К вопросу создания гидротрансформатора для экономичной автоматической коробки передач

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость новой

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Литература
1. Торговников Г. И. Использование электромагнитного поля СВЧ для обработки древесины и древесных материалов. М.: ВНИ-
ПИЭИлеспром, 1979. 32с.
2. Фельдман Н. Я. // Некоторые вопросы сушки древесины в микроволновом поле. Деревообрабатывающая промышленность.
1996. 6. C 4−7.
3. Корнеев С. В. // Некоторые особенности сушки пиломатериалов в СВЧ-камерах. Деревообратывающая промышленность
1998.6. С 7−9.
4. Gorobets N. N, Tsekhmistro R.I. Effect of the Near Field on the Electromagnetic Power Distribution in Annular Antenna Arrays //
Telecommunkations and Radio Engineering. — 1999- Vol. 53, № 4−5. p. 71−75.
¦a q
В данной статье представлены предварительные теоретические результаты по разработке автоматической коробки передач для колесного транспортного средства. Целью данного проекта является улучшение значения параметра экономии топлива при работе в режиме использования гидротрансформатора. Реализацию мероприятий по снижению потребления топлива планируется осуществить за счет модернизации гидротрансформатора (далее ГТР) с одновременным проектированием коробки передач
¦Q О
УДК 62−585. 2
К ВОПРОСУ СОЗДАНИЯ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА ДЛЯ ЭКОНОМИЧНОЙ АВТОМАТИЧЕСКОЙ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
В.М. Соловьев
Аспирант
Кафедра «Гидравлические машины» Национальный технический университет «Харьковский политехнический институт» ул. Фрунзе, 21, г. Харьков, Украина, 61 002 Контактный тел:8 0572 707-66-46
В.А. Кошман
Ведущий конструктор Казенное предприятие «Харьковское конструкторское бюро по машиностроению им.
А.А. Морозова»
ул. Плехановская, 126, г. Харьков, Украина, 61 001 Контактный тел:8 0572 757-41-45
1. Введение
При анализе существующего состояния в области потребления энергетических носителей и перманентного роста цены за баррель нефти на мировом рынке, население развитых стран все чаще делает выбор в пользу более экономичных транспортных средств, одновременно внося посильный вклад в сохранение экологии окружающей среды.
Рассмотрим период эксплуатации транспортного средства от ввода в эксплуатацию до списания. Оче-
видно, что большую часть времени такая машина проводит в условиях активного использования своих транспортных ресурсов.
Авторами данной статьи разрабатывается базовая модель расчета и проектирования автоматической коробки передач, имеющей сниженные показатели расхода топлива при полном сохранении основных транспортных и эксплуатационных показателей машины в целом.
Аналогичные изыскания в данном направлении проведены в [1].
2. Модернизация гидротрансформатора
Несмотря на бескомпромиссную борьбу и конкуренцию со стороны вариаторных и гидрообъемных передач, автоматические трансмиссии с гидродинамическими трансформаторами остаются наиболее надежными и распространенными механизмами в области автоматического регулирования передаточного отношения коробки передач. Благодаря такому исключительному качеству, как увеличение эксплуатационного ресурса двигателя и всей трансмиссии в целом, за счет наличия исключительно гидравлической связи между ведущим и ведомым звеньями (происходит демпфирование крутильных колебаний двигателя и колебаний, передающихся от колес), современные гидротрансформаторы как часть автоматической коробки передач являются наиболее рациональным направлением развития автоматической трансмиссии колесного транспортного средства.
В рамках представленного проекта, на основе серийно изготавливаемого гидротрансформатора серии ГТК, была проведена модернизация реактора с целью корректирования его внешней характеристики. Модернизация реактора проводилась по методикам, изложенным в [2, 3]. Стоит отметить, что применение упомянутых методик возможно для изменения внешних характеристик всей номенклатуры гидротрансформаторов, в том числе гидротрансформаторов транспортных машин.
