Общая схема трансмиссии автомобиля: works.doklad.ru — Учебные материалы

Содержание

Влияние выбора схему трансмиссии на общие конструктивные решения полноприводных автомобилей

ВЛИЯНИЕ ВЫБОРА СХЕМУ ТРАНСМИССИИ НА ОБЩИЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ ПОЛНОПРИВОДНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ

 

Бойцов Д.С. (БГИТА, Брянск, РФРФ)

Научный руководитель работы  доцент Синицын С.С.

 

Results of the analysis of transmission with different differential mechanism

 

На выбор схемы и на работу трансмиссии влияют три груп­пы взаимосвязанных факторов: конструктивные характеристики автомобиля, преимущественные условия эксплуатации и основ­ные режимы движения.

Из конструктивных характеристик определяющими являются общие конструктивные решения, касающиеся схемы рулевого управления, статической равномерности загрузки осей и пара­метров шин. Число осей и размещение их по базе влияют соот­ветственно на потери мощности и на переменную динамическую составляющую момента в приводе.

Схема трансмиссии может быть значительно упрощена за счет уменьшения числа  развязывающих узловых точек (РУТ) при передних и задних управляемых осях, при полностью равномерной статической загрузке осей и при шинах, имеющих большую тангенциальную эластичность и равные давления. Сокращением числа неведущих осей автомобиля при дифференциальной схеме привода можно значительно сократить мощность, затрачиваемую на преодоление сопротивления качению, а следовательно, и рас­ход топлива.

На работу трансмиссии влияют такие условия эксплуатации, как состояние грунта (его тангенциальная податливость), ров­ность поверхности дороги и общее внешнее сопротивление дви­жению. Различная податливость грунта под отдельными колесами (осями) снижает тягово-сцепные возможности автомобиля и, следовательно, его проходимость

Основным режимом движения, определяющим наиболее нап­ряженные условия работы трансмиссии, является криволинейное движение автомобиля. При таком движении возникает макси­мальное кинематическое несоответствие между многими элемен­тами ходовой части (до 30%), компенсация которого за счет приведенной тангенциальной эластичности шин и грунта оказы­вается невозможной. Необходима установка развязывающих механизмов.

Лучшими типами развязывающих механизмов являются дифференциальные механизмы, способные обеспечить оптимальное распределение моментов по колесам, что важно с точки зрения экономичности, управляемости и проходимости автомобиля. Дифференциалы должны иметь принудительную автоматическую или полуавтоматическую блокировку главным образом для обеспечения проходимости при вывешивании отдельных колес (осей) и рациональное внутреннее передаточное отношение. Отключающиеся муфты и муфты свободного хода применять нецелесооб­разно. Отключая периодически определенную группу колес, они лишают многоосный автомобиль основного его преимущества — полнопроводности, как следствие, снижаются экономичность, проходимость, устойчивость по заносу и другие эксплуатацион­ные качества.                        

При работе обычного конического дифференциала (относительном вращении полуосей) имеют место некоторые по­тери мощности на преодоление сил трения внутри механизма, В основном это трение полуосевых шестерен и сателлитов о корпус и сателлитов о пальцы крестовины. При точных расчетах эти виды трения следует учитывать. Потери мощности на трение в зацеплении зубьев шестерен и во втулках полуосевых шесте­рен за малостью в наших  расчетах не учитываются. Как показал опыт, в  обычном коническом дифференциале после его приработки (после 10—15 тыс. км пробега) коэффициент бло­кировки составляет величину порядка 1,07—1,10.

На базе обычного конического дифференциала может быть создана простая схема  блокирующегося дифференциала,  названная условно дифференциалом с повышенным внутренним трением.

Рисунок 1- Дифференциал с повышенным внутренним трением

 

На рисунке 1 показан дифференциал, созданный по такой схеме.  В этом механизме между полуосевыми шестернями и корпусом уста­новлены дисковые муфты. Диски с наружными зубьями связаны с  корпусом,  а  диски  с  внутренними  зубьями — с  полуосевыми шестернями. При относительном вращении полуосей силы трения, возникающие в муфтах и в других элементах трения, со­здают блокирующие свойства механизму. Диски муфт сжи­маются под действием осевых сил, возникающих в зацеплении полуосевых шестерен с сателлитами.

Тип выбранной трансмиссии существенно влияет на выравни­вание тормозных моментов на колесах и, как следствие, на ус­тойчивость движения при торможении многоосного автомобиля.

Поскольку на выбор оптимальной схемы трансмиссии и ее работу кроме общих конструктивных решений оказывают влия­ние другие конструктивные эксплуатационные и дорожные фак­торы, исходить при выборе общей схемы автомобиля из схемы трансмиссии вряд ли целесообразно. Схему трансмиссии следует выбирать по разработанной методике, исходя из заданной общей схемы автомобиля и преимущественных условий его эксплуа­тации.

 

История создания шестиколесных грузовиков

В. Степанов

К началу 20-х годов прошлого века грузовой автотранспорт уже играл существенную роль в экономике ведущих стран мира. От конструкторов требовали автомобили, которые перевозили бы больше груза с большей скоростью. Если последнее требование привело к быстрому появлению более мощных двигателей, то с первым все оказалось сложнее. Препятствием к повышению грузоподъемности машин стала недостаточная прочность дорожного полотна. Вот тогда-то и появились первые трехосные грузовики, без которых сегодня невозможно представить себе современное автохозяйство.

В первые вопрос о шестиколесных грузовиках (а именно так их называли в печати) возник после Первой мировой войны, в 1918 г., в связи с тем, что борьба за эффективность автотранспорта требовала осуществлять как можно больший объем перевозок при минимальном количестве единиц дефицитной транспортной техники. Военные, анализируя опыт применения грузовиков в годы войны, настаивали на существенном повышении проходимости автомобилей, роль которых трудно было переоценить. Казалось, что требования и гражданских, и военных перевозчиков можно удовлетворить, стоит только перейти на колеса большего диаметра с соответствующими пневмати/ками (сейчас – шины). Построенные опытные образцы подобных машин выявили их слабую сторону: водители жаловались на трудности обращения с колесами большого диаметра, их монтажа, замены шин и т.

п. Кроме того, практически во всех странах вводились ограничения на осевую нагрузку и предельную массу четырехколесных автомобилей, которые делали невозможным существенное повышение грузоподъемности грузовиков. В частности, в России и Германии максимально допустимый вес четырехколесных автомобилей равнялся 9,0 т, в Америке в разных штатах – от 10,9 до 11,8 т. Учитывая, что снаряженная масса грузовика примерно равнялась в то время его полезной нагрузке, можно сделать вывод: максимальная грузоподъемность четырехколесной машины не могла превысить 6,0 т.

Вклад шинников

Так уж получилось, что прорыв в решении назревшей проблемы совершили шинники: первый шестиколесный грузовик был построен в США на заводе шинной компании Goodyear Tire & Rubber Co. в 1918 г. Этот шаг был завершающим этапом разработки новых шин Gigant, специально создававшихся для трехосных грузовиков. Шины Gigant позволяли существенно поднять скорость перевозок грузов, однако имели недостаточно высокую грузоподъемность, поэтому и были оптимальным решением для шестиколесного грузовика.

Испытания показали, что при одинарных колесах на среднем и заднем мостах давление на грунт от каждого из колес составило 0,14 кг/см2, в то время как задние колеса двухосного грузовика оказывали давление на грунт 0,42 кг/см2. Таким образом, имелась возможность увеличить грузоподъемность автомобиля при повышении скорости его движения. Выяснилось, что трехосный грузовик благодаря меньшему удельному давлению на грунт увереннее передвигается по мягкому грунту, чем двухосный, это получило высокую оценку со стороны военных. Вскоре было продемонстрировано, что у трехосных грузовиков большая курсовая устойчивость, при этом их ходовая часть лучше сопротивляется заносу на скользкой дороге, так как вероятность того, что все четыре задних колеса одновременно потеряют сцепление с дорожным полотном, очень невелика.

После постройки первого образца трехосного грузовика в Соединенных Штатах прокатилась волна создания множества подобных конструкций. Законодатели повысили допустимую полную массу шестиколесных машин по сравнению с четырехколесными в полтора раза. К примеру, в штате Делавэр он достиг 16,3 т, в Канзасе – 15,5 т, в Неваде – 17,3 т. Трехосные грузовики заполонили американские магистрали, а вскоре вслед за заокеанскими фирмами к производству подобных машин приступили в Европе. Лидером этого направления в Старом Свете стала немецкая фирма Bussing A.G., чьи конструкции отличались техническим совершенством.

Когда задняя ось была неведущей

Следует заметить, что в первые годы разработки нового типа грузовиков конструкторы ограничивались подведением под раму дополнительной неведущей третьей поддерживающей оси, главное назначение которой заключалось в передаче полной массы автомобиля через большее число опор. Трансмиссия грузовика в этом случае была идентична трансмиссии двухосной модели.

Шасси трехосных грузовиков отличалось от шасси двухосных машин более длинной рамой и специальной подвеской задних мостов. На первых трехосках наибольшее распространение получила так называемая балансирная подвеска мостов с двумя полуэллиптическими рессорами с каждой из сторон автомобиля. Обе рессоры стягивались в средней части хомутами вместе со специальным подшипником между ними, допускающим значительные перекосы мостов под воздействием дорожного полотна. Крепление рессор производилось не точно посередине, а ближе к среднему мосту, что перемещало основную часть нагрузки ближе к ведущим колесам. Это решение способствовало лучшему сцеплению колес с грунтом и повышало проходимость машины на скользком покрытии. Балансирная подвеска мостов трехосок обеспечивала преимущество перед подвесками двухосных машин в том, что при наезде задних колес на препятствие рама получала значительно меньшие вертикальные перемещения, соответственно уменьшалось и динамическое силовое воздействие на автомобиль. Все это приводило к тому, что легкие трехоски могли двигаться по грунтовым дорогам с достаточно высокими скоростями, обеспечивая комфорт для водителя и пассажиров.

Усложнение конструкции

Дальнейшим шагом в развитии трехосных автомобилей стало снабжение их задними ведущими осями, т. е. от колесной формулы 6х2 конструкторы перешли к формуле 6х4. Хотя при этом общая схема трансмиссии значительно усложнилась, проходимость автомобилей существенно возросла. Во/первых, стала использоваться вся сцепная масса, приходящаяся на ведущие колеса, а во/вторых, при потере сцепления колесами одной из двух ведущих осей, к примеру, при попадании на скользкую дорогу, при переезде через канаву и т.п., колеса другой оси могли обеспечить дальнейшее продвижение автомобиля. Заметим, что это имело место при отсутствии межосевого дифференциала, которым сначала легкие грузовики не снабжались. Если бы действительные радиусы качения колес обеих пар задних мостов были бы одинаковыми, не было необходимости в применении межосевого дифференциала, так как все колеса перекатывались бы по дороге с одинаковой скоростью и одинаковая линейная скорость соответствовала бы одинаковым угловым скоростям. Однако в действительности радиусы колес никогда не были одинаковы вследствие различной степени износа шин и различного давления в шинах. Так как трансмиссия автомобиля обеспечивала колесам среднего и заднего мостов равную скорость вращения, все колеса должны были катиться по дороге с равными угловыми скоростями, что при различных их диаметрах неизбежно приводило к проскальзыванию колес той или иной оси, а точнее, к скольжению шин по поверхности дороги. На неровных дорогах, когда одно или два колеса всегда имели небольшое сцепление с дорогой, проскальзывание колес не вызывало значительной потери мощности и износа шин. При движении с небольшими скоростями по сравнительно ровной дороге износ шин и нагрузка натрансмиссию значительно возрастали, что вызывало необходимость введения межосевого дифференциала на трехосных машинах. Впервые он появился на лондонских автобусах, работающих с большими нагрузками. Дальнейшим шагом в этом направлении явилась установка блокируемых межосевых дифференциалов для повышения проходимости автомобилей.

Первые трехосные автомобили с колесной формулой 6х4, разработанные в США, имели червячные передачи для привода ведущих мостов. Постепенно от них отказались в пользу шестеренчатых, в том числе и гипоидных передач, однако в течение многих лет червячные передачи были широко распространены на автомобилях, производимых в Англии. Основными преимуществами червячной передачи были бесшумная работа, возможность получения в одной ступени очень высокого передаточного числа и легкость создания «проходной» передачи для привода заднего моста через средний. Вследствие того, что зубья червячной передачи нарезались порой неточно, а монтаж осуществлялся небрежно, КПД червячной передачи был достаточно низким, а износ деталей высоким. Кроме того, червячная передача была необратима, т. е. крутящий момент в ней не мог передаваться от колеса червяку. Тем не менее простота передачи и компоновочные преимущества редуктора привели к широкому распространению ее в трансмиссии трехосок 20-х – 30-х годов прошлого века.

Уже при испытании первых трехосных автомобилей было замечено, что в дополнение к проскальзыванию шины по окружности вследствие различных радиусов качения колес происходит поперечное проскальзывание шин на поворотах. Так как два задних моста автомобиля параллельны друг другу, на повороте некоторые из колес просто обязаны проскальзывать в поперечном направлении. Это проскальзывание конструкторы первых и легких трехосок пытались уменьшить, создавая упругое крепление задних мостов в горизонтальной плоскости. Применяя подвеску мостов на двух продольных перевернутых рессорах (с каждого борта), конструкторы стремились к тому, чтобы центробежная сила на поворотах переносила часть подрессоренной массы с внутренних рессор на наружные. При заметном выгибе длина внутренних рессор уменьшалась, а наружных увеличивалась, и параллельность между мостами нарушалась. Было замечено, что нарушение параллельности мостов приводило в этом случае к улучшению условий управления автомобилем и снижению проскальзывания шин. Соответственно для уменьшения проскальзывания конструкторы стремились к снижению расстояния между задними мостами, делая его как можно меньше. Считалось, что оно должно равняться диаметру шины плюс 150…250 мм.

Трёхосная экзотика

Двадцатые–тридцатые годы прошлого века – период, когда конструкторы предлагали самые различные приводы ведущих колес для трехосных автомобилей. Им не хотелось излишне усложнять и удорожать конструкцию, вместе с тем желание дать мостам «больше свободы» для улучшения проходимости машины порой приводило к появлению очень оригинальных решений.

