Тягово-скоростные свойства и топливная экономичность автомобиля с гидромеханической трансмиссией. Особенности гидродинамических передач, страница 6

.                        (6.11)

где n_д, М_к - координаты расчетной точки внешней скоростной характеристики двигателя: n_д=n_н, М_к=М_н; λ_н.р - коэффициент момента насосного колеса на расчетной нагрузочной характеристике.

В этом случае в момент перехода на режим гидромуфты мощность двигателя будет максимальная, а КПД гидротрансформатора будет находиться в пределах 0,84-0,87. Окончательный выбор параметра D_a осуществляется в процессе оптимизации параметров гидромеханической передачи.

Иногда вместо проектирования нового гидротрансформатора используют существующий образец, а для согласования его характеристики с характеристикой двигателя вводят согласующую зубчатую передачу, которая размещается между двигателем и ГТ. В этом случае необходимо учитывать соотношения между параметрами характеристики двигателя и гидротрансформатора:

                                   (6.12)

                                        (6.13)

где i_с.п, η_с.п - соответственно передаточное число КПД согласующей передачи.

Передаточное число согласующей передачи определяется по формуле

.                 (6.14)

Применение согласующей передачи снижает КПД трансмиссии, увеличивает ее массу и усложняет конструкцию. Однако имеются и положительные факторы: исключается необходимость освоения производства нового ГТ; можно уменьшить его геометрические размеры, если выбрать i_с.п<1; у короткобазовых машин упрощается решение компоновочных проблем, связанных с обеспечением оптимальных углов установки карданных шарниров.

6.5. Выходная характеристика системы двигатель-гидродинамическая передача

При определении показателей тягово-скоростных свойств автомобиля с гидромеханической трансмиссией необходимо располагать характеристиками, получаемыми на выходе системы двигатель-гидродинамическая передача. Эти характеристики учитывают преобразование параметров скоростной характеристики двигателя гидротрансформатором. Выходные характеристики системы ДВС-ГТ представляют собой зависимости мощности N_т и момента М_т на валу турбинного колеса от частоты вращения турбины n_т при полной подаче топлива в двигатель. Для вычисления значений М_т и n_т используются координаты точек, характеризующих совместную работу двигателя и гидродинамической передачи. Значения этих координат можно получить либо непосредственно из графиков (рис. 6.7, а и б), либо вычислить аналитически.

Рассмотрим аналитический метод определения координат точек совместной работы двигателя и гидродинамической передачи. При построении характеристик совместной работы необходимо учесть отбор мощности на привод вспомогательного оборудования двигателя. Тогда крутящий момент двигателя, воздействующий на насосное колесо при установившемся движении автомобиля, определится по формуле

             (6.15)

где  - значение крутящего момента и угловой скорости коленчатого вала на номинальном режиме.

При непосредственном соединении насосного колеса с валом двигателя на установившемся режиме М_к=М_н, ω_д=ω_н. Тогда на основе уравнений (6.9) и (6.15) получаем систему нелинейных алгебраических уравнений:

               (6.16)

Искомые неизвестные в этих уравнениях М_н и ω_н.

Решение системы уравнений (6.16) осуществляется на ЭВМ с использованием стандартного программного обеспечения (например, MathCAD), варьируя при этом все табличные значения λ_н≤λ_н.р для принятой гидродинамической передачи.

При решении системы уравнений (6.16) варьируют табличные значения λ_н≤λ_н.р. В результате решения получают двумерный массив координат М_н и ω_н. Количество элементов этого массива равно количеству дискретных табличных значений λ_н. Затем вычисляют значения параметров выходных характеристик системы ДВС-ГП:

                                    (6.17)

                             (6.18)

                                (6.19)

                                 (6.20)