Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследований 9
1.1. Обзор конструкций автоматических трансмиссий легких транспортных средств и их основных элементов 10
1.2. Динамические модели легких транспортных средств с автоматическим клиноремённым вариатором 22
1.3. Модели клинового ремня и его основные характеристики 26
1.4. Цели и задачи исследования 34
Глава 2. Принципы построения динамической модели прямолинейного движения легкого транспортного средства с автоматическим клиноремённым вариатором с учетом неидеальности клинового резиноармированного ремня 36
2.1. Обобщенная схема легких транспортных средств с автоматическим клиноремённым вариатором 36
2.2. Математическая модель легкого транспортного средства с автоматическим клиноремённым вариатором и центробежным сцеплением, установленным после ведомого шкива 42
2.3. Математическая модель легкого транспортного средства с автоматическим клиноремённым вариатором и центробежным сцеплением, установленным перед ведущим шкивом 46
2.4. Схемы легких транспортных средств, принятых для расчетов 47
2.5. Алгоритм программы расчета разгона легкого транспортного средства 48
2.6. Выводы 55
Глава 3. Моделирование клинового ремня вариатора легкого транспортного средства с учетом его неидеальности 56
3.1. Определение приведенных характеристик клинового ремня 57
3.2. Математическая модель клинового ремня вариатора легкого транспортного средства 65
3.2.1. Элемент ремня первого типа 67
3.2.2. Элемент ремня второго типа 70
3.2.2.1.Внешние силы, действующие на элемент ремня второго типа 71
3.2.3. Элемент ремня третьего типа 74
3.2.3.1.Состояние покоя элемента ремня третьего типа 77
3.2.3.2.Состояние скольжения элемента ремня третьего типа 81
3.3. Определение формы контура клинового ремня 85
3.4. Модель взаимодействия клинового резиноармированного ремня с дисками шкивов автоматического клиноремённого вариатора легкого транспортного средства 90
3.5. Выбор точности расчета 100
3.6. Выводы 104
Глава 4. Экспериментальные исследования 105
4.1. Лабораторные испытания на первом и втором этапах 107
4.2. Лабораторные испытания на третьем этапе 112
4.3. Результаты проведения лабораторных испытаний и их оценка 114
4.4. Стендовые испытания 116
4.4.1. Методика обработки полученных сигналов и результаты проведения испытаний 121
4.4.2. Сравнение результата стендовых испытаний с данными, полученными расчетным путём 123
4.5. Сравнение результатов дорожных испытаний с данными, полученными расчетным путём 129
4.6. Дорожные испытания 131
4.7. Выводы 135
Глава 5. Сравнительная оценка эксплуатационных свойств легких транспортных средств с автоматическими клиноременными вариаторами на этапе конструирования 137
Основные результаты и выводы 148
Литература 151
Приложение 160
- Динамические модели легких транспортных средств с автоматическим клиноремённым вариатором
- Математическая модель легкого транспортного средства с автоматическим клиноремённым вариатором и центробежным сцеплением, установленным после ведомого шкива
- Математическая модель клинового ремня вариатора легкого транспортного средства
- Методика обработки полученных сигналов и результаты проведения испытаний
Введение к работе
В настоящее время в России машиностроительные заводы по производству мототехники не работают на полную проектную мощность. Они еще не успели приспособиться к тем конкурентным условиям, которые сложились на рынке. Им сложно конкурировать с новой и подержанной импортной техникой, имея в своем арсенале небольшой ассортимент отечественных образцов, как правило, уже устаревших конструкций и не имея необходимой рекламной и маркетинговой поддержки. Тем временем объем импортной подержанной мототехники с каждым годом только увеличивается, что в немалой степени обусловлено несовершенством законодательства РФ, которое неэффективно защищает собственных производителей. В связи с этим наиболее актуальными задачами по развитию производства различного рода мотоциклетной техники являются:
проектирование и внедрение в производство новых механизмов и машин, обладающих повышенными технико-эксплутационными показателями;
разработка и усовершенствование конструкций мототехники на основе собственных патентных наработок, которые по своему уровню были бы не ниже мировых аналогов;
совершенствование существующих и создание новых методик конструирования и расчета;
расширение ассортимента выпускаемой мототехники, улучшение ее дизайна и потребительских качеств;
рекламная и маркетинговая поддержка выпускаемой продукции;
совершенствование законодательства РФ, направленное на ограничение импорта подержанной мототехники.
