CC BY
36
Продолжение таблицы 1
Обозначения: Lн - пробег автомобилей до первого КР, км, Lп - пробег автомобилей после первого КР до списания, км; А ь А2 - соответственно, среднесписочное число автомобилей, имеющих пробег меньше Lн («новых») и выполнивших этот пробег и находящихся в эксплуатации или прошедших КР («старых») автомобилей; LН1, LН2 - соответственно, нормативная периодичность ТО-1 и ТО-2, км; Кь К2, К 3 - коэффициенты корректировки LН, LН1, LН2 по «Положению...»; Д2 - нормативный простой в ТО-2 дней; НКР - количество КР за амортизационный срок; ДТР - нормативный удельный простой в ТР; Дкр - нормативный простой в КР, дней; Т2Э, ТТРЭ - число часов работы зон ТО-2 и ТР, совпадающее со временем эксплуатации автомобилей (работы на линии); ДРГ - число дней работы в году автомобилей на линии; ДЭц - число дней эксплуатации за цикл
Сущность циклового метода заключается в том, что сначала определяется количество обслуживаний за цикл эксплуатации на 1 автомобиль, а затем производится пересчёт с помощью коэффициента цикличности Нц на число обслуживаний в год на весь парк. При этом за цикл эксплуатации принимается средний пробег до КР или (при отсутствии КР) - назначенный ресурс автомобиля.
При ускоренном расчёте годовая программа определяется делением общепаркового годового пробега на периодичность соответствующего вида обслуживания.
Сравнительные расчёты показали, что оба метода дают приблизительно одинаковые по точности результаты и отличаются лишь последовательностью и числом расчётных операций. Их общий недостаток состоит в том, что они не учитывают целый ряд конкретных условий реальных АТП, поэтому они, как правило, применяются только в типовом проектировании.
Более точные результаты даёт методика уточнённых расчётов [5], учитывающая эти условия, но она более сложна и применяется только при индивидуальном проектировании и реконструкции действующих АТП.
Поскольку две первых методики имеют примерно одинаковые по точности результаты, то более предпочтительной из них является методика ускоренного расчёта. Она позволяет сократить число расчётных операций по сравнению с цикловым методом на 7 операций (табл. 1). К тому же этот способ определения производственной программы ТО и ремонта автомобилей более прост для понимания студентами.
Для повышения точности расчётов по упрощённой методике предлагается внести в неё некоторые уточнения из третьей методики [5].
1) в формулу расчёта коэффициента технической готовности ввести коэффициенты КТО-2 и КТР, учитывающие использование эксплуатационного времени автомобиля для выполнения ТО-2 и ТР Т.е. разделить общий удельный простой (Дто и тр, дн. / 1000 км) на удельный простой в ТО-2 (коэффициент КТО-2) и простой в ТР (коэффициент КТР): табл. 1 (строка 12, столбец 4).
2) при расчёте числа ЕОс (уборочно-моечных работ (УМР)) для грузовых автомобилей принимается периодичность LЕОс, равной от 3Ц. до 5Ц., т. к. из опыта эксплуатации этих автомобилей известно, что в среднем по году их мойка производится один раз в 3-5 дней. Правда, эта норма не содержится в действующем «Положении...» [9]. С учётом этих уточнений рекомендуется применять методику ускоренного расчёта производственной программы ТО, Д, КР и при индивидуальном проектировании, а также в проектах расширения, реконструкции и технического переоснащения действующих АТП.
Заключение
Сравнительный анализ результатов расчёта производственной программы ТО и КР цикловым методом и по ускоренной методике показал их равноценность, но при этом второй метод является более простым.
В технологическом расчёте при типовом проектировании следует применять ускоренный метод расчёта производственной программы ТО и КР.
При внесении ряда уточнений в методику ускоренного расчёта производственной программы она может быть рекомендована для применения и в индивидуальном проектировании, а также в проектах расширения, реконструкции и технического переоснащения действующих АТП.
Список литературы
1. Кузнецов Е.С., Курников И.П. Производственная база автомобильного
транспорта. - М.: Транспорт, 1988. - 232с.
2. Крамаренко Г.В. Техническая эксплуатация автомобилей: Учебник для
ВУЗов. - М.: Автотрансиздат, 1962. - 500 с.
3. Давидович Л.Н. Проектирование предприятий автомобильного
транспорта. - М.: Транспорт, 1967. - 404 с.
4. Напольский Г.М. Технологическое проектирование автотранспортных
предприятий и станций технического обслуживания. - М.: Транспорт, 1985. - 232 с.
5. Карташов В.П. Технологический расчёт и планировка автотранспорт-
ных предприятий. - Саратов: Приволжское книжное изд-во, 1971. - 200 с.
6. Мирошников Л.В., Болдин А.П., Пал В.И. Диагностирование техничес-
кого состояния автомобилей на автотранспортных предприятиях. - М.: Транспорт, 1977. - 263 с.
7. Рыбин Н.Н. Проектирование и реконструкция автотранспортных
предприятий: Учебное пособие. -Курган: Изд-во КГУ, 2007. - 128 с.
