Оценка фрикционных потерь в трансмиссии грузовых автомобилей (Окончание) Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Оценка фрикционных потерь в трансмиссии грузовых автомобилей

Окончание. Начало в № 4 (28) 2012 г. И.К. Александров,

профессор Вологодского государственного технического университета (ВоГТУ), д.т.н.

В статье представлен энергетический анализ трансмиссий грузовых автомобилей с несколькими ведущими мостами на основе нового методологического подхода к оценке фрикционных потерь в сложных кинематических цепях.

Ключевые слова: энергетический расчет, фрикционные потери, многозвенные кинематические цепи, трансмиссии транспортных средств.

Evaluation of frictional losses in the transmission of trucks

I.K. Alexandrov

This paper presents an energy analysis of transmissions of trucks with several leading axis on the basis of a new methodological approach to estimate the frictional losses in the complex kinematic chains.

Keywords: energy calculation, friction loss, laddertype kinematic chains, transmissions of hauling units.

Продолжим рассмотрение нового подхода к энергетической оценке механизмов и машин. В результате исследований, представленных в работе [13], установлено следующее:

• увеличение числа ведущих осей приводит к существенному росту момента холостого хода МХХ (для автомобилей с тремя ведущими мостами потери на холостой ход трансмиссии увеличиваются практически на порядок по сравнению с потерями на прокручивание трансмиссии базового автомобиля с одной ведущей осью);

• существенное уменьшение КПД передачи при значительном увеличении передаточного отношения (удлинение) трансмиссии, которое осуществляется для снижения нагрузки на приводной двигатель с повышенным частотным режимом и дефицитом по крутящему моменту;

• снижение нагрузочного режима в ветвях кинематической цепи (КЦ) в результате разделения потока мощности.

Рассмотрим влияние последнего фактора, как наиболее существенного, подробнее. Нагляднее всего это видно при сопоставлении автомобильных трансмиссий, для которых можно допустить условие идентичности потоков мощности, передаваемых к ведущим мостам. В этом случае определить КПД можно на основании одной КЦ, то есть по потоку мощности, передаваемой от любого ведущего моста к двигателю. Тогда общий КПД для всей трансмиссии будет аналогичен рассчитанному для одной КЦ. На основании этого допущения перепишем формулу для вычисления КПД неразветвленной КЦ [13] применительно к расчету одной кинематической ветви

Л = Ле(Ь

м

хх

М

(8)

Д1

где МД1 - момент на валу двигателя от одной кинематической ветви (один ведущий мост), Н^м.

При использовании универсальной формулы (8) происходит некоторое отступление от идеальной методики расчета, не допускающей независимого прохождения потока через СЗ (рис. 5), но эта некорректность компенсируется идентичностью потоков мощности, а также тем, что МХХ в формуле (8) определен сложением потерь холостого хода от всех параллельных потоков мощности.

С учетом отмеченных выше трех негативных факторов можно вполне уверенно прогнозировать принципиальное уменьшение КПД трансмиссии (рис. 6) полноприводного автомобиля по сравнению с базовым вариантом (автомобиль с одной ведущей осью) по следующим причинам:

• многократное увеличение МХХ приводит к тому, что гиперболическая функция ц=/(M ) становится более пологой, увеличивается область нестабильных значений КПД, а граничный момент возрастает;

а б

Рис. 5. Схемы потоков мощности в кинематической цепи трансмиссии автомобиля с несколькими ведущими мостами: а - идеальная схема; б - схема, используемая в расчете с учетом идентичности потоков мощности

) Л

«Транспорт на альтернативном топливе» № 5 (29) октябрь 2012 г.

Рис. 6. Изменение текущего КПД трансмиссии полноприводного автомобиля в сравнении с базовым автомобилем:

Тг. мхх> ^дагр> - соответственно предельный КПД, момент холостого хода, граничный момент, момент на валу двигателя - базовый вариант;

Лх. ^дагр> М^ - соответственно предельный КПД, момент холостого хода, граничный момент, момент на валу двигателя от одной кинематической ветви - полноприводный вариант;

О - расчетные значения Мщ и М^ и соответствующие им значения КПД; х - граничное значение параметров трансмиссии

Мк1=Мд1иц = М

(От

[Д1

ш.

-л,

получаем расчетное выражение для определения мощности двигателя в другом виде /Мт(йт

Д1 д

1000

где МД1 - момент на валу двигателя от одной кинематической ветви, Н-м; <вД - частота вращения двигателя, с -1.