В этой связи нельзя не вспомнить, что именно в те годы чешская фирма Tatra выпускала обширный модельный ряд трехосных автомобилей с рамой-трубой и независимой подвеской всех колес на качающихся полуосях. Эта конструкция благополучно дожила до наших дней и хорошо известна читателям. Иная судьба у решения, которое было реализовано на трехосных грузовиках специалистами ныне уже забытой английской фирмы Scammel. У этих грузовиков с колесной формулой 6х4 имелся лишь один задний мост, подвешенный на двух обычных полуэллиптических рессорах. На торцах моста, где обычно размещаются ступицы колес, на грузовиках Scammel были укреплены свободно вращающиеся балансиры, на каждом из концов которых закрепляли по колесу. Передача крутящего момента этим колесам осуществлялась через блок шестерен (его еще называли «гитара»). Преимущество этого решения заключалось в том, что колеса вращались строго в одной плоскости, а недостаток – масса неподрессоренных частей очень увеличивалась. При движении этого автомобиля по плохим дорогам на раму передавались большие нагрузки, что заставило конструкторов делать ее мощнее, прочнее, а значит, и тяжелее. Очень большим нагрузкам подвергались и рессоры, передававшие как толкающие, так и скручивающие усилия. Наконец, «жесткая» связь между ведущими колесами одного борта во время движения по бездорожью приводила к постоянному перераспределению нагрузок между ними, дополнительно нагружая главную передачу и всю трансмиссию. Все это привело к тому, что эта конструкция надолго попала в вузовские учебники для будущих инженеров в качестве примера неудачного решения.

Особая роль лёгких трёхосок

В конце 20-х в Англии фирмой Morris было разработано целое семейство легких трехосных автомобилей различного назначения с колесной формулой 6х4 и конструкцией ходовой части, обладавшей высокой приспособляемостью к неровной местности. В то время привод на переднюю ось еще не получил сколько/нибудь серьезного распространения, поэтому подобные легкие трехоски стали объектом пристального внимания со стороны военных, членов различных экспедиций в труднодоступные места и др. Легкие трехосные автомобили сыграли свою заметную роль в истории и были вытеснены полноприводными двухосными автомобилями, появившимися накануне Второй мировой войны. Что касается более тяжелых трехосных грузовиков, то их конструкция непрерывно совершенствуется, и в настоящее время нет ни одной крупной автомобилестроительной фирмы, в модельной гамме которой они отсутствовали бы.

Метод расчета тягово-скоростных характеристик автомобиля с гидромеханической трансмиссией на ЭВМ

АННОТАЦИЯ

В статье представлен аналитический метод изучения влияния структурных параметров трансмиссии на тягово-скоростную характеристику автомобиля с гидромеханической трансмиссией (ГМТ). Автором разработана программа для расчета тягово-скоростной характеристики с использованием программного обеспечения Matlab 2014 и произведены расчеты для автомобиля ГАЗ-21 с ГМТ.

ABSTRACT

The article presents an analytical method for studying the effect of the transmission’s structural parameters on the traction -speed characteristics of a car with hydro-mechanical transmission. Developed a program to calculate the characteristics of the traction -speed using the software Matlab 2014 and carried out calculations for the car GAZ-21 with hydro-mechanical transmission.

 

Ключевые слова: гидромеханическая передача, двигатель, трансформатор, тягово-скоростная характеристика.

Keywords: hydro-mechanical transmission, engine, torque converter, traction characteristic.

  

1.  Введение

На автомобилях различных типов и назначений довольно широкое применение получили гидромеханические трансмиссии (ГМТ). ГМТ отличается от механической тем, что в ее состав дополнительно входит гидродинамическая передача (гидротрансформатор или гидромуфта). При наличии в трансмиссии гидротрансформатора (ГДТ) нельзя для расчета тяговой силы использовать методику, применяемую при расчете механической трансмиссии [1; 6], так как гидропередача не обеспечивает однозначной зависимости между частотой вращения коленчатого вала и турбины, жестко связанной с ведущими колесами. Поэтому для построения тяговой характеристики автомобиля необходимо использовать выходные характеристики системы ДВС-ГДТ. Эти характеристики представляют собой зависимости мощности NT и вращающего момента MT на валу турбинного колеса от частоты вращения турбины nN при полной подаче топлива в двигатель. Значения nTMT можно получить либо непосредственно из графиков [1; 3-6], либо вычислить аналитически. Однако использование графических методов для построения выходной характеристики трансформатора займет много времени для анализа влияния конструктивных параметров трансмиссии на тяговую характеристику автомобиля с ГМТ.

В настоящей работе представлен аналитический метод расчета тягово-скоростной характеристики сопротивления автомобиля с ГМТ с использованием программного обеспечения Matlab 2014. Этот метод обеспечивает быстрые и точные расчеты и позволяет изучить влияние конструктивных параметров трансмиссии на тяговую характеристику автомобиля с ГМТ.

2. Материал и методика работы

 

Рисункок 1. Схема гидромеханической трансмиссии

 

На рисунке 1 показана общая схема трансмиссии заднеприводного автомобиля с колесной формулой 4×2. Здесь ДВС – двигатель внутреннего сгорания; СП – согласующая передача; ГДТ – гидродинамический трансформатор; Н – насосное колесо; Т – турбинное колесо; Р – колесо реактора; МКП – механическая коробка передач; ГП – главная передача.

Для расчетов тягово-скоростных свойств автомобиля с ГМП, особенно с применением ЭВМ, удобнее пользоваться не графическими зависимостями мощности и крутящего момента MT на турбинном колесе от частоты вращения nT, а аналитическими. Чтобы определить координаты точек совместной работы ДВС и ГМП аналитическим методом, поступим следующим образом.

Предположим, что внешняя скоростная характеристика ДВС описывается уравнением, предложенным С.Р. Лейдерманом [1; 5; 6].

                                        (1)

где abc-коэффициенты зависят от типа и особенностей конструкции двигателя; kВО – коэффициент отбора мощности.

Крутящий момент на коленчатом валу двигателя определяется по формуле:

              (2)

Для определения выходных характеристик системы ДВС-ГДТ нужно знать безразмерную характеристику ГДТ. Безразмерная характеристика ГДТ определяет зависимость коэффициента полезного действия, коэффициента трансформации от передаточного отношения, . Эти характеристики обычно выводятся по результатам испытаний конкретных ГДТ [1; 3; 5].

Чтобы было удобно рассчитать на ЭВМ, рассмотрим упрощенный метод [1] определения безразмерной характеристики ГДТ. По упрощенной методе для определения коэффициента трансформации используем зависимость [1]

                                               (3)

где:B1B2 – коэффициенты, характеризующие геометрию лопастной системы трансформатора; eH – степень использования рабочего объема насоса;  – передаточное отношение ГДТ.

Значения B1B2eHможно определить по формулам: 

где  – относительная длина проекции средней линии канала насоса;  – длина проекции средней линии канала насоса на меридиональную плоскость; – относительные радиусы рабочих колес; ri  – средние радиусы рабочих колес; bi – углы наклона лопаток колес. Индексы геометрических параметров трансформатора обозначают: Н – насос; Т – турбина; – вход в колесо; 2 – выход из колеса; сo – коэффициент, характеризующий отклонение действительной эпюры меридиональных скоростей от равноскоростей эпюр;  – коэффициент, характеризующий отклонение лопаток насоса от радиального направления; е=2,718;  – коэффициент, характеризующий форму круга циркуляции;  – относительная кривизна лопаток колес;  – соотношение средних арифметических радиусов турбины и насоса.

КПД трансформатора и коэффициент крутящего момента насоса определяется по формулам:

                                                                           (4)

                                          (5)

Значения VH можно определить по формулам:

;

где VH – рабочий объем насоса; FHcp – средняя суммарная площадь живых сечений каналов насоса; YH – коэффициент стеснения лопатками живого сечения рабочего насоса.

Зная значение lН, можно определить вращающий момент насосного колеса ГДТ по формуле [3; 5; 6]:

                                                         (6)

где lН – коэффициент момента насосного колеса; r – плотность рабочей жидкости, Da – активный диаметр ГДП.

При соединении насосного колеса с валом ДВС через согласующую передачу на установившемся режиме МНе.  icnН=nеic. Тогда на основе уравнений (2) и (6) получаем систему нелинейных алгебраических уравнений:

   (7)

Искомые неизвестные в этих уравнениях МН и nН:

Зная значения МН и nН, можно вычислять значения параметров выходных характеристик системы ДВС – ГДП:

                                             (8)

Затем вычисляют показатели тягово-скоростных свойств автомобиля следующим образом:

                                       (9)

где  РК  – тяговая сила на ведущих колесах; РС – сила сопротивления; D – динамический фактор; Va – скорость автомобиля; Kw – фактор обтекаемости.

Решение формул (1-9) на ЭВМ с использованием программного обеспечения позволит быстро определить показатели тягово-скоростных свойств автомобиля и исследовать влияние параметров ГДТ и трансмиссии на тяговое качество автомобиля.

3. Результаты и их обсуждение

В качестве примера расчета взята трансмиссия автомобиля ГАЗ-21 с ГМТ [4; 6]. Геометрические параметры трансформатора приведены в табл. 1 [1].

Таблица 1.

Колеса

b ( гран)

r (m)

bcp (m)

lM (m)

Da (m)

вход (1)

выход (2)

вход (1)

выход (2)

H

80

110

0,0720

0,1315

0,0235

0,0820

 

T

140

25

0,1315

0,0720

   

280

 

В этой статье была разработана программа для расчета тягово-скоростной характеристики с использованием программного обеспечения Matlab 2014.  Peзультаты расчета для автомобиля ГАЗ-21 приведены на рис. 2-6.

На рис. 2 и 3 представлена  внешняя скоростная характеристика ДВС и безразмерная характеристика ГДТ соответственно.

 

Рисунок 2. Внешняя скоростная характеристика ДВС автомобиля ГАЗ-21

 

Рисунок 3. Безразмерная характеристика ГДТ автомобиля ГАЗ-21

Рисунок 4. Характеристика системы ДВС-ГДТ

Рисунок 5. Выходная характеристика ГДТ

 

На рис.  4 показаны графики характеристики системы ДВС-ГДТ при разных значениях передаточного отношения ГДТ. На рис. 5 показаны результаты расчетов выходной характеристики ГДТ с разными значениями согласующей передачи ic.

 

 

Рисунок 6. Тягово-скоростная характеристика автомобиля ГАЗ-21 с ГМТ

 

Результаты расчета тягово-скоростной характеристики автомобиля ГАЗ-21 с ГМТ при i=3,0 и  i=1,8 представлены на рис. 6.

 Рассчитанные результаты для автомобиля ГАЗ-21 по указанному выше методу показывают, что при изменении входных параметров трансмиссии можно быстро получить выходную характеристику гидротрансформатора и также тягово-скоростную характеристику автомобиля. Поэтому этот метод подходит для выбора параметров трансмиссии автомобиля на начальной стадии проектирования трансмиссии автомобиля с ГМТ.

4. Выводы

Расчет тягово-скоростной характеристики автомобиля с ГМТ на ЭВМ с помощью программного обеспечения Matlab 2014 позволяет быстро вычислять результаты и анализировать влияние конструктивных параметров трансмиссии на тягово-скоростную характеристику автомобиля с ГМТ. Этот метод может быть применен на начальной стадии проектирования трансмиссии автомобиля с ГМТ.

Признательность

Мое исследование было поддержано Тхайнгуенским технологическим университетом для научного проекта T2016-106.

Acknowledgments

My research was supported by Thai Nguyen University of Technology for the scientific project  T2016-106.

 

Список литературы:
1. Автомобиле- и тракторостроение. Исследование трансмиссии автомобилей и тракторов: Республиканский межведомственный научно-технический сборник / Ред. Н. Натышева и др. – Минск: Вышэйшая школа, 1971. – 172 с.
2. Канунников С.В. Отечественные легковые автомобили. 1896-2000 гг. – М.: За рулем, 2008. – 496 c.
3. Кожевников B.C., Шарипов В.М., Шакиров Т.М. Выбор и определение параметров гидромеханических пе-редач. – М.: МГТУ МАМИ, 2002. – 66 с.
4. Лаптев Ю.Н. Динамика гидромеханических передач. – М.: Машиностроение, 1983. – 104 с.
5. Нарбут А.Н. Гидромеханические передачи автомобилей: Учебное пособие для вузов по специальности «Автомобиле- и тракторостроение». – М.: Гринлайт+, 2010. – 191 с.
6. Тарасик В.П. Теория движения автомобиля: Учебник для вузов. – СПб.: БХВ-Петербург, 2006. – 478 с.

 

Гидрообъемная трансмиссия.


Бесступенчатые трансмиссии

Гидрообъемная трансмиссия




Гидрообъемной называют передачу, состоящую из насоса высокого давления, объемного гидродвигателя, соединяющих их трубопроводов и системы подпитки (рис. 1). В гидрообъемных трансмиссиях основными параметрами, влияющими на преобразование и передачу мощности, являются объем и гидростатическое давление подаваемой жидкости.

Работающий двигатель (силовая установка машины) приводит во вращение гидронасос, который создает давление жидкости в гидросистеме. Гидродинамический напор жидкости, создаваемый гидронасосом, преобразуется в механическую работу в гидромоторах, расположенных в ведущих колесах.
Ведущие колеса с гидромоторами, установленными в них, называются гидромотор-колесами.
Рабочее давление в системе в зависимости от конструкции гидроагрегатов — 10…50 МПа.

Общая схема работы гидрообъемной трансмиссии представлена на рис. 1.
Насос высокого давления 2 приводится в действие от двигателя внутреннего сгорания 1. В насосе механическая энергия преобразуется в гидростатическую энергию напора рабочей жидкости. По трубопроводу 3 поток энергии от насоса передается к гидродвигателю 4 и в нем преобразуется в механическую работу.

Для того, чтобы обеспечить не только передачу мощности, но и осуществлять преобразование крутящего момента, гидронасос или гидродвигатель выполняются регулируемыми, т. е. они имеют возможность изменения объема подаваемой жидкости за один оборот приводного вала.
В большинстве случаев регулируемыми выполняют гидронасосы, а гидромоторы – нерегулируемыми.




В качестве насосов и гидродвигателей в гидрообъемных трансмиссиях обычно применяют объемные машины плунжерного типа (аксиально-поршневые, радиально-поршневые и т. п.). Гидромашины этого типа способны работать в режиме насоса и мотора, развивать высокое давление жидкости, но из-за требований точности при изготовлении прецизионных деталей имеют высокую стоимость и относительно небольшой ресурс.
Кроме того, гидромашины плунжерного типа очень чувствительны к качеству и чистоте масла.

Гидрообъемные передачи нашли применение в тяжелой технике – в строительных, грузоподъемных и дорожных машинах, в тракторах, комбайнах и некоторых других сельхозмашинах, а также в маневровых тепловозах.
На автомобилях трансмиссия с активным гидрообъемным приводом иногда применяется на автопоездах для привода колес прицепа.

Факторами, сдерживающими широкое применение гидрообъемных трансмиссий на автомобилях, являются: высокая стоимость, ограниченный ресурс, большие габаритные размеры и масса гидромашин, отсутствие необходимых материалов для производства надежных уплотнений и трубопроводов высокого давления, а также низкий КПД, обусловленный многократным преобразованием энергии.

***

Гидродинамические и гидромеханические трансмиссии


Главная страница


Дистанционное образование

Специальности

Учебные дисциплины

Олимпиады и тесты

Компоновка автомобиля — это… Что такое Компоновка автомобиля?

Компоно́вка легково́го автомоби́ля — общая схема расположения главных агрегатов.