На сегодняшний день в сегменте рынка мототехники особенно заметно повысился интерес потребителей к транспортным средствам (ТС) с двигателя-
5 ми малой мощности и автоматическими клиноременными вариаторами (АКВ) -
мотороллерам, мокикам, снегоходам и т.д. Это хорошо видно по их разнообразию и количеству на дорогах. К сожалению, практически все они импортного производства. В России также ведется разработка транспортных средств с автоматическим клиноременным вариатором, например, на заводах ОАО «Завод имени В.А. Дегтярёва», АО ВПМЗ «МОЛОТ» и других.
Повышенный интерес потребителей к транспортным средствам с двигате-лями объемом до 50 см и автоматическими клиноременными вариаторами объясняется тем, что на подобные транспортные средства не надо иметь водительское удостоверение на право вождения. Управление такими средствами максимально простое - отсутствует необходимость переключать передачи и управлять сцеплением (если в конструкции используется автоматическое центробежное сцепление или его функции выполняет вариатор). Транспортное средство разгоняется более плавно, без резких рывков, которые возникают при переключении передач на транспортных средствах со ступенчатой коробкой передач. Даже неопытный водитель, который до этого не имел опыта езды на мототехнике, может достаточно быстро освоить управление подобным транспортным средством.
Использование автоматического клиноременного вариатора в мототранспорте, кроме облегчения управления, позволяет значительно упростить конструкцию трансмиссии транспортного средства, понизить величину динамических нагрузок в ней в процессе движения, повысить проходимость транспортного средства, повысить его экономичность (для сравнения у китайского мото-роллера Gelly JL50QT-15 с двигателем 49,9 см , автоматическим клиноременным вариатором и массой 80 кг расход топлива составляет всего 2 литра бензина на 100 км1, в то время как у мокика ЗиД-50 Пилот с двигателем такого же объема, но с трехступенчатой механической коробкой передач и меньшей мае-сой расход топлива составляет 2,2 литра бензина на 100 км). Вариатор позво-
Данные с сайта производителя - 2 Данные с сайта производителя -
ляет реализовать бесконечное количество передаточных отношений между максимальным и минимальным значениями, а оптимальная система управления вариатором обеспечивает наиболее эффективное использование мощности двигателя.
Первым изобретателем клиноременного вариатора можно назвать Леонардо да Винчи. Он в конце XV века сделал эскиз, на котором была изображена схема бесступенчато-регулируемой передачи. Его идеи долгое время не были востребованы, только спустя 400 лет клиноременный вариатор впервые был сделан в металле. По своей конструкции это была передача с двумя раздвижными шкивами и резиновым клиновым ремнем. Прошли десятилетия, прежде чем передачи данного типа стали применяться в качестве узлов трансмиссий серийно выпускаемых транспортных средств.
Наиболее успешно использовали клиноременный вариатор братья Ван Дорн. Они открыли свое собственное дело в 1928 году, первоначально их завод DAF был направлен на производство железнодорожных вагонов, но в конце 50-х годов на заводе было запущено производство автомобилей. Отличительной особенностью автомобилей DAF было наличие бесступенчато-регулируемой передачи, называемой Variomatic. В начале 70-х успешное сотрудничество с компанией Volvo завершилось выпуском автомобиля DAF 66, который затем, с небольшими изменениями, стал автомобилем Volvo 66. Эти автомобили стали прототипами более совершенного автомобиля Volvo 343, выпущенного в 1976 году. Об успешности использования братьями Ван Дорн идеи клиноременного вариатора в своих автомобилях можно судить хотя бы потому, что за период с 1975 по 1980 года модель DAF 66 была продана в количестве 106000 шт., а весь период выпуска автомобилей DAF с передачей Variomatic составляет 32 года. Клиноременный вариатор Variomatic был первой в мире передачей такого типа, успешно выпускаемой в промышленных масштабах3.
