ANALIZA MOŻLIWOŚCI ZMNIEJSZENIA ZUŻYCIA PALIWA PRZEZ POJAZD JEDNOŚLADOWY Z ZASTOSOWANIEM ELEKTROMECHANICZNIE STEROWANEJ PRZEKŁADNI CVT

Transkrypt

1 WITOLD GRZEGOŻEK, MARCIN SZCZEPKA ANALIZA MOŻLIWOŚCI ZMNIEJSZENIA ZUŻYCIA PALIWA PRZEZ POJAZD JEDNOŚLADOWY Z ZASTOSOWANIEM ELEKTROMECHANICZNIE STEROWANEJ PRZEKŁADNI CVT ANALYSIS OF POSSIBILITY TO REDUCE FUEL CONSUMPTION IN A ONE-TRACK VEHICLE WITH AN ELECTROMECHANICALLY CONTROLLED TRANSMISSION CVT Streszczenie Abstract W artykule przedstawiono rezultaty badań doświadczalnych zespołu napędowego z przekładnią bezstopniową stosowanego w skuterze. W czasie badań zwrócono szczególną uwagę na wpływ prędkości obrotowej silnika na zużycie paliwa. Przedstawiono nową koncepcję sterowania przekładnią bezstopniową, dającą możliwość pracy silnika z optymalną pod względem zużycia paliwa prędkością obrotową. Ponadto zaprezentowano konstrukcję elektromechanicznego siłownika sterującego przekładnią. Słowa kluczowe: przekładnia bezstopniowa, CVT, zużycie paliwa, skuter The results of engine with CVT gearbox applied in scooter experiment were presented. Particular attention was given to the range of engine revs and fuel consumption determined by it. The new concept of electromechanical control of CVT was proposed. Its application makes the change of most often use engine revs range possible. Moreover the construction solution of new control system was presented. Keywords: continuously variable transmission, CVT, fuel consumption, scooter Dr hab. inż. Witold Grzegożek, prof. PK, mgr inż. Marcin Szczepka, Instytut Pojazdów Samochodowych i Silników Spalinowych, Wydział Mechaniczny, Politechnika Krakowska.

2 Wstęp Zmniejszenie zużycia paliwa przez pojazd drogowy może być realizowane różnymi sposobami. Jednym z nich jest zredukowanie obciążeń zewnętrznych, np. przez zmniejszenie masy własnej i siły oporu powietrza pojazdu. Innym sposobem jest poprawa sprawności ogólnej układu napędowego, traktowanego nie jako oddzielne człony, tzn. silnik i mechanizmy przeniesienia napędu, ale jako nierozłączna całość. Wybór punktu pracy silnika zapewniającego odpowiednią wartość momentu obrotowego do zrównoważenia oporów ruchu pojazdu ma bardzo istotne znaczenie z punktu widzenia zużycia paliwa. Ponadto zmieniające się zapotrzebowanie energetyczne wynikające z warunków ruchu pojazdu powoduje, że zasilanie i prędkość obrotowa silnika ulegają ciągłym zmianom. Stwarza to dodatkowe wymaganie pozostawania punktu pracy silnika w zakresie możliwie najlepszej jego sprawności. Współczesne silniki spalinowe, pomimo wielu zalet, takich jak: wysoka sprawność, trwałość, niezawodność i spełnianie coraz ostrzejszych norm emisji toksycznych składników spalin, mają poważną wadę, jaką jest wąski zakres użytecznych prędkości obrotowych. Zakres ten to ok. 2 6 rad/s (2 6 obr./min) dla silników ZI i ok. 2 4 rad/s (2 4 obr./min.) dla silników ZS. Jeszcze węższy jest zakres prędkości obrotowych, w którym silnik pracuje z najwyższą sprawnością. Aby uzyskać możliwość zbliżenia się do optymalnego z punktu widzenia zużycia paliwa punktu pracy silnika, konstruktorzy zwiększają liczbę przełożeń w skrzynkach biegów. Obecnie w samochodach osobowych standardem są skrzynki o pięciu przełożeniach do jazdy w przód, lecz coraz powszechniej spotyka się