JOURNAL OF KONES 2006 NO 1

Journal of KONES Powertrain and Transport, Vol. 13, No. 1
PARAMETERS ANALYSIS OF FRICTION COUPLING BETWEEN
BELT AND WHEEL IN CONTINUOUSLY VARIABLE
TRANSMISSION
Andrzej Bieniek
Opole University of Technology
ul. St. Mikoáajczyka 5, 45-271 Opole, Poland
tel.:+48 77 4006000, fax:+48 77 4006342
[email protected]
Jerzy Jantos
Opole University of Technology
ul. St. Mikoáajczyka 5, 45-271 Opole, Poland
tel.:+48 77 4006000, fax:+48 77 4006342
e-mail:[email protected]
Abstract
In automotive continuously variable transmission control of the value of axial thrust force has decisive
influence on her work parameters. The use of mathematical model permits on delimitation the course, difficult to
determinable, value of friction coupling parameters between belt and transmissions wheel, such how the slide
angle as well as friction extension degree In this study the evaluation method of transmission work state, that is
based on the value of load coefficient, has been described. The research results of influence of axial thrust force
on energetic and ecological properties of automotive continuously variable transmission were introduced.
In the paper there are particularly presented run of load coefficient of gear, the range of the variability of
the load coefficient, the dependence between relative angle of the slide and with the confidence coefficient and
with the coefficient of the friction development, influence of the confidence coefficient and the friction coefficient
on the run of the quotient of stress force, as well the value of the quotient of stress forces in UDC and EUDC
cycles, the value of load coefficients of the gear in the EUDC and UDC cycles, the fuel consumption in above
cycles and emission levels of harmful compounds of combustion gases at different string stresses.
Keywords: vehicle , powertrain, gears, modelling, emission
ANALIZA PARAMETRÓW SPRZĉĩENIA CIERNEGO CIĉGNA Z
KOàEM PRZEKàADNI CIĉGNOWEJ
Streszczenie
W samochodowej przekáadni ciĊgnowej sterowanie wartoĞcią osiowej siáy zacisku ciĊgna wywiera
decydujący wpáyw na jej parametry pracy. Zastosowanie modelu matematycznego pozwala na wyznaczenie
przebiegu trudnych do zmierzenia parametrów sprzĊĪenia ciernego ciĊgna z koáem przekáadni takich, jak kąt
poĞlizgu oraz stopieĔ rozwiniĊcia tarcia. W artykule opisano metodĊ oceny stanu pracy przekáadni na podstawie
wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia przekáadni. Przedstawiono równieĪ wyniki badaĔ wpáywu osiowej siáy
naporu na energetyczne i ekologiczne wáaĞciwoĞci ukáadu napĊdowego samochodu z bezstopniową przekáadnią
ciĊgnową.
W artykule przedstawiono w szczególnoĞci przebieg wspóáczynnika obciąĪenia przekáadni, zakres zmiennoĞci
wspóáczynnika obciąĪenia, zaleĪnoĞü pomiĊdzy wzglĊdnym kątem poĞlizgu a: wspóáczynnikiem pewnoĞci i
wspóáczynnikiem rozwiniĊcia tarcia, wpáyw wspóáczynnika pewnoĞci i wspóáczynnika tarcia na przebieg ilorazu
siá naporu, jak równieĪ wartoĞci ilorazu siá naporu w cyklach jezdnych UDC i EUDC, wartoĞci wspóáczynników
obciąĪenia przekáadni w cyklu jezdnym EUDC i UDC zuĪycie paliwa w cyklach oraz poziomy emisji szkodliwych
związków spalin przy róĪnym naprĊĪeniu ciĊgna.