Ml'-0,001, Нм- К- ц-
О 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
Рисунок1. Внешняя размерная характеристика гидротрансформатора до и после модернизации:
---------- - до проведения оптимизации реактора-
---------- - гидротрансформатор с модернизированным
реактором.
Оптимизация целевой функции коэффициента трансформации на пусковом режиме Ко проводилась с наложением ограничений по гидравлическому КПД Г|г, моменту насосного колеса на пусковом режиме Мю и коэффициенту прозрачности П. В результате оптимизации были получены углы лопастной системы р13 и р23, на основании которых были спрофилированы несколько вариантов лопастных систем реакторного колеса. Был проведен расчет потока с использованием методик одномерного и двухмерного расчета, применен лицензионный программный комплекс Flow Vision
российской компании ТЕСИС для расчета вязкого трехмерного движения жидкости.
Полученная лопастная система гидротрансформатора позволит понизить значение коэффициента прозрачности П гидротрансформатора и увеличить значение момента насосного колеса на муфтовом режиме ММ, сохранив значение момента на пусковом режиме Мю практически неизменным.
В результате проведения оптимизации углов лопастной системы реактора, были получены следующие значения: до оптимизации р13=83,44°- р23 = 30,54°- после оптимизации р!3=65°- р23=32°.
Расчет внешней размерной характеристики гидротрансформатора до и после изменения углов реактора производился со следующими константами: плотность масла ATF220 р =872 кг/м3, число оборотов вала насосного колеса щ=1700 об/мин.
Предоставленные внешние характеристики приведены без режима гидромуфты. Данный шаг вызван потребностью наиболее полно отобразить преобразующие качества гидротрансформатора.
Сравнение полученных результатов до и после модернизации показывает снижение момента М10 на 3%, уменьшение прозрачности П на 8%, коэффициента трансформации на пусковом режиме на 7%, увеличение значения гидравлического КПД на 0,5%.
В данном конкретном случае снижение момента М10 и прозрачности П соответствует запланированным значениям при введении ограничений целевой функции. Ниже представлена совмещенная характеристика дизельного двигателя и вариантов гидротрансформатора до и после изменения углов реактора. Поскольку имеется промежуточное звено в виде согласующего редуктора, и наряду с этим производится отбор мощности для работы вспомогательных механизмов, ведется пересчет внешней характеристики двигателя к характеристике двигателя на выходе из редуктора.
В результате совместная внешняя характеристика примет вид:
М, Нм- Л'-, кВт
л


Л f
Ml, bo — Ml иос i=0
м '-внх
-0-
Л у
— U Ml по StF
Л i — 0,9 & quot- Ml до:
9,9'- ч
т Ve '-д


1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400
Рисунок 2. Совмещенная внешняя характеристика двигателя на выходе из переходного редуктора и гидротрансформатора («до» и «после» изменения углов реактора).
График построен с использованием характеристик масла ATF220 плотностью р =872 кг/м3 для ГТР с реактором до модернизации, и плотностью масла фирмы SRS WmterShaU ATF2543A р =900 кг/м3 для ГТР с реактором после модернизации.
3. Выбор параметров коробки передач
Гидромеханическая коробка передач, помимо гидротрансформатора, имеет в своем составе планетарную редукторную часть, позволяющую получить широкий силовой диапазон, чем гидротрансформатор в отдельности. Под силовым диапазоном понимается отношение передаточного числа трансмиссии на первой передачи к передаточному числу последней передачи.
Принципиально важным является выбор границ диапазона передаточных отношений трансмиссии, а характер разбиения внутри этого диапазона должен варьироваться исходя из конструктивных соображений.
Рассмотрим влияние выбора параметров трансмиссии на динамические качества и топливную экономичность транспортного средства.
С учётом сложившейся практики конструирования, наиболее часто диапазон передаточных чисел трансмиссии разбивается на ступени по геометрической прогрессии, множитель которой вычисляется по формуле q = п-^кп1, где п — число передач, — передаточное число трансмиссии на первой передаче. Тогда передаточное отношение на j-ой передаче ^ =п1 ¦ q.