Чтобы установить режимные параметры двигателя на основе представленных зависимостей, необходимо выполнить тяговый расчет автомобиля. Для этого используют известную [14] зависимость

рк=9,81/аа +

3,62

(9)

• удлинение КЦ (увеличение передаточного отношения ввиду дефицита крутящего момента на базовом двигателе) понижает суммарный предельный КПД трансмиссии полноприводной модели;

• наконец, самый главный негативный фактор - снижение крутящего момента в ветви КЦ, обратно пропорциональное числу ведущих мостов (число потоков мощности), вызывает согласно зависимости (8) резкое снижение текущего КПД (КПД трансмиссии непременно попадает в область пониженных нестабильных значений).

Вполне корректное допущение, что КПД одной идентичной ветви характеризует также и КПД всей разветвленной КЦ и может быть рассчитан по универсальной формуле (8), где МХХ определяется с учетом передаточного отношения и по экспериментальной а-р-характеристике, что многократно ускоряет процедуру расчета.

В соответствии с принятой схемой (см. рис. 56) энергетического расчета трансмиссии потребная мощность МД двигателя будет определена из соотношения ® 1000т1 ,

где N - колесная мощность автомобиля, кВт; цоб - общий КПД трансмиссии в соответствии с идеальной схемой (см. рис. 5а) расчета; 7 - число ведущих осей; МК1 - крутящий момент на одной ведущей оси автомобиля, Н-м; <вК - частота вращения колес автомобиля, с -1; ц - текущий КПД, определяемый в соответствии с принятой схемой (см. рис. 56) расчета по формуле (8) с учетом а-р-харак-теристики трансмиссии.

На основании формулы

где РК - сила тяги на ведущих колесах, Н; / =0,015...0,035 - коэффициент сопротивления качению; Ga - масса автомобиля, кг; К = 0,6...0,8 - коэффициент обтекаемости для грузовых автомобилей, Н-с2/м4; Г - лобовая площадь автомобиля, м2; V - скорость автомобиля, км /ч.

Расчет выполняют для наиболее характерных условий - установившегося движения автомобиля на горизонтальном участке дороги. При этом скорость автомобиля на различных передачах выбирают исходя из частоты вращения двигателя, близкой к максимальной.

В соответствии с принятой схемой расчета КЦ определяем тяговый момент на одной ведущей оси автомобиля

где Як - радиус качения колеса, м.

Расчет выполняется на ПЭВМ с использованием программы ТРА№2, разработанной в ВоГТУ [15] для двух вариантов движения автомобиля: вариант А - без груза по асфальтобетонному покрытию; вариант G - с полной нагрузкой по грунтовой дороге.

Особо следует оговорить энергетические требования к пониженным передачам. Эти передачи (прежде всего первая и вторая) в основном используют при разгоне автомобиля. Нет необходимости на основании расчета для установившегося движения выводить нагрузочный режим на этих передачах за пределы граничных значений. Поскольку инерционные силы сопротивления движению при разгоне на этих передачах многократно превышают силы сопротивления качению колес и воздушной среды, то существует значительная степень вероятности того, что граничный нагрузочный предел в условиях разгона будет достигнут. Однако рекомендуется все же провести проверочный расчет для указанных передач с использованием зависимости [14]

Рк =9,81Св(/+8Л/*) +

кру: 3,62

где /а - ускорение автомобиля, м/с2; 8 - коэффициент, учитывающий влияние инерции вращающихся деталей автомобиля.

Представленный новый принцип расчета тягового автомобиля с несколькими ведущими осями на основе зависимости (8), учитывающей нагрузочный режим на двигателе

«Транспорт на альтернативном топливе» № 5 (29) октябрь 2012 г.

.....ттигдтп,.,

и a-p-характеристику трансмиссии, выполняется на ЭВМ с использованием программы TRANS2 [15].

Рассмотрим результаты энергетического анализа трансмиссии автомобиля МАЗ-5334 (рис. 7), выполненного по представленной методике с использованием программ TRANSI и TRANS2. Как и следовало ожидать, минимальные механические потери обеспечиваются при работе трансмиссии на четвертой (прямая) передаче, когда зубчатые колеса промежуточного вала коробки передач не участвуют в передаче крутящего момента. Из графиков следует, что практически на всех передачах трансмиссия автомобиля МАЗ-5334 работает в нагрузочных режимах, превышающих граничные значения. Исключение составляет только первая передача, где при расчетном варианте А1 имеется незначительный выход в дограничный нагрузочный режим.