Sáowa kluczowe: pojazdy samochodowe, zespoáy napĊdowe, przekáadnie, modelowanie, emisja
A. Bieniek, J. Jantos
Wykaz oznaczeĔ
A1 A2
a
F2
F1
ip
kp
kt
kM
l
Mr
ri
Įi
Įp
Įw
Įo
ț
ȝ’
ȟ
– osiowa siáa naporu koáa czynnego, koáa biernego,
– rozstaw osi przekáadni ciĊgnowej,
– siáa obwodowa w ciĊgnie biernym,
– siáa obwodowa w ciĊgnie czynnym,
– przeáoĪenie przekáadni,
– wspóáczynnik pewnoĞci,
– wspóáczynnik rozwiniĊcia tarcia,
– wspóáczynnik obciąĪenia,
– czynna dáugoĞü ciĊgna przekáadni,
– moment reakcyjny na kole przekáadni,
– promieĔ opasania koáa stoĪkowego przekáadni,
– kąt opasania koáa przekáadni (i=1 –koáo czynne, i=2 koáo bierne),
– kąt poĞlizgu,
– wzglĊdny kąt poĞlizgu,
– kąt spoczynku,
– wspóáczynnik konstrukcyjny przekáadni,
– zastĊpczy wspóáczynnik tarcia na styku ciĊgna z bieĪnią koáa stoĪkowego,
– iloraz siá naporu.
1. Wprowadzenie
W samochodowej bezstopniowej przekáadni ciĊgnowej przenoszenie mocy nastĊpuje
dziĊki sprzĊĪeniu ciernemu ciĊgna z koáem przekáadni. Powstanie sprzĊĪenia ciernego
pomiĊdzy ciĊgnem a koáem przekáadni moĪliwe jest dziĊki dziaáaniu osiowej siáy naporu
powodującej zacisk ciĊgna pomiĊdzy dwoma stoĪkowymi tarczami koáa przekáadni.
Sterowanie wartoĞcią osiowej siáy naporu ma istotne znaczenie dla warunków sprzĊĪenia
ciernego. Regulacja wartoĞci siáy naporu oparta jest na ustalonej wartoĞci zapasu siáy tarcia.
Poziom wartoĞci siáy naporu powinien uwzglĊdniaü wystąpienie wszystkich niekorzystnych
sytuacji w pracy przekáadni. Wspóáczesne przekáadnie bezstopniowe dziaáają z taką ustaloną
nadwyĪką siáy naporu, która pozwala na zapewnienie ich pracy bez dáugotrwaáego poĞlizgu w
kaĪdych warunkach obciąĪenia. PoĞlizg ciĊgna przekáadni jest zjawiskiem niekorzystnym
znacznie ograniczającym trwaáoĞü przekáadni. Z drugiej strony nadwyĪka siáy naporu
niekorzystnie wpáywa na wáasnoĞci energetyczne przekáadni powodując m.in. spadek jej
sprawnoĞci. W wielu opracowaniach oszacowano wartoĞü wymaganej nadwyĪki siáy naporu
(15%) [8], (25%) [10], (30%) [9]. Poprawa wskaĨników energetycznych moĪliwa jest dziĊki
zmniejszeniu wartoĞci nadwyĪki osiowej siáy naporu. Wspóáczesne ukáady sterowania
przekáadnią nie wykorzystują sprzĊĪenia zwrotnego do regulacji siáy naporu. Zamysáem
autorów jest wyznaczenie takiego parametru pracy przekáadni, który pozwoli na identyfikacjĊ
wskaĨników sprzĊĪenia ciernego ciĊgna z koáem, a w rezultacie ograniczenie siáy naporu do
niezbĊdnego minimum.
2. SprzĊĪenie cierne ciĊgna z koáem
Na rys. 1b przedstawiono schemat ciĊgnowej przekáadni bezstopniowej z uwzglĊdnieniem
podstawowych wielkoĞci geometrycznych i fizycznych. àuk opasania koáa czynnego D1 (oraz
biernego - D2) przekáadni podzielono na kąt spoczynku Do i poĞlizgu Ds. WyróĪniono równieĪ
siáy wzdáuĪne dziaáające w ciĊgnie czynnym F1 i biernym F2. Pokazano równieĪ promienie
opasania koáa czynnego r1 oraz biernego r2.