Данные с сайта -
На мототехнике впервые клиноременный вариатор применила американская фирма Сальсбури Корпорейшн, выпустив в 1949 году мотороллер «Куш-ман». Через 20 лет количество фирм, выпускающих мототранспортные средства с клиноременным вариатором, исчислялось десятками, в среднем на каждую фирму приходилось по 3 различных модели. Первоначально клиноременный вариатор устанавливался на мототехнику с объемом двигателя не выше 50 см , это было связано с низкими тяговыми качествами клиновых ремней того времени. Достижения в области конструирования и производства клиновых ремней позволили существенно повысить эксплуатационные свойства ремней и использовать их на мототехнике с большими объемами двигателя. Примерами таких мототранспортных средств являются отечественный снегоход «Буран», скутеры таких известных фирм, как Yamaha, Kawasaki, Honda и т.д.
В настоящее время потенциал роста Российского рынка мототранспортных средств огромен, по оценкам специалистов к 2010 году по объему продаж этот сегмент рынка может вырасти более чем в 10 раз. Отечественным производителям мототехники чрезвычайно важно не упустить время. Необходимо срочное обновление модельного ряда и доведение потребительских качеств до уровня импортной техники. Одним из препятствий к быстрому внедрению транспортных средств новой конструкции с автоматическим клиноременным вариатором является отсутствие точной и в то же время универсальной методики оценки динамических свойств проектируемого транспортного средства на стадии конструирования. Это, в первую очередь, связано с недостаточной изученностью процессов взаимодействия клинового ремня с дисками шкивов автоматического клиноременного вариатора. Еще одним препятствием является отсутствие надежного и компактного испытательного оборудования, позволяющего производить испытания не только в лабораторных условиях, но и в реальных условиях эксплуатации, позволяющих достаточно быстро получить результаты и оценить преимущества и недостатки конструкции.
Целью настоящей работы является теоретическое и экспериментальное исследование транспортного средства с автоматическим клиноременным ва-
8 риатором, получение более точной методики оценки динамических свойств
транспортного средства, учитывающей ряд сложных явлений, происходящих при взаимодействии клинового ремня с дисками шкивов вариатора. Для экспериментальных исследований требуется разработка компактного измерительного оборудования, которое позволит проводить дорожные испытания и не будет существенно влиять на условия нагружения транспортного средства.
Динамические модели легких транспортных средств с автоматическим клиноремённым вариатором
Динамическая модель транспортных средств со ступенчатой коробкой передач описана во многих работах, например [10, 35]. В [12] показан порядок составления расчетной схемы, ее упрощения и составления системы уравнений. Подобные модели легко приводятся к двухмассовой динамической системе. Для транспортных средств с АКВ динамическая модель существенно усложняется появлением неголономных связей.
Исследованию динамики машинных агрегатов с вариаторами посвящены работы [7, 33, 44, 73]. В работе [44] показано, что при наличии в системе фрикционного вариатора с автоматическим регулятором эта система является него-лономной, так как в системе присутствуют дифференциальные неинтегрируемые связи [34]. Использование для описания неголономных систем уравнений
Лагранжа второго рода приводит к значительным ошибкам [44, 73]. Поэтому для неголономных систем следует применять уравнения Аппеля или Лагранжа первого рода с неопределенными множителями. Однако в работе [34] указано, что интегрирование системы уравнений Лагранжа первого рода обычно весьма затруднительно из-за большого числа уравнений. По этой причине уравнения Лагранжа первого рода практически мало применяются и рекомендуют для го-лономных систем использовать уравнения Лагранжа второго рода, а для неголономных систем - уравнения Аппеля.
Разработкой динамической модели транспортного средства занимались в свое время Г.В. Архангельский [8, 9], Н.П. Баловнев [14], Ю.М. Мартыхин [52], С.С. Михеев [56]. Отличительной особенностью моделей [8, 9, 14, 56] является исследование динамики трансмиссии в режиме изменения передаточного отношения автоматического клиноременного вариатора мототранспортного средства. Обобщенная методика расчета клиноременного вариатора, содержащего регулятор по моменту и центробежный регулятор, приведена в [8].