Таким образом, можно сделать вывод, что для автомобилей с одной ведущей осью, представителем которых является МАЗ-5334, вполне допустим энергетический расчет по традиционной методике без учета влияния на КПД момента холостого хода, поскольку нагрузочный режим трансмиссий этих автомобилей обеспечивает надежное попадание в область стабильных КПД.

Эффективность предложенной методики, учитывающей влияние а-в-характеристики на КПД, реализуется при энергетическом анализе автомобилей с несколькими ведущими мостами: КАМАЗ-5320 (два ведущих моста) и ЗИЛ-157КД (три ведущих моста). Результаты исследований этих автомобилей представлены в табл. 2.

Из проведенного анализа трансмиссии КАМАЗ-5320 следует, что в энергетическом отношении в целом ее можно считать относительно благополучной. На четвертой и пятой передачах, на которых в основном осуществляется транспортный процесс, граничные нагрузочные режимы

Таблица 2

Энергетические характеристики трансмиссии КАМАЗ-5320 на высших передачах

е К и с о е ии

н ч О ^ Я =е s S \о о S о ^ К и н 2 I ¡2 S § 1 Ü -ю a = € >S е В > д S Í К 1 ^ S I ш 5 чес £ 1 « О ж «

а ч а е р & ai g «So = = s еем шэо я- о = га _о Б ir RE о * ra5,S h- t-0(0 T l—l—U US Момент хол хода транс! М„, Н м нт те еа Мд о = о ¡5 а® & 3 оо Пм те т га оо * * 0Q с! ес он на чр и т « 3 s? =т еП

е С OOI- ^ ^ "т О & (ООО =1 3-d S А G А G dd i- А G

1 41,66 11,0 260,9 (2491) 2,98 12,0 47,2 6,3 24,6 0,650 0,527 0,657

2 21,48 21,5 262,9 (2511) 4,37 23,5 90,8 12,4 47,8 0,648 0,578 0,676

3 13,32 34,5 261,6 (2498) 6,12 43,2 151,2 22,6 79,1 0,640 0,613 0,685

4 8,16 56,5 262,5 (2507) 9,03 96,0 268,6 50,4 141,1 0,638 0,660 0,704

5 5,32 86,5 262,0 (2502) 13,04 229,9 485,2 120,5 254,3 0,645 0,713 0,735

Примечание. Вариант A, где / = 0,015, и вариант G, где / = 0,035.

АИИИИР ШШД ЛЪаъ ¡ЯД «Транспорт на альтернативном топливе» № 5 (29) октябрь 2012 г.

Рис. 7. Зависимость КПД трансмиссии автомобиля МАЗ-5334 от крутящего момента МД1 на ведущей оси, приведенного к валу двигателя: Аг.. А4 - при движении порожнего автомобиля по асфальту на соответствующей передаче; бг..б4 - при движении груженого автомобиля по грунтовой дороге на соответствующей передаче; х - граничное значение параметров трансмиссии на соответствующих передачах

преодолеваются. Однако в сравнении с автомобилем с одной ведущей осью данная трансмиссия имеет существенно худшие показатели, и есть определенные перспективы для ее модернизации. В частности, если попадание в догранич-ные нагрузочные режимы на первой и второй передачах по соображениям, указанным выше, можно считать допустимым, то для третьей передачи это уже неприемлемо. Отмечается также ощутимое падение предельных КПД трансмиссии, которое вызвано удлинением и конструктивным усложнением КЦ.

Трансмиссия трехосного автомобиля ЗИЛ-157КД является характерным примером крайне нерациональной в энергетическом отношении разветвленной КЦ (табл. 3 и рис. 9). Практически на всех передачах она работает в дограничных нагрузочных режимах. Граничный режим преодолевается, причем не полностью ввиду недостаточной мощности двигателя, на пятой передаче с выключенным передним мостом.