Число и расположение колёс

Подавляющее большинство легковых автомобилей имеют 4 одинаковых колеса, расположенных по углам прямоугольника. Некоторые имели и бо́льшее число колёс — 6 или 8. Существовали также экспериментальные модели с ромбовидным расположением колёс — 1 спереди по центру, 1 сзади по центру, 2 по бокам в средней части автомобиля. Все эти экзотические варианты оказались малопригодными для массовых легковушек.

Далее речь будет идти только об обычном расположении колёс (4 по углам прямоугольника).

Расположение управляемых колёс

Управляемые колёса делают либо передние, либо все. Автомобиль с одними задними управляемым колёсами был бы чрезвычайно склонен к заносу, поэтому такую схему используют только на тихоходных машинах (например, автопогрузчиках).

При всех управляемых колёсах используют специальные алгоритмы. Казалось бы, логично было бы поворачивать задние колёса на тот же угол, что и передние, но в противоположную сторону. Однако такой автомобиль опять-таки был бы очень склонен к заносу, поэтому эта система применима только на тихоходных машинах (например, на вездеходах, где движение задних колёс по той же колее, что и передние, значительно уменьшает сопротивление на мягком грунте). На обычных автомобилях задние управляемые колёса на большой скорости поворачиваются в ту же сторону, что и передние (но на меньший угол) — это улучшает противозаносные свойства автомобиля, а на малой скорости они поворачиваются в противоположную сторону, чтобы улучшить маневренность.

Иногда задние управляемые колёса поворачиваются в ту же сторону, что и передние, при малом угле поворота передних колёс, и в противоположную сторону при большом угле поворота передних колёс — при этом исходят из того, что водитель поворачивает руль на большой угол только при малой скорости автомобиля.

Капотная и вагонная компоновка

Автомобиль капотной компоновки — ВАЗ-2103

Автомобиль вагонной компоновки — Fiat 600 Multipla

Автомобиль полукапотной компоновки — Renault Espace I

На подавляющем большинстве легковых автомобилей передняя часть кузова имеет малую высоту — там размещается двигатель или (при заднем расположении двигателя) багажник. Водитель размещается позади этого объёма малой высоты и смотрит поверх него. Это и образует капотную компоновку.

Неоднократно предпринимались попытки передвинуть пассажирское отделение автомобиля в крайнее переднее положение (что и составляют сущность вагонной компоновки). По мысли конструкторов, это должно было обеспечить более рациональное использование внутреннего пространства, а также лучший обзор с места водителя. В СССР были созданы экспериментальные автомобили вагонной компоновки НАМИ-013 и Белка. Однако вагонная компоновка с размещением водителя и переднего пассажира в районе передних колёс затрудняет им вход и выход; кроме того, создаются проблемы с обеспечением пассивной безопасности. На автобусах же эти проблемы не так существенны, и для них вагонная компоновка стала стандартной.

Существует также полукапотная компоновка — капот и ветровое стекло сильно наклонены так, что сливаются в одну поверхность, что и обеспечивает «однообъёмность» кузова, хотя передняя часть кузова по-прежнему занята двигателем, как и при обычной капотной компоновке.

Расположение ведущих колёс

Задний привод

За́дний при́вод — конструкция трансмиссии автомобиля, когда крутящий момент, создаваемый двигателем, передается на задние колеса.

Задний привод в сочетании с передним расположением двигателя часто называют «классической компоновкой», потому что такая конструкция автомобиля ранее была наиболее распространённой из-за более простой технической реализации.

На заднеприводном автомобиле повёрнутые передние колеса создают эффект торможения, а толкающие задние — избыточную силу, поэтому заднеприводные автомобили тяготеют к заносу (скольжению задней оси в повороте), что называется избыточной поворачиваемостью[1].

Переднеприводная компоновка

Передний привод — конструкция трансмиссии автомобиля, при которой крутящий момент, создаваемый двигателем, передается на передние колёса.

Полноприводная компоновка

Все колёса ведущие, двигатель может быть расположен как спереди (Субару, Ауди), так и сзади (Порше и некоторые другие спортивные машины), или по центру (Tommy Kaira, Ламборджини и прочие экзотические марки).

Трансмиссия получается наиболее сложная и тяжёлая, но зато значительно улучшаются ходовые свойства и проходимость автомобиля. Используется как на внедорожниках, так и на достаточно дорогих легковых автомобилях (Субару, Ауди).

Такому типу компоновки свойственны наибольшие трансмиссионные потери и наименее благоприятное влияние на компоновку салона и багажного отделения.

Расположение двигателя

Заднемоторная компоновка

Двигатель расположен сзади, ведущие колёса задние. Двигатель и трансмиссия объединены в один компактный агрегат (как в случае переднеприводной компоновки), однако здесь ведущие и управляемые колёса разделены, что упрощает конструкцию. Багажник расположен спереди, но его объём получается небольшим из-за того, что много места занимают ниши управляемых передних колёс.

Как правило, задняя ось оказывается более нагруженной, чем передняя. Это улучшает проходимость, но в то же время создаёт повышенную склонность к заносу. В настоящее время заднемоторные легковые автомобили почти не выпускаются. Последние массовые заднемоторные автомобили выпускаются германским автопроизводителем Порше (

Среднемоторная компоновка

Двигатель расположен сзади, но перед задней осью. Это улучшает баланс нагрузки на переднюю и заднюю ось; кроме того, уменьшается момент инерции при вращении вокруг вертикальной оси, что улучшает поворотливость. Поскольку здесь двигатель отнимает часть пространства от пассажирского салона, то такую компоновку используют главным образом на спортивных машинах (с одним рядом сидений), а также на машинах для шоссейно-кольцевых гонок (например, Формула-1).

На некоторых минивэнах двигатель с горизонтальным расположением цилиндров удаётся расположить под полом салона; это также можно считать среднемоторной компоновкой.

Компоновки по расположению двигателя и ведущих колёс

Автомобили с соответствующими компоновками:

Автомобили по типу компoновки
  Передний привод Полный привод Задний привод
Переднемоторная компоновка Автомобили с переднемоторной, переднеприводной компоновкой Автомобили с переднемоторной, полноприводной компоновкой Автомобили с переднемоторной, заднеприводной компоновкой
Среднемоторная компоновка Автомобили с среднемоторной, переднеприводная компоновкой Автомобили с среднемоторной, полноприводной компоновкой Автомобили с передней среднемоторной, заднеприводной компоновкой

Автомобили с задней среднемоторной, заднеприводной компоновкой

Заднемоторная компоновка   Автомобили с заднемоторной, полноприводной компоновкой Автомобили с заднемоторной, заднеприводной компоновкой

Примечания

См.

также

Wikimedia Foundation. 2010.

Компоновочные схемы автомобилей высокой проходимости

Транспорт Компоновочные схемы автомобилей высокой проходимости

просмотров — 326

Лекция 4

Общая компоновка трех- и четырехосных автомобилей определяется главным образом тремя факторами: размеще­нием двигателя, расположением колес и схемой трансмиссии.

Размещение двигателя.По компоновке автомобили высокой проходимости отличаются прежде всœего расположением двига­теля и кабины.

В)

Рис 4.1 Расположение двигателя на шасси

На рис. 4.1, а показан автомобиль с двигателœем, расположен­ным впереди кабины. Такое расположение двигателя чаще всœего встречается на трехосных автомобилях повышенной проходи­мости.

При таком расположении двигателя обеспечиваются нор­мальные условия работы водителя, относительная чистота воздуха в кабинœе и изоляция от шума, необходимая темпера­тура, а также хороший доступ к двигателю. При этом при установке двигателя перед кабиной увеличиваются длина и вес автомобиля, а также ухудшается обзорность.

По этой причине главной тенден­цией в развитии данной компоновки автомобиля ста­ло стремление к перемеще­нию кабины вперед и к со­кращению длины двига­теля.

На рис. 4.1,б показана компоновка, при которой двигатель расположен в ка­бинœе или под полом кабины. Такая компоновка в на­стоящее время является са­мой распространенной на четырехосных автомобилях.

Отсутствие выступающе­го вперед капота улуч­шает обзорность, позволяет сократить базу идлину автомобиля, но подобное расположение двигателя уменьшает число посадочных мест в кабинœе и вызывает увеличение общей ширины ка­бины, особенно при V-образном двигателœе. Доступ к двигателю при такой компоновке затрудняется, а условия работы водителя ухудшаются.

Доступ к двигателю в этом случае обеспечивается или изнутри кабины, через люки, закрытые съемными панелями или крышками, либо в результате применения подъемных или откидных кабин. Подъем кабины при этом осуществляется гид­равлическим или электрогидравлическим подъемником, а также спиральными пружинами. Подъем кабины занимает 15—20 сек. Органы управления имеют специальные шарнирные соединœения и при подъеме перемещаются вместе с кабиной.

При применении подъемных или откидных кабин обеспечи­вается хорошая тепло- и шумоизоляция, а также хороший доступ к двигателю. При этом такая конструкция неудобна тем, что откидная кабина усложняет конструкцию и увеличивает вес автомобиля. Существенным недостатком такой кабины яв­ляется крайне важность выхода пассажиров и удаления инстру­мента и других находящихся в ней предметов в том случае, если ее нужно откинуть. При движении по грязным дорогам низ кабины и оперения забрызгиваются грязью, которая при поднятии кабины стекает на водителя. По этим причинам кон­струкция с опрокидывающейся кабиной не получила широкого применения на автомобилях высокой проходимости.

На рис. 4.1,б показан автомобиль с расположением дви­гателя сзади кабины в специальном моторном отделœении.

При таком расположении число мест в кабинœе может дости­гать четырех в одном ряду, обеспечивается наилучшая обзор­ность и хороший доступ к двигателю. Сокращение длины автомобиля в этом случае меньше, чем при расположении двигателя в кабинœе. Наибольшее применение компоновка с дви­гателœем сзади кабины находит на автомобилях-тягачах и спе­циальных автомобилях.

При расположении двигателя, как показано на рис. 4.1, а и б, радиатор находится впереди. Это упрощает его установку и обдув.

При расположении двигателя, как показано на рис. 4.1, в, возникают затруднения в осуществлении надежного охлажде­ния. Радиаторы при такой компоновке ставят по бокам или сзади мотоотсека; привод к вентиляторам сильно усложняется.

У автомобилей с несущим кузовом встречаются и другие варианты расположения двигателя.

Автомобили Бюссинг-Наг, Саладин и плавающие автомо­били Столвэт, ЛАРК-5 и ЛАРК-15 выполнены с задним распо­ложением двигателœей; у французского бронеавтомобиля Панар EBR-75 двигатель с противолежащими цилиндрами установлен в центре машины на днище корпуса. Во всœех этих случаях главной проблемой является осуществление надежного охлаж­дения двигателœей.

Расположение колес.Автомобили высокой проходимости могут иметь три или четыре оси. Увеличение количества осœей свыше четырех неэффективно, так как при этом автомобиль чрезмерно усложняется, управляемость его ухудшается, потери в трансмиссии существенно возрастают.

Рис. 4.2. Схемы располо­жения колес: трехосные автомобили:

а — схема 1—2, l1 > l2; б — схема 1 — 1 — 1, l1 =l2; четы­рехосные автомобили: в — схема 1—2—1. l1 > 12 , l1 = l3; г — схема 2—2, l1 < l2 , l1 =l3; д —схема 1—1—1—1, l1 =l2 =l3 ; e — схема 1—1—2, ; ж — схема I—3, l1 > l2, l2=l3.

Так как при переезде препятствия фактическая нагрузка на ось (колесо) пятиосной машины может в несколько раз превзойти статическую нагрузку на горизонтальном участке, узлы подвески и трансмиссии нужно делать с повышен­ным запасом прочности.

У трехосных автомобилей колеса мо­гут быть расположены, как показано на рис. 4.2, а или рис. 4.2,б.

Схема 1—2 (рис. 4.2,а) нашла при­менение единственно по соображениям распределœения веса. При балансирной подвеске неразрезных задних мостов и правильной кинœематике подвески дости­гается их равномерная загрузка даже в неблагоприятных условиях пересечен­ной местности; однако такой трехосный автомобиль не может преодолевать ка­навы шириной больше чем 0,6 диамет­ра переднего колеса.

Трехосные автомобили могут преодо­левать рвы, канавы и т. п. шириной бо­лее 0,6 диаметра колеса только при их расположении по схеме 1 — 1 — 1 (рис.4.2,б) и если центр тяжести находится над второй осью или несколько сзади ее. Чем l2 > l1 тем препятствие преодоле­вается лучше (рис.4.3,б). Указанное ус­ловие легко выполняется у автомобилей с небольшой по сравнению с собственным весом грузоподъемностью. Трехосные автомобили с равномерным расположением осœей требуют управления колесами двух осœей. Следует также отметить, что равномерное расположение трех осœей неприемлемо для седельного тягача.

Четырехосные автомобили могут иметь разнообразное рас­положение колес (рис 4.2, в —ж, схемы 1—2—1, 2—2 и 1—3). От расстановки колес в значительной степени зависит равно мерность распределœения нагрузки по колесам при преодолении препятствий.

Так, при переезде через длинные неровности при схеме 1—2—1 (рис. 4.4, а) почти всœегда получается отрыв крайних или средних колес от грунта͵ и нагрузка на остальные колеса увеличивается вдвое. Попеременное вывешивание автомобиля на средних и крайних колесах нагружает раму значительными изгибающими моментами, переменными

Рис. 4.3. Схемы преодоления рва:

трехосными автомобилями: а — схема 1—2, l1> lг; б — схема 1—1 — 1, l1= lг ; четы­рехосными автомобилями: в — схема 2—2, l1= l3 , l1< lг; г — схема 1—2—1, l1= l3, , l1> lᴦ..

по направлению, пере­гружает трансмиссию и вызывает удары колес о дорогу при переваливании через неровность, а отрыв крайних колес, в этом случае обычно являющихся управляемыми, может привести к потере управляемости.

Схема 1—2—1 неприемлема для автомобиля-тягача, так как при этом получается весьма неблагоприятное распределœение нагрузки по осям. Схема 1—2—1 (рис. 4.3, г) наиболее благо­приятна для преодоления рвов значительной ширины, если при этом центр тяжести находится сзади второй оси.

При схеме 2—2 (рис. 4.4,б), учитывая упругий ход подвески, перераспределœение нагрузок практически незначительно. Оно тем меньше, чем больше ход подвески и чем ближе располо­жены между собой колеса каждой пары.

Наилучшая устойчивость прямолинœейного движения авто­мобиля обеспечивается при схеме 2—2 (рис. 4.4, б).

Компоновки с неравномерным расположением колес и с рас­становкой колес по схеме 1—3 (рис. 4.2, в и ж) применены в единичных случаях (автомобили ХМ-521 и FWD), для того чтобы получить равномерное распределœение нагрузки по осям.