218
PARAMETERS ANALYSIS OF FRICTION COUPLING BETWEEN BELT AND WHEEL...
a)
b)
koáo bierne
koáo czynne
M
F2
F2
r1
D
Z
Do
Z
r2
D2
Ds
a
F1
F1
Rys. 1. Przekáadnia CVT: a) widok ogólny b) schemat ideowy
Fig. 1. CVT transmission a) general view, b) schematic diagram
ZaleĪnoĞü pomiĊdzy siáami wzdáuĪnymi wystĊpującymi w ciĊgnie opisuje równanie
F1
F2 e P cD .
(1)
ObciąĪenie przekáadni momentem reakcyjnym powoduje zróĪnicowanie wartoĞci siáy
wzdáuĪnej miĊdzy stroną bierną i czynną ciĊgna. CiĊgno opasuje koáo przekáadni na áuku o
dáugoĞci zaleĪnej od przeáoĪenia przekáadni. WartoĞci kąta poĞlizgu i spoczynku zaleĪne są od
czynników wpáywających na warunki sprzĊĪenia ciernego ciĊgno – koáo. Istotny wpáyw na
warunki sprzĊĪenia ciernego wywoáuje wartoĞü osiowej siáy naporu. Determinuje ona wraz z
wartoĞcią wspóáczynnika tarcia wystĊpującego pomiĊdzy ciĊgnem a bieĪnią koáa przekáadni
wartoĞü siáy tarcia dziaáającą w punktach ich styku. Wzrost siáy naporu przy staáej wartoĞci
momentu reakcyjnego powoduje spadek wartoĞci kąta poĞlizgu przy równoczesnym wzroĞcie
kąta spoczynku dopeániając áuk opasania. Podczas pracy przekáadni bez obciąĪenia wartoĞü
kąta poĞlizgu osiąga wartoĞü Įp=0. Siáy tarcia dziaáają na dáugoĞci áuku poĞlizgu. Wzrost kąta
poĞlizgu pozwala na zwiĊkszenie obszaru dziaáania siá tarcia, co pozwala na przeniesienie
wiĊkszego momentu reakcyjnego przy staáej wartoĞci wspóáczynnika tarcia. W warunkach
rzeczywistych wspóáczynnik tarcia zmienia siĊ w znacznym zakresie (ȝ=0,04-0,11) [1, 5, 6].
Na wartoĞü wspóáczynnika tarcia pomiĊdzy ciĊgnem a koáem wpáywa wiele czynników, a
jednoznaczne wyznaczenie jego wartoĞci jest w przekáadni pracującej w samochodowym
ukáadzie napĊdowym niemoĪliwe. Trudno jest wiĊc wyznaczyü maksymalną wartoĞü
momentu reakcyjnego, którym moĪna obciąĪyü przekáadniĊ bez wystąpienia trwaáego
poĞlizgu przy zadanej wartoĞci osiowej siáy naporu. W celu identyfikacji stanu obciąĪenia
przekáadni i oszacowania wartoĞci kąta poĞlizgu zaproponowano wykorzystanie dodatkowego
parametru pracy przekáadni, którego wartoĞü we wspóáczesnych przekáadniach nie jest
uwzglĊdniana przy sterowaniu wartoĞcią osiowej siáy naporu.
3. Podstawowe zaleĪnoĞci
ZaáoĪenia modelu matematycznego samochodowej przekáadni ciĊgnowej
przedstawiono we wczeĞniejszych opracowaniach [2, 3, 4, 7]. Wprowadzenie
wspóáczynników obciąĪenia i rozwiniĊcia tarcia przy uwzglĊdnieniu podziaáu kąta opasania
koáa na kąt poĞlizgu i spoczynku pozwoliáo na uzyskanie opisu matematycznego
pozwalającego na zastosowanie w ukáadach sterowania przekáadnią. Z przeprowadzonych tam
rozwaĪaĔ wynika, Īe wartoĞü ilorazu siá naporu kóá przekáadni moĪna zapisaü
A1
A2
[
P ce
P cD p
D
1
D p e
P cD 2 D p e
219
P cD p
P cD p
1
1
.
