Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Обзор и анализ механизмов и систем автоматических вариаторов
1.1. Обзор и анализ бесступенчатых трансмиссий с адаптивными звеньями 8
1.2. Обзор и анализ систем управления бесступенчатыми механическими автоматическими трансмиссиями 19
1.3. Выводы по главе 25
ГЛАВА 2. Разработка механизмов и систем адаптивного фрикционного вариатора
2.1. Устройство и принцип работы адаптивного планетарного дискового вариатора и бесступенчатой автоматической коробки передач на его основе 27
2.2. Устройство, принцип работы и специфика расчета механизма торможения водила и эпицикла планетарного вариатора 32
2.3. Устройство, принцип работы и специфика расчета механизма передачи усилия от штока на ролики (механизма изменения степени адаптивности вариатора) 37
2.4. Специфика расчета и проектирования системы смазки и гидродинамических опор скольжения 45
2.5. Расчет кулачкового регулятора системы автоматического управления бесступенчатой трансмиссией автомобиля с адаптивным фрикционным многодисковым вариатором ^.51
2.5.1. Момент от тангенциальной силы, приведенной к центру промежуточного диска 52
2.5.2. Момент от радиальных составляющих сил нажима основных упругих элементов на фрикционные диски во внутреннем и наружном контактах 60
2.5.3. Момент от силы со стороны СЭН 64
2.5.3.1. Расположение СЭН со стороны промежуточных конических дисков 64
2.5.3.2. Расположение СЭН со стороны ролика поворотного рычага 65
2.5.4. Момент от центробежной силы инерции (по Даламберу). действующей на СЭН при вращении водила 67
2.5.5. Момент от центробежной силы инерции (по Даламберу), действующей на ролик при вращении водила 68
2.5.6. Момент от нормальной реакции на ролик со стороны рабочей поверхности кулачкового регулятора 69
2.6. Расчет па прочность кулачкового регулятора ^ 76
2.7. Выводы по главе 81
ГЛАВА 3. Экспериментальные исследования опытного образца адаптивного планетарного дискового вариатора
3.1. Цели и задачи исследований 82
3.2. Стенд для проведения испытаний опытного образца вариатора 88
3.3. Методика испытаний опытного образца вариатора и получение экспериментальных данных по коэффициентам УГД трения 91
3.4. Выводы по главе 104
ГЛАВА 4. Уточнение расчетных зависимостей по данным эксперимента
4.1. Расчетно-экспериментальное определение влияния проскальзывания на КПД 105
4.2. Расчетно-экспериментальное определение коэффициентов УГД трения во фрикционных контактах дискового вариатора 108
4.3. Выводы по главе 115
ГЛАВА 5. Управление тягово-динамическими свойствами автомобиля с адаптивным вариатором в трансмиссии
5.1. Качественная характеристика процесса 116
5.2. Выбор передаточного числа главной передачи 128
5.3. Движение на внешней характеристике с максимальной интенсивностью разгона 130
5.4. Движение с развитием определенной силы тяги 135
5.5. Расчет тягово-скоростной и динамической характеристик автомобиля на режиме с фиксированным максимальным ускорением 138
5.6. Способы управления скоростью автомобиля с адаптивным вариатором 141
5.7. Движение с поддержанием постоянной скорости 145
5.8. Движение на частичных характеристиках двигателя до выхода на внешнюю скоростную характеристику 148
5.9. Выводы по главе 151
Заключение 152
Литература
- Обзор и анализ систем управления бесступенчатыми механическими автоматическими трансмиссиями
- Устройство, принцип работы и специфика расчета механизма торможения водила и эпицикла планетарного вариатора
- Стенд для проведения испытаний опытного образца вариатора
- Расчетно-экспериментальное определение коэффициентов УГД трения во фрикционных контактах дискового вариатора
Введение к работе
Актуальность темы.
Бесступенчатые трансмиссии, обеспечивающие плавное изменение крутящего момента на выходном элементе в зависимости от его частоты вращения, вызывают большой интерес в мировом автомобилестроении. Наряду со ставшими уже традиционными гидродинамическими, гидрообъемными, электрическими трансмиссиями, все большее распространение получают, механические бесступенчатые фрикционные передачи (вариаторы).