Рис. 4.4. Схемы преодоления длинных неровностей четы­рехосными автомобилями:

а — схема 1—2—1; 6 — 2—2; f —полный ход подвески; f1и f2— прогибы подвески

Влияние расстановки колес на плавность хода автомобиля в достаточной степени еще не изучено; установлено только то, что при схеме 1—2—1 (рис. 4.2, в) роль амортизаторов средних колес при гашении колебаний незначительна, в связи с этим можно ограничиться установкой амортизаторов только на крайних колесах.

Схемы трансмиссии.Применяемые схемы трансмиссий много­осных автомобилей весьма разнообразны, однако всœе они яв­ляются разновидностями схем двух типов, условно названными, А и Б (рис. 4.5 и 4.6) или их комбинацией (рис. 4.7, а и б). Схема трансмиссии типа Б применяется при независимой под­веске колес, чаще всœего на автомобилях с несущим кузовом, (бронеавтомобили, плавающие транспортеры и т. п.).

Несмотря на неĸᴏᴛᴏᴩᴏᴇ усложнение и увеличение веса самой трансмиссии, такая схема во многих случаях обеспечивает более благоприятные компоновочные решения автомобиля в целом: освобождается средняя часть шасси для размещения силовой установки или специального оборудования, уменьшается без изменения дорожного просвета погрузочная и общая высота автомобиля.

Схемы трансмиссий типов А и Б бывают дифферен­циальными иблокированными.

Блокированный привод обеспечивает лучшую проходимость по бездорожью за счет исключения буксования отдельных колес и соответственно возможности использования большей тяговой силы. При этом распределœение крутящего момента через блокиро­ванный привод при движении автомобиля по твердым дорогам при шинах неодинаковых

Рис. 4.5. Схемы трансмиссий типа А четырехосных автомобилей:

а — с непроходными мостами и с раздельным их приводом; б— с непроходными мостами и с групповым их приводом; в —с проходными мостами

Рис. 4.6. Схемы трансмиссий типа Б:

трехосный автомобиль: а — с меж­бортовым дифференциалом;

четы­рехосный автомобиль: б — с меж­бортовым дифференциалом и с индивидуальным приводом к каждой бортовой передаче; в — с межборто­вым дифференциалом и групповым приводом к бортовым передачам; г — межбортовые передачи с раздельными раздаточными коробками на каждом борту

размеров и при повороте обусловли­вает возникновение дополнительных сил, от которых создается излишняя напряженность в силовом приводе, увеличивается расход топлива, износ шин и деталей трансмиссии. Чтобы из­бежать этих явлений, в трансмиссию автомобиля вводят диф­ференциалы.

Теоретически при схеме трансмиссии типа А для правиль­ного распределœения момента между восœемью колесами необ­ходимы семь дифференциалов; четыре межколесных, один центральный и два межосœевых (рис. 4.5, б), а для схемы транс­миссии типа Б: шесть межколесных и один межбортовой.

Практически наибольшее распространение получили упро­щенные конструкции, только с межколесными дифференциалами или только с межбортовыми

Рис. 4.7. Схемы комбинированных трансмиссий.

Условные обозначения такие же, как и на рис. 4.5

В последние 10—15 лет стали чаще применять также цен­тральные межосœевые дифференциалы, помещаемые обычно в раздаточных коробках.

Как показал опыт, в трансмиссии многоприводного авто­мобиля, снабженного системой регулирования давления в ши­нах, нет смысла вводить межосœевые дифференциалы между близко расположенными осями. Это значительно упрощает конструкцию, практически не ухудшая эксплуатационных ка­честв автомобиля. В данном случае более целœесообразным является отключение передних осœей при движении по хорошим дорогам; при этом существенно уменьшаются расход топлива и износ шин управляемых колес.

Для улучшения тяговых качеств автомобиля при дифферен­циальном приводе используют различные типы блокирующихся дифференциалов. Для проверки влияния вида привода и сте­пени блокировки дифференциалов на Минском автозаводе были проведены специальные исследования .

В процессе испытаний у автомобиля МАЗ-502 (4X4) на заднем мосту простой конический дифференциал заменяли блокирующимся дифференциалом свободного хода. При этом заметного изменения управляемости не было, в то же время проверка тяговых качеств показала увеличение общей силы тяги в 2—2,5 раза.

При установке в заднем мосту конического дифференциала с дисковыми блокирующими муфтами с коэффициентом блокировки, равным 1,8, увеличение общей силы тяги составило 30—35%. Испытания автомобиля МАЗ-502 движением по кругу с заблокированным межосœевым дифференциалом показали уве­личение минимального радиуса поворота на 25—28% на асфальте и на 14—19% —на песчаном грунте.

На макетном шасси (6X6) с равнорасположенными осями и с блокированным приводом с установкой во всœех трех мостах механизмов свободного хода была отмечена неудовлетворитель­ная управляемость (управляемыми были две передние оси). В то же время это шасси показало самые высокие тяговые качества и наилучшую проходимость.

Рис. 4.8. Схемы трансмиссий при двух двигателях:

а — тип А с непроходными мостами; б — тип А с проходными мостами; в — тип Б.

Условные обозначения такие же, как и на рис. 4.5.

Τᴀᴋᴎᴍ ᴏϬᴩᴀᴈᴏᴍ, было подтверждено, что чем больше обычных дифференциалов заменено блокирующимися и чем выше блоки­рующие свойства этих механизмов, тем лучше проходимость автомобиля и тем хуже его управляемость.

В соответствии с результатами указанных исследований А. X. Лефаров рекомендует для автомобилей с трансмиссией типа А следующее:

Автомобили 4X4, 6X6, 8×8: Дифференциал с высоким коэффициентом для задних ведущих мостов блокировки К >8 (механизмы свободного хода, червячные дифференциалы, блокируемые с

места водителя неавтоматические­ дифференциалы) для передних ведущих и Механизм с малой степенью блокировки управляемых мостов К=1,2….1,5 (дифференциалы повышенного

трения с увеличенными шайбами сателлитов т.п.)

связь между передними и Межосœевые и межтелœежечные дифференциалы задними ведущими мостами с высоким коэффициентом блокировки или

обычные, блокируемые с места водителя Автомобили 6×4, 8×4 Дифференциалы со средним коэффициентом

блокировки К=2…5 (конические дифференциалы с дисковыми муфтами и

кулач­ковые дифференциалы)

В некоторых случаях автомобили высокой проходимости имеют силовую установку с двумя двигателями. Схемы транс­миссий с двумя двигателями показаны на рис. 4.8.

Установка двух двигателœей чаще всœего применяется по соображениям унификации; обычно это бывает в том случае, когда завод имеет налаженное массовое производство одного двигателя и коробки передач к нему для основной массы своих автомобилей и в то же время в небольшом количестве вы­пускает автомобили существенно большей грузоподъемности. Установка двух двигателœей позволяет применять на автомоби­лях высокой грузоподъемности двигатели и трансмиссии мень­ших размеров. При этом стоимость двух двигателœей массового производства может быть меньше, чем стоимость одного спе­циального двигателя. Иногда два двигателя небольшой мощ­ности применяют для лучшей компоновки, как сделано, напри­мер, на тягаче английской фирмы Штрауслер.

У этого автомобиля имеется два небольших двигателя, расположенных впереди поперек рамы. Оба двигателя при­креплены к общему картеру, в котором находится коническая зубчатая передача. Между каждым двигателœем и конической шестерней, которую он приводит, установлена обычная кулач­ковая муфта͵ позволяющая при движении по шоссе отключать один двигатель для уменьшения удельного расхода топлива. К недостаткам этого автомобиля следует отнести то, что оба двигателя жестко соединœены с общей механической силовой передачей, и то, что при такой конструкции центральная кони­ческая шестерня работает в весьма тяжелых условиях.

Схема с двумя двигателями и трансмиссией типа Б (рис.4.8, в) не имеет дифференциалов и в связи с этим обеспечивает наилучшие тяговые качества и проходимость автомобиля.

При наличии двух двигателœей при выходе из строя одного из них имеется возможность продолжать движение на другом; однако это возможно только в том случае, если автомобиль находится в относительно благоприятных дорожных условиях.

Исчерпывающего теоретического обоснования выбора той или иной схемы трансмиссии многоосного автомобиля до сих пор не имеется; можно лишь приблизительно оценивать раз­личные конструкции по их сложности, жесткости, к. п. д., на­дежности, компоновке, весовым показателям, а также особен­ностям эксплуатации.


Читайте также


  • — Компоновочные схемы автомобилей высокой проходимости

    Лекция 4 Общая компоновка трех- и четырехосных автомобилей определяется главным образом тремя факторами: размеще­нием двигателя, расположением колес и схемой трансмиссии. Размещение двигателя.По компоновке автомобили высокой проходимости отличаются прежде всего… [читать подробенее]


  • Обобщенный метод движения двигателя внутреннего сгорания и соответствующая конструкция трансмиссии для повышения топливной экономичности транспортного средства | European Transport Research Review

    На основе двух типов рабочих профилей двигателей внутреннего сгорания, затем может быть разработан метод силовой установки с акцентом на корпусе для достижения оптимальной топливной эффективности. Для удобства разработки здесь определены два термина:

    • Во-первых, известно, что когда двигатель внутреннего сгорания используется для приведения в движение транспортного средства, он часто может выполнять свою обычную работу в нескольких различных рабочих состояниях.Часто используемые рабочие состояния определяются как наиболее часто используемые рабочие состояния. Скорость и крутящий момент, относящиеся к каждому из наиболее часто используемых рабочих состояний, определяются как наиболее часто используемая скорость и наиболее часто используемый крутящий момент.

    • Во-вторых, было замечено, что наиболее часто используемые рабочие состояния двигателя внутреннего сгорания в транспортном средстве могут сильно отличаться от его наиболее желаемого рабочего состояния. Наиболее желаемое рабочее состояние — это состояние, при котором двигатель потребляет наименьшее количество топлива.Скорость и крутящий момент, относящиеся к наиболее желаемому рабочему состоянию, определяются как наиболее желаемая скорость и наиболее желаемый крутящий момент соответственно.

    Метод силовой установки с упором на корпус, разработанный с использованием первого профиля

    С учетом вышеизложенного наблюдения из рис. 1, 2, 3 и 4 видно, что выходной крутящий момент двигателя внутреннего сгорания может достигать максимального значения в определенном диапазоне скоростей, который близок к скорости с наименьшим расходом топлива.Этот тип профиля идентифицируется как рабочий профиль первого типа двигателя внутреннего сгорания.

    Для лучшего понимания рабочих свойств двигателя внутреннего сгорания кривая тормозного момента и кривая bsfc на рис. 1 приняты здесь для проведения следующего анализа (рис. 6). На рисунках 1, 2, 3, 4 и 6 показано, как использование уникальных соотношений между частотой вращения двигателя, выходным крутящим моментом и расходом топлива может улучшить топливную эффективность. На рис. 6 показано, что наименьший уровень расхода топлива находится в диапазоне от скорости d 1 до d 2 с соответствующим тормозным моментом от k 1 до k 2 .Как правило, известно, что двигатель внутреннего сгорания не обязательно может работать в таком диапазоне. Например, если двигатель, показанный на рис. 6, часто работает в диапазоне скоростей от e 1 до e 2 со средним крутящим моментом k e , то метод силовой установки с акцентом на корпусе может быть разработан для полной использование рабочих свойств двигателя внутреннего сгорания.

    Рис. 6

    Скорость передачи и крутящий момент от вала двигателя к валу зубчатой ​​пары

    Основной метод движения двигателя внутреннего сгорания для повышения топливной экономичности

    При использовании метода движения с акцентом на корпусе, показанного на рис.6 диапазон (e 1 — e 2 ) определен как наиболее часто используемый диапазон скоростей. Скорость в точке e — это среднее значение наиболее часто используемой скорости, и ее можно приблизительно выразить как

    Speede = Speede1 + Speede22

    (1)

    На рис. 6 диапазон (d 1 — d 2 ) рассматривается как наиболее желаемый диапазон скоростей, поскольку расход топлива самый низкий, когда двигатель работает в этом диапазоне. Скорость в точке d — это среднее значение наиболее желаемой скорости, и

    Speedd = Speedd1 + Speedd22

    (2)

    Изучая характеристики взаимосвязи, показанные на вышеприведенных рисунках, известно, что высокоэффективная зубчатая передача может использоваться для того, чтобы заставить двигатель внутреннего сгорания работать в наиболее желаемом диапазоне скоростей, и в то же время, чтобы делать работать в наиболее часто используемом диапазоне скоростей.На рисунке 7 ниже представлена ​​основная идея одноступенчатой ​​зубчатой ​​передачи.

    Рис. 7

    Использование зубчатой ​​пары для того, чтобы двигатель работал с максимально желаемой скоростью

    При таком усовершенствовании одноступенчатой ​​зубчатой ​​передачи передаточное число равно I, а

    При передаточном отношении наиболее- желаемая скорость на валу двигателя может быть передана на наиболее часто используемую скорость на выходе вала трансмиссии, то есть

    В то же время передаваемый крутящий момент от вала двигателя на вал трансмиссии будет от k d1 до k d1 ‘ и

    Понятно, что если передаваемый крутящий момент k d1′ на трансмиссионном валу больше или равен исходному крутящему моменту наиболее часто используемой скорости k e ,, то он Двигатель внутреннего сгорания может работать на наиболее желаемой скорости d с валом двигателя и выполнять работу на наиболее часто используемой скорости e с трансмиссионным валом.Со ссылкой на рис. 6, теоретически уровень расхода топлива упадет с j e до j d .

    Проведенный выше анализ метода проектирования показывает, что двигатель внутреннего сгорания может работать с наиболее желаемой скоростью с наименьшим расходом топлива, чтобы выполнять работу, которая первоначально должна была выполняться на наиболее часто используемых скоростях. Однако, чтобы гарантировать правильное применение метода, необходимо провести следующий анализ для технико-экономического обоснования.

    Обсуждение осуществимости
    1. Я.

      Необходимое условие для реализации пропульсивного способа

      Поскольку тяга двигателя внутреннего сгорания связана не только с частотой вращения двигателя, но и с выходным крутящим моментом двигателя, для использования этого метода передаваемый выходной крутящий момент должен быть больше или равен наиболее часто используемому крутящему моменту, как обсуждалось выше, то есть

      kd1’≥keor, Ikd1≥ke

      (5)

      На практике условие (5) должно быть проверено, чтобы гарантировать применение метода, а ограничение считается необходимым условием предлагаемого метода движения.

      При изучении выходного крутящего момента двигателя и выходной скорости оказалось, что горная рабочая кривая двигателя внутреннего сгорания делает доступным метод движения. Это дает возможность иметь надлежащее передаточное отношение, чтобы развить пару выходной скорости и крутящего момента, чтобы соответствовать наиболее часто используемым скорости и крутящему моменту.

