Determination of rational gear ratio of inter-wheel differential while upgrading the transmission of multi-purpose vehicle

Abstract

The paper proposes a method of determination of rational gear ratio of inter-wheel differential of all-wheel drive vehicles and evaluation of the effectiveness of its use to improve the performance of vehicles.

Full Text

Передаточное отношение межосевого дифференциала существенно влияет на распределение мощности и крутящего момента по ведущим мостам полноприводного автомобиля, а следовательно, на проходимость, среднюю скорость движения и топливную экономичность. Поэтому представляет научный и практический интерес совершенствования методики выбора передаточного отношения. Преобладает практика равномерного распределения крутящего момента по ведущим мостам. Это верно для одинаковой вертикальной нагрузки на ведущие мосты, одинаковых характеристик сцепления колес с опорной поверхностью и сопротивления качению колес [1]. В большинстве реальных случаев эксплуатации эти условия не выполняются, принятое таким образом передаточное отношение межосевого дифференциала не оптимально и снижает эффективность использования мощности двигателя. Вследствие неравномерного распределения сил тяги по ведущим колесам, возникающего при движении автомобиля с межосевым дифференциалом, возникают дополнительные затраты мощности, которые определяются следующими зависимостями (1): · для автомобиля с колесной формулой 4×4: Nдоп4Х4 = · для автомобиля с колесной формулой 6×6: Nдоп6Х6 = (1) · для автомобиля с колесной формулой 8×8: Nдоп8Х8 = где: γ – коэффициент тангенциальной эластичности колеса; ω – угловая скорость вращения колеса; fa – обобщенный коэффициент сопротивления качению колеса; Ga – сила тяжести, действующая на автомобиль; u – передаточное отношение межосевого дифференциала; Rz1 – вертикальная нагрузка на колесо; f1 – коэффициент сопротивления качению колеса 1-ого моста; Ра – сила тяги ведущих колес. При движении по твердым опорным поверхностям эти потери мощности могут достигать 3…8 % от общей мощности, необходимой для движения автомобиля. Имеется зона минимума потерь мощности, которая обеспечивается оптимизацией передаточного отношения межосевого дифференциала в соответствие с условиями движения. Следовательно, необходимо создать механический дифференциальный механизм с автоматическим изменением передаточного отношения. Поскольку в настоящее время это сделать не удалось, то снизить потери мощности и повысить тягово–скоростные свойства автомобиля можно, применив в межосевом приводе дифференциальный механизм с рациональным передаточным отношением, приближающимся к оптимальному при наиболее вероятных режимах движения [2]. Методика определения рационального передаточного отношения включает в себя: · сбор статистической информации об условиях движения и нагружения автомобиля; · определение передаточного отношения межосевого дифференциала в конкретных дорожных условиях с конкретной нагрузкой. Для этого используются зависимости для определения передаточного отношения межосевого дифференциала, обеспечивающего минимум потерь мощности в заданных условиях движения (2): o для автомобиля с колесной формулой 4×4: uмод4Х4= , o для автомобиля с колесной формулой 6×6: uмод 6Х6= (2) B = , o для автомобиля с колесной формулой 8×8: uмод8Х8 = ; · определение рационального передаточного отношения для всех вероятных дорожных условий и величин нагрузки, обеспечивающего максимальный уровень производительности и проходимости автомобиля; · определение рационального передаточного отношения межосевого дифференциала, соответствующего математическому ожиданию для всей совокупности вероятных условий эксплуатации. Для этого предложена зависимость (3): , (3) где рi – вероятность движения автомобиля в i-х дорожных условиях; рj – вероятность j-той нагрузки; mиМОДij – математического ожидание рационального передаточного отношения межосевого дифференциала в i-х дорожных условиях с j-ой нагрузкой; n - число разновидностей дорожных условий; s – число разновидностей нагрузок на автомобиль. На основании разработанной методики найдены следующие передаточные отношения межосевых дифференциалов автомобилей УАЗ-3151 (4×4) – 1,2, ГАЗ-3308 (4×4) -1,3, ЗИЛ-131 (6×6) – 2,4, КАМАЗ: типа 4×4 – 1,3; типа 6×6 – 2,8; типа 8×8 – 1,2. Для оценки эффективности применения предлагаемых решений проводилось имитационное моделирование движения автомобиля по типовому маршруту с серийной трансмиссией, автомобиля с рекомендованным передаточным отношением межосевого дифференциала (рисунки 1…4). Моделирование показывает, что оснащение автомобиля межосевым дифференциалом с рекомендованным передаточным отношением позволяет повысить на 5…9 % среднюю скорость движения по твердым опорным поверхностям (участок типового маршрута 1-3) и снизить на 6…8 % расход топлива по сравнению с серийным автомобилем. Рисунок 1. Оценка скоростных свойств автомобилей: УАЗ-3151, ГАЗ-66, ГАЗ-3308 с различными передаточными отношениями межосевого дифференциала Рисунок 2. Оценка скоростных свойств автомобилей: ЗИЛ-131, ЗИЛ-433420, Урал-43206, КАМАЗ-4350 с различными передаточными отношениями межосевого дифференциала Рисунок 3. Оценка скоростных свойств автомобилей: Урал-375Д, КАМАЗ-43101, Урал-4320-10, Урал-4320-31, КАМАЗ-43114, КАМАЗ-43118 с различными передаточными отношениями межосевого дифференциала Рисунок 4. Оценка скоростных свойств автомобилей: КрАЗ-260, КАМАЗ-6350, Урал-5323-01 с различными передаточными отношениями межосевого дифференциала Выводы 1. На основе имитационного моделирования исследованы и обоснованы технические решения по совершенствованию распределения мощности между ведущими колесами автомобиля посредством механической трансмиссии, реализующие рациональное распределение мощности между ведущими мостами. 2. Имитационное моделирование показало, что оснащение автомобилей межосевым дифференциалом с рекомендованными передаточными отношениями позволяет повысить на 5…9 % среднюю скорость движения по твердым опорным поверхностям и снизить на 6…8 % расход топлива по сравнению с серийным автомобилем.