Фрикционные вариаторы имеют ряд преимуществ перед другими видами бесступенчатых передач.
Также как и гидродинамическим передачам (гидротрансформаторам), наиболее распространенным в настоящее время в автомобильной промышленности, фрикционным вариаторам может быть присуще свойство автоматического, без участия сервопривода, изменения передаточного отношения в зависимости от нагрузки на выходном валу, то есть они могут быть адаптивными [9, 11, 14, 24]. Но эти вариаторы имеют значительно более широкий диапазон передаточных отношений при высоком КПД, а также, в отличие от гидротрансформаторов, могут применяться в гибридных схемах трансмиссий с механическими накопителями, где требуется передача энергии как от накопителя к колесам, так и обратно, что в случае гидротрансформатором крайне затруднительно. Это делает фрикционные вариаторы еще более перспективными для дальнейшего развития.
В отличие от электрических передач, при создании систем, рассчитанных на передачу значительных крутящих моментов, фрикционные вариаторы, в частности многодисковые, имеют значительно меньшие массу и стоимость. Это обусловлено тем, что каждая электромашина рассчитывается на определенный крутящий момент по своему максимальному магнитному полю. Повышение создаваемого (передаваемого) крутящего момента происходит за счет увеличения размеров электромашины, что ведет и к увеличению ее стоимости, хотя бы из-за наличия в ней меди. Кроме того, электромашины с постоянными магнитами, как наиболее перспективные, не выдерживают сильной перегрузки, в связи с чем у них должен быть большой запас по максимальному магнитному полю.
В вариаторах отсутствует преобразование форм и видов энергии, что по сравнению с гидродинамическими, гидрообъемными и электрическими передачами является большим преимуществом. Из истории развития техники видно, что, в общем-то, при соизмеримых затратах труда и средств на разработку, передачи с преобразованием форм и видов энергии в отличии от механических передач, всегда менее эффективны.
Вариаторы имеют огромный потенциал для развития, что сопровождается все более активным вытеснением ступенчатых и рассмотренных типов немеханических бесступенчатых передач на самом массовом их потребителе -автомобилях. Вариаторы также позволяют получить наиболее простую и экономичную схему гибридного привода.
Таким образом, проблема создания эффективной автоматической механической фрикционной бесступенчатой трансмиссии для автомобиля в качестве альтернативы, прежде всего, ступенчатым коробкам передач #, в перспективе, для создания гибридных механических приводов, безусловно, является актуальной.
Цели работы.
Разработка методики определение рациональных параметров и конструкций механизмов и систем адаптивного дискового фрикционного вариатора для автоматической бесступенчатой трансмиссии автомобиля.
Методы исследования.
В работе использованы методы теоретической механики, теории автомобиля, сопротивления материалов, математического моделирования, программирования, численные методы математического анализа, расчетно- экспериментальные методы. v
Объекты исследования.
Опытный образец адаптивного дискового планетарного фрикционного вариатора.
Научная новизна.
Получены уточненные и универсальные математические выражения для расчета коэффициента упругогидродинамического трения во фрикционных контактах дискового вариатора отличающиеся простотой и удобством практического применения при конструировании.
Определены параметры системы управления автоматической бесступенчатой трансмиссией автомобиля на основе адаптивного дискового фрикционного вариатора, ?
Описана взаимосвязь различных параметров движения автомобиля с такой трансмиссией в основных дорожных условиях.
Практическая ценность.
1. Полученные в работе методики определения рациональных параметров механизмов и систем адаптивного дискового фрикционного вариатора на практике позволяют более эффективно и удобно рассчитывать и конструировать бесступенчатые коробки передач для автомобилей.
2. Полученные зависимости изменения параметров адаптивного дискового фрикционного вариатора в основных условиях движения автомобиля дают предпосылки для разработки алгоритмов систем управления автомобилем с такой бесступенчатой трансмиссией.
Реализация полученных результатов.
По разработанным методикам и данным исследований спроектирована и готовится к изготовлению бесступенчатая коробка передач на основе адаптивного дискового фрикционного вариатора для автобуса ЗИЛ-3250. «
Публикации.
По теме диссертации опубликовано 12 работ в центральной печати, в сборниках научных трудов и научно-техническом сборнике в Интернете.
Обзор и анализ систем управления бесступенчатыми механическими автоматическими трансмиссиями
Как было показано в предыдущем разделе, наибольшую перспективу применительно к автомобильным трансмиссиям, представляют механические автоматические фрикционные вариаторы. Рассмотрим некоторые системы управления такими передачами.
Автоматический клиноременный вариатор мотонарт (рисунок 1.2.1) [6.7].
При малых частотах вращения (примерно до 2300 об/мин) осевое усилие, создаваемое центробежным устройством 7, меньше силы пружины 2, диски ведущего шкива разведены и трансмиссия выключена. При дальнейшем увеличении частоты вращения вала двигателя подвижный диск ведущего шкива сжимает ремень и начинается разгон мотонарт. До тех пор пока натяжение ремня, создаваемое нажимным устройством ведущего шкива, не может преодолеть осевую силу на ведомом шкиве, разгон происходит при положении вариатора в максимальном передаточном отношении. При еще больших частотах ведущего вала или при уменьшении осевой силы на ведомом шкиве за счет снижения момента сопротивления происходит автоматическое уменьшение передаточного отношения вариатора вплоть до достижения минимального. Таким образом, положение дисков, а, следовательно, и передаточное отношение вариатора зависят от нагрузки и частоты вращения двигателя.
Хорошо зарекомендовала себя в прошлом автоматическая трансмиссия с клиноременными вариаторами автомобиля DAF (рисунок 1.2.2) [67]. Автоматическое регулирование достигается воздействием центробежного устройства и вакуума, создаваемого в правой или левой полости камеры 8. Ведомый шкив подпружинен.
При отпущенной педали газа частоты вращения вала двигателя и ведущего шкива минимальны; разрежение при этом перекрыто. В результате этого осевое усилие ведущего шкива минимально и пружина ведомого ставит диски в положение, соответствующее максимальному передаточному отношению. По мере увеличения частоты вращения вала двигателя осевая сила, создаваемая центробежным устройством, вытесняет ремень на больший диаметр пока не установится определенное соотношение, соответствующее требуемой скорости. При увеличении разрежения в правой полости осевое усилие также возрастает, что тоже способствует уменьшению передаточного отношения вариатора. Для торможения двигателем вакуум создается в левой полости, что резко повышает передаточное отношение. Включение трансмиссии производится автоматически центробежной муфтой.
В этой трансмиссии регулирование производится по частоте вращения двигателя и нагрузке с характеристикой, приведенной на рисунке 1.2.3. Благодаря вакуумному устройству область регулирования (на схеме заштрихована) весьма широкая, что дает возможность при малых нагрузках использовать двигатель на малых частотах вращения (нижняя кривая).
На рисунке 1.2.4, показано оригинальное шаговое управление фрикционной многодисковой передачей. [63] Для изменения положения фрикционных элементов используется крутящий момент двигателя. С ; той целью от первичного вала передачи, соединенного с двигателем через три шестерни» приводится во вращение вал, на котором жестко укреплены сердечники электромагнитных муфт 11 и 12. Якоря этих муфт соединены с коническими шестернями 12 и 15. Шестерни и якоря свободно сидят на валу. С шестернями 12 и 15 находится в зацеплении коническая шестерня 73, на валу которой укреплен червяк 14. Червяк 14 поворачивает зубчатое колесо 77,
Сеемы .механизмов изменения передаточного отношения фрикционных многодисковых передач с шаговым управлением. v выполненное за одно целое с рычагом. Рычаг является опорой вала блока промежуточных дисков фрикционной передачи. Электрический ток от аккумуляторной батареи к обмоткам электромагнитных муфт подводится через подвижный якорь и контакты А и Б.
При замыкании якоря с контактом А включается электромагнитная муфта 16, которая соединяет коническую шестерню 15 с валом. В этом случае зубчатое колесо 17 вращается против часовой стрелки, в результате чего происходит непрерывное увеличение передаточного отношения фрикционной передачи.
При замыкании якоря с контактом Б электромагнитная муфта // соединяет шестерню 12 с валом. Вращение от этой шестерни через шестерню ІЗ и червяк 14 передается зубчатому колесу 17. При этом колесо 17 вращается по часовой стрелке, а вал блока промежуточных дисков перемещается к большему радиусу, в результате чего происходит непрерывное уменьшение передаточного отношения фрикционной передачи.