(1)
A. Bieniek, J. Jantos
Kąt poĞlizgu moĪna wyznaczyü z zaleĪnoĞci
1
Dp
ln k t ˜ e P cD 1 1 .
Pc
(2)
UwzglĊdniając wartoĞü wzglĊdną kąta poĞlizgu jako
Dw
Dp
,
D
(3)
moĪna zapisaü wyraĪenie na wzglĊdny kąt poĞlizgu
1
ln k t e P cD 1 1 .
P cD
Dw
(4)
WartoĞü wspóáczynnika obciąĪenia przekáadni otrzymana w wyniku przeprowadzonych
badaĔ modelowych wyraĪona jest zaleĪnoĞcią
k M D w 4D w2 4D w 1 .
(5)
Przebieg wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia w funkcji wzglĊdnego kąta poĞlizgu przedstawia
rys. 2.
B
2.0
wspóáczynnik obciąĪenia kM
1.8
1.6
1.4
1.2
1.0
A
C
0.8
0.0
0.2
0.4
0.6
wzglĊdny kąt poĞlizgu Dw
0.8
1.0
Rys. 2. Przebieg wspóáczynnika obciąĪenia przekáadni kM
Fig. 2. Course of transmission load coefficient kM
Wówczas iloraz siá naporu
[
N ˜ip 1
˜ kM ,
ip N
(6)
S 2 ˜ a 2l 2a .
S 2 ˜ a 2l 2a (7)
gdzie
N
Przedstawione podstawowe zaleĪnoĞci pozwalają na analizĊ zaleĪnoĞci pomiĊdzy
parametrami pracy przekáadni. Istotnym parametrem determinującym pracĊ przekáadni poza
wartoĞcią osiowej siáy naporu jest iloraz wartoĞci siá naporu.
4. Iloraz siá naporu a parametry sprzĊĪenia ciernego
Iloraz siá naporu jako istotny parametr pracy przekáadni pozwala na identyfikacjĊ
warunków sprzĊĪenia ciernego ciĊgna z koáem przekáadni. Informacja o wartoĞci ilorazu siá
220
PARAMETERS ANALYSIS OF FRICTION COUPLING BETWEEN BELT AND WHEEL...
naporu i przeáoĪenia kinematycznego przekáadni pozwala wyznaczyü wspóáczynnik
obciąĪenia przekáadni. Pozwala on na ocenĊ obciąĪenia przekáadni za pomocą nastĊpującej
zaleĪnoĞci
ip N
kM
˜[ ,
(8)
N ˜ip 1
ZaleĪnoĞü pomiĊdzy wspóáczynnikiem obciąĪenia a ilorazem siá naporu przy zadanym
zakresie zmiennoĞci przeáoĪenia przedstawiono na rys. 3
2.0
wspóáczynnik obciąĪenia przekáadni kM
ip=2,447
ip=1,000
1.8
ip=0,443
1.6
1.4
1.2
1.0
0.5
1.0
1.5
2.0
iloraz siá naporu [
2.5
3.0
Rys. 3. Zakres zmiennoĞci wspóáczynnika obciąĪenia kM (ip= 0,443 – 2,447)
Fig. 3. Operating range of transmission load coefficient kM (ip= 0.443 – 2.447)
OkreĞlenie wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia pozwala na wyznaczenie wzglĊdnego kąta
poĞlizgu z zaleĪnoĞci powstaáej w wyniku rozwiązania przeksztaáconej postaci równania (5).
