Методы определения рациональных параметров механизмов и систем адаптивного дискового фрикционного вариатора для автоматической бесступенчатой трансмиссии автомобиля

• Автор: Ковчегин, Дмитрий Александрович
• Шифр специальности: 05.05.03
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2004
• Место защиты: Москва
• Количество страниц: 181 с. : ил.

ВВЕДЕНИЕ *

ГЛАВА 1. ОБЗОР И АНАЛИЗ МЕХАНИЗМОВ И СИСТЕМ

АВТОМАТИЧЕСКИХ ВАРИАТОРОВ

1.1. Обзор и анализ бесступенчатых трансмиссий с адаптивными звеньями

1.2. Обзор и анализ систем управления бесступенчатыми механическими автоматическими трансмиссиями

1.3. Выводы по главе

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
2.2. Устройство, принцип работы и специфика расчета механизма торможения водила и эпицикла планетарного вариатора
2.3. Устройство, принцип работы и специфика расчета механизма передачи усилия от штока на ролики (механизма изменения степени адаптивности вариатора)
2.4. Специфика расчета и проектирования системы смазки и гидродинамических опор скольжения
2.5. Расчет кулачкового регулятора системы автоматического управления бесступенчатой трансмиссией автомобиля с адаптивным фрикционным многодисковым вариатором
2.5.1. Момент от тангенциальной силы, приведенной к центру промежуточного диска
2.5.2. Момент от радиальных составляющих сил нажима основных упругих элементов на фрикционные диски во внутреннем и наружном контактах
2.5.3. Момент от силы со стороны СЭН
2.5.3.1. Расположение СЭН со стороны промежуточных конических дисков
2.5.3.2. Расположение СЭН со стороны ролика поворотного рычага
2.5.4. Момент от центробежной силы инерции (по Даламберу).# действующей на СЭН при вращении водила

* 2.5.5. Момент от центробежной силы инерции (по Даламберу),
действующей на ролик при вращении водила
2.5.6. Момент от нормальной реакции на ролик со стороны рабочей поверхности кулачкового регулятора
2.6. Расчет на прочность кулачкового регулятора
2.7. Выводы по главе
ГЛАВА 3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ОПЫТНОГО
ОБРАЗЦА АДАПТИВНОГО ПЛАНЕТАРНОГО ДИСКОВОГО ВАРИАТОРА
3.1. Цели и задачи исследований
3.2. Стенд для проведения испытаний опытного образца вариатора
3.3. Методика испытаний опытного образца вариатора и получение экспериментальных данных по коэффициентам УГД трения
3.4. Выводы по главе
ГЛАВА 4. УТОЧНЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ ЗАВИСИМОСТЕЙ ПО
ДАННЫМ ЭКСПЕРИМЕНТА
4.1. Расчетно-экспериментальное определение влияния^ проскальзывания на КПД
4.2. Расчетно-экспериментальное определение коэффициентов УГД трения во фрикционных контактах дискового вариатора
4.3. Выводы по главе
ГЛАВА 5. УПРАВЛЕНИЕ ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИМИ
СВОЙСТВАМИ АВТОМОБИЛЯ С АДАПТИВНЫМ ВАРИАТОРОМ В ТРАНСМИССИИ
5.1. Качественная характеристика процесса
5.2. Выбор передаточного числа главной передачи
5.3. Движение на внешней характеристике с максимальной интенсивностью разгона
5.4. Движение с развитием определенной силы тяги
5.5. Расчет тягово-скоростной и динамической характеристик автомобиля на режиме с фиксированным максимальным ускорением
5.6. Способы управления скоростью автомобиля с адаптивным вариатором
5.7. Движение с поддержанием постоянной скорости
5.8. Движение на частичных характеристиках двигателя до выхода
на внешнюю скоростную характеристику
5.9. Выводы по главе
* ЗАКЛЮЧЕНИЕ

ЛИТЕРАТУРА
ПРИЛОЖЕНИЕ А. Программа расчета основных параметров адаптивного
планетарного дискового вариатора
ПРИЛОЖЕНИЕ Б Программа расчета рабочего профиля кулачкового
регулятора коробки передач для автобуса ЗИЛ-3250
ПРИЛОЖЕНИЕ В Характеристики масел «Сантотрак» фирмы Findett
Согр
ПРИЛОЖЕНИЕ Г Результаты расчета тягово-скоростной и динамической характеристик автомобиля на режиме максимально
интенсивного разгона
ПРИЛОЖЕНИЕ Д Характеристика кулачкового регулятора
ПРИЛОЖЕНИЕ Е. Акты внедрения в практику рекомендаций диссертационной работы

При максимальной угловой скорости водила на подшипник действует центростремительная сила в 1440 Н, минимальная радиальная сила от нажима внутреннего нажимного устройства Ыенут -30 кН Ятт ~ 375 Н и минимальная тангенциальная сила ТвтЫ - 250 Н. Итого в тангенциальном направлении 250 Н, а в радиальном 1400+375=1815 Н, что составляет суммарную силу.» на подшипник Р„1 около 2 кН.
При минимальной угловой скорости водила сила на подшипнике составит
всего ^Я2тах + Тв2тах = 926 Н. Центростремительная сила при минимальной
угловой скорости водила ничтожно мала, поэтому приближенно можно считать суммарную силу на подшипнике Р„2 около 1 кН.
Для расчета гидродинамического подшипника скольжения необходимо знать безразмерный коэффициент нагруженности подшипника
(2.4.1:
где Р — радиальная сила, действующая на подшипник;
у/ = 5/5 - относительный зазор в подшипнике, для данного случая у и 0,002;
/х - расчетная вязкость масла; со - частота вращения;
/ • с/—нормальная площадь подшипника.
Так как сотах = 2са„т, а Р„/ ~ 2Р„/, а все остальные параметры в формуле (2.4.1) одинаковы, то оба расчетных случая эквивалентны, что упрощает задачу. При I = 2,5 см, й = 1,5 см, р. — 5,5 сСт, со я 450 с'1, Фр = 3,5. Это соответствует относительному эксцентриситету е
~ 0,8,
0,5£
где е - эксцентриситет вала и втулки в динамике;
0,55 - то же с статике.
Толщина масляного слоя к = 0,55 (1 ~х),
где 5-у/(і = 0,002 ■ 1,5 = 0,03 мм = 30 мкм. к = 0,5 ■ 30 • 0,2 = 3 мкм.
Критическая толщина слоя Кр ~ 1,5 (Р2; + Я^),
где Я2і и Яг2 - шероховатости вала и втулки, Д./ я Рг2 ~ 0,4. ккр ~ 1,5 • 0,8 я 1,2 мкм.