      Следует отметить, что если наиболее желаемый диапазон скоростей находится далеко от наиболее часто используемой скорости, передаточное число может быть относительно большим.В такой ситуации выходной крутящий момент на выходном валу трансмиссии может не соответствовать наиболее часто используемому крутящему моменту; Таким образом, предлагаемый метод проектирования не может быть применен должным образом. Однако в этом случае, используя правильную скорость, которая ближе к наиболее часто используемой скорости, в качестве замены наиболее желаемой скорости, это уменьшит передаточное отношение. Таким образом, хотя расход топлива немного выше, чем в идеальной ситуации, он все равно будет использовать рабочие свойства двигателя внутреннего сгорания для достижения лучшей топливной эффективности.

    2. II.

      Высокий механический КПД зубчатой ​​передачи делает возможным развитие

      В этом исследовании ожидается, что зубчатая пара реализует вышеуказанный метод; таким образом, необходимо проверить, значительно ли больше прирост эффективности, чем потеря эффективности с зубчатой ​​передачей.В следующих обсуждениях будут представлены потери энергии при использовании зубчатой ​​пары.

      Основная потеря энергии в двигательном методе вызвана использованием одноступенчатой ​​зубчатой ​​пары. Для анализа эффективности зубчатой ​​пары можно использовать следующий метод [18]:

      P = 50 мкГнс2 + Ht2cosαHs + Ht

      (7)

      Hs = Rg + 1R0RP2 − cos2α − sinα

      (8)

      Ht = Rg + 1Rgr0rP2 − cos2α − sinα

      (9)

      Здесь R g — передаточное число, R o — внешний радиус шестерни (м), r o — внешний радиус шестерни (м), R p — радиус шага шестерни. шестерня (м), r p — радиус шага шестерни (м), E — КПД зубчатой ​​пары (%), P — потери мощности зубчатой ​​пары в процентах от входной мощности (% ), α — угол давления, μ — коэффициент трения.

      Если используется пара прямозубых шестерен и параметры шестерни: α = 20 °, R g = 1,2, модуль = 2, зубья шестерни = 25, зубья шестерни = 30, а шестерня полная тип зуба глубины, это приводит к R o = 26 мм, r o = 22 мм, R p = 24 мм, и r p = 20 мм. С приведенными выше формулами (9) — (12) КПД зубчатой ​​пары превышает 99%. Далее, поскольку коэффициент трения для шариковых подшипников около 0.001 ~ 0,008, КПД одноступенчатой ​​зубчатой ​​пары составляет G η , а G η > 98%. Таким образом, использование одноступенчатой ​​прямозубой зубчатой ​​пары считается приемлемым для реализации метода проектирования с данным исследованием. К такому же выводу можно прийти и на разных кредитных ресурсах [19, 20].

    3. III.

      Примеры повышения эффективности с помощью пропульсивного метода

      Для проверки повышения эффективности с помощью пропульсивного метода, несколько различных двигателей внутреннего сгорания, изготовленных разными производителями на рынке, будут использованы в качестве примеров для анализа того, действительно ли такой пропульсивный метод работает.

    Пример 1

    Применение с двигателем John Deere 6068TF250 IC

    Если для реализации метода движения используется двигатель John Deere 6068TF250 IC, можно использовать его профиль, показанный на рис. 3. Со ссылкой на рис. 3, если конкретный случай наиболее часто используемого рабочего состояния обозначен с наиболее часто используемой скоростью 2300 об / мин и наиболее часто используемым крутящим моментом 624 Нм, соответствующий расход топлива составляет около 232 г / кВт в час. .С таким двигателем внутреннего сгорания наиболее желательным рабочим состоянием является частота вращения 1800 об / мин и крутящий момент 746 Нм. В наиболее желаемом рабочем состоянии расход топлива составляет около 215 г / кВт в час. При предлагаемом способе движения трансмиссия

    Когда вал двигателя вращается при 1800 об / мин с выходным крутящим моментом 746 Нм, вал зубчатой ​​пары будет иметь 2300 об / мин с соответствующим выходным крутящим моментом около

    .

    В этом случае коэффициент изменения крутящего момента редуктора T I будет около

    .

    Если снижение выходного крутящего момента на 5% считается приемлемым, то метод движения может быть не очень подходящим для этого конкретного случая использования двигателей John Deere 6068TF250 IC, поскольку выходной крутящий момент намного меньше требуемого крутящего момента.

    В этом случае, если снижение выходного крутящего момента на 6% все еще возможно, расход топлива снизится примерно на

    .

    За вычетом механического расхода дополнительной зубчатой ​​передачи (около 1 ~ 2%) он все еще может удерживать выигрыш в снижении расхода топлива на уровне около 5%. Это показывает, что улучшение топливной экономичности является значительным.

    Пример 2

    Применение с двигателем DEUTZ BF4M2012 IC

    Когда двигатель DEUTZ BF4M2012 IC используется для пропульсивного метода, его рабочие характеристики, показанные на рис.4 можно применить для первоначального анализа. Ссылаясь на рис. 4, он показывает, что скорость и крутящий момент, связанные с наиболее желаемым рабочим состоянием, составляют около 1350 об / мин и 380 Нм. Это также указывает на то, что уровень расхода топлива, соответствующий наиболее желаемому рабочему состоянию, составляет около 210 (грамм / кВт · ч). Если этот тип двигателя предназначен для частой работы в рабочем состоянии с выходной частотой вращения 2400 об / мин и крутящим моментом на выходе 300 Нм, то указанное рабочее состояние можно рассматривать как наиболее часто используемое рабочее состояние, то есть наиболее эффективное. используемая скорость составляет 2400 об / мин, а наиболее часто используемый крутящий момент — 300 Нм.Чтобы использовать метод движения, передаточное число составляет

    .

    В этом случае передаваемый крутящий момент от вала двигателя к валу шестерни составляет около 213 Нм. Коэффициент изменения крутящего момента составляет около 28%. Это предполагает, что предложенный метод приведения в движение не может быть принят с этим конкретным рабочим состоянием, поскольку необходимое условие не выполняется, то есть рабочий крутящий момент слишком мал, чтобы справиться с первоначальным требованием крутящего момента для движения транспортного средства.

    Метод силовой установки с акцентом на корпус, разработанный с использованием второго профиля.

    Поскольку второй профиль рабочих характеристик двигателя внутреннего сгорания отличается от первого профиля, вышеупомянутый метод приведения в движение не может быть использован для двигателя внутреннего сгорания со вторым профилем.Чтобы узнать, как этот метод может быть применен к ядру ИС, обладающему вторым профилем, в следующем примере представлена ​​подробная демонстрация.

    Пример 3

    Применение с двигателем внутреннего сгорания YANMAR 4LHA-150 л.с.

    Из рисунка 5 известно, что двигатель Yanmar 4LHA-150 л.с. IC является типичным случаем второго профиля. Чтобы применить метод движения с таким двигателем, наиболее желаемую скорость следует выбирать как можно медленнее с учетом ограничения выходного крутящего момента.

    Когда двигатель внутреннего сгорания Yanmar 4LHA-150 л.с. оборудован для тяги полностью загруженной лодки, он часто работает с рабочим состоянием выходной скорости и выходного крутящего момента около 3200 об / мин и 320 Нм соответственно.

    В таком случае рабочее состояние рассматривается как наиболее часто используемая скорость и наиболее часто используемый крутящий момент. Как показано на рис. 5, наиболее желаемую скорость можно выбрать около 2650 об / мин, поскольку на этой скорости выходной крутящий момент достигает максимального значения. Если выбрано наиболее желаемое рабочее состояние со скоростью 2650 об / мин и крутящим моментом на выходе 380 Нм, соответствующий расход топлива составит около 1.706 × 10 5 см 3 / ч. Из рис. 5 он также может определить расход топлива, соответствующий наиболее часто используемому рабочему состоянию, который составляет около 2,843 × 10 5 см 3 / ч. Следовательно, для реализации предложенного метода проектирования в этом случае передаточное число при этом способе проектирования составит

    .

    Это означает, что когда вал двигателя находится на скорости 2650 об / мин, вал шестерни будет 3200 об / мин с выходным крутящим моментом T 3200 об / мин и

    Передаточное отношение изменения выходного крутящего момента составляет около

    , что должно быть приемлемым.В этом случае при применении этого метода израсходованное топливо уменьшится примерно на 1,137 × 10 5 см 3 / ч. Это означает, что расход топлива уменьшится примерно на

    ηI = 2,843 × 105–1,706 × 1052,843 × 105 = 40%.

    С учетом потерь энергии в зубчатой ​​передаче снижение расхода топлива составляет около 39%. Такой результат совершенно замечательный. Конечно, такой результат основан на предположении о наиболее часто используемом рабочем состоянии; тем не менее, этот пример показывает возможность значительной экономии топлива с помощью предлагаемого метода движения двигателя внутреннего сгорания.

    На практике рабочее состояние двигателя сильно отличается и неопределенно. Для лучшего понимания следующий пример покажет, что разные рабочие состояния приводят к разному энергосбережению. В этом случае, если предполагается, что наиболее часто используемое рабочее состояние имеет наиболее часто используемую скорость 2800 об / мин и наиболее часто используемый крутящий момент 370 Нм, соответствующий расход топлива составляет около 2,009 × 10 5 см 3 / час Следовательно, передаточное отношение для этого случая для использования метода будет

    .

    Здесь, если наиболее желаемое рабочее состояние такое же, как в последнем случае, с этим передаточным отношением вал трансмиссии будет вращаться со скоростью 2800 об / мин с выходным крутящим моментом около

    .

    Передаточное число при изменении крутящего момента будет около

    , что меньше 5%.В этом случае, если снижение крутящего момента считается приемлемым, расход топлива уменьшится примерно на

    ηI = 2,009 × 105–1,706 × 1052,009 × 105 = 15%.

    Принимая во внимание потери энергии зубчатой ​​передачи, КПД все равно увеличится примерно на 14% по сравнению с первоначальным расходом топлива. Результат показывает, что улучшение топливной экономичности также является очень значительным.

    На основании приведенного выше анализа он демонстрирует, что, если условия в порядке, предложенный метод движения может увеличить снижение расхода топлива до 5 ~ 39% по сравнению с традиционным способом движения.Для разных типов двигателей IC рабочие профили сильно различаются. На рисунке 8 ниже представлена ​​основная информация о передаточном числе топлива и передаточном числе изменения крутящего момента для типа дизельного двигателя YANMAR 4LHA-150 л.с., соответствующего наиболее часто используемому диапазону скоростей от 2650 до 3200 об / мин. Если известно наиболее часто используемое рабочее состояние дизельного двигателя YANMAR 4LHA-150 л.с., можно проверить данные на рис.8, чтобы узнать, может ли такое рабочее состояние эффективно использовать метод движения с таким типом дизельного двигателя. .Следует отметить, что для каждого отдельного двигателя этого типа профиль передаточного отношения топлива и передаточного отношения изменения крутящего момента, соответствующий наиболее часто используемому диапазону скоростей, может немного отличаться от рисунка 8, поскольку этот профиль рассчитывается из среднего значения тесты такого типа. Тем не менее, статистический результат может научно подтвердить предложенный метод движения и гарантировать его применение для экономии энергии.

    Рис.8

    Передаточные числа изменения крутящего момента и подачи топлива с наиболее часто используемым диапазоном скоростей

    Процедуры проектирования обобщенного метода движения с упором на случай

    Известно, что в приложениях двигатель внутреннего сгорания обычно работает в различных случаях наиболее часто используемых рабочих состояний.Чтобы решить эту проблему, следует использовать одноступенчатую зубчатую трансмиссию с несколькими передаточными числами для реализации предложенной схемы управления двигательной установкой с упором на корпус. Следующие обсуждения предоставляют основную идею и процедуру определения передаточных чисел одноступенчатой ​​зубчатой ​​передачи.

    1. а.

      Определите все наиболее часто используемые скорости и соответствующие наиболее желаемые скорости

      Если существует несколько различных наиболее часто используемых рабочих состояний для транспортного средства с двигателем внутреннего сгорания, необходимо определить эти соответствующие наиболее часто используемые скорости и наиболее часто используемые крутящие моменты и идентифицировать наиболее желаемое рабочее состояние один за другим.Например, двигатель внутреннего сгорания четырехместного легкового автомобиля часто может работать в следующих четырех случаях:

      1. Дело 1:

        Автомобиль часто движется по улицам в центре города со средним крутящим моментом k e1 , соответствующим нагрузке в 2 человека, при средней скорости e 1 , что соответствует ограничению скорости 25 км. (Соответствующая наиболее желаемая скорость в тестах — d 1 , а соответствующий наиболее желаемый крутящий момент — k d1 .)

      2. Случай 2:

        Автомобиль часто движется по улице в центре города со средним крутящим моментом k e2 , соответствующим нагрузке 2 человек, при средней скорости e 2 , что соответствует ограничению скорости 45 км. (Соответствующая наиболее желаемая скорость в тестах — d 2 , а соответствующий наиболее желаемый крутящий момент — k d2 .)

      3. Случай 3:

        Автомобиль часто движется по проселочным дорогам со средним крутящим моментом k e3 , соответствующим нагрузке 2 человек, при средней скорости e 3 , что соответствует ограничению скорости 80 км. (Соответствующая наиболее желаемая скорость в тестах — d 3 , а соответствующий наиболее желаемый крутящий момент — k d3 .)

      4. Случай 4:

        Автомобиль часто движется по автостраде со средним крутящим моментом k e4 , что соответствует нагрузке в 2 человека при средней скорости e 4 , что соответствует ограничению скорости 110 км. (Соответствующая наиболее желаемая скорость в тестах — d 4 , а соответствующий наиболее желаемый крутящий момент — k d4 .)

      В этом примере одноступенчатая зубчатая трансмиссия с 4 передаточными числами может использоваться для реализации метода движения с упором на корпус.

    2. б.

      Определите передаточные числа

      На основании результатов вышеуказанного тестирования определите передаточные числа, соответствующие четырем вышеупомянутым случаям, т.е.е.,

      I1 = e1d1, I2 = e2d2, I3 = e3d3 и I4 = e4d4

      для передачи наиболее желаемой скорости на соответствующую наиболее часто используемую скорость

    3. c.

      Проверить необходимое рабочее состояние

      Необходимым рабочим условием, при котором может быть реализован метод движения, является то, что выходная мощность двигателя внутреннего сгорания в наиболее желаемом рабочем состоянии равна или превышает требуемую мощность, соответствующую наиболее часто используемому рабочему состоянию.Следовательно, должны выполняться следующие условия:

      kd1’≥ke1, kd2’≥ke2, kd3’≥ke3 и kd4’≥ke4

      Если все вышеперечисленные условия выполнены, это приводит к разработке одноступенчатой ​​зубчатой ​​передачи с соответствующими передаточными числами I 1 , I 2 , I 3 и I 4 . С трансмиссией он всегда может позволить двигателю работать в наиболее желаемом рабочем состоянии и гарантировать минимальный расход топлива.