Uzyskujemy wartoĞci wzglĊdnego kąta poĞlizgu
Dw
1 r 2 kM
(9)
.
2
W przypadku wartoĞci wzglĊdnego kąta poĞlizgu bliskiej jednoĞci przekáadnia uzyskuje
maksymalną sprawnoĞü, zaĞ wartoĞci bliskie 0 informują o znacznej nadwyĪce osiowej siáy
naporu (np. przy maáym obciąĪeniu przekáadni).
a)
b)
100
1.00
wspóáczynnik rozwiniĊcia tarcia kt
wspóáczynnik pewnoĞci
P 10
P P P 0.10
P P 0.01
0.00
1
0.0
0.1
wzglĊdny kąt poĞlizgu
0.00
1.0
0.01
0.10
wzglĊdny kąt poĞlizgu
Rys. 4. ZaleĪnoĞü pomiĊdzy wzglĊdnym kątem poĞlizgu a: a) wspóáczynnikiem pewnoĞci (ȝ=0,07)
b) wspóáczynnikiem rozwiniĊcia tarcia (ȝ=0,02-0,14)
Fig. 4. Dependence between relative slip angle and a) transmission security coefficient (ȝ=0. 07)
b) friction extension degree (ȝ=0.02-0.14)
221
1.00
A. Bieniek, J. Jantos
Wyznaczenie wartoĞci wzglĊdnego kąta poĞlizgu pozwala na obliczenie wspóáczynnika
rozwiniĊcia tarcia
c
e P D wD 1 ,
e P cD 1
kt
(10)
lub jego odwrotnoĞci tj. wspóáczynnika pewnoĞci
e P cD 1 .
c
e P D wD 1
kp
(11)
Jak wynika z analizy rys. 4b wartoĞü wspóáczynnika rozwiniĊcia tarcia przy okreĞlonej
wartoĞci wzglĊdnego kąta poĞlizgu, istotnie zaleĪy od przyjĊtej wartoĞci wspóáczynnika
tarcia. Analiza parametrów dziaáania przekáadni przeprowadzona w ukáadzie wzglĊdnym ȟ(ip)
pozwala na okreĞlenie na ile punkty pracy przekáadni odbiegają od wartoĞci optymalnych dla
uzyskania maksymalnej sprawnoĞci.
2.4
iloraz siá naporu ȟ
kp= 1,3 P 2.2
kp= 1,3 P 2.0
kp= 1,0 P 1.8
1.6
1.4
1.2
1.0
0.8
0.6
0.5
1.0
1.5
2.0
2.5
przeáoĪenie kinematyczne ip
Rys. 5. Wpáyw wspóáczynnika pewnoĞci kp i wspóáczynnika tarcia ȝ na przebieg ilorazu siá naporu
Fig. 5. Influence of transmission security coefficient kp and friction coefficient ȝ at thrust force ratio
Linią ciągáą na rys. 5 przedstawiono przebieg optymalnych wartoĞci ilorazu siá naporu ze
wzglĊdu na uzyskanie minimalnych strat przekáadni. Jak wynika z rys. 5 zmienna wartoĞü
wspóáczynnika tarcia nie wpáywa na przebieg linii optymalnej.
5. Wyniki i analiza badaĔ wáasnych
W typowej przekáadni ciĊgnowej sterowanie przeáoĪeniem przekáadni polega na doborze
ilorazu siá naporu w jej koáach stoĪkowych. WartoĞü ilorazu siá naporu nie jest jednak
wyznaczana i nie wpáywa bezpoĞrednio na sterowanie przekáadnią. Dokonuje siĊ regulacji siá
naporu, aĪ do uzyskania zadanego ilorazu prĊdkoĞci kątowych kóá przekáadni. Wyznaczenie
wartoĞci ilorazu siá naporu wymaga równolegáego pomiaru ciĞnienia oleju wywierającego
napór i powstanie siáy naporu dla obu kóá przekáadni. W standardowej przekáadni, ze wzglĊdu
na pomiar ciĞnienia cieczy w obwodzie tylko jednego z kóá, uzyskanie informacji o wartoĞci
ilorazu siá naporu jest niemoĪliwe. W celu okreĞlenia wartoĞci ilorazu siá naporu
zamontowano dodatkowy czujnik ciĞnienia w obwodzie koáa czynnego. WáasnoĞci
zastosowanego czujnika są podobne jak czujnika montowanego standardowo do pomiaru
ciĞnienia hydrostatycznego koáa biernego.
