Потери мощности в трансмиссии кпд. Кпд элементов механической трансмиссии. Радиусы колес автомобиля

ПЕРЕДАЧА КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА ДВИГАТЕЛЯ ВЕДУЩИМ

На современных автомобилях и тракторах, как зарубежных, так и отечественных, применяются поршневые двигатели внутреннего сгорания, в развитии которых установилась тенденция к увеличению их быстроходности. Это приводит к их компактности и малому весу. Однако, с другой стороны это приводит к тому, что крутящий момент на валу этих двигателей значительно меньше момента, который должен быть подведен к ведущим колесам машины, несмотря на сравнительно большую мощность этих двигателей. Следовательно, для получения на ведущих колесах необходимого для движения крутящего момента нужно в систему – "двигатель – ведущие колеса", ввести дополнительное устройство, обеспечивающее не только передачу момента двигателя, но и его увеличение. Роль этого устройства на современных автомобилях и тракторах выполняет трансмиссия. В трансмиссию входит целый ряд механизмов: сцепление, коробка передач, карданная, главная, конечная (бортовая) передачи, механизмы поворота, и дополнительные редукторы (раздаточные коробки), устанавливающие постоянное передаточное число. Момент от двигателя передается коробке передач посредством муфт сцепления. На современных машинах основное распространение получили фрикционные муфты сцепления. Отношение момента трения муфты М м к номинальному моменту двигателя Ме называется коэффициентом запаса муфты сцепления β:

С помощью упомянутого способа можно также оценить дополнительные потери мощности, такие как потери подшипников, масляных насосов и потерь на уплотнениях. Эти потери мощности изменяют входной и выходной крутящий момент редукторов; поэтому необходим новый трибологический расчет. Если точность итерационного процесса приемлема, процедура расчета может быть остановлена ​​и решения могут быть устранены.

Сравнение измерения и моделирования. Во время эксперимента входные и выходные моменты и скорости были обнаружены в разных условиях эксплуатации. Симулированная кривая эффективности очень хорошо согласуется с измеренными значениями, поэтому разработанный метод моделирования может быть использован в качестве надежного метода расчета для определения эффективности червячных передач.

β=М м / М е (1)

Величина этого коэффициента изменяется в широком диапазоне (1.5 - 3.8) для грузовых автомобилей и тракторов и выбирается из условий величины работы трения при буксовании в период разгона тракторного агрегата, а также предохранения от поломок деталей двигателя и трансмиссии при возможных перегрузках.

При выборе коэффициента β учитывают также возможное изменение коэффициента трения дисков муфты, уменьшение силы давления пружин из-за износа поверхностей трения и др. От муфты сцепления крутящий момент через коробку передач и другие элементы трансмиссии передается ведущим колесам. При отсутствии буксования между ведущими и ведомыми дисками муфты сцепления (δ сцеп =0) передаточное число трансмиссии в общем виде определится:

Рисунок 6 Сравнение измеренной и смоделированной эффективности анализируемого редуктора. Представленный физически обоснованный метод расчета для определения эффективности червячных редукторов имеет исключительное преимущество по сравнению с обычными эмпирическими уравнениями. В то время как последние дифференцируются только между зависимыми от нагрузки и без нагрузки потерями мощности, представленный метод расчета также разделяется между источниками потерь мощности. Это позволяет инженерам не только оценить общую потерю мощности, но и лучше понять каждый источник потерь мощности.

i тр =ω е /ω к = n е /n к, (2)

где ω е и n е – соответственно угловая скорость и частота вращения коленчатого вала двигателя;

ω к и n к - соответственно угловая скорость и частота вращения ведущих колес.

Равенство (2) можно представить в виде:

i тр =i к ∙i рк ∙i гл ∙ii кп = i к ∙i рк ∙i о, (2΄)

где i к – передаточное число коробки передач;

Таким образом, можно оптимизировать редукторы и уменьшить потери. Рисунок 7 Компоненты потери мощности червячного привода выше положения зацепления. В зависимости от положения сетки потеря мощности трения зубов сильно изменяется, как изменение коэффициента трения зубов на рисунке. Его среднее значение составляет ок. в три раза выше, чем вторая по величине потеря мощности - сумма потерь мощности четырех подшипников. Это также в три раза выше в исследуемой рабочей точке, чем потери масла. Наименьшая доля имеет сумму потерь мощности трех валов.

i рк – передаточное число раздаточной коробки;

i гл – передаточное число главной (центральной) передачи;

i- передаточное число механизма поворота;

i кп – передаточное число конечной (бортовой) передачи;

i о –постоянное передаточное число осуществленное в главной, механизме поворота, и конечной передачах, а также в других редукторах трансмиссии.