8. Новиков А.Н., Бакаева Н.В. Проектирование предприятий автотранс-
порта: Учебное пособие.- Орёл: Изд-во Орловского ГТУ, 2003. - 80 с.
9. Положение о техническом обслуживании и ремонте подвижного
состава автомобильного транспорта. - М.: Транспорт, 1986.-73 с.
УДК 629.113-585.1 С.С. Гулезов
Курганский государственный университет
СНИЖЕНИЕ ПОТЕРЬ В АВТОМОБИЛЬНЫХ МЕХАНИЧЕСКИХ КОРОБКАХ ПЕРЕДАЧ
Аннотация. Анализируются источники потерь мощности в автомобильных коробках передач. Предлагается схема трехвальной коробки передач, позволяющая снизить потери мощности при движении автомобиля на прямой передаче в коробке передач.
Ключевые слова: автомобиль, коробка передач, потери, снижение.
S.S. Gulezov Kurgan State University
LOSSES REDUCTION IN AUTOMOTIVE MECHANICAL TRANSMISSION
Annotation. The source of power losses in automotive transmissions is analyzed. Three-shaft gearbox scheme is offered. It allows to reduce loss power when the vehicle is in the direct drive in the gearbox.
Key words: a car, a geardox, losses, reduction.
Введение
Одним из достоинств механических трансмиссий автомобилей является высокий коэффициент полезного действия (КПД). Для автомобилей с одной задней ведущей осью значение КПД в зависимости от включенной передачи может быть принято 0,85...0,90 при одинарной главной передаче и 0,80.0,85 при двойной. Усилия многочисленных ученых и производителей автомобилей привели к созданию конструкций агрегатов с достаточно малыми потерями. Для отдельных агрегатов значения КПД могут приниматься в следующих пределах: коробка передач - 0,96.0,98, трехшарнирная карданная передача - 0,985, главная передача - 0,93.0,97.
Можно полагать, что дальнейшее совершенствование конструкций агрегатов существующих схем не приведет в них к заметному снижению потерь. Требование снижения расхода топлива автомобилями заставляет больше обращать внимание на те пути снижения потерь мощности в агрегатах, на которые в виду их малости обычно не обращали внимание.
1. Трехвальная коробка передач с малыми потерями на прямой передаче
1.1. Источники потерь мощности в автомобильных трансмиссионных агрегатах с зубчатыми зацеплениями
Рабочий процесс любого зубчатого агрегата (коробка передач, главная передача, редуктор общего назначения и т.п.) сопровождается потерей в нем части энергии приводного двигателя на преодоление сил трения.
Потери мощности есть как в нагруженном агрегате, так и в агрегате, работающем без нагрузки. В связи с этим при детальном анализе рабочего процесса агрегата выделяют нагрузочные потери и потери холостого хода. К последним относят механические потери (потери в подшипниках, зацеплениях зубчатых колес, уплотнениях) и гидравлические потери (на взбалтывание масла - барбо-тажные или дисковые потери - и потери на вытеснение масла из зацеплений зубчатых колес). Соотношение указанных потерь в общем балансе для конкретного агрегата в значительной степени зависит от его температурного состояния и режима работы.
Гидравлические потери на некоторых режимах работы агрегата могут составлять значительную долю общих потерь в агрегате. Отличительной особенностью трех-вальных коробок передач является наличие прямой передачи, при работе на которой зацепления зубчатых колес не участвуют в передаче крутящего момента. На этом режиме потери в коробке передач не превышают 1.2%, и основную их долю, как правило, составляют гидравлические потери.
Гидравлические потери с достаточной точностью могут определяться по методике, предлагаемой в работе [1]. Раздельно определяются дисковые потери и поте-
ри на вытеснение масла. Расчет ведется отдельно по зацеплениям, а дисковые потери определяются только для погруженных в масло шестерен.
На величину дисковых потерь оказывают влияние режимные факторы (скорость, температура агрегата, направление вращения и др.). Однако если рассматривать движение автомобиля с трехвальной коробкой передач, у которой погружены в масляную ванну только шестерни промежуточного вала, агрегат прогрет, а первичный вал коробки передач вращается со средними или высокими оборотами, то для расчета дисковых потерь можно использовать приведенное ниже выражение.
R) {R
C„ = 0,376 ReFr-I I-
п - MD
где cm ~pmörb ' коэффициент момента;
-0.376 f
IV
у„
Y
Re = —— критерий Рейнольдса;
V
77 MR2
Fr = -g~ - критерий Фруда;
H_ ~R
отношение глубины погружения шестерни к ра-
диусу;
b
— - отношение ширины шестерни к радиусу;
К
V
—— отношение погруженного объема шестерни к
VM
объему залитого масла;
Ум
- отношение погруженного объема всех шес-
терен к объему залитого масла;
М0 - момент дисковых потерь одной шестерни;
р - плотность масла;
щ - угловая скорость вращения шестерни;
И,Ь - наружный радиус и ширина шестерни;
н - кинематическая вязкость масла;
д - ускорение свободного падения.