Badaniom poddano samochodową przekáadniĊ bezstopniową Fuji Hyper M6 zastosowaną
w samochodzie segmentu B. Przeprowadzono szeroki zakres badaĔ. W opracowaniu
przedstawiono przykáadowe wyniki uzyskane w cyklach jezdnych UDC (Urban Drive Cycle)
i EUDC (Extra Urban Drive Cycle). Przeprowadzono badania dla standardowego i
zwiĊkszonego o ok. 80% naprĊĪenia ciĊgna. W Ğwietle danych literaturowych jak i badaĔ
222
PARAMETERS ANALYSIS OF FRICTION COUPLING BETWEEN BELT AND WHEEL...
wáasnych wykazano znaczną nadwyĪkĊ osiowych siá naporu wystĊpujących w standardowej
przekáadni bezstopniowej. PoáoĪenie punktów w polu ograniczonym liniami uzyskanymi z
modelu dla granicznych wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia przekáadni pokazano na rys. 6.
3.2
linia modelu kp=1, kM=1
linia dla kp=2,5, kM=max
2.8
naprĊĪenie ciĊgna standard
naprĊĪenie ciĊgna zwiĊkszone
iloraz siá naporu ȟ
2.4
2.0
1.6
H
H
1.2
H
HH
HH H
0.8
0.4
0.5
1.0
1.5
2.0
2.5
przeáoĪenie przekáadni ip
Rys. 6. WartoĞci ilorazu siá naporu w cyklach jezdnych UDC i EUDC
Fig. 6. Value of thrust force ratio at drive cycles UDC and EUDC
2.0
2.0
1.8
1.8
wspóáczynnik obciąĪenia kM
wspóáczynnik obciąĪenia przekáadni kM
Analiza poáoĪenia punktów pozwala stwierdziü, Īe mniejsze wartoĞci ilorazu siá naporu
odpowiadają przekáadni pracującej ze zwiĊkszonym naprĊĪeniem ciĊgna. Otrzymane wartoĞci
ilorazu siá naporu pozwalają na wyznaczenie wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia. Na rys. 7
przedstawiono rozmieszczenie punktów dla standardowego i zwiĊkszonego naprĊĪenia
ciĊgna.
Przeprowadzenie badaĔ wg cykli jezdnych zapewniáo porównywalny przebieg obciąĪenia
przekáadni pracującej ze standardowym jak i zwiĊkszonym naprĊĪeniu ciĊgna. ZwiĊkszenie
naprĊĪenia ciĊgna przy nie zmieniających siĊ warunkach obciąĪenia spowodowaáo spadek
wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia, co Ğwiadczy o pracy przekáadni w przedziale Įw<0,5 (rys.
2) Analiza wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia na rys. 7b pozwala wyznaczyü wartoĞci
wzglĊdnego kąta poĞlizgu z przedziaáu Įw= 0 ÷ 0,15 podczas gdy dla standardowego
naprĊĪenia ciĊgna uzyskane wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia mogą Ğwiadczyü o pracy
przekáadni zarówno w obszarze Įw <0,5 jak i obszarze dla Įw>0,5. Wówczas wzglĊdna
wartoĞü kąta poĞlizgu wynosi Įw= 0 ÷ 1, o czym Ğwiadczy znaczny rozrzut punktów.