Для дальнейшего анализа источников энергии потери мощности были разделены на две группы в зависимости от места их генерации. На рисунке 8 показаны потери мощности на входе и на выходном валу. Это также показывает, что потери мощности на выходном валу можно игнорировать по сравнению с потерями входного вала. Кроме того, легко узнаваемый ноль-зависимый характер размораживания масла и потери мощности уплотнения вала. Высокое значение потерь мощности подшипника можно объяснить высокой осевой силовой составляющей силы реакции подшипника и высокой скоростью вращения червя.

Крутящий момент на ведущих колесах машины определяется:

М к =М е ∙i тр ∙η тр, (3)

η тр – КПД трансмиссии, который определяется из соотношения:

η тр =N к /N e =(N e - N тр)/N e =1-(N тр /N e) , (4)

где N к – мощность, подводимая к ведущим колесам;

N тр – мощность, теряемая в трансмиссии.

КПД трансмиссии η тр учитывает механические потери, которые имеют место в подшипниках, зубчатых сопряжениях коробки передач, центральной и конечной передачах и потери при взбалтывании масла. КПД трансмиссии обычно определяется экспериментально. Он зависит от типа конструкции трансмиссии, качества изготовления и ее сборки, от степени загрузки, вязкости масла и т.д. КПД современных автомобильных и тракторных трансмиссий при номинальном режиме работы находится в пределах 0.8..0.93 и зависит от числа пар шестерен включенных последовательно η кп =0.97..0.98; η ц.п. =0.975..0.990.

В исследуемом случае червь полностью погружен в отстойник; поэтому потери от обжатия были соответственно высокими, тогда как зубцы колеса были слегка погружены в масляный картер. Рисунок 8 Компоненты потери мощности червячных передач приводятся на вход и выходной вал выше положения зацепления.

Это краткое исследование показывает потенциал для повышения эффективности червячных передач благодаря уменьшению потерь мощности трения зубов и уменьшению потерь мощности подшипника червяком. Первая из них возможна благодаря оптимизации геометрии шестерни, уменьшению шероховатости поверхности и правильной смазке. Что касается второго, может оказаться полезным хорошая концепция подшипников.

Мощность, подводимая от двигателя к ведущим колесам авто­мобиля, частично затрачивается в трансмиссии на преодоление трения

Рис. 3.3. Графическая иллюстрация

потерь мощности в трансмиссии

автомобиля:

1 -- одно из возможных значений скорости автомобиля

(сухого или жидкостного).

Сравнение между измеренной и смоделированной эффективностью исследуемого редуктора показало очень хорошее соответствие. Это означает, что описанный комплексный метод расчета может достоверно прогнозировать эффективность червячных передач. Эта симуляция также подходит для анализа каждого компонента потерь шестеренок и, следовательно, может помочь инженерам оптимизировать решения для дисков.

Его текущие научные интересы включают трибологию червячных приводов, подшипников и уплотнений вала. В настоящее время Мадьяр обучает машинные элементы и инженерную трибологию. Бернд Зауэр имеет степень доктора технических наук в техническом университете Берлина. Его текущие научные интересы включают динамику и трибологию подшипников, уплотнений и цепных приводов.

Потери мощности на трение в трансмиссии (рис. 3.3)


Величина N трен включает в себя два вида потерь: механические и гидравлические.

Механические потери обусловлены трением в зубчатых зацеплениях,

карданных шарнирах, подшипниках, манжетах (сальниках) и т. п. Величина этих потерь зависит главным образом от качества обработки и смазки поверхностей трущихся деталей.

Энтропию часто неправильно понимают как своего рода «беспорядок». После введения объяснения ограниченной эффективности паровых двигателей этот термин также используется сегодня во многих других дисциплинах. Вряд ли какое-либо понятие физики так часто используется вне физики - и поэтому часто отклоняется от своего фактического значения - как энтропия. Термин, безусловно, имеет узко определенный смысл. Австрийский физик Людвиг Болцманн поставил конкретное определение этой физической величины во второй половине книги.

Он сосредоточился на микроскопическом поведении жидкости, то есть газа или жидкости. Он понимал беспорядочное движение атомов или молекул в виде тепла, что имело решающее значение для его определения. В замкнутой системе с фиксированным объемом и фиксированным числом частиц, указывает Больцманн, энтропия пропорциональна логарифму числа микросостояний в системе. Под микросостояниями он понимал все возможности того, как могут устроены молекулы или атомы клетчатой ​​жидкости. Его формула определяет энтропию как меру «свободы расположения» молекул и атомов: по мере увеличения количества проглатываемых микросостояний увеличивается энтропия.

Гидравлические потери мощности связаны с перемешиванием и разбрызгиванием масла в механизмах трансмиссии (коробка передач, раздаточная коробка, ведущие мосты и др.). Величина потерь этого

вида зависит от вязкости и уровня масла, залитого в механизмы трансмиссии, частоты вращения валов и шестерен. 29

Как указывалось в подразд. 3.3, потери мощности в трансмис­сии оценивают с помощью КПД трансмиссии, который можно определить следующим образом:

Если имеется меньше способов, которыми могут располагаться частицы жидкости, энтропия меньше. Формулу Больцмана часто интерпретируют как энтропию, синонимом «беспорядка». Однако эта упрощенная картина легко вводит в заблуждение. Примером этого является пена в ванной: когда пузыри лопнут, а поверхность воды станет гладкой, кажется, что беспорядок удаляется. Энтропия этого не делает! Фактически, он даже возрастает, потому что после разрыва пены потенциальное пространство для размещения молекул жидкости больше не ограничено внешними оболочками пузырьков - поэтому количество проглатываемых микросостояний увеличилось.


КПД трансмиссии равен произведению КПД механизмов, входящих в ее состав:


где k , кар, д, г - КПД соответственно коробки передач, карданной передачи, дополнительной коробки передач и главной передачи.

Определение Больцмана позволяет нам понять одну сторону этого термина, но энтропия также имеет другую макроскопическую сторону, обнаруженную немецким физиком Рудольфом Клаузиусом несколько лет назад. В 19 веке паровой двигатель был изобретен, классический тепловой двигатель. Тепловые двигатели преобразуют разницу температур в механическую работу. В то время физики пытались понять принципы, которым подчиняются эти машины. Исследователи обнаружили с раздражением, что только несколько процентов тепловой энергии могут быть преобразованы в механическую энергию.

Ниже приведены значения КПД трансмиссии различных ти­пов автомобилей и ее отдельных механизмов:

Легковые автомобили.......................................... 0,90...0,92

Грузовые автомобили и автобусы........................0,82...0,85

Автомобили повышенной

проходимости......................................................... 0,80...0,85

Коробка передач:

прямая передача................................................... 0,98...0,99

Остальное было как-то потеряно - без понимания причины. Теория термодинамики, казалось, не имела физической концепции, которая учитывала бы разную валентность энергии и ограничивала возможность преобразования тепловой энергии в механическую. Решение получило форму энтропии. На рубеже веков Клаузиус ввел этот термин как термодинамическую величину и определил его как макроскопическую меру свойства, ограничивающего удобство использования энергии.

Согласно Клаузиусу, изменение энтропии системы зависит от входного тепла и преобладающей температуры. Энтропия всегда передается вместе с теплом, поэтому его вывод. Кроме того, Клаузиус утверждает, что энтропия в замкнутых системах, в отличие от энергии, не является сохраняющейся величиной. Эта реализация вошла в физику как второй закон термодинамики.

понижающая передача.......................................... 0,94...0,96

Карданная передача.............................................. 0,97...0,98

Главная передача:

одинарная.............................................................. 0,96...0,97

двойная................................................................... 0,92...0,94

КПД трансмиссии не остается постоянным в течение всего срока эксплуатации автомобиля. В начале эксплуатации нового автомобиля детали механизмов трансмиссии прирабатываются, и ее КПД в течение некоторого времени повышается. Далее на протяжении длительного периода он остается почти постоянным, а затем начинает снижаться вследствие изнашивания деталей, отклонения их размеров от номинальных и образования зазоров. После капи­тального ремонта автомобиля и последующей приработки дета­лей КПД трансмиссии вновь возрастает, но уже не достигает пре­жнего значения.

«В замкнутой системе энтропия никогда не уменьшается». Поэтому энтропия всегда увеличивается или остается постоянной. Таким образом, в физику замкнутых систем вводится временная стрелка, поскольку с ростом энтропии термодинамические процессы в замкнутых системах необратимы.

Процесс был бы обратимым, если бы энтропия оставалась постоянной. Но это теоретически возможно. Все реальные процессы необратимы. По словам Больцмана, можно также сказать: количество возможных микросостояний увеличивается в любое время. Эта микроскопическая интерпретация расширяет термодинамически-макроскопическую интерпретацию Клаузиуса. Энтропия наконец решила тайну исчезнувшей энергии в тепловых двигателях. Часть тепловой энергии постоянно ускользает от механической юзабилити и снова высвобождается, потому что энтропия в закрытых системах не должна уменьшаться.

Для автомобилей, имеющих в трансмиссии гидравлические передачи (гидротрансформаторы, гидромуфты), КПД трансмиссии равен произведению механического M и гидравлического гид КПД:

Поскольку результаты Клаузиуса и Больцмана, энтропия также вошла в другие области физики. Даже за пределами физики они были заняты, по крайней мере, как математическая концепция. С таким размером он охарактеризовал потерю информации в передачах по телефонной линии.

Энтропия также играет роль в химии и биологии: в некоторых открытых системах могут образовываться новые структуры, если энтропия выходит наружу. Это должны быть так называемые диссипативные системы, в которых энергия преобразуется в тепловую энергию. Эта теория формирования структуры исходит от бельгийского физика Илья Пригожина. На сегодняшний день публикуются публикации, которые добавляют новые аспекты в физическую сферу концепции.


Гидравлический КПД существенно зависит от угловой скорос­ти валов и передаваемого момента.

3.5. Радиусы колес автомобиля

У колес автомобиля (рис. 3.4) различают следующие радиусы: статический r с , динамический r Д и радиус качения r кач.



Почему эффективность тепловых двигателей ограничена? Рудольф Клаузиус решил эту загадку, представив концепцию энтропии. Физик рассматривал цикл идеализированного теплового двигателя, чередующегося расширения и сжатия в изотермических и изэнтропических условиях. Объединив сохранение энергии со вторым законом термодинамики, следующее неравенство для эффективности приводит к этому так называемому процессу Карно.

Таким образом, максимальная достижимая эффективность теплового двигателя ограничена термодинамическими законами. Пример. Если машина работает от 100 до 200 градусов Цельсия, максимальная достижимая эффективность составляет около 21 процента. Из сохранения энергии и второго закона термодинамики могут быть получены две другие полезные идеи: тепло может только изменяться от холодного до теплого тела при работе - холодильники и тепловые насосы нуждаются в энергоснабжении. Во-вторых, вы не можете выполнять работу с резервуаром с постоянной температурой.

Статическим радиусом называется расстояние от оси непод­вижного колеса до поверхности дороги. Он зависит от нагрузки, приходящейся на колесо, и давления воздуха в шине. Статичес­кий радиус уменьшается при возрастании нагрузки и снижении давления воздуха в шине, и наоборот.

Динамическим радиусом называется расстояние от оси катяще­гося колеса до поверхности дороги. Он зависит от нагрузки, дав­ления воздуха в шине, скорости движения и момента, передавае­мого через колесо. Динамический радиус возрастает при увеличении скорости движения и уменьшении передаваемого момента, и наоборот.

Это всегда требует потока тепла между резервуарами различной температуры. Термин энтропия - это новое образование Рудольфа Клаузиуса из греческих слов и переведенное означает «конверсионный контент». Формула утверждает, что энтропия всегда передается вместе с теплом.

Определение энтропии Больцмана основано на понимании тепла как неупорядоченного движения атомов или молекул. Под микросостоянием понимаются возможности того, как могут быть расположены молекулы или атомы клетчатой ​​жидкости. Эта стоимость может быть отражена в конечной цене автомобиля и приносит пользу потребителю, который в конечном итоге платит меньше за автомобиль, который его использует.

Радиусом качения называется отношение линейной скорости оси колеса к его угловой скорости:


Радиус качения, зависящий от нагрузки, давления воздуха в шине, передаваемого момента, пробуксовывания и проскальзывания колеса, определяется экспериментально или вычисляется по формуле


(3.13.)

где n к - число полных оборотов колеса; S К - путь, пройденный колесом за полное число оборотов.

Из выражения (3.13) следует, что при полном буксовании колеса (S k = 0) радиус качения r кач = 0, а при полном скольжении (n к = 0) г кач → оз.

Как показали исследования, на дорогах с твердым покрытием и хорошим сцеплением радиус качения, статический и динами­ческий радиусы отличаются друг от друга незначительно. Поэтому можно

При выполнении расчетов в дальнейшем будем использовать это приближенное значение. Соответствующую величину назовем радиусом колеса и обозначим r k .

Для различных типов шин радиус колеса может быть определен по ГОСТ, в котором регламентированы статические радиусы для ряда значений нагруз-

Рис. 3.4. Радиусы колеса 31

ки и давления воздуха в шинах. Кроме того, радиус колеса, м, можно рассчитать по номинальным размерам шины, используя выражение


(3.14)

Рис. 3.4. Радиусы колеса

где d - диаметр обода колеса, м; В ш - ширина профиля шины, м; λ ш =0,8...0,9 - коэффициент смятия шины.

Формула (3.14) обеспечивает наиболее точные результаты для самого распространенного типа шин - тороидальных.