В [43] сравниваются варианты моделей бесступенчатых передач с управляемыми фрикционным связями, приводятся уточненная модель фрикционного вариатора переменной структуры, обусловленной вырождением и последующим восстановлением фрикционной связи, и результаты исследований динамических процессов в приводе машины с вариатором. Отличительной особенностью предложенной модели фрикционного вариатора является совместный учет упругих и фрикционных свойств звеньев.
Исследованием движения ТС с двигателем малой мощности с учетом взаимосвязанных колебаний трансмиссии и особенностей работы мотоциклетной задней подвески, занимался Д.К. Шакуров [85]. Он оценил влияние цепной передачи мотоцикла на динамические процессы, происходящие в трансмиссии, предложил конструктивные решения для обеспечения устойчивой работы клиноременного вариатора. Разработанная им десятимассовая динамическая модель вертикальных и продольно-угловых колебаний системы "двигатель трансмиссия - колеса - подвеска - подрессоренная масса" является инвариантной по отношению к различным двухосным одноколейным транспортным машинам. Несмотря на сложность и проработанность модели, в ней используется идеализированное представление клинового ремня.
Н.П. Баловнев занимался исследованием отечественного мотороллера Селена [14]. Динамическая модель этого транспортного средства была приведена к двухмассовой динамической системе и представляет собой систему из двух нелинейных дифференциальных уравнений второго порядка (аналогичная система уравнений использована в [65]). Для исследования динамики АКВ мототранспортного средства автор использовал уравнения Аппеля. Ряд специфических особенностей, присущих клиноременным вариаторам, в том числе неголо-номность системы, не позволили провести аналитическое исследование этой системы уравнений с выводом конкретных зависимостей. Поэтому решение системы уравнений движения было получено методом численного интегрирования с применением ЭВМ. При составлении динамической модели клиновой ремень, как и в работах [8, 9, 15, 23, 56], был принят в виде гибкой невесомой нерастяжимой нити, а элементы вариатора и всей трансмиссии, кроме пружин, абсолютно жесткими. Процесс разгона транспортного средства рассмотрен при условии, что центробежное сцепление замкнуто и передает полный момент, развиваемый двигателем. Упругое скольжение клинового ремня и колеса не учитывалось. На основе анализа разработанной модели и сравнения результатов расчетов с экспериментальными данными автор сделал вывод, что на движение системы оказывает значительное влияние скорость изменения передаточного отношения вариатора вследствие изменения инерционного момента, зависящего от величины этой скорости. Чрезмерно большая скорость изменения передаточного отношения вариатора в период разгона мопеда приводит к снижению частоты вращения коленчатого вала двигателя и, как следствие, к ухудшению динамики транспортного средства. Следует отметить, что в работе [14] впервые исследована динамика клиноременного вариатора мототранспортного средства при автоматическом изменении передаточного отношения.
Математическая модель легкого транспортного средства с автоматическим клиноремённым вариатором и центробежным сцеплением, установленным после ведомого шкива
Для разработанной математической модели клинового ремня вариатора приняты следующие допущения: - ремень представляет собой сложный объект, состоящий из большого количества слоев с различными физико-механическими свойствами, количество слоев может быть различным и зависит от конструкции конкретного ремня; - недеформированное состояние ремня круговое, как для ремней котловой вулканизации; - ремень обладает массой; - ремень обладает приведенными модулями упругости при поперечном сжатии, продольном растяжении, изгибе, искривлении поперечного сечения, они не зависят от величины напряжений или деформаций, возникающих в сечении ремня, постоянны по величине и в процессе работы не изменяются; - коэффициенты трения покоя и скольжения пары трения ремень - шкив материала постоянные, не зависят от того, при каких условиях протекает взаимодействие трущихся поверхностей; - давление со стороны дисков шкивов распределяется равномерно по высоте ремня и не зависит от величины деформации каждого слоя; - сечением ремня всегда является трапеция, основания которой могут сжиматься, а углы между боковыми сторонами и основаниями не изменяются. Модель клинового ремня в свободном состоянии представлена на рис. 13. Данная модель состоит из множества элементов трех типов. Каждый тип имитирует отдельные свойства реального клинового ремня.