1.6
1.4
1.6
1.4
1.2
1.2
1.0
1.0
0.5
1.0
1.5
iloraz siá naporu ȟ
2.0
0.5
2.5
1.0
1.5
2.0
2.5
iloraz siá naporu ȟ
Rys. 7. WartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia przekáadni obliczone z danych pomiarowych cyklu jezdnego EUDC
UDC przy naprĊĪeniu ciĊgna a) standardowym b) zwiĊkszonym
Fig. 7. Value of transmission load coefficient calculated with experimental data at driving cycles UDC EUDC at
a) standard, b) enlarged belt strain
223
A. Bieniek, J. Jantos
Zadaniem ukáadu sterowania jest wiĊc takie sterowanie wartoĞcią ilorazu siá naporu aby
uzyskując zadaną wartoĞü przeáoĪenia praca przekáadni odbywaáa siĊ w obszarze Įw>0,5 przy
moĪliwie niewielkiej wartoĞci wspóáczynnika obciąĪenia przekáadni.
zuĪycie paliwa, dm3 /100km
10
8,80
std
zw k
5,79
6,19
9,68
8
6,89
7,47
6
4
2
0
UDC
EUDC
UDC+EUDC
Rys. 8. ZuĪycie paliwa w cyklach przy standardowym (std) i zwiĊkszonym (zwk) naprĊĪeniu ciĊgna
Fig. 8. Fuel consumption at drive cycles at standard (std) and enlarged (zwk) belt strain
Wyznaczone metodą bilansu wĊgla zuĪycie paliwa (rys. 8) pokazuje znaczny wpáyw stopnia
naprĊĪenia ciĊgna na wartoĞci energetyczne przekáadni. Wzrost zuĪycia paliwa w przypadku
cyklu UDC siĊga 10%, zaĞ róĪnica dla cyklu UDC+EUDC wynosi 8,4%. Badano równieĪ
emisjĊ szkodliwych związków spalin obserwując znaczny wzrost masy emitowanych
szkodliwych związków spalin podczas pracy przekáadni ze zwiĊkszonym naprĊĪeniem ciĊgna.
MasĊ wyemitowanych podczas jazdy w cyklu szkodliwych związków spalin przy
standardowym i zwiĊkszonym naprĊĪeniu ciĊgna przedstawiono w tab. 1.
Tab. 1. Emisja szkodliwych związków spalin przy standardowym i zwiĊkszonym naprĊĪeniu ciĊgna
Tab. 1. Pollutant emission compounds at standard and enlarged belt tension
Związek szkodliwy
UDC
Cykl
jezdny
EUDC
UDC+EUDC
Emisja g/km, (naprĊĪenie
standard/zwiĊkszone)
HC
0,03/0,07
0,01/0,02
0,02/0,04
NOx
0,15/0,26
0,16/0,17
0,16/0,21
CO
1,16/1,71
1,51/2,05
1,38/1,93
Najbardziej istotny wzrost masy emitowanych do otoczenia związków zarejestrowano dla
wĊglowodorów (wzrost o ok. 100%), zaĞ dla NOx i CO odpowiednio ok. 30 oraz 40 %.
6. Podsumowanie
Przeprowadzona analiza i badania samochodowej bezstopniowej przekáadni ciĊgnowej
wskazuje, Īe istnieje potrzeba optymalizacji wartoĞci naprĊĪenia ciĊgna. OkreĞlenie stanu
obciąĪenia przekáadni w standardowej przekáadni jest utrudnione. Potrzeba zapewnienia
pewnoĞci dziaáania przekáadni (unikniĊcie poĞlizgu ciĊgna) wymaga regulacji osiowych siá
naporu. Uzupeánienie ukáadu sterownia przekáadnią o czujnik ciĞnienia hydrostatycznego
drugiego z kóá przekáadni umoĪliwia wyznaczenie ilorazu siá naporu. Jak wykazano analiza
wartoĞci ilorazu siá naporu umoĪliwia ocenĊ stanu pracy przekáadni. Zastosowanie
matematycznego modelu przekáadni pozwala na okreĞlenie niedostĊpnych dla ukáadu
pomiarowego parametrów sprzĊĪenia ciernego pomiĊdzy ciĊgnem a koáem przekáadni. DziĊki
moĪliwoĞci wyznaczenia takich parametrów sprzĊĪenia ciernego jak kąt poĞlizgu,
224
PARAMETERS ANALYSIS OF FRICTION COUPLING BETWEEN BELT AND WHEEL...
wspóáczynnik obciąĪenia oraz wspóáczynnik rozwiniĊcia tarcia moĪna oceniü stan obciąĪenia
przekáadni. Informacja o stopniu obciąĪenia przekáadni pozwala na taką regulacjĊ siá naporu
osiowego kóá przekáadni, która zmniejsza jej nadwyĪkĊ. Prowadzi to do poprawy wáasnoĞci
energetycznych jak i ekologicznych ukáadu napĊdowego samochodu z bezstopniową
przekáadnią ciĊgnową. Przedstawiona w opracowaniu metoda oceny stanu pracy przekáadni
charakteryzuje siĊ krótkim czasem obliczeĔ i moĪe byü zastosowana do symulacji i
sterowania przekáadnią.
PodziĊkowania
Praca naukowa finansowana ze Ğrodków Komitetu BadaĔ Naukowych w latach 2005 –
2006 jako projekt badawczy
Literatura
[1] Beccari, A. Cammalleri, M., Implicit regulatiion for automotive variators, Proc Instn Mech
Engrs 2001 Vol 215, Part D, s. 697-708.
[2] Bieniek A., Danielczok A., Matematyczny model bezstopniowej przekáadni samochodowej
VII Seminarium Naukowe Studentów i Máodych InĪynierów Mechaników, ”PostĊpy w
inĪynierii mechanicznej” GdaĔsk 13-14.05.2004 s. 27-36.
[3] Bieniek, A., Jantos, J., Modelowanie samochodowej przekáadni ciĊgnowej KonmotAutoprogres 2004 T1 s.95-104.
[4] Bieniek, A., Jantos, J., Opis matematyczny samochodowej przekáadni ciĊgnowej, X
MiĊdzynarodowa Konferencja Naukowa „ Badania symulacyjne w technice
samochodowej” Kazimierz Dolny 2005, Teka Komisji Motoryzacji nr 29-30 s. 33-38.
[5] Carbone, G., Mangialardi, L., CVT Behaviour in “Slip Mode” and “Creep Mode” Phases,
CVT 2002 Congress Munich, 7th/8th October 2002, VDI-Berichte 1709, s. 357-369.
[6] Ide, T., Tanaka, H., Contact force Distribution Between Pulley Sheave and Metal Pushing
V-Belt, CVT 2002 Congress Munich, 7th/8th October 2002, VDI-Berichte 1709, s. 343-355.
[7] Jantos, J., Zintegrowane sterowanie samochodowym, spalinowym ukáadem napĊdowym o
przeáoĪeniu zmiennym w sposób ciągáy, Studia i monografie z. 141 Opole 2003.
[8] Renius, K. Th., Sauer, G., Optimale Ketteneinspannung stufenloser Umschlingungsgetriebe,
1996 Sonderforschungsbericht 365 Teilprojekt C1, s. 261-287.
[9] Srnik, J. Pfeiffer F., Contact Mechanics of CVT Chain Drives, Proceedings of The Society
of Engineering Science32nd Annual Meeting, New Orleans USA 1995, s.581-582.
[10] Witsch, A., Faust, H., Homm, M., Teubert, A., Reuschel, M., Lauinger, Ch.,
Entwicklungspotenziale für stufenlose Getriebe, Automobiltechnische Zeitschrift 7-8/2003 s.
676-685.
225