Возможно также разбиение диапазона передаточных чисел по закону арифметической прогрессии. В этом случае диапазон передаточных чисел определяется как разность передаточных чисел на низшей и на высшей передаче 0кп1−1), слагаемое арифметической прогрессии находится по формуле р = (^п1 — 1)/(п -1), а передаточное отношение на j-ой передаче — по формуле ^ =п1 — О- 1) Р.
Однако практика показывает, что характер разбиения диапазона передаточных чисел, т. е. ряд, в соответствии с которым выбираются значения передаточных чисел, не оказывает заметного влияния на динамику разгона автомобиля.
В тоже время, количество передач оказывает значительное влияние на динамику и экономичность машины.
При увеличении числа ступеней в коробке передач до определённого значения время разгона до максимальной скорости сокращается. Это объясняется тем, что при большем количестве ступеней обеспечивается меньшее падение оборотов двигателя в момент переключения, тем самым обороты двигателя будут все меньше снижаться по отношению к оборотам максимальной мощности.
При дальнейшем увеличении числа ступеней время, затрачиваемое на переключение передач, начинает превалировать над выигрышем во времени разгона за счёт введения дополнительных ступеней.
С точки зрения топливной экономичности, большее количество ступеней однозначно является более предпочтительным, так как появляется возможность работы двигателя в наиболее экономичном диапазоне оборотов при любых скоростях движения.
С учетом вышесказанного, необходимо выбрать оптимальное количество ступеней трансмиссии, которое обеспечит наибольшую топливную экономичность при обеспечении минимального времени разгона.
Для разрабатываемого транспортного средства с максимальной скоростью движения порядка 100 км/ч таким числом является пять ступеней. При разгоне на всех передачах обеспечивается нахождение оборотов двигателя между точками максимального крутящего момента и максимальной мощности, тем самым обеспечивается максимальное значение ускорения.
Так как коробка передач имеет автоматическое управление, то водитель избавлен от необходимости следить за обеспечением наиболее экономичного режима работы двигателя. Программа управления, в зависимости от конкретных условий движения, может выбирать наиболее подходящий алгоритм переключения ступеней — динамичный, для обеспечения лучшего разгона, или экономичный, поддерживающий обороты двигателя в диапазоне оборотов, соответствующих минимальному удельному расходу топлива. Причем, для достижения обозначенных во вступительной части статьи целей, предпочтение отдается экономичному алгоритму управления.
С учетом использования электронного блока управления коробкой передач, имеется возможность гибкого управления блокировочным фрикционом гидротрансформатора, что также повышает топливную экономичность, пропорционально устраненному скольжению колес гидротрансформатора.
Наиболее целесообразный и часто применяемый следующий алгоритм. Движение начинается на первой передаче с разблокированным гидротрансформатором.
При повышении скорости движения проскальзывание гидротрансформатора уменьшается и при передаточном отношении i=0,85, происходит его блокировка. При переходе с первой передачи на вторую гидротрансформатор разблокируется и снова блокируется при передаточном отношении i =0,85. При включении третьей, четвертой и пятой передачи гидротрансформатор разблокируется в момент переключения и блокируется через = 1сек., чем обеспечивается снижение влияния переходных процессов в моменты смены ступеней.
Таким образом, при движении на передачах с третьей по пятую, гидротрансформатор всегда заблокирован.
Указанный алгоритм управления блокировкой гидротрансформатора позволяет при разбивке ступеней трансмиссии увеличить разрыв между первой и второй передачами. Динамика разгона в этом случае будет ниже, однако коробка передач будет избавлена от необходимости частого переключения передач, скажем при движении по пересеченной местности при скоростях до 35 км/ч. Третья — пятая передачи выбираются по закону геометрической прогрессии.