Когда передаточное отношение достигает максимального или минимального значения, предельные выключатели, не показанные на схеме, прерывают подачу тока к электромагнитным муфтам и шестерня 17 останавливается. При этом опорный рычаг, укрепленный на шестерне, занимает одно из крайних положений. При нейтральном положении якоря, показанном на рисунке 1.2.4, б), ток не подводится ни к одной из электромагнитных муфт, в связи с чем передаточное отношение фрикционной передачи сохраняется постоянным.
Аналогичная система изменения передаточного отношения, но с многодисковыми муфтами, управляемыми соленоидами, применена в многодисковой фрикционной передаче автомобиля, разработанной В.А. Петрушовым в НАМИ [66].
Определенный интерес в мировом автомобилестроении проявляется к торовым вариаторам. На рисунке 1.2.5, а) показана схема тороидального вариатора Хейса, устанавливавшегося на одном из английских автомобилей малого класса [60].
Устройство, принцип работы и специфика расчета механизма торможения водила и эпицикла планетарного вариатора
При ходе нажимного диска вправо, одновременно осуществляет ход влево правый вспомогательный нажимной диск 70, приводимый также как и диск 1 от рукояти 4. Таким образом, синхронизированный ход нажимных дисков 1 я 10 навстречу друг другу позволяет прижать диски 11 к эпициклу 12, помещенному в корпусе 3 на роликах 13 с возможностью свободного вращения. При этом, так как прижим осуществляется с двух сторон и с перемещениями нажимных дисков 1 и 10 пропорциональными количеству поверхностей трения в дисках (об этом см. ниже), зазоры в дисковом тормозе эпицикла распределятся равномерно и эпицикл не будет смещаться в осевом направлении.
Следует заметить, что винтовая система перемещения нажимных дисков здесь обоснована следующим: - цилиндрической формой корпуса и всех деталей, вращающихся в нем; - большими усилиями нажима, исчисляемыми тоннами, которые при локальном приложении нагрузки (например, с помощью штоков и вилок) могут сильно деформировать нажимные диски; - простотой и дешевизной по сравнению с гидравлической системой поджима, часто используемой в гидромеханических планетарных передачах; - возможностью минимизировать усилия управления работой на грани самозаклинивания тормозов в обоих направлениях движения нажимного ди ка, что объясняется спецификой работы механизма.
На этой последней особенности тормозного механизма построен выбор числа дисков 3 и 11, а также направление и угол захода винтовых нарезок на корпусе и нажимных дисках. Работа тормозных механизмов на грани самозаклинивания (самоторможения) является весьма благоприятной и к такому режиму стремятся при их создании. Между тем, в данном случае нажимной диск 1 должен осуществлять ход в обоих направлениях и при этом работу на грани самоторможения при одном и том же направлении наклона винтовой линии (нарезки) корпуса и нажимного диска 1 (иначе невозможно помещение нажимного диска в корпус). Нажимной диск 10 при этом может иметь и противоположное направление и уменьшенный шаг нарезки, так кау он монтируется с другой стороны корпуса (справа).
Осуществить подобный режим позволяет то обстоятельство, что прижим дисков 5 и 11 производится при противоположном направлении вращения, соответственно, водила 9 и эпицикла 12, и нажимной диск 1 при этом должен иметь осевой ход в противоположных направлениях.
Задачей оптимизации конструкции тормозного механизма является выполнение такого количества дисков 5 и 11, которое позволило бы иметь столько суммарных поверхностей активного трения и трения сопротивления, чтобы условия самоторможения были бы примерно одинаковыми для переднего и заднего ходов.
В качестве начального условия примем равенство максимальных тормозных моментов как на ходе вперед Тпер, так и назад Тгад% что обосновано хотя бы условием равнопрочности выходных, наиболее нагруженных элементов трансмиссии. К тому же, так как расчет должен производиться из условия действия максимальных моментов на выходе, и это соответствует максимальному передаточному отношению вариатора, что составляет около 10, разница между активными (рабочими) моментами на эпицикле и вогуле составит всего около 10%, чем можно в первом приближении пренебречь.