    Владельцы GMC | Гарантия и информация

    ПОКРЫТИЕ ТРАНСМИССИИ

    Все автомобили GMC 2021 года поставляются с полностью передаваемой, не подлежащей вычету, 5-летней / 60 000 миль ограниченной гарантией на трансмиссию .Пикапы Light-Duty (LD) серии 1500, оснащенные 3,0-литровым дизельным двигателем Duramax Turbo-Diesel, пикапы серии 2500 и 3500 Heavy Duty (HD), оснащенные 6,6-литровым дизельным двигателем Duramax ® Turbo-Diesel, и полноразмерные внедорожники, оснащенные 3,0-литровый двигатель Duramax ® с турбонаддувом I-6 распространяется на 5 лет / 100 000 миль . За подробностями обращайтесь к дилеру.

    Гарантия на трансмиссию распространяется на ремонт из-за дефектов материалов и / или изготовления компонентов, перечисленных ниже:

    ДВИГАТЕЛЬ
    Все детали с внутренней смазкой, моторное масло, охлаждающие шланги и трубопроводы.Также включены все приводы и электрические компоненты, внутренние по отношению к двигателю, головке цилиндров, блоку, зубчатым колесам, цепи газораспределения, крышке привода ГРМ, масляному насосу / корпусу масляного насоса, держателям OHC, крышкам клапанов, масляному поддону, уплотнениям, прокладкам, турбонагнетателю, нагнетателю. и все внутренние смазанные детали, а также коллекторы, маховик, водяной насос, гармонический балансир и опора двигателя. Ремни ГРМ покрываются до первого интервала планового технического обслуживания. Исключения: из сферы действия трансмиссии не входят датчики, проводка, разъемы, радиатор двигателя, шланги охлаждающей жидкости, охлаждающая жидкость и сердечник нагревателя.Охват системы охлаждения двигателя начинается на входе в водяной насос и заканчивается корпусом термостата и / или выходом, который присоединяется к возвратному шлангу. Также исключены стартер, вся топливная система под давлением (топливный насос в баке, напорные трубопроводы, топливная рампа (и), регулятор, форсунки и возвратная линия), а также модуль управления двигателем / трансмиссией и / или программирование модуля.

    ТРАНСМИССИЯ / ТРАНСМИССИЯ
    Все детали с внутренней смазкой, картер, гидротрансформатор, опоры, уплотнения и прокладки, а также любые внутренние электрические компоненты трансмиссии / трансмиссии.Также рассматриваются исполнительные механизмы, непосредственно связанные с трансмиссией (рабочий цилиндр и т. Д.). Исключения: Исключены из покрытия трансмиссии линии охлаждения трансмиссии, шланги, радиатор, датчики, проводка и электрические разъемы. Также исключены сцепление и нажимной диск, а также любые модули управления трансмиссией и / или программирование модулей.

    РАЗДАТОЧНАЯ КОРОБКА
    Все детали с внутренней смазкой, корпус, крепления, уплотнения и прокладки, а также любые электрические компоненты внутри раздаточной коробки.Также охватываются любые приводы, напрямую подключенные к раздаточной коробке, а также двигатель энкодера. Исключения: Исключены из покрытия трансмиссии линии охлаждения раздаточной коробки, шланги, радиатор, датчики, проводка и электрические разъемы, а также модуль управления раздаточной коробкой и / или программирование модулей.

    ПРИВОДНЫЕ СИСТЕМЫ
    Все детали с внутренней смазкой, корпуса главной передачи, полуоси и подшипники, шарниры равных угловых скоростей, карданные валы и карданные шарниры. Все крепления, опоры, уплотнения и прокладки, а также любые внутренние электрические компоненты ведущего моста.Также рассматриваются любые приводы, напрямую подключенные к ведущему мосту (например, привод переднего дифференциала и т. Д.). Исключения: Исключены из охвата трансмиссии подшипники всех колес, подшипники передней и задней ступицы ведущего колеса, стопорные ступицы, охлаждение системы привода, трубопроводы, шланги, радиатор, датчики, проводка и электрические разъемы, относящиеся к системам привода, а также любые органы управления системой привода. модуль и / или программирование модуля.

    ПРОГРАММА ДОПОЛНИТЕЛЬНОЙ ТРАНСПОРТИРОВКИ
    В течение гарантийного периода GMC обеспечивает альтернативную транспортировку и / или возмещение определенных транспортных расходов в рамках Программы любезных перевозок, если вашему автомобилю требуется гарантийный ремонт.Доступно несколько вариантов транспортировки. Обратитесь к руководству по эксплуатации или проконсультируйтесь с вашим дилером GMC для получения более подробной информации.

    ROADSIDE ASSISTANCE
    GMC с гордостью предлагает ответ, безопасность и удобство в рамках 24-часовой программы помощи на дорогах сроком на 5 лет / 60 000 миль, в зависимости от того, что наступит раньше. Для получения подробной информации обратитесь к руководству пользователя или обратитесь к дилеру / продавцу. Контактная информация службы помощи на дорогах указана в разделе «Службы поддержки клиентов» буклета «Информация о гарантии и помощи для владельцев».

    НА ЧТО НЕ РАСПРОСТРАНЯЕТСЯ
    Все перечисленные выше предметы не покрываются за ущерб, возникший в результате несчастного случая, неправильного использования, изменения, недостаточного или ненадлежащего обслуживания, загрязненного или некачественного топлива, повреждения или коррозии из-за химической обработки или послепродажного обслуживания продуктов, ударов, использования или окружающей среды. . Для получения полной информации см. Буклет с информацией о гарантии и помощи владельцу. Другие покрытия не расширяются и не изменяются в связи с этим дополнением.

    Страхование от механической поломки: покрытие для ремонта автомобиля

    АвтоМотоциклATVДомовладельцыАрендаторыCondoМобильный домЛодка / PWCRVLifeЗонтикЗащита личных данныхЗемодательFloodTravelЗа границейВладельцы бизнесаОбщая ответственностьПрофессиональная ответственностьКомпенсация рабочим

    Нужно оплатить счет, внести изменения или просто получить информацию?

    Всего несколькими щелчками мыши вы можете получить доступ к партнеру страхового агентства GEICO, с которым связан ваш полис страхования лодки, чтобы найти варианты обслуживания вашего полиса и контактную информацию.

    Подробнее

    Позвоните нам по телефону (888) 532-5433, чтобы внести изменения в свой полис страхования жизни.

    Агенты по страхованию жизни, которые могут помочь вам в обслуживании вашего полиса, находятся на расстоянии одного телефонного звонка.

    Подробнее

    Вам нужно оплатить счет, внести изменения или получить информацию о вашем страховом покрытии?

    Просто войдите в свою автоматическую политику, чтобы управлять своей зонтичной политикой.

    Подробнее

    Для Generali Global Assistance, Inc., посетите сайт участника защиты личных данных или позвоните по телефону (800) 206-4065

    24 часа в сутки / 7 дней в неделю.

    Наши опытные агенты помогут вам с оформлением любых документов и составят ваш полис. Позвоните нам, если у вас есть какие-либо вопросы об этом ценном покрытии.

    Подробнее

    Позвоните нам по телефону (844) 810-1598, если вам необходимо внести изменения в вашу политику. Наши лицензированные специалисты будут рады вам помочь.

    Вы можете произвести оплату или просмотреть свою политику онлайн в любое время.

    Подробнее

    Из США: звоните (800) 248-4998. Звонки переадресовываются в наш европейский офис, поэтому звоните с понедельника по пятницу с 2:30 до 11:00 (восточноевропейское время).

    Из-за границы: позвоните агенту в своей стране.

    Вы также можете написать по адресу [email protected]

    Подробнее

    Нужно оплатить счет, внести изменения или просто получить информацию?

    Всего несколькими щелчками мыши вы можете найти партнера страхового агентства GEICO, с которым связан ваш полис владельца бизнеса, чтобы найти варианты услуг полиса и контактную информацию.

    Подробнее

    Нужно оплатить счет, внести изменения или просто получить информацию?

    Всего несколькими щелчками мыши вы можете найти партнера страхового агентства GEICO, с которым связан ваш полис общей ответственности, чтобы найти варианты обслуживания полиса и контактную информацию.

    Подробнее

    Нужно оплатить счет, внести изменения или просто получить информацию?

    Всего несколькими щелчками мыши вы можете найти партнера страхового агентства GEICO, с которым связан ваш полис профессиональной ответственности, чтобы найти варианты обслуживания полиса и контактную информацию.

    Подробнее

    Войдите в свою политику онлайн, чтобы оплатить счет, внести изменения или просто получить некоторую информацию.

    Подробнее

    Необходимо обновить политику или получить информацию?

    Позвоните в Berxi по телефону (833) 923-3001
    пн — пт 8:00 — 20:00 (восточноевропейское время)

    Подробнее

    Необходимо обновить политику или добавить нового питомца?

    Позвоните по телефону Embrace Pet Insurance по телефону (800) 793-2003
    Понедельник-пятница с 8:30 до 20:00 (восточноевропейское время)
    в субботу с 9:00 до 13:00 (восточноевропейское время).

    Подробнее

    Если ваш полис оформлен в Группе взаимного страхования ювелиров, войдите в систему или позвоните по телефону (844) 517-0556.

    пн-чт 7:00 AM-19:00 (CT)
    пт 7:00 — 18:00 (CT)


    По всем другим вопросам звоните (888) 395-1200 или войдите в свою текущую политику домовладельцев, арендаторов или кондоминиумов, чтобы просмотреть свой полис и связаться с агентом по обслуживанию клиентов, чтобы обсудить варианты страхования ювелирных изделий.

    Покупал автострахование в Мексике раньше?

    Войдите в систему для быстрого доступа к вашей предыдущей политике, где сохранена вся информация о вашем автомобиле.

    Подробнее


    Нет учетной записи GEICO?

    Всего несколькими щелчками мыши вы можете найти партнера страхового агентства GEICO, с которым связан ваш страховой полис, чтобы найти варианты обслуживания полиса и контактную информацию.

    Какие проблемы с трансмиссией Nissan CVT?

    Против Nissan было подано исков в отношении предполагаемых дефектов трансмиссий Nissan CVT.Истцы утверждают, что эти неисправные трансмиссии вызывают дрожание и задержки при разгоне , что может привести к столкновениям.

    Закон

    Law360 сообщает, что в результате судебных исков Nissan было приказано выплатить миллионы в качестве компенсации и продлить гарантии на автомобили с поврежденными трансмиссиями Nissan CVT. Если у вас есть автомобиль соответствующего класса и у вас возникли проблемы с трансмиссией, вы можете подать заявку на коллективный иск против Nissan

    .

    Обзор проблем с вариатором Nissan

    Согласно иску против Nissan, поданному Кристофером Ганном, вариатор Nissan CVT, или бесступенчатая трансмиссия, специально использовался как «главный аргумент» для автомобилей Nissan и особенно рекламировался за его «плавность хода».”

    Однако, по мнению истцов против Nissan, те, кто управлял автомобилями с трансмиссией CVT, могут не согласиться с этим утверждением. Фактически, истцы называют «внезапную, неожиданную тряску и сильное подергивание» основной причиной для беспокойства по поводу этих якобы неисправных передач.

    Владельцы автомобилей Nissan, выпущенных в период с 2013 по 2020 годы, подали жалобы в Национальную администрацию безопасности дорожного движения (NHTSA), утверждая, что их автомобили пострадали от дефектов трансмиссии CVT.

    Водители указали, что их трансмиссии дергаются, глохнут, дрожат, колеблются или даже страдают от преждевременного отказа трансмиссии. Некоторые водители говорят, что за этими инцидентами следует неожиданный скачок мощности двигателя. Многие водители отмечают, что эти проблемы с вариатором возникают, когда они пытаются ускориться.

    Дефекты транспортного средства такого рода могут быть опасными, поскольку подобные непредвиденные проблемы могут застать водителя врасплох и привести к потере управления.

    Проблемы, которые, как считается, вызывают этот эффект, включают проскальзывание трансмиссии, утечки и отказы шлангов, сообщения об ошибках трансмиссии CVT и потерю мощности.

    Что означает бесступенчатая трансмиссия?

    CVT — бесступенчатая трансмиссия. Согласно Car and Driver, эти трансмиссии предназначены для «плавного» переключения в непрерывном диапазоне передаточных чисел во время движения автомобиля. Другие типы трансмиссий обеспечивают только фиксированное количество передач и имеют «жесткие переключения» между ними. Другие термины для трансмиссий CVT включают односкоростные, бесступенчатые и бесступенчатые коробки передач.

    Коробки передач

    , такие как вариатор Nissan, призваны предложить водителям большую гибкость независимо от скорости, с которой они едут.Они, как правило, имеют лучшую экономию топлива, облегчают движение в гору и предназначены для более плавного вождения.

    Однако они также имеют тенденцию быть более дорогими как на начальном этапе, так и при ремонте. В отличие от традиционных трансмиссий, трансмиссии Nissan CVT используют систему шкивов для работы с передаточными числами. Гибкость системы позволяет быстро переключаться и экономить топливо.

    Какие модели Nissan затронуты?

    Проблемы трансмиссии CVT Nissan характерны для самых разных автомобилей Nissan.В целом, любой, кто владеет автомобилем Nissan с неисправной трансмиссией CVT, может получить компенсацию от Nissan.

    Индивидуальные групповые иски предусматривают конкретные годы выпуска, включенные в их Класс, но любые модели, произведенные в период с 2013 по 2018 год, могут быть затронуты, поскольку это внешние диапазоны классов, предусмотренных в настоящее время. Однако продление гарантии Nissan распространяется на все автомобили с вариатором с 2003 по 2010 годы.

    Модели, которые могут включать в себя неисправные трансмиссии Nissan CVT, включают модельные линии Nissan Sentra, Pathfinder, Quest, Versa, Versa Note, Altima, Rogue, Juke, Maxima и Murano.

    Каковы правила гарантии на трансмиссию Nissan CVT?

    Согласно CARCHEX, на все автомобили Nissan распространяется стандартная гарантия. Эта гарантия распространяется на первые 36 месяцев или 36 000 миль в зависимости от того, что наступит раньше, а также на дополнительные 5 лет или 60 000 миль на трансмиссию.

    Первая часть гарантии , базовое покрытие, распространяется на любые дефекты оригинальных деталей автомобиля Nissan. Трансмиссия охватывает основные системы автомобиля, включая двигатель, системы привода и насосы.Что наиболее важно, трансмиссия включает трансмиссию Nissan CVT.

    Однако из-за сопротивления потребителей компания Nissan продлила гарантию на свои автомобили с вариатором. Согласно информации с сайта производителя, гарантия Nissan CVT распространяется на все модели 2003–2010 годов с вариаторами. Гарантия Nissan распространяется на автомобили с вариатором в течение 10 лет или 120 000 миль, в зависимости от того, что наступит раньше. Для получения полной информации Nissan рекомендует ознакомиться с буклетом с информацией о гарантии.

    Какие иски о трансмиссии Nissan CVT были поданы?

    Против Nissan было подано как минимум три коллективных иска по поводу проблем с трансмиссией Nissan CVT.