Элементы первого типа могут испытывать продольное растяжение, сжатие, а также изгиб. Элементы второго типа имитируют массу клинового ремня и воспринимают внешние и неуравновешенные внутренние силы. Элементы третьего типа могут сжиматься в поперечном сечении ремня. Взаимодействие элемента третьего типа с элементами первого и второго типов реализовано посредством мнимого упругого элемента. То есть элемент может изменять свое положение вдоль элемента первого типа в соответствии с передаваемой касательной силой и расчетным модулем упругости при сдвиге. Количество этих элементов может быть различно, причем при увеличении их количества модель точнее описывает реальный объект, а при уменьшении -сокращается количество требуемого времени на полный цикл расчетов взаимодействия модели клинового ремня и дисков шкивов вариатора. Рассмотрим все три типа элементов более подробно. Удлинение - укорочение элемента зависит от величины продольной силы, искривление, в свою очередь, зависит от изгибающего момента. Действие про дольной силы или изгибающего момента вызывает появление поперечной силы. Вышеуказанные силы и моменты, действующие на элементы первого типа, показаны на рис. 15. На схеме индексы рип соответствуют параметрам в начале и конце элемента соответственно. Индекс і обозначает порядковый номер элемента и принимает значения от 1 до п, где п - количество элементов, на которое разбит ремень.
По известному геометрическому состоянию элемента однозначно определяются силы и моменты. Геометрическое состояние описывается следующими параметрами: радиусами кривизны р? и pf в начале и конце элемента соответственно; угловым размером dcpi; текущей длиной элемента dS; по центру тяжести сечения (ус - координата центра масс сечения по оси Рис. 15. Схема нагружения элемента ремня первого типа Y); углами af и а" между осью X локальной системы координат и касательными в начале и конце элемента соответственно.
Математическая модель клинового ремня вариатора легкого транспортного средства
Динамическую модель транспортного средства, представленную на рис. 8, а, можно описать системой из трех дифференциальных уравнений. К этой системе уравнений необходимо добавить уравнения связи, отражающие работу АКВ, АЦС и системы колесо-дорога. Каждая из этих связей является неголономной. В случае, если клиновой ремень в модели считать идеальной гибкой и нерастяжимой нитью, связь, отражающая взаимодействие шкивов АКВ друг с другом, может быть выражена следующим уравнением [33]: dcpi = d(pi -\Jv(t,(pi,(p2, d(p\ I dt, dipj I dt) где (p\, (pi - углы поворота ведущего и ведомого шкивов соответственно; d(p\ I dt, d(pi I dt - угловые скорости вращения ведущего и ведомого шкивов соответственно; Uv - передаточное отношение вариатора. В общем случае это уравнение неголономной связи может быть нелинейно относительно обобщенных скоростей d(p\ I dt к dq 2 I dt. Этот общий случай применительно к идеализированному ремню изучен и рассмотрен, например в [33]. Определим, как изменится уравнение связи в случае, если клиновой ремень в модели будет обладать приведенными модулями упругости при растяжении Ер пр, при сжатии Ес пр и изгибе Еи пр, коэффициентом трения покоя f и скольжения fc. В этом случае передаточное отношение Uv будет зависеть, дополнительно к указанным свойствам ремня, от величины коэффициента тангенциального скольжения ремня на ведущем е\ и ведомом Єї шкивах. Учет физико-механических свойств ремня приведет к тому, что в предложенной модели на передаточное отношение Uv начнут оказывать влияние процессы: скольжения ремня, искривления и растяжения свободных дуг ремня, поперечного сжатия частей ремня, касающихся шкивов. В этом случае уравнение связи будет иметь следующий вид: Решить систему уравнений с учетом такого уравнения связи аналитическими методами не представляется возможным.
Для её решения необходимо пользоваться численными методами. В работе предложена следующая методика - все три уравнения системы рассматриваются независимо друг от друга. Каждое уравнение включает только одну из переменных dcp\ I dt, dcpi Idt и dq -$ I dt. Изменение угловых скоростей coj, o 2 и з в зависимости от времени можно определить с некоторым шагом, решая эти уравнения, если все моменты Mj, Mpj, Мр2, Мтр и Мс будут определены на каждом шаге расчета. Таким образом, задача решения системы уравнений существенно упрощается и сводится к нахождению величины всех моментов. Рассмотрим подробно эти моменты. Момент Mi определяется из внешней скоростной характеристики по текущему значению угловой скорости двигателя сор Моменты Mpj и Мр2 не связаны между собой какими-либо зависимостями и определяются только те кущим положением ремня на шкивах и теми силами трения, которые реализуются элементами ремня, находящимися во взаимодействии с дисками шкивов вариатора. Определение этих моментов будет рассмотрено ниже. Рассмотрим определение момента сопротивления Мс. Этот момент включает в себя момент сопротивления движению Mf, момент на колесе Ма, вызванный наклоном опорной поверхности к горизонту, и момент аэродинамического сопротивления Ма. Зависимость Мс от моментов Mf, Ма и Ма выражается следующей формулой
Методика обработки полученных сигналов и результаты проведения испытаний
Записанный сигнал представляет собой только информацию о моментах времени, в которые метки находились под датчиками, то есть можно проследить в какой момент времени под датчиком белая метка, а в какой зачернённая поверхность. Для получения информации о частоте вращения по каждому каналу необходимо этот сигнал обработать. Для этой цели была написана программа на языке Visual Fox Pro версии 6.0, которая выполняла ряд преобразований. Разработка оригинальной программы понадобилась вследствие большого количества записей, так за время около 1 минуты и частоте сигнала в 100 кГц было зарегистрировано около 6000000 точек. В первую очередь сигнал из бинарного формата преобразовывался в текстовый формат. Текстовая информация заносилась в таблицу со столбцами - время, величина сигнала от датчика ведущего шкива, величина сигнала от датчика ведомого шкива, величина сигнала от датчика центробежного сцепления. Сигнал от датчика представляет собой величину напряжения в данный момент времени. Для каждого датчика определялась максимальная и минимальная величина сигнала, затем все значения сигнала выше среднего приравнивались к единице - метка находится под датчиком, а значения ниже среднего приравнивались к нулю - под датчиком затемнённая поверхность. После этого преобразования в таблице для каждого датчика оставались только записи, соответствующие моменту появления метки под датчиком, первая единица после серии нулей. Для каждых двух полученных соседних точек считался период времени между двумя соседними моментами появления меток At = ti -1\ (сек.), где t\ - время предыдущей регистрации метки, 2 - текущее время регистрации метки. Угловая скорость при этом вычислялась по формуле 6) = Atp/At (рад./сек"1), где А р = 2-ж - это угол между двумя соседними метками в рад. Результат обработки сигнала от меток в виде графика представлен на рис. 45. На графике можно проследить процесс разгона и остановки объекта испытания. Достаточно чётко видны: момент начала разгона; момент начала срабатывания центробежного сцепления; момент полного включения сцепления; момент, когда частота ведомых частей превысила частоту ведущих частей вариатора; момент окончания разгона; момент отключения сцепления и момент остановки объекта испытания. Кроме того, из рис. 45 видно, что время полного включения центробежного сцепления составило 1,8±0,1 секунды. Время разгона до максимальной скорости составило 33,4±0,1 секунды. Время свободного выбега составило 15,6±0,1 секунды.
Разработанные аппаратура, методика обработки сигнала и программное обеспечение показали свою работоспособность. Они могут быть использованы для проведения эксперимента вне испытательного стенда, благодаря небольшой массе (общий вес системы не более 3 кг) и малым габаритам.
Обработка результатов испытаний была проведена частично вручную, частично с помощью разработанного программного обеспечения. В дальнейшем она может быть полностью автоматизирована, поскольку все данные регистрируются в электронном виде.
Предлагаемая методика более трудоемка по сравнению с вариантами регистрации частоты вращения при помощи датчиков других типов, так как после регистрации сигнала требуется соответствующая его обработка, но благодаря небольшому размеру датчиков, имеющим в диаметре всего 5 мм, они могут быть легко размещены в труднодоступных местах.
Сравнение результата стендовых испытаний с данными, полученными расчетным путём Результат моделирования процесса разгона ТС представлен на рис. 45. При расчете коэффициенты сопротивления движению выбирались на основании рекомендаций [10]. На рис. 46 видно, что программа позволила не только описать процесс разгона транспортного средства, но и процесс свободного выбега. Для описания процесса свободного выбега необходимо было знать зависимость момента двигателя от его частоты вращения при закрытой дроссельной заслонке. В качестве зависимости была принята линейная зависимость момента от частоты вращения. п_ведом - частота вращения ведомого шкива/ведущей части центробежного сцепления; п_сцепл - частота вращения ведомой части центробежного сцепления. Чтобы проанализировать полученный результат, совместим графики, полученные расчетным путем, с графиками, полученными в результате стендовых испытаний. Совмещенные графики представлены на рис. 47, 48. Сравнение проводилось только на этапе разгона, так как на этапе свободного выбега принятая характеристика двигателя не подтверждена экспериментальными данными. На рис. 47,48 принято: nlR, nlE -расчетные и экспериментальные зависимости частот вращения двигателя/ведущего шкива соответственно; n2R, п2Е - расчетные и экспериментальные зависимости частоты вращения ведомого шкива соответственно; n3R, пЗЕ - расчетные и экспериментальные зависимости частоты вращения ведомой части центробежного сцепления. На рис. 47, 48 отмечены следующие точки на графиках, полученных в результате обработки экспериментального сигнала: A, I - частота вращения двигателя/ведущего шкива и ведомого шкива со ответственно в момент начала разгона (ДО); B, J, М - частота вращения двигателя/ведущего шкива, ведомого шкива и ведомой части центробежного сцепления соответственно в момент начала дви жения ведомой части центробежного сцепления (tl); C, К - частота вращения двигателя/ведущего шкива и ведомого шкива со ответственно в момент времени, когда момент трения скольжения в центро бежном сцеплении стал равен моменту, подводимому к центробежному сцеп лению со стороны двигателя (t2); D, L - частота вращения двигателя/ведущего шкива и ведомого шкива со ответственно в момент полного замыкания центробежного сцепления (t3); E, N - частота вращения двигателя/ведущего шкива и ведомого шкива соответственно в момент начала регулирования автоматического клиноременного вариатора (t4); F - точка пересечения графиков частот вращения двигателя/ведущего шкива и ведомого шкива - прямая передача (t5); G, О - частота вращения двигателя/ведущего шкива и ведомого шкива соответственно в момент окончания регулирования автоматического клиноременного вариатора (t6); Н, Р - частота вращения двигателя/ведущего шкива и ведомого шкива соответственно в момент окончания разгона транспортного средства (t7). На графиках, полученных расчетным путем, нанесены аналогичные точки, отмеченные символом . Рассмотрим процесс разгона транспортного средства. В начальный момент разгона tO частота вращения двигателя соответствовала частоте холостого хода - точки А и А (приблизительно 1400 мин"1). При этом частота вращения ведомого шкива была около 650 мин"1 - точки I и Г. Вследствие того, что включение центробежного сцепления происходило плавно, т.е. момент трения возрастал пропорционально квадрату угловой скорости вращения ведущего шкива, на графике нет ярко выраженной точки начала срабатывания центробежного сцепления. За этот момент принят момент tl начала вращения ведомой части центробежного сцепления. При этом частота вращения двигателя по результатам эксперимента была равна 2299±10 мин"1, по результатам расчета 1935,93±0,01 мин"1, а частота вращения ведущей части центробежного сцепления по результатам эксперимента была равна 1038±10 мин"1, по результатам расчета 851,13±0,01 мин"1. С момента времени tl до момента t2 момент трения скольжения, реализуемый центробежным сцеплением, меньше момента от двигателя. Поэтому на отрезке tl2 момент от двигателя расходуется на преодоление момента трения и на разгон вращающихся элементов вплоть до ведущей части центробежного сцепления.