Также допустим, что коэффициенты трения / между плоскими поверхностями тормоза (дисками, нажимными дисками, опорными поверхностями) и в резьбе равны. Это обосновано тем, что ходовые резьбовые резьбы целесообразно выполнять прямоугольными из-за повышения КПД винтового механизма. Тогда де Nmax — нормальная максимальная сила прижатия дисков; /- коэффициент трения; гср — средний радиус трения дисков; п — число пар трения в тормозном механизме. Нормальная максимальная сила прижатия дисков определяется по формуле: Nmax = Tmax/f-rcp.n (2.2.2) Определим моменты сопротивления в тормозных механизмах хода назад (левого) и хода вперед (правого), соответственно Тсопрзадп Тсопрмер.
Сопротивление в тормозном механизме состоит из торможения в резьбе между корпусом и нажимным диском: Тсопр =N.f-rcp, (2.2.3) где гср - средний радиус резьбы, который из-за близости к гср для дисков (разница менее 10%) может быть принят равным последнему. Тогда Т max ГФ J П _ Tmax nm /О О Л1 rcp-f-n n где nm - число пар торможения.
В тормозном механизме хода назад присутствует одна резьбовая пара и одна пара торможения между диском и корпусом, т.е. всего две, а хода вперед также две резьбовые пары. При этом число пар трения дисков в этих механизмах может быть принято равным между собой.
Момент завинчивания в каждом из тормозных механизмов (момент, который помогает завинчиванию нажимного диска в корпус, осуществляя рабочий нажим Nmax) одинаков для хода вперед и назад: і-зав і- max cortp- yA.A.J) Для осуществления такого момента необходимо соблюдение равенства ±зав тах ОС ҐСр, \Z,/,A}) где а - угол винтовой нарезки в радианах, примерно равный при малых углах sin avitga. v Отсюда а = — —. (2.2.7) N г max ср
Угол а одинаков для механизмов хода вперед и хода назад. Отметим, что этот угол соответствует самоторможению механизмов.
Численное значение угла а может быть получено исходя из реальных численных значений Ттах,/я числа пар трения п. Так как число п может быть только целым, проверим значение угла «для различных п.
Примем Ттах = 3 кН-м (что соответствует реальному значению для вариатора коробки автобуса ЗИЛ-3250) и/= 0,1 (сталь по стали при жидкой смазке),
Стенд для проведения испытаний опытного образца вариатора
Опытный образец адаптивного планетарного дискового вариатора, основанного на патентах РФ и США [9, 10, 11], был рассчитан и спроектирован с помощью методик и программ в разработке которых принимал участие автор данной работы [37].
Изготовлен этот опытный образец в исполнении мотор-вариатора был на АМО ЗИЛ по совместному тематическому плану с МГИУ. Этот опытный образец, имеющий и самостоятельное применение в качестве общепромышленного мотор-вариатора, для автомобильного назначения является первым этапом создания автоматической бесступенчатой коробки передач, в частности для автобуса ЗИЛ-3250.
Первые результаты испытаний опытного образца адаптивного планетарного дискового вариатора и их анализ приведены в работах [24, 81].
Однако, для получения достоверного и, в определенной мере, достаточного материала для расчета и проектирования вариатора для бесступенчатой коробки передач автомобиля оказалось необходимым проведение дальнейших экспериментов с опытным образцом вариатора. Вызвано это, в основном, следующими причинами:
1. Необходимостью получения достоверного материала г по коэффициентам УГД трения в фрикционных контактах вариатора. Дело в том, что при испытаниях адаптивного вариатора методом нагружения выходного вала тормозным моментом невозможно получить достоверные значения коэффициентов УГД трения из-за того, что из-за свойства адаптивности вариатор самостоятельно (автоматически) изменяет частоту вращения выходного вала. Поэтому для измерения коэффициентов УГД трения необходима фиксация передаточного отношения вариатора, что в имеющемся исполнении вариатора невозможно.
2. Необходимостью получения материала по коэффициентам УГД трения при различных частотах вращения входного вала. Н.В. Гулиа и С.А. Юрковым [24, 81] были проведены испытания при частоте вращения входного вала оюло 1400 мин"1, т.е. при достаточно невысокой частоте вращения для автомобильного двигателя, особенно имея ввиду то, что окружная скорость в контакте на некоторых режимах, о чем будет сказано ниже, была настолько мала, что при имеющейся чистоте обработки дорожек качения вполне возможен переход на граничный режим трения, что искажает картину УГД-трения и дает повышенное значение коэффициента трения. Поэтому оказалось необходимым проведение испытаний при частоте вращения входного вала до 2850 мин"1 и мощности, повышенной примерно вдвое - до 2,5 кВт, по сравнению с предыдущими испытаниями [24].
3. Необходимостью получения материала по коэффициентам УГД трения с применением специального высокотягового масла — трактанта «Сантотрак 50» (США). Дело в том, что современные фрикционные вариаторы работают преимущественно на трактантах, а не на минеральных маслах, что обеспечивает им не только повышенные значения коэффициентов УГД трения и передаваемой мощности, но и большую долговечность из-за прочной УГД пленки в контакте. Естественно, что автомобильные вариаторы, как наиболее компактные и обладающие высокой удельной мощностью, должны б»лть рассчитаны на работу именно с трактатами.
4. Необходимостью получения более точных значений параметров испытаний, так как в предыдущих испытаниях измерение частот вращения проводилось механическими тахометрами, где точность измерений зависела от силы прижима фрикционного датчика к вращающейся детали. По рекомендации проф. В.А. Петрушова (НАМИ) измерения частот вращения должны проводиться высокоточными современными электронными тахометрами с фотоэлектронными датчиками.
5. Необходимостью получения температурных характеристик при испытаниях вариатора. Особенно это стало актуальным при повышении мощности вариатора примерно вдвое при неизменных его размерах е В предыдущих испытаниях температура вариатора не измерялась, потому, что даже на ощущение было заметно, что она не повышается выше 40.. .50С.
Эти основные причины потребовали внесения следующих изменений в конструкцию вариатора и методику его испытаний.
1. Для фиксации передаточного отношения была изготовлена серия дисков, вставляющихся в механизм вариатора и фиксирующих передаточное отношение; диски малых диаметров фиксировали их большие значения, больших диаметров - малые. На фотографии (рисунок 3.1.1) представлено несколько дисков рядом с открытым механизмом вариатора; на фото (рисунок 3.1.2) - диски вставлены в механизм вариатора, рабочий чертеж дисков (рисунок 3.1.3). , При испытаниях фиксируемое передаточное отношение определялось как кинематическое ік прокруткой вариатора без нагрузки и измерением частоты вращения входного и выходного валов.
2. Для проведения испытаний при повышенных частоте вращения и мощности в опытном образце мотор-вариатора был заменен электромотор 80А4/1420, 1,1 кВт на 80W2/2850, 2,2 кВт. Последний электромотор при тех же размерах, что и прежний обеспечивал вдвое большую частоту вращения и мощность. Для предотвращения возможных вибраций при увеличении частоты вращения, была проведена дополнительно балансировка вращающейся центральной части вариатора на балансировочном стенде цеха прецизионных шпинделей АМО ЗИЛ.
3. Для проведения испытаний с использованием трактанта «Сантотрак-50» был приобретен галлон этого материала (рисунок. 3.1.4) и получены от фирмы - производителя из США основные характеристики смазок Santotrac (фирма Findett согр.; смазка Santotrac-50 в таблице отображена в графе S-50, см Приложение В, таблица В.1). Подробно о свойствах трактантов Santotrac см. в отчете фирмы-производителя [88].
Расчетно-экспериментальное определение коэффициентов УГД трения во фрикционных контактах дискового вариатора
Поясним это примером. Из рисунка 5.1.4 видно, что для движения автомобиля с постоянной скоростью 7 км/час по дороге с =0,19 (точка а) необходимо, что бы передаточное отношение і было 72,5% от максимального г . Используя трансформаторную характеристику двигателя (рисунок 5.1.3, б), построим для этих условий график тягового баланса автомобиля (рисунок 5.1.5, а). Он убеждает в том, что в рассматриваемом случае движения автомобиля неустойчиво: при незначительном уменьшении скорости возникнет дефицит тяговой силы и автомобиль остановиться.
На дорогах с небольшим значением коэффициента !Р, например W=0,04 (рисунок 5.1.4 и 5.1.5), движение также недостаточно устойчиво. Величина восстанавливающей силы АР при уменьшении скорости на Av также какы в первом случае несущественна.