о 40 80 120 160 200 240 МД1 , Н • м

Рис. 8 Зависимость КПД трансмиссии автомобиля КАМАЗ-5320 от крутящего момента на ведущей оси, приведенного к валу двигателя, при движении на высших передачах (условные обозначения см. рис. 7)

10 20 30 40 50 60 «д„ Н-М

Рис. 9. Зависимость КПД трансмиссии автомобиля ЗИЛ-157 КД

от крутящего момента на ведущей оси, приведенного к валу двигателя, с включенным передним мостом (условные обозначения см. рис. 7)

Очевидно, что этот автомобиль нуждается в более мощном (или, по крайней мере, в более тихоходном, но равной мощности) двигателе с повышенным крутящим моментом. Запас крутящего момента на двигателе позволил бы укоротить КЦ (уменьшить общее передаточное отношение на всех передачах) и в соответствии с а-в-характеристикой вывести параметры трансмиссии за пределы граничных нагрузочных режимов. Другой путь - конструктивное совершенствование элементной базы трансмиссии в целях снижения механических потерь, то есть улучшение самой а-р-характеристики. Возможно также на основе существующей элементной базы увеличить нагрузку на ведущие оси повышением грузоподъемности автомобиля (или за счет использования прицепного состава), что опять же потребует повышения мощности двигателя, в первую очередь, за счет увеличения крутящего момента.

В результате проведенных исследований приходим к выводу о необходимости применения на полноприводных автомобилях специальных (дефорсированные) ДВС со

Энергетические характеристики трансмиссии

значительным крутящим (эффективный) моментом и пониженным скоростным режимом. Для полноприводных автомобилей использование двигателей базовой модели (одна ведущая ось) за счет увеличения передаточного отношения трансмиссии на основе существующей элементной базы абсолютно бесперспективно. Разделение потока мощности, имеющее место в многоосных автомобилях, как раз требует более коротких, а не удлиненных КЦ, которые могут быть выведены за пределы граничного нагрузочного режима. В связи с этим применение дизельных двигателей предпочтительно в сравнении с бензиновыми ДВС.

На примеретрансмиссий полноприводныхавтомобилей убеждаемся в том, что использование разветвленных механических передач с позиции энергетических и конструктивных (см. ниже) показателей крайне нерационально. Расчеты, выполненные с использованием программы KPD8C, показали, что фрикционные потери в разветвленной механической передаче растут в геометрической прогрессии с увеличением уровня СЗ. Например, если после разделения

Таблица 3

ЗИЛ-157КД с включенным передним мостом

а ч а а е р щее передаточное сло трансмиссии к л -О ^ соч К л е т а и СО д га ^ _ га 11 м 1 К 5 5 » -7 Момент холостого хода трансмиссии М„, Н м Момент на валу двигателя от одной ведущей оси МД1, Нм Потребная мощность двигателя «Д, кВт аничное значение Дтрансмиссии Текущее значение КПД трансмиссии Л

е с о? а сзга & Ч 3-ю 3 А в А в £11= 1- А в

1 112,57 4,2 262,9 (2510) 1,434 3,3 8,1 2,6 6,4 0,626 0,370 0,543

2 62,08 7,6 262,1 (2524) 2,273 5,6 14,3 4,4 11,2 0,625 0,397 0,562

3 34,67 13,6 261,9 (2538) 3,750 9,9 25,4 7,8 20,0 0,615 0,416 0,572

4 22,26 21,2 262,2 (2533) 5,614 15,8 39,9 12,4 31,4 0,604 0,434 0,578

5 15,14 31,4 261,7 (2464) 8,064 24,3 58,5 19,1 46,0 0,614 0,466 0,601

Примечание. Вариант А, где / = 0,015, и вариант G, где / = 0,035.

«Транспорт на альтернативном топливе» № 5 (29) октябрь 2012 г.

11^ АН| ИШГ I мтШ| Т1Р1Г тгп п°1"ПТГПТГИШШИШ

потоков на первом уровне КПД трансмиссии составляет около 0,5, то соответственно на втором уровне эта величина всего лишь 0,25, а на третьем - не более 0,1 ...0,12.

При существующем уровне технического развития гидро- и электроприводов разветвленные механические трансмиссии следует рассматривать как ничем не оправданный анахронизм, особенно для машин серийного производства, так как это приводит к огромным потерям энергетических ресурсов. Последователи традиционных механических передач называют ряд негативных, по их мнению, качеств сервоприводов. В частности, достаточно распространенными доводами отрицательного отношения к использованию мотор-колес на полноприводном ТС являются:

• двойное преобразование энергии, которое, якобы, снижает общий механический КПД машины;

• отсутствие дифференциала, обеспечивающего пропорциональное изменение частоты вращения внешнего и внутреннего колес при повороте ТС, то есть ухудшение его маневренности;

• отсутствие блокировки (выключение дифференциала) колес ведущего моста при буксовании, то есть ухудшение проходимости ТС.

Первый довод в определенной степени опровергает данная статья. Как было показано, механические потери автомобиля с тремя ведущими мостами составляют 35...60 %, в то время как в современных системах на преобразование механической энергии в электрическую и наоборот суммарно расходуется не более 20 %, и эти потери не зависят от числа ведущих осей. Даже гидродинамические передачи с КПД, равным 70 %, при разделении потоков энергии становятся более эффективными, чем разветвленные КЦ.

Максимальный энергетический эффект достигается за счет электрифицированного гибридного привода. Это является, во-первых, результатом применения систем рекуперации энергии торможения в электрический накопитель энергии (по экспериментальным исследованиям, проведенным в ВоГТУ, возврат энергии в накопитель составляет 30...40 % от энергии, потребляемой ТС при движении его в условиях города). Во-вторых, используя адаптивные возможности электромеханической трансмиссии [16], можно вывести ДВС на режим внешней скоростной характеристики при стационарном характере нагрузки, где удельный расход топлива ДВС минимален. Все это позволяет реально (доказано экспериментально) повысить топливную экономичность ТС в 2-3 раза по сравнению с традиционными машинами, на которых механическая энергия передается к ведущим колесам без преобразования ее в электрическую.

Проблема дифференциала у электрифицированных ТС решается весьма просто. Дело в том, что тяговый электродвигатель мотор-колеса при движении ТС в нормальных дорожных условиях имеет мягкую механическую характеристику, при которой выдерживается режим постоянной

мощности, то есть частота вращения ведущего колеса изменяется обратно пропорционально моменту сопротивления вращению. Вследствие этого при повороте ТС скорость внутреннего колеса, испытывающего большее сопротивление движению со стороны дорожного покрытия, будет уменьшаться, в то время как скорость менее загруженного внешнего колеса пропорционально увеличится, что в механических передачах выполняет дифференциал.

Блокировка оси ведущего моста («выключение» дифференциала) у электрифицированной трансмиссии выполняется тоже намного проще - для этого даже не нужно останавливать ТС, достаточно с помощью электронной системы управления на всех ведущих колесах одновременно обеспечить жесткую механическую характеристику с заданной частотой вращения. Эта же система электронного управления тяговыми двигателями мотор-колес может обеспечить поворот полноприводного ТС без специального рулевого механизма, а также разворот ТС на месте при включении двигателей одного из бортов в обратном направлении, то есть появляются новые возможности в отношении повышения маневренности, проходимости и надежности ТС.

Многократно расширяются целевые функции ТС, так как появляется возможность собирать полноприводный автомобиль из универсальных модулей и создавать при этом ТС практически с любым числом ведущих осей, не сталкиваясь с конструктивными проблемами, связанными с компоновкой кинематической цепи. При этом существенно возрастает полезный объем ТС за счет пространства, которое раньше занимала механическая трансмиссия. Кроме того, унифицированные узлы и целые сборочные единицы во много раз повышают ремонтопригодность автомобиля и снижают время простоя его на ремонте и техническом обслуживании.

Литература

13. Александров И.К. Оценка фрикционных потерь в трансмиссии грузовых автомобилей на основе нового метода энергетического анализа механических передач // Транспорт на альтернативном топливе. - 2012. - № 4 (28). - С. 57-61.

14. Краткий автомобильный справочник НИИАТ. - М.: Транспорт, 1985. - 224 с.

15. Александров И.К. Пакет программ для персональной ЭВМ «РАКЕТ_11»: Расчет КПД и др. энергетических характеристик механических трансмиссий. - Вологда: ВоПИ, 1991. - 30 с.

16. Патент 2070649 С1 РФ, МКИ 6 F 02 D 45/00, В 60 К 41/16. Способ стабилизации минимального расхода топлива двигателем внутреннего сгорания и устройство для его осуществления / И.К. Александров, Е.В. Несговоров // Б.И. -1996. - № 35.

ЙИИИИР ШШД ЛЪаъ ¡ЯД уо «Транспорт на альтернативном топливе» № 5 (29) октябрь 2012 г.