    В июне 2018 года Саломе Мадрид и Тереза ​​Миранда подали коллективный иск против Nissan по поводу проблем с трансмиссиями CVT, включая «катастрофический отказ». К классу, установленному в данном случае, относятся Nissan Altimas 2013-2016 годов с неисправными трансмиссиями CVT. Саломея и Тереза ​​утверждают, что Nissan сознательно продавал им автомобили с неисправными трансмиссиями.

    Этот иск Nissan CVT является делом № 3: 18-cv-00534, поданным в Окружной суд США Среднего округа штата Теннесси.

    Кристофер Ганн подал аналогичный групповой иск против Nissan в сентябре 2018 года. Этот иск устанавливает класс автомобилей, включая все автомобили Altimas 2013 и 2014 годов с неисправными трансмиссиями CVT. Кристофер утверждает, что дефект в трансмиссии Nissan CVT заставил его автомобиль дрожать, глохнуть, колебаться, издавать «необычные звуки» и, в конечном итоге, привел к преждевременному отказу трансмиссии.

    Этот иск Nissan Defect является делом № 3: 18-cv-00966, поданным в Окружной суд США в Теннесси.

    Третий групповой иск был подан Чейн Норман и Софией Уэскотт в июне 2019 года. В эту категорию входят владельцы Nissan Jukes с 2013 по 2017 годы. Чейн и София утверждали, что дефекты в их автомобилях с трансмиссией Nissan CVT вызвали «внезапную, неожиданную тряску и сильную волну». подергивание », которое, по утверждению истцов, могло подвергнуть водителя серьезной опасности.

    Этот коллективный иск Nissan CVT является делом № 3: 18-cv-00534, поданным в Окружной суд Соединенных Штатов по Среднему округу штата Теннесси.

    В каждом из этих исков истцы требуют компенсации компенсационных и установленных законом убытков, а также гонораров адвокатам. Первый и последний перечисленные иски требуют дополнительной компенсации в виде отзыва или ремонта поврежденных автомобилей компанией Nissan.

    Следует ли вам участвовать в коллективном иске Nissan CVT?

    Все большее число потребителей обращаются в суд после того, как якобы столкнулись с проблемами с их трансмиссией Nissan CVT.

    Согласно искам , поданным против Nissan , если у вас есть автомобиль с неисправной трансмиссией Nissan CVT, вполне вероятно, что вам придется либо заплатить, чтобы отремонтировать эту трансмиссию, либо купить новый автомобиль. Оба эти варианта дороги, не считая первоначальной стоимости автомобиля. Присоединение к коллективному иску против Nissan может быть эффективным способом добиться компенсации этих расходов.

    Один из таких коллективных исков достиг мирового соглашения с Nissan в ноябре.2019 и был одобрен в марте 2020 года. Nissan согласился продлить гарантию на автомобили, поврежденные предполагаемым дефектом, а также согласился возместить любые наличные расходы, связанные с проблемой, хотя компания продолжает отрицать любые нарушения. .

    Если вы столкнулись с дефектом трансмиссии Nissan CVT на вашем автомобиле Nissan, произведенном с 2013 года, вы можете подать или присоединиться к коллективному иску и добиваться компенсации. Судебный процесс может быть пугающей перспективой, поэтому компания Top Class Actions заложила для вас основу, связав вас с опытным адвокатом.Консультации с адвокатом могут помочь вам определить, есть ли у вас претензия, разобраться в сложности судебного разбирательства и максимально увеличить вашу потенциальную компенсацию.

    эффективных схем групповой передачи для взвода транспортных средств в сети V2V — 5G-ALLSTAR

    Чунхён Ким, Ённам Хан, Ильгю Ким: Эффективные схемы групповой трансляции для взводов транспортных средств в сети V2V. В: IEEE Access, 7, стр. 171333-171345, 2019, ISSN: 2169-3536.

    Abstract

    В последнее время групповая трансляция привлекла большое внимание к группировке транспортных средств в сети между транспортными средствами (V2V).В общем, традиционная схема групповой передачи посредством повторной передачи, когда исходное пользовательское оборудование транспортного средства (S-VE) повторно передает один и тот же пакет в целевые VE (D-VE), реализуется двумя способами; повторная передача в течение заранее определенного количества раз без приема гибридного автоматического запроса на повторение (HARQ) -ACK / NACK от D-VE и повторная передача на основе HARQ-ACK / NACK. Хотя первую схему очень легко реализовать, она может привести к неэффективному использованию ресурсов из-за чрезмерных повторных передач.Для последнего такая же проблема возникает, когда качество связи между S-VE и D-VE постоянно низкое. Таким образом, в этой статье мы сначала исследуем эвристическую схему, которая может обеспечить превосходную производительность при групповой передаче при низкой вычислительной сложности. Затем исследуется схема групповой передачи с совместным управлением выбором VE повторной передачи (R-VE) и распределением ресурсов во временной области путем формулирования процесса марковского решения (MDP). Цель второй предложенной схемы — найти оптимальную совместную стратегию для выбора R-VE и распределения ресурсов во временной области, которая может минимизировать общее потребление времени при одновременном удовлетворении желаемой производительности с точки зрения вероятности успеха групповой трансляции.Результаты моделирования подтверждают, что предложенные схемы значительно улучшают частоту успеха групповой передачи и эффективность использования ресурсов временной области, а также значительно сокращают время завершения групповой передачи по сравнению с двумя традиционными схемами групповой передачи.

    Ссылки

     @article {Kim2019b,
    title = {Эффективные схемы групповой трансляции для взвода транспортных средств в сети V2V},
    author = {Чунхён Ким, Ённам Хан и Ильгю Ким},
    doi = {10.1109 / ACCESS.2019.2955791},
    issn = {2169-3536},
    год = {2019},
    date = {2019-01-01},
    journal = {IEEE Access},
    объем = {7},
    pages = {171333-171345},
    abstract = {В последнее время групповая трансляция привлекла большое внимание к группировке транспортных средств в сети между транспортными средствами (V2V).В общем, традиционная схема групповой передачи посредством повторной передачи, когда исходное пользовательское оборудование транспортного средства (S-VE) повторно передает один и тот же пакет в целевые VE (D-VE), реализуется двумя способами; повторная передача в течение заранее определенного количества раз без приема гибридного автоматического запроса на повторение (HARQ) -ACK / NACK от D-VE и повторная передача на основе HARQ-ACK / NACK. Хотя первую схему очень легко реализовать, она может привести к неэффективному использованию ресурсов из-за чрезмерных повторных передач.Для последнего такая же проблема возникает, когда качество связи между S-VE и D-VE постоянно низкое. Таким образом, в этой статье мы сначала исследуем эвристическую схему, которая может обеспечить превосходную производительность при групповой передаче при низкой вычислительной сложности. Затем исследуется схема групповой передачи с совместным управлением выбором VE повторной передачи (R-VE) и распределением ресурсов во временной области путем формулирования процесса марковского решения (MDP). Цель второй предложенной схемы - найти оптимальную совместную стратегию для выбора R-VE и распределения ресурсов во временной области, которая может минимизировать общее потребление времени при одновременном удовлетворении желаемой производительности с точки зрения вероятности успеха групповой трансляции.Результаты моделирования подтверждают, что предложенные схемы значительно улучшают частоту успеха групповой передачи и эффективность использования ресурсов временной области, а также значительно сокращают время завершения групповой передачи по сравнению с двумя традиционными схемами групповой передачи.},
    ключевые слова = {групповая передача, MDP, связь V2V, взвод транспортных средств},
    pubstate = {опубликовано},
    tppubtype = {статья}
    }
     

    Что это за запах? Как диагностировать проблемы с автомобилем по запаху

    Когда от вашего автомобиля исходит необычный запах, вашим первым импульсом может быть поиск под сиденьем старой сумки быстрого питания.Если виноват не салон вашего автомобиля, скорее всего, это ваш двигатель. Запах, создаваемый двигателем транспортного средства, может указывать на потенциальные проблемы в будущем. Вот шесть запахов, которых следует опасаться, и список механических проблем, которые их вызывают.

    Тухлые яйца или сера

    Если запах похож на запах тухлых яиц, это может указывать на то, что каталитический нейтрализатор неправильно обрабатывает сероводород в выхлопных газах. Как можно скорее доставьте машину к механику.

    Кленовый сироп

    Если ваш двигатель проработал несколько минут и вы почувствуете запах чего-то сладкого, возможно, охлаждающая жидкость, содержащая этиленгликоль, протекает из радиатора, головки блока цилиндров или неисправной прокладки впускного коллектора. Если запах наиболее сильный внутри автомобиля, это может указывать на проблему с сердечником обогревателя. В обоих случаях вам нужно будет попросить механика разобраться в проблеме.

    Обожженная бумага

    Запах горелой бумаги во время движения, особенно при переключении передач, может быть признаком того, что облицовка сцепления сгорает при проскальзывании сцепления.Это может произойти, если водитель «едет» на сцеплении, слишком часто нажимая на педаль, что вызывает значительное трение. Это трение создает достаточно тепла, чтобы фактически сжечь облицовку сцепления на бумажной основе, что может привести к выходу всего сцепления из строя.

    Жженое масло

    Чувствуете запах горелого масла? Сначала проверьте масляный щуп. Возможно, у вас заканчивается моторное масло или ваш двигатель перегревается. Если это не так, поищите утечку масла на блок цилиндров или выпускной коллектор.Затем проверьте трансмиссионную жидкость. Если он низкий, это может вызвать горение в трансмиссии, потому что шестерни не смазаны должным образом и перегреваются. Также убедитесь, что вы используете правильный тип моторного масла для вашего автомобиля. Используйте функцию поиска оборудования Cenex®, чтобы найти рекомендованные смазочные материалы для вашего автомобиля.

    Подвал плесневелый

    Если вы включите обогреватель или кондиционер и пахнет затхлым подвалом, внутри испарителя переменного тока может расти плесень.Выключите переменный ток и двигайтесь с включенным вентилятором, чтобы просушить систему.

    Обгоревший ковер

    Запах горелого ковра, особенно после длительного использования тормозов, может означать, что тормозные колодки вашего автомобиля перегрелись или вы оставили включенным ручной тормоз. В этом случае обратитесь к механику для замены изношенных тормозных колодок.

    Автомобили иногда могут показаться загадкой, но случайный запах может помочь вам диагностировать типичные проблемы с автомобилем до того, как они станут серьезными.

    Как выбрать правильное передаточное число для вашего Muscle Car или Drag Racer

    «Дайте мне достаточно длинный рычаг и точку опоры, на которой я могу его разместить, и я переверну мир». — Архимед (287-212 до н.э.)

    На улице все компромисс. Мощность теперь производить проще, чем когда-либо, и с этим произошла эволюция подхода к передаточным числам. Старая школьная мысль заключалась в том, чтобы включить глубокую передачу и вывести двигатель из строя.Но с сегодняшними более высокими уровнями власти для этого требуется меньше рычагов, чем раньше, и есть золотая жила тонкостей, в которые стоит копаться. Мы исследуем преимущества и недостатки включения передачи в тягач и те же варианты передаточного числа для улицы. Благодаря большому количеству вариантов преобразования трансмиссии с повышающей передачей, никогда не было так просто построить автомобиль с быстрым перетаскиванием или гусеничным ходом, которым можно было бы весело ездить по улице. Все зависит от того, как далеко и как быстро вы хотите пройти.

    Давайте начнем с простой стороны передаточных чисел.Архимед признал бы, что шестерни — это форма рычага. Введите число оборотов в минуту в ведущую шестерню, которая вращает коронную шестерню большего диаметра, и результирующее движение снижает выходную скорость, но увеличивает крутящий момент. Это необходимо, потому что автомобили тяжелые и требуют помощи рычага для быстрого ускорения.

    Посмотреть все 14 фото Это непросто, но, по крайней мере, с шестернями GM цифры выбиты на стороне зубчатого венца.

    Если у нас есть ведущая шестерня с 10 зубьями и коронная шестерня с 41 зубом и посчитать (41 10 = 4,10), это означает, что за каждый оборот коронной шестерни шестерня будет вращаться 4,1 раза. Это также умножает входной крутящий момент на 4,1, что является причиной подпрыгивания автомобиля при нажатии на дроссель. Передача с более низким числовым передаточным числом, например 3,08: 1, не увеличивает крутящий момент в такой степени, но при равных входных оборотах обеспечивает более высокую скорость оси или шин при прочих равных. Это означает, что передаточные числа задней передачи — это компромисс.

    Но это только передаточное число задней оси. У нас также есть умножение крутящего момента двигателя на передаточное отношение. Первые дни автоматики GM производили Powerglide с жалким передаточным числом 1.76: 1. Вскоре появились трехступенчатые, такие как Th500, с передаточным числом первой передачи 2,48: 1. Чтобы определить общее передаточное число Первой передачи автомобиля, мы просто умножаем передаточное число Первой передачи на передаточное число задней оси (например, 2,48 x 4,10 = 10,17: 1). Чтобы упростить задачу, мы проигнорируем коэффициент умножения типичного гидротрансформатора, так что это означает, что если мы умножим крутящий момент двигателя 400 фунт-фут на общее передаточное число первой передачи, равное 10.17, мы прикладываем 4068 фунт-футов крутящего момента к двум задним осям, или более 2000 фунт-футов крутящего момента на ось. Вот почему машина так сильно трогается с места и почему такие детали, как оси и карданные валы, иногда перекручиваются или ломаются.

    Посмотреть все 14 фотографий По мере численного увеличения передаточного числа, например, с 3,08: 1 до 4,10: 1, количество зубьев ведущей шестерни уменьшается, а количество зубьев коронной шестерни увеличивается. Это уменьшает ведущую шестерню, уменьшая площадь контакта между ведущей шестерней и кольцом. Следовательно, «более высокие» или более низкие шестерни по своей сути сильнее.

    Давайте углубимся немного глубже в наш пример драг-кар с этим пакетом соотношений. Предположим, что мы используем заднюю шину высотой 26 дюймов и малый блок мощностью 550 л.с. в Chevelle весом 3600 фунтов, и она работает с низкими 11 шинами на скорости 120 миль в час. Возможно, автомобиль может улучшить сцепление с дорогой с 28-дюймовыми шинами, но мы не уверены, насколько эта более высокая шина повлияет на передаточное число. Мы будем называть это общее передаточное число (ODR). Формула выглядит так:

    ODR = (Диаметр оригинальной шины. Диаметр новой шины) x Передаточное число
    ODR = (26 28) x 4.10
    ODR = 0,928 x 4,10 = 3,80: 1

    Таким образом, более высокая шина эффективно снизит передаточное число с 4,10: 1 до 3,80: 1, или изменение на 7 процентов.

    Программа моделирования драгстрипа Quarter Pro — отличный способ оценить изменения. Ближайшее передаточное число с 12 болтами к 3,80: 1 составляет 3,73: 1, и некоторые могут подумать, что это будет огромная потеря и т.д., но моделирование показывает нечто иное. Передача 3,73: 1 (при неизменном размере шин) замедлила ход и т.д. едва, на 0,08 секунды, но скорость ловушки действительно упала на 2 мили в час без изменений в 60-футовом.

    Посмотреть все 14 фотографий Имейте в виду, что шестерни серии Pro намного мягче, чем уличные, и поэтому не должны использоваться на улице, так как они будут выделять чрезмерное тепло и изнашиваться намного быстрее. Более мягкая термообработка предназначена для поглощения ударной нагрузки при жестких запусках.

    На самом деле, если мы добавим более высокую шину, она обеспечит лучшее сцепление с дорогой при более высоком следе, и, возможно, 60-футовая шина могла бы быть быстрее. Одна из причин, по которой этот автомобиль не понес серьезной потери e.t. в основном потому, что двигатель развивает довольно хороший крутящий момент, особенно в среднем диапазоне.Здесь все машины разные. Если автомобиль работает с двигателем меньшего объема, таким как 5,3-литровый, который мы раскручиваем до 7000 об / мин, то, вероятно, на него сильнее повлияет снижение передаточного числа, потому что двигатели с небольшим объемом обычно вырабатывают меньший крутящий момент.

    И наоборот, большому блоку 540ci, производящему 700 л.с. и 680 фунт-фут крутящего момента, не потребуется такая большая передача, потому что двигатель выдает больше мощности для ускорения автомобиля. Мы смоделировали эту ситуацию с заменой шины для 26-дюймовой шины по сравнению с 28-дюймовой шиной, используя более высокую 3.55: 1 (по сравнению с передачей 4,10: 1), и автомобиль потерял всего 0,07 секунды на пробеге 10,30 с при 130 милях в час, но осветил свет с более высокой шиной при 5800 об / мин вместо 6700. Конечно, если важна каждая последняя сотая, то более глубокая передача стоит замены, но для уличного компромисса более высокая передача будет работать нормально.

    Посмотреть все 14 фотографий Наш Chevelle с заменой LS, который использовался в симуляциях, проталкивает Th500. Если нам нужен овердрайв, устройство Gear Vendors — отличный способ получить как надежность Th500, так и овердрайв, с возможностью разделить передачи, если мы захотим.

    Теперь давайте возьмем наш теоретический 6.0L Chevelle с его вышеупомянутой передачей 4,10: 1 и выставим его на улицу с комплектом 28-дюймовых уличных шин, но мы хотим знать наши круизные обороты на шоссе. Чтобы продолжить обсуждение передаточных чисел, а не преобразователей крутящего момента, мы проигнорируем проскальзывание. Простая формула для определения наших крейсерских оборотов при 70 милях в час выглядит так:

    об / мин = (миль / ч x передаточное число x 336) Диаметр шины
    об / мин = (70 x 4,10 x 336) 28
    об / мин = 3444

    немного крутой для круизов по шоссе.Одним из способов улучшить это без необходимости полностью переключаться на автомат с повышающей передачей может быть повышающая передача от Gear Vendors, прикрученная к задней части нашего Th500. Что это стоит? Один из способов сделать это — просто умножить повышающее передаточное число 0,78: 1 от производителей оборудования на передаточное отношение, чтобы получить эффективное передаточное число: 4,10 x 0,78 = 3,198, мы округлим это до 3,20. Если мы подключим к формуле 3,20: 1, то получится 2688 об / мин в качестве нашей новой круизной скорости. Снижение более 750 об / мин. Кроме того, для разделения шестерен Th500 можно использовать блок Gear Vendors, что в целом улучшит e.т. Наиболее распространенный подход — перегрузка секунды, чтобы последовательность переключения была первой (2,48: 1), второй (1,48: 1), второй повышающей передачей (1,15: 1), затем третьей (1: 1).

    Посмотреть все 14 фото Это Strange S-60 в нашем Chevelle с передачей 4,10: 1 и ограниченным скольжением. Хотя многие считают Dana 60 слишком тяжелым, версия Strange всего на 20 фунтов тяжелее, чем 12-болтовая, даже с ее 35-шлицевыми осями и 9,5-дюймовым зубчатым венцом.

    Конечно, если бы цель заключалась в том, чтобы подчеркнуть крутизну шоссе в этом уравнении, мы могли бы смягчить заднюю передачу на 3.55: 1. Это замедлит автомобиль на драгстрипе, возможно, на 0,10 секунды, но снизит крейсерские обороты. Это изменение обеспечило бы крейсерскую скорость до 70 миль в час 2326 об / мин. Имейте в виду, что крейсерская скорость на шоссе должна оставаться на уровне или выше скорости остановки гидротрансформатора, чтобы предотвратить чрезмерное нагревание жидкости. Конечно, поставщики оборудования могут использоваться и за механической коробкой передач.

    Мы не забыли героев автокросса и трек-дня. Здесь ситуация немного более изменчива, потому что у драгрейсеров есть установленная дистанция в восемь или четверть мили, в то время как фанаты трекового дня и автокроссеры сталкиваются с гораздо более разнообразными схемами расположения.

    Для тех, кто работает на трассе, в первую очередь следует учитывать длину самой длинной прямой. Для тех из нас, кто живет в Южной Калифорнии, у нас есть три трека в течение нескольких часов. Уиллоу-Спрингс является самым длинным, его длина составляет 2,5 мили с передней прямой длиной примерно 2000 футов, что составляет более 3/8 мили. Это намного дольше, чем на других курсах, и является важным фактором для передаточного числа главной передачи, основанного на пределе оборотов. Самый быстрый способ выяснить, планируете ли вы проехать по заданной трассе, — это найти автомобиль с аналогичными характеристиками и спросить у них, какова их максимальная скорость в конце прямой (или пиковые обороты в конце), а также их передаточное число. и размер шин.Таким образом, вы можете сами произвести вычисления в качестве проверки.

    Посмотреть все 14 фотографий Это 6,0-литровый двигатель LS с железным блоком в нашем тестовом муле Chevelle, который развивает мощность 550 л.с. с парой головок с портом TFS, впускным отверстием FAST LSX-R и сменными разъемами Hooker LS. Транс — TCI Th500 с 10-дюймовым преобразователем. Мы бы хотели поменять местами 10-скоростной GM, но пока нет автономных контроллеров.

    Что не менее важно, чем главная передача, так это разделение шестерен между первой и высшей передачами. Здесь мы сосредоточим наше внимание на механических коробках передач.Преимущество руководств в том, что даже с четырехступенчатой ​​коробкой передач у вас есть более близкие передаточные числа, чем у трехступенчатой ​​автоматической коробки передач. Исключением является новая линейка 6-, 8-, а теперь и 10-ступенчатой ​​автоматики. Но эти трансмиссии пока не вошли в массовое производство, поэтому мы сосредоточимся на руководствах.

    Для дорожных гонок / автокросса мы хотели бы иметь механическую коробку передач с несколькими редукторами, чтобы мы могли постоянно поддерживать двигатель в его диапазоне мощности. В то время как четыре скорости справляются со своей задачей, пятиступенчатая с малым разбросом еще лучше.Мы перечислили передаточные числа для нескольких трансмиссий в таблице «Поздняя механическая трансмиссия». Если мы разделим более высокую передачу (например, третью) на более низкую передачу (вторую), мы сможем увидеть изменение оборотов, выраженное в процентах.

    Например, на пятиступенчатой ​​машине TKO-600 вторая передача составляет 1,89: 1, а третья — 1,28: 1. Математика дает 1,28 1,89 = 0,677, падение на 32,3% об / мин. Это тянет с 6500 об / мин в секунду до 4400 в третьем. У Super T-10 с близким передаточным числом 2,43, при переключении со второй на третью, частота вращения снижается намного меньше, на 24 процента, а у шестиступенчатой ​​коробки передач T-56 — на 27 процентов.Но теперь рассмотрим пятиступенчатую коробку передач Richmond. Разделение между третьим (1,57: 1) и четвертым (1,23: 1) составляет всего 22 процента, что значительно ближе. При 6500 об / мин частота вращения падает до более высокой 5070 об / мин. Конечно, один недостаток пятиступенчатой ​​коробки передач — дополнительные 35 фунтов.

    Посмотреть все 14 фотографий Это пятиступенчатая коробка передач Richmond, происхождение которой восходит к Дагу Нэшу. Этот трансмиссионный двигатель считается близким с падением на 18-19 процентов оборотов в минуту между 3-4 и 4-5. Это позволяет двигателю оставаться в допустимом диапазоне мощности.

    С появлением новых 8-, а теперь и 10-ступенчатых автоматических коробок передач GM они выводят подход близкого передаточного числа на новый уровень. Например, 10-ступенчатая коробка передач предлагает от 17 до 18 процентов деления передач по сравнению с Th500 в 33 процента между второй и третьей передачами. Это может показаться незначительной разницей, поэтому просто ради удовольствия мы сравнили наш Chevelle с двигателем LS мощностью 550 л.с. и его пакет Th500 с заменой на совершенно новый GM 10L80, который имеет первое передаточное число 4,70: 1.

    Общее передаточное число первой передачи с Th500 и 4.Задняя передача 10: 1 будет 2,48 x 4,10 = 10,168: 1. Но 10,168 4,70 (для определения эквивалентного передаточного числа задней передачи) равно 2,16: 1, что нереально. Итак, мы включили заднюю передачу 2,73: 1. Мы также добавили 90 фунтов, чтобы имитировать дополнительный вес 10-ступенчатой ​​коробки передач. Неудивительно, что 10-ступенчатая коробка передач была быстрее на 11,06 при 123,3 миль в час по сравнению с пакетом передач Th500 / 4,10 на 11,25 при 121,8 миль в час. 10-ступенчатая коробка передач была быстрее почти на две десятых секунды и на 1,5 мили в час быстрее. Это связано с тем, что 10-ступенчатая коробка передач поддерживает частоту вращения двигателя в оптимальном режиме с минимальным падением частоты вращения между передачами.

    Просмотреть все 14 фотоЗдесь стоит рассмотреть вариант. Пятиступенчатая коробка передач Richmond обеспечивает глубокую первую передачу 3,27: 1. При задней передаче 3,08: 1 эффективное передаточное число первой передачи равно 4-ступенчатой ​​передаче Muncie первой передачи 2,20: 1 и задней передаче 4,56: 1. На четверть мили четвертая передача эквивалентна работе задней передачи 3,79: 1. Но переключитесь на пятую передачу 1: 1 и наслаждайтесь крейсерской скоростью на задней передаче 3,08: 1.

    Время 60 футов было одинаковым для обеих трансмиссий, и никаких других изменений внесено не было.При моделировании с 10 скоростями шина пробуксовывала (что замедляло 60-футовую скорость), потому что первая передача была намного больше. С тягой 10L80 был бы еще быстрее. Другой переменной будет мощность, потребляемая более тяжелой вращающейся массой 10-ступенчатой ​​коробки передач. Это немного замедлит нашу симуляцию, но это действительно показывает преимущество более близкого распределения передач. Помните, когда 10-скоростной велосипед считался экзотикой?

    Все это попытка приблизиться к тому, что делает бесступенчатая трансмиссия, передаточные числа которой постоянно меняются, во время разгона.Мы еще не достигли этого, но 10 скоростей ближе, чем 4. Мы прошли долгий путь со времен скромного Powerglide.

    Передаточное число ранней механической трансмиссии
    1-й 2-я 3-й 4-я
    M20 закрыть 2,20 1,64 1,28 1,00
    M21 широкий 2,52 1,88 1,47 1.00
    S-T10 2,43 1,61 1,23 1,00
    ST10 2,64 1,75 1,34 1,00
    ST10 2,88 1,91 1,33 1,00
    Показать все
    Поздние передаточные числа механической трансмиссии
    1-й 2-я 3-й 4-я 5-я 6-й 7-я
    GM V-8 5-скор. 2,75 1,94 1,34 1,00 0,74
    МакЛеод 5-скор. 2,95 1,99 1,34 1,00 0,63
    ТКО-500 3,27 1,98 1,34 1,00 0,68
    ТКО-600 2.87 1,89 1,28 1,00 0,64
    Ричмонд 5-ск. 3,27 2,13 1,57 1,23 1,00
    Т-56 2,66 1,78 1,30 1,00 0,74 0,50
    TR-6060 2.66 1,78 1,30 1,00 0,80 0,63
    TR-6070 * 2,66 1,78 1,30 1,00 0,74 0,50 0,42
    TR-9070 DCT 3,14 2,05 1,43 1,10 0,86 0,68 0,56
    TR-9070-DCT 3.24 2,02 1,45 1,08 0,81 0,63 0,50
    * Фактически, в этой трансмиссии доступно три различных передаточных числа. Версия 2.29: 1 с первой передачей рассчитана на крутящий момент 635 фунт-фут.
    Показать все
    Передаточное число ранней автоматической трансмиссии
    1-й 2-я 3-й 4-я
    PG 1.76 1,00
    Th450 2,52 1,52 1,00
    Th500 2,48 1,48 1,00
    4L60E * 3,06 1,63 1,00 0,70
    200-4R 2,74 1,57 1,00 0,67
    4L80E 2.48 1,48 1,00 0,75
    * Передаточные числа такие же, как у 700-R4
    Показать все
    Поздние передаточные числа автоматической коробки передач
    Транс 1-й 2-я 3-й 4-я 5-я 6-й 7-я 8-й 9-я 10-я
    TCI 6-ступенчатая 2,97 2.23 1,57 1,18 1,00 0,75
    6L80E 4,03 2,36 1,53 1,15 0,85 0,67
    8L80 4,56 2,97 2,08 1,69 1,27 1.00 0,85 0,65
    10L80 4,70 2,99 2,15 1,80 1,52 1,28 1,00 0,85 0,69 0,64
    Показать всеПоказать все 14 фотоЭто новейший автомат GM: 10L80. Несмотря на то, что он тяжелый, он предлагает убийственное 4,70: 1 передаточное число первой передачи с шестью близкими передаточными числами между первой и седьмой (1.00: 1). Наша симуляция показывает, что он может стоить пару десятых на четверти мили по сравнению с типичным трехступенчатым автоматом. См. Все 14 фото. Это пятиступенчатая трансмиссия TKO, входящая в ранний Camaro. Самая популярная версия — TKO-600, но не из-за ее большей прочности, а из-за более гибкого передаточного числа первой передачи и более крутой повышающей передачи. С овердрайвом 0,64 это преобразует заднюю передачу 3,55: 1 в 2,27: 1. См. Все 14 фото. Повышающая передача раскручивает карданный вал на гораздо более высокой скорости. Это сложный вопрос, но если вы используете овердрайв на высокой скорости, вы должны учитывать то, что называется критической скоростью.На критической скорости карданный вал пытается превратиться в крендель, и случаются неприятности. При диаметре 3 дюйма, 54-дюймовый длинный карданный вал достигнет своей критической скорости на скорости 136 миль в час с использованием передачи 3,55: 1, шины высотой 26 дюймов и передаточного числа 0,76: 1.

    Добавить комментарий

    Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *