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
- Модель взаимодействия клинового резиноармированного ремня с дисками шкивов автоматического клиноремённого вариатора легкого транспортного средства
- Сравнение результата стендовых испытаний с данными, полученными расчетным путём
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 км , 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-
1 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 масштабах .
3 Данные с сайта -
7 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 неинтегрируе мые 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. На основе разработанной модели была предложена методика упрощенного сравнительного расчетно-конструктивного анализа различных схем АКВ мототранспортных средств.
В работе С.С. Михеева [56] предложена математическая модель и методика тягово-динамического расчета мототранспортного средства с АКВ. Методика направлена на выбор оптимальных параметров КВ.
В [70] исследована работа автоматического бесступенчатого клиноремен-ного вариатора в трансмиссии с цепным приводом. Результатом проведения исследований стала разработка математической модели движения мопеда с АКВ и цепной передачей и реализация ее в виде программы для расчета тягово-динамических характеристик мототехники. Однако, как и в ряде других работ, ремень идеализирован, т. е. представлен в виде гибкой невесомой нерастяжимой нити. Кроме того, ТС описано лишь одним уравнением движения без учета вращающихся масс вариатора.
В работе Ю.М. Мартыхина [52] описана методика проведения проектных и проверочных тягово-динамических расчетов мототранспортных средств с автоматическим клиноременным вариатором в силовой передаче. Методика построена без учета потерь на трение в подвижных соединениях шкивов. Расчет проводится по параметрам установившегося процесса. В отличие от теории автомобиля методика включает только часть основных зависимостей и позволяет определить лишь некоторые характеристики, имеющие непосредственное значение для оценки эксплуатационных свойств мототранспортного средства. Предложенная методика позволяет определить зависимость от времени скорости, движущих сил и сил сопротивления, динамический фактор от скорости или частоты вращения двигателя. При этом экономичность не учитывается исходя из тех соображений, что мощность двигателя невелика и, как следствие, мал абсолютный расход топлива.
В работе Г.П. Дерунова [39] исследована совместная работа системы двигатель - АКВ и даны рекомендации по их согласованию, оценено влияние сил трения в подвижных узлах шкивов на чувствительность АКВ, предложены пути повышения надежности, КПД, быстродействия и оптимизации условий работы
АКВ. Важным выводом из проделанной работы служит утверждение, что «эластичность установки шкивов», поперечная и продольная податливость ремня существенно влияют на геометрические, кинематические и силовые показатели работы АКВ. В соответствии с этим рассмотрение режимов работы следует производить с учетом деформируемости деталей АКВ.
Практически все математические модели описывают только процесс разгона ТС. В [38] приведены результаты исследования процесса торможения транспортного средства двигателем на скользкой дороге, получены основные зависимости.
Математическая модель легкого транспортного средства с автоматическим клиноремённым вариатором и центробежным сцеплением, установленным после ведомого шкива
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]: где p\, P2 - углы поворота ведущего и ведомого шкивов соответственно; d pi I dt, d p2 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 pi I dt и d p2 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 f с. В этом случае передаточное отношение Uv будет зависеть, дополнительно к указанным свойствам ремня, от величины коэффициента тангенциального скольжения ремня на ведущем є\ и ведомом є2 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 dq)\ I dt, d p2 I dt и dq) I dt. Изменение угловых скоростей ю , ю2 и ю3 в зависимости от времени можно определить с некоторым шагом, решая эти уравнения, если все моменты Мі, Мрі, 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 ЪА\ определяется из внешней скоростной характеристики по текущему значению угловой скорости двигателя ю . 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: где ікп - передаточное число конечной передачи. Если конечной передачи в транспортном средстве нет, то і кп = 1. Мс после подстановки моментов Mf, Ма и Ма может быть записан в следующем виде [10]: где Яд - динамический радиус колеса, м; М - масса транспортного средства с водителем, кг; g - ускорение свободного падения, м/с ; f - коэффициент сопротивления движению; а - угол наклона опорной поверхности, ; Са - коэффициент аэродинамического сопротивления; А - площадь лобовой проекции транспортного средства, м ; V - скорость транспортного средства, м/с. Момент аэродинамического сопротивления Ма принимает существенное значение при скорости транспортного средства около 50 км/час. Скорость V в каждый момент времени может быть выражена через угловую скорость Юз
Модель взаимодействия клинового резиноармированного ремня с дисками шкивов автоматического клиноремённого вариатора легкого транспортного средства
В каждый момент времени для определения нового состояния динамической модели необходимо знать все моменты и силы во всех элементах модели. Общеизвестным методами можно определить все силы и моменты, кроме осевых сил и моментов, действующих со стороны элементов клинового ремня третьего типа на диски шкивов. Рассмотрим методику нахождения этих неизвестных параметров. Вначале рассмотрим изменение осевого положения подвижного диска шкива в процессе работы автоматического клиноременного вариатора. На рис. 26 показан подвижный диск шкива и силы, действующие на него. Со стороны нажимного устройства на диск действует сила FHy. С другой стороны на него в точках СІ, С2, ..., Сі действуют силы со стороны элементов ремня третьего типа. Все эти силы можно привести к одной силе Fp приложенной к некоторой точке С. Приведем силу Fp к центрально приложенной силе Fp. Это можно сделать, если добавить два момента Ml и М2, действующие в горизонтальной и вертикальной плоскостях соответственно. Эти моменты определим из следующих уравнений: где al, а2 - плечи действия силы F p относительно вертикальной и горизонтальной осей соответственно.
Поскольку было принято, что силы трения в ступице подвижного диска не учитываются, то моменты Ml и М2 можно не учитывать. Связано это с тем, что в современных конструкциях вариаторов в паре трения ступица подвижного диска - направляющая ступицы используются материалы, обладающие малым коэффициентом трения, и возникающие силы трения незначительно влияют на равновесие подвижного диска. Таким образом, если не учитывать действие сил трения в ступице диска, то сумма сил, действующих на этот диск, будет равна. где m - масса подвижного диска шкива; а - ускорение подвижного диска шкива, вызванное действием на него сил Чаще всего на современных транспортных средствах с двигателем объемом 50 см и автоматическим клиноременным вариатором применяются нажимные устройства двух типов: центробежные и пружинные совместно с вин-товыми(иногда с кулачковыми). Пружинное нажимное устройство характеризуется жесткостью пружины Спр и величиной предварительного сжатия АПредв. Этих двух параметров достаточно для однозначного определения осевой силы FHy, действующей на подвижный диск шкива со стороны нажимного устройства данного типа. При этом сила FHy определяется как: где А - изменение положения подвижного диска шкива. В случае, если пружинное нажимное устройство комбинировано с винтовым нажимным устройством, то необходимо учитывать влияние на величину силы FHy передаваемого шкивом момента Мр. Рассмотрим конструкцию типового винтового нажимного устройства на рис. 27. Это устройство включает подвижный диск 1, штифт 2 и направляющая ступицы 3. Момент Мр передается от подвижного диска к направляющей ступицы посредством штифта.
На штифт при работе устройства действует сила Fp, причем ее проекция F"p и момент Мр связаны следующим выражением: где R - плечо действия силы F"p относительно оси диска. Зная силу F"p, определим создаваемую устройством силу F . Она выражается следующим уравнением: где у - текущий угол направляющего паза. Общая сила в этом случае будет равна сумме усилия от пружины и от винтового устройства и может быть записана в виде: - нажимное усилие, создаваемое одной пружиной. Центробежное устройство может быть с центробежными грузами в виде сферических тел, роликов или призм. При этом рабочие поверхности шкива, по которым скользят центробежные грузы, могут быть выполненными плоскими или сложной, изогнутой формы. Рассмотрим зависимость осевой силы, действующей со стороны центробежных грузов на опорный и подвижный диски шкива от текущего положения подвижного диска и угловой частоты вращения шкива. Выберем наиболее общий случай - рабочие поверхности выполнены произвольной формы. При этом от типа центробежных грузов, если не учитывать силы трения, зависит только площадь пятна контакта и, как следствие, величина максимального давления между контактирующими поверхностями, при этом величина возникающих сил не зависит от их типа. Силы, действующие на отдельный центробежный груз, представлены на рис. 28. Сила Кориолиса не показана на рис. 28, поскольку скорость перемещения центробежного груза в радиальном направлении мала и сила Кориолиса, которая прямо пропорциональна скорости, не оказывает существенного влияния на равновесие груза.
Сравнение результата стендовых испытаний с данными, полученными расчетным путём
Центробежное сцепление полностью включилось при частоте вращения двигателя по результатам эксперимента 3551±10 мин" , по результатам расчета 3585,38±0,01 мин" , а частота вращения ведущей части центробежного сцепления по результатам эксперимента была равна 1563±10 мин"1, по результатам расчета 1528,84±0,01 мин" . Буксование центробежного сцепления при эксперименте длилось 2,17±0,01 сек, при расчете 1,8±0,01 сек.. Начиная с момента t3 и до момента t4, разгон транспортного средства происходил при максимальном передаточном отношении автоматического клиноременного вариатора. В момент времени t4 начинается процесс автоматического регулирования клиноременного вариатора, центробежные грузы центробежного нажимного устройства, установленного на ведущем шкиве, начали перемещаться в радиальном направлении. В процессе автоматического регулирования клиноременного вариатора в момент времени t5 частота вращения ведущего и ведомого шкивов совпала. После этого момента ведомый шкив стал вращаться быстрее ведущего шкива. Процесс регулирования длился до момента t6, после этого транспортное средство разгонялось при минимальном передаточном отношении автоматического клиноременного вариатора. Процесс разгона при проведении эксперимента и расчета был закончен в момент времени t7, когда скорость транспортного средства превысила паспортную максимальную скорость равную 50 км/ч. При эксперименте была зарегистрирована максимальная скорость равная 50,9±0,1 км/ч, в результате расчета максимальная скорость транспортного средства достигла 52,6±0,1 км/ч.
В таблице 7 приведены координаты точек, полученных в ходе эксперимента и расчета, абсолютная и относительная погрешность между соответствующими точками.
Из таблицы 7 видно, что максимальная относительная погрешность между точками по времени составила всего 1,1 %. Максимальная относительная погрешность между экспериментальными данными и расчетными по частоте вращения не превышает 3,5 %. Если же сравнить относительную погрешность между ключевыми точками, то максимум соответствует 7,7 % - разница между точками Е и Е .
На рис. 49 представлены зависимости передаточного отношения вариатора, полученные из стендовых испытаний Uv и расчетным путем Uv R. ИЗ этого рисунка видно, что динамическая модель транспортного средства с уточненной математической моделью вариатора позволяет численными методами получить зависимость изменения передаточного отношения очень точно совпадающую с экспериментальными данными. приведены полученные в результате проведения дорожных испытаний и расчета [14] графики изменения частоты вращения ведущего и ведомого шкивов автоматического клиноременного вариатора мопеда Селена в зависимости от времени. n2Rb - расчетная зависимость частоты вращения ведомого шкива [14].
Анализ приведенных графиков показал, что средняя абсолютная и относительная погрешности между расчетной и экспериментальной частотами вращения ведущего шкива не превышают 240 мин" и 5,5 % соответственно, между расчетной и экспериментальной частотами вращения ведомого шкива средняя абсолютная и относительная погрешности не превышают 110 мин" и 2,5 % соответственно.
Для сравнения математической модели [14] с предложенной в данной работе математической моделью был произведен расчет разгона мопеда с идентичными начальными условиями. Результат расчета совместно с результатом дорожных испытаний представлен на рис. 51.
Сравнение полученных на рис. 51 графиков позволило сделать следующие выводы: средняя абсолютная и относительная погрешности между расчетной и экспериментальной частотами вращения ведущего шкива не превышают 90 мин" и 2 % соответственно, для ведомого шкива средняя абсолютная и относительная погрешности между расчетной и экспериментальной частотами вращения не превышают 80 мин" и 1,5 %.
Проведенные расчеты показали более близкие результаты в сравнении с математической моделью [14]. Это позволяет сделать вывод, что учет физико-механических свойств ремня положительно сказался на точности общей математической модели. В целом, результаты расчета по предложенной методике подтвердили результаты дорожных испытаний и расчетов по методике [14].
