм; Л2 = 41 - [(167,5-67)+2*7]tg(14/2) =27 мм. В передачах с постоянным положением обоих валов на величину фактического диапазона регулирования будет влиять отклонение по длине цепи и вытяжка ее в процессе работы. В случае использования в вариаторе металлической цепи для упрощения расчетов можно пренебречь этими явлениями. Компенсацию изменения длины цепи при регулировании можно достигнуть кинематическим способом или введением в механизм регулирования корректирующего устройства, которое дает разное перемещение ведущих и ведомых шкивов (автоматическое слежение), а также силовым способом (введением пружин) за счет криволинейной формы шкивов.

Рисунок 3 - Расчетная схема для определения длины цепи

В конструкции коробки передач могут использоваться шкивы с варьируемым коэффициентом кривизны дуг образующих.

Согласно этому использование дуг образующих с варьируемым коэффициентом кривизны обеспечивает пониженное поперечное смещение во всем диапазоне передаточных чисел вариатора.

Рисунок 4 - Размеры шкива с несимметричным регулированием

14 Так как перемещается только один диск, то его осевое перемещение (рисунок 5) от одного крайнего положения до другого определится по формуле:

х = (D - d) • tg ^. Тогда:

х1 =

14

= 12.24 мм;

х2 = (1 70 - 70) • tg 14 = 12.3 мм.

Отличительной особенностью фрикционных вариаторов с тянущей цепью от ременных передач является наличие эффекта дискретного возбуждения. Колебательное движение вариаторной цепи отличается от её движения при распростра-

ненном допущении о подобии движения цепи движению гибкой нити. Частота входа шарниров в контакт ^ зависит от скорости движения гибкого элемента V и расстояния между соседними шарнирами I (шага цепи):

./ = V.

т I

где ^ - коэффициент уменьшения влияния изгиба на больших шкивах (принимаем ^ = 1,5);

^пер - коэффициент учета характера перемены нагрузки (принимаем ^пер = 2,1 , если считать для упрощения расчетов появление каждой нагрузки равновероятностным); Т - ресурс цепи в часах (принимаем Т = 30000 ч). Тогда:

2эф =380-

6126-30000 70.1

2.1-1.5 622.3

9

= 2.5-10 циклов.

а - два подвижные шкива, б - один подвижный шкив Рисунок 5 - Схема перемещения дисков и ремня

Периодичность импульсов сил реакции при входе штифтов в контакт является возмущающим механизмом. В том случае, если дискретная частота постоянна в некотором временном интервале, имеет место периодичность возмущений и возникают динамические нагрузки.

Шаг вариаторной цепи постоянен в традиционной конструкции цепи. При интенсивном разгоне или торможении автомобиля частота дискретного возмущения изменяется и, следовательно, периодичность входа штифтов в контакт нарушается. При менее динамичном движении, когда скорость движения гибкого элемента постоянна на достаточно длительных интервалах времени, величина частоты постоянна. Тогда возникает эффект дискретного возмущения.

Для внесения апериодичности в процесс возмущения в конструкции вариатора используется цепь с конструктивным чередованием шагов. К звеньям с ранее рассчитанным шагом добавляются звенья с более коротким и более длинным шагом.

В качестве проверочного расчета рассмотрим определение числа циклов перемены напряжений до разрушения цепи по методике [3]. Для расчета необходимо установить функциональную связь числа циклов напряжений до разрушения с действующими напряжениями. Из-за сложности учета всех переменных параметров работы цепи величина Zэф рассчитывается приближенно с введением коэффициента переменности нагрузки:

Расчетное значение числа циклов проверяется на соответствие предъявляемым требованиям [3].

Список литературы

1 Готовцев А. А., Котенок И. П. Проектирование цепных передач : справочник. 2-е изд., перераб. и доп. М. : Машиностроение, 1982. 336 с.

2 Курмаз Л. В., Скойбеда А. Т. Детали машин. Проектирование : учебное пособие. Минск : УП «Технопринт», 2005. 316 с.

3 Есипенко Я. И., Рубенштейн И. И. Цепные вариаторы. Киев : Техника, 1977. 149 с.

4 Пронин Б. А., Ревков Г. А. Бесступенчатые клиноре-менные и фрикционные передачи. М. : Машиностроение, 1980. 320 с.

5 Yves Rothenbuhler. New slip synthesis and theoretical approach of CVT slip control. Suisse, 2009. 12 pp.

6 Каменсков В. Ю. Минимизация поперечного изгиба гибкого элемента во фрикционном клиноременном вариаторе //Известия высших учебных заведений. 2008. №11. С. 65-70.

z эф = 380

n1 - T

d 1

£ пер - £ i L

H