Очевидно, что для обеспечения устойчивого движения автомобиля при работе двигателя по характеристике минимального расхода топлива необходимо при падении скорости автомобиля увеличивать передаточное отношение трансмиссии.
Заметим, что для адаптивной бесступенчатой трансмиссий, рассматриваемой в данной работе, отмеченная трудность отсутствует. Адаптивный вариатор автоматически поддерживает необходимую зависимость между силовыми и скоростными факторами движения автомобиля (например, между силой тяги и скоростью). Роль же водителя сводится лишь к поддержанию или изменению степени адаптивности бесступенчатой трансмиссии педалью, корректирующей эту степень.
Однако на малых скоростях движения и мощностях автомобиля трудность поддержания двигателя на режиме минимального расхода топлива остаётся. Поэтому» с учётом того, что при малых мощностях двигателя расход топлива в абсолютных значениях мал а, кроме того КПД двигателя в этих условиях чрезвычайно низок, имело бы смысл некоторое увеличение коэффициента расхода топлива q с целью повышения устойчивости движения автомобиля. К тому же при этом возросла бы интенсивность разгона и надёжность преодоления малых препятствий.
Что же касается движения на минимальных расходах топлива, то, чтобы освободить водителя от постоянного отслеживания устойчивости работы двигателя, ранее были предложены автоматические устройства корректировки передаточного отношения бесступенчатой трансмиссии, наиболее перспективные из которых - электронные с сервоприводом.
Однако, в простых случаях используются и устройства ЧІІСТО механического действия, достаточно надёжные, как например описанные ниже, схема которого приведена на рисунке 5.1.6.
Это предложение (рисунок 5.1.6) предусматривает дифференциальную связь между педалью управления / и органом управления трансмиссией 2, автоматически корректируемую центробежным регулятором 3. Таким образом, каждому положению педали 1 соответствует не одно, а ряд положений рычага 2, т.е. ряд значений передаточного отношения бесступенчатой передачи.
Рассмотрим действие этого механизма. Предположим, что педаль управления повернута на угол у, автомобиль движется с постоянной скоростью V] по дороге с коэффициентом сопротивления W, а передаточное отношение трансмиссии равно і. На фрагменте регуляторной характеристики (рисунок 5.1.7, а) и соответствующем ему графике тягового баланса автомобиля (рисунок 5.1.7, 6) состояние движения автомобиля соответствует точке а.
Если почему-либо скорость автомобиля снижется, автоматический регулятор немедленно увеличит передаточное отношение по центробежной характеристике, соответствующей углу у, а, следовательно, адекватно вырастет и тяговая сила. Этим исключается возможность неустойчивого движения автомобиля.
Если же необходимо увеличить скорость движения, например v2l то для, этого достаточно увеличить угол наклона педали до у 2- Как видно из рисунка 5.1.7, вначале передаточное отношение возрастет с Г до Г (точка б), а тяговая сила от Р"У V ДО Р У, затем, благодаря избытку тяговой силы, начнётся разгон автомобиля, в процессе которого центробежный регулятор станет уменьшать передаточное отношение. При скорости v вновь установится равновесие.
Рассуждения, приведшие к установлению закона изменения передаточных чисел бесступенчатой трансмиссии, и сама регуляторная характеристика, указывают пути рационального регулирования систем двигатель - бесступенчатая трансмиссия. Задача практического осуществления этого закона, непосредственно зависящая от особенностей конкретного вида бесступенчатой передачи, пока не решена. И в значительной мере потому, что сами эти передачи, требующие регулирования, все еще находятся в стадии экспериментального поиска.
Что касается саморегулируемых бесступенчатых передач, то закон изменения передаточных отношений является их органическим свойством. Особенно это касается адаптивных вариаторов с регулируемой водителем на ходу степени адаптивности (что можно сравнить, например, с регулировкой степени подмагничивания независимой обмотки возбуждения электродвигателя), то на водителя здесь приходится минимум психомоторной нагрузки. Однако на режимах весьма малых скоростей движения автомобиля, когда работа двигателя на внешней характеристике двигателя исключается, созданное выше не теряет своей актуальности.