Эффективность предложенных решений была проверена проведенным тяговым расчетом с использованием методики, приведенной в [4]. Определялось ускорение и мгновенный расход топлива при движении в режимах с разблокированным гидротрансформатором на первой и второй передачах. Было выполнено три варианта расчетов:
— Вариант 1 -гидротрансформатор до модернизации с рабочей жидкостью маслом ATF220 плотностью р =872 кг/м3-
— Вариант 2 — гидротрансформатор после модернизации с рабочей жидкостью маслом ATF220 плотностью р =872 кг/м3-
— Вариант 3 — гидротрансформатор после модернизации с рабочей жидкостью маслом фирмы SRS Winte-^ЬаП ATF2543A р =900 кг/м3.
Условия движения и параметры машины для трех вариантов не изменялись. Сравнительные результаты расчетов приведены ниже:
%
98 —
96 —
? Вариант 1 I Вариант 2
? Вариант 3
Среднее ускорение на Среднее ускорение на Средний мгновенньй Средний мгновенный 1 передаче 2 передаче расход топлива на 1 расход топлива на 2
передаче передаче
Стоит добавить, что при необходимости увеличения значения ускорения машины с гидродинамической трансмиссией по вариантам 2 и 3 до уровня машины по варианту 1 возможна корректировка передаточных чисел коробки передач, что позволит скомпенсировать уменьшение коэффициента трансформации К.
Авторы благодарят сотрудника КП ХКБМ им. А. А. Морозова, г. Харьков, инженера А. А. Андриенко за полезные обсуждения некоторых вопросов при написании данной статьи.
Выводы
В результате проведенной работы:
1. Сконструировано реакторное колесо ГТР, обеспечивающее необходимую внешнюю характеристику гидротрансформатора с увеличением гидравлического КПД на расчетном режиме на 0,5% по сравнению с вариантом до модернизации-
2. Получено запланированное смещение пучка парабол на совместной характеристике двигателя и гидротрансформатора в зону пониженного расхода двигателем топлива, реализованное за счет изменения основных расчетных параметров внешней характеристики гидротрансформатора-
3. Произведена количественная оценка изменения топливной экономичности и ускорения разгона до и после модернизации реактора гидротрансформатора.
Рисунок 3. Сравнительные результаты тягового расчета машины с различными вариантами гидротрансформатора.
Величины среднего ускорения и среднего мгновенного расхода топлива для варианта 1 приняты за 100%. Гидромеханическая трансмиссия с модернизированным реактором позволяет получить экономию топлива при разгоне на первой передаче для варианта 2 — 0,27%, для варианта 3 — 0,62%, при разгоне на второй передаче для варианта 2 и 3 соответственно 0,41% и 0,82%. Данные значения отражают влияние только изменения характеристики гидротрансформатора без учета снижения гидравлических потерь в гидротрансформаторе. Среднее значение ускорения при разгоне снижается для варианта 2 на 3,85% и 3,54% соответственно на первой и второй передачах, для варианта 3 — на 4,04% и 3,62%, что можно признать несущественным.
Из приведенных результатов расчета видно, что вариант 3 является более целесообразным в плане экономии топлива.
Литература
1. Нарбут А. Н., Сергеев А. Л., Шапко В. Ф., «Влияние совме-
щения характеристик двигателя и гидротрансформатора на параметры начальной фазы разгона», Сборник «Труды МАДИ», выпуск 54, 1973, с. 106−110.
2. Соловьев В. М., Завьялов П. С., Подвойский Ю. А. «Ме-
тодика увеличения коэффициента трансформации на пусковом режиме гидротрансформатора», Восточно-европейский журнал передовых технологий, 6/3 (24), 2006 г., с. 62−65.
3. Соловьев В. М. «Введение дополнительных ограничений
при оптимизации реактора гидротрансформатора», Восточно-европейский журнал передовых технологий, 3/3 (27), 2007 г., с. 18−22.
4. Трусов С. М., Алешин В. В. «Расчет динамических показа-
телей и расхода топлива для автомобиля с гидромеханической передачей в процессе разгона», Сборник «Труды НАМИ», выпуск 128, 1971, с. 48−63.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой