Введение

Современные автомобили передовых фирм мира оснащаются, как обычными механическими синхронизированными коробками передач (КП) ручного управления переключением в сочетании со сцеплениями сухого трения или гидромуфтами (ГМ), так и гидродинамическими передачами (гидротрансформаторами(ГДТ)) в сочетании с планетарными или рядными компоновками механических КП автоматического управления переключением передач; в этом последнем сочетании такие передачи получили название гидромеханические передачи (ГМП). Гидромуфты состоят из расположенных в общем корпусе лопастных колёс – насосного, соединённого с валом ДВС и турбинного соединённого с выходным валом ГМ, а гидротрансформаторы, кроме того имеют одно или несколько дополнительных колёс, устанавливаемых, обычно, на муфтах свободного хода (МСХ) и называемых реакторами, которые в случае их блокировки относительно неподвижного корпуса позволяют увеличивать передаваемый момент от ДВС в «k» раз. ГМП способны ограничивать момент сопротивления, которым нагружается ДВС и сглаживать пульсации этого момента при пульсирующем изменении сопротивления потребителя. Этим они защищают ДВС и механическую часть трансмиссии от перегрузок и ударных нагрузок, увеличивая их долговечность. ГМП устраняют также перегрузку ДВС во время пуска и при разгоне автомобиля, обладающего большой инерцией, благодаря чему отпадает необходимость завышения мощности ДВС для обеспечения разгона. Гидротрансформаторы (ГДТ) в отличие от гидромуфт (ГМ), как было отмечено выше, обеспечивают бесступенчатое увеличение передаваемого крутящего момента в зависимости от частоты вращения выходного вала. При возрастании сопротивления потребителя, например, при движении автомобиля на подъёме, и, следовательно, при снижении частоты вращения выходного вала, передаваемый момент увеличивается в «k» раз. При этом улучшается использование мощности ДВС. На оптимальных режимах работы КПД ГДТ, в том числе, когда он переходит на режим ГМ достигает высоких значений 86…96%, что незначительно меньше КПД обычных механических КП.

Соответствие ГДТ требованиям совместной работы с определённым ДВС и потребителем (преодолеваемое дорожное сопротивление) определяется свойствами его характеристики. Она должна обеспечивать, как наилучшее использование приводимого в движение автомобиля в различных дорожных условиях, так и возможности ДВС. При этом в областях режимов вероятной длительной эксплуатации КПД ГМП должен быть достаточно высок. При выборе размера ГДТ для согласования его характеристики с характеристикой ДВС возможны два случая: 1) ГДТ выбранного типа выпускается промышленностью и их размеры и характеристики известны; 2) для выбранного типа ГДТ известны относительные размеры проточной части и обобщённая (безразмерная) характеристика, сам же ГДТ должен быть разработан и изготовлен заново. В первом случае ГДТ согласуется с ДВС при помощи промежуточной зубчатой передачи, во втором – определяется активный диаметр D_a проточной части ГДТ и проектируются его рабочие органы, применяя метод пересчёта остальных линейных размеров с модельного образца.

В данном курсовом проекте рассматривается 2-ой случай, когда определяется размер D_a , принимая во внимание передаточное отношение согласующей передачи i_с.п. =1 и когда безразмерная прямой прозрачности характеристика ГДТ задана табличными данными для построения кривых k = f(i), η = f(i) и λ₁ = f(i). Прозрачность характеристики ГДТ выражается коэффициентом прозрачности П = λ_1max / λ_1p , где λ_1max – коэффициент момента насосного колеса при i = 0 (в данном КП прямой, т.е. падающей прозрачности), λ_1p – коэффициент момента при k =1, когда ДВС вышел на режим номинальной частоты, а ГДТ – уже перешёл на режим ГМ (реакторы разблокировались). 3.1 Теоретические основы расчёта тягово-скоростных характеристик автомобиля (ТСХА) с гидромеханической передачей (ГМП).

3.1.1 Выбор, расчёт и построение безразмерной характеристики гдт.

Современной наукой и техникой уже созданы достаточно совершенные гидромеханические передачи (ГМП) для транспортных и технологических машин. Важным элементом ГМП является гидротрансформатор (ГДТ), работающий совместно с коробкой передач (КП) с геометрическими или планетарными осями. Наибольшее распространение на автомобильном транспорте, особенно легковом, в последнее время получили планетарные 2^х, 3^х, 4^х, 5-тии даже 6-ти ступенчатые (скоростные) КП: в данном примере 3^х ступенчатая со сцепными сателлитами. ГДТ выбирается двух реакторным для всех вариантов задания и строится его безразмерная характеристика (см. рис. 3.1) по данным таблицы 3.1. КПД() ГДТ по определению равен -коэффициент трансформации, -передаточное отношение валу ГДТ, - мощность, крутящий момент, частота вращения соответственно на входном и выходном валу ГДТ.

Таблица 1

Безразмерные характеристики гидротрансформатора	Передаточные отношения i = n2/n1
	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	0
η = k. i. 100%	27	50	68	80	86	88	90	87	90		–
k = M2/M1	2,8	2,5	2,25	2,0	1,75	1,5	1,3	1,1	1,0		3,00
λавт. 103	4,65	4,15	3,65	3,15	2,65	2,25	1,80	1,60	1,4	0	5,00
λлег. 103	2,80	2,70	2,30	2,10	1,90	1,70	1,50	1,30	1,0	0	3,00
λгруз. 103	2,30	2,50	2,60	2,70	2,60	2,50	2,30	2,00	1,3	0	2,10

Рис.3.1. Безразмерная характеристика.

При i = 0,6 = 88% включение 2-го реактора;

при i = 0,85 = 84% начало режима гидромуфты.

3.1.2 Расчёт нагрузочных парабол, построение графика согласования работы системы двс-гдт и определение точек совместной работы.

На основе теории гидродинамического подобия момент M1насосного колеса пропорционален плотности рабочего тела (масла), частоте вращения во второй степени, активному диаметру в пятой степени и коэффициенту пропорциональности , называемому коэффициентом насосного колеса, который может быть постоянным (=const) и переменным (=var). Тогда момент насосного колеса может быть рассчитан по формуле:

(3.1)

При =const ГДТ называется непрозрачным, а при =var- прозрачным. В зависимости от назначения транспортных и технологических машин прозрачность ГДТ может быть падающей (с увеличением передаточного отношения  уменьшается- ,например легковые автомобили см. рис. 3.1), смешанной (с увеличением передаточного отношения  сначало увеличивается, достигает максимума, а затем уменьшается –например, грузовые автомобили см. рис. 3.1) и возрастающей для технологических машин определённого назначения.

Из формулы (3.1) активный диаметр (диаметр проточной части) должен быть определён при значении (частота ):

(3.2)

Для построения графика согласования работы “системы ДВС-ГДТ” выполняются расчёты моментов нагрузочных парабол для каждого значения коэффициента крутящего момента насосного колеса (для непрозрачного ГДТ – парабола будет одна)  результаты расчётов заносятся в таблицу 3.2. По данным таблицы 3.2 строится график согласования работы “системы ДВС-ГДТ” (см. рис. 3.2).

Таблица 3.2

№№ п.п. расчётн. параболы	Передаточное отношение i=n2/n1	Коэффициент крутящего момента, .103, мин.2/об.2	Расчётные значения моментов нагрузочной параболы, М1, Н.м
			nmin=900	nx1=2200	nM=3500	nN=5600
1	i =0	2,1	6,206	32,08	93,86	240,20
2	i =0,4	2,7	7,97	47,67	120,66	308,89
3	i =0,6	2,5	7,38	44,14	111,72	286,00
4	i =0,8	1,3	3,84	22,94	58,06	148,64
5	i =0,9	1,0	2,95	17,66	44,69	114,42
			113,49	123,8	123,4	100,00

Рис.3.2. График согласования работы «системы ДВС–ГДТ»

По графику согласования (см. рис. 3.2) в точках пересечения кривой крутящего момента двигателя с кривыми нагрузочных парабол определяются рабочие частоты и соответствующие им рабочие крутящие моменты . Результаты графических расчётов величин заносятся в таблицу 3.3 и являются исходными данными для дальнейших расчётов.