При тех же условиях потери на вытеснение масла
С„„ = 5623 К.е-0,88^78| Л (Л ",
С = М в
где ^мв „„20зд
pm R0 bl
коэффициент момента потерь
на вытеснение;
Re =
mR0l
Fr--
m2 R02
R0 - радиус делительной окружности;
I - высота зуба;
10 - масштабный фактор длины, введенный для компенсации размерности.
Мощность гидравлических потерь определяется как сумма потерь по каждому зацеплению и позволяет оценить их вклад в общие потери в агрегате.
Выполненная расчетная оценка составляющих потерь мощности для грузового автомобиля типа ЗИЛ-130 показала, что при движении на прямой передаче в коробке передач гидравлические потери составляют
0 2
1. 5
0. 124
0
M
0
V
26
ВЕСТНИК КГУ, 2011. №1
50...75% общих потерь. Известно, что время движения на прямой передаче составляет 60.75% от общего времени. Поэтому целесообразно предложить конструкцию коробки передач с полным исключением гидравлических потерь на этом режиме.
1.2. Схема трехвальной коробки передач с отключаемыми шестернями на прямой передаче
На рис. 1 показана кинематическая схема пятиступенчатой трехвальной коробки передач с отключаемыми шестернями на прямой передаче. Шестерня 1 привода промежуточного вала 2 коробки передач свободно закреплена на первичном валу 4. Вторичный вал составной, состоит из внутреннего сплошного вала 6 и внешнего полого вала 7. Сплошной вал передает момент только на прямой передаче, а на полом закреплены шестерни промежуточных передач. На рис. 1 а показан режим прямой передачи. Муфта 3 соединяет первичный вал 4 и внутренний сплошной вал 6, а муфта 5 отключает полый вал 7, при этом все шестерни коробки передач не вращаются. Нагружены только подшипники первичного и вторичного вала, гидравлические потери полностью исключаются. Режим работы, сходный с работой обычной трехвальной коробки передач, показан на рисунке 1,б.
B.M. Tverskov Kurgan State University
CHOICE OF TRANSMISSION DAMPER FOR A FOUR-AXLE TRACTOR
Annotation. The results of researches in transmission loading trucks MAZ-537 are given. They have been carried cut to select design torsional vibration damper, which would provide optimal vibration damping and would have a sufficient service life, and would be inexpensive in production.
Key words: damper, resonance, vibration, transmission.
На тягаче (рис.1) между двигателем и гидротрансформатором установлен согласующий редуктор (повышающая передача), передаточные числа которой могут быть различные, что делает возможным использовать один гидротрансформатор для двигателей с мощностью 375, 425, 525 и 650 л.с. Участок трансмиссии между двигателем и гидротрансформатором называется дотрансформаториой зоной (рис. 2). Он наиболее нагружен крутильными колебаниями двигателя.
а б
Рис. 1. Кинематическая схема коробки передач с отключаемыми шестернями на прямой передаче: а - режим прямой передачи; б - режим понижающих передач
Заключение
Предлагаемая схема трехвальной коробки передач с отключаемыми на прямой передаче шестернями позволяет исключить гидравлические потери и позволит повысить КПД при движении на указанном режиме до 99,0.99,7%.
Список литературы
1. Терехов А.С., Шпитко Г.Н. Гидравлические потери в коробках передач со смазкой окунанием//Вестник машиностроения.- 1975.- № 5. -С. 13-17.
УДК 629.113/115.62-752.2 Б.М. Тверсков
Курганский государственный университет
ВЫБОР ДЕМПФЕРА ДЛЯ ТРАНСМИССИИ ЧЕТЫРЕХОСНОГО ТЯГАЧА
Аннотация. В статье приведены результаты исследований нагруженности трансмиссии тягачей МАЗ-537, выполненных с целью выбора конструкции демпфера крутильных колебаний, который обеспечивал бы оптимальное гашение колебаний, имел достаточный срок службы и был недорогим в производстве.
Ключевые слова: демпфер, резонанс, колебание, трансмиссия.
Рис. 1. Тягач МАЗ-537
Двигатель 1 (рис.2) через демпферное устройство 2 соединяется с повышающей передачей 3 и далее через упругую муфту 4 и карданный вал 5 с насосным колесом гидротрансформатора 6.
При пуске двигателя трансмиссия не отключается. Для снижения размахов колебаний крутящего момента как при пуске, так и при других режимах работы служит демпфер. Причинами исследований были быстрый износ и поломки серийного упруго-фрикционного демпфера, наступавшие после 5...10 тыс. км пробега.
Рис. 2. Дотрансформаторная зона трансмиссии четырехосного тягача МАЗ-537: 1 - коленчатый вал двигателя; 2 - демпфер; 3 - согласующий редуктор; 4 - резиновая муфта; 5 - карданный вал; 6 - гидротрансформатор
Совершенствование демпфера шло в направлении исследований серийного и создания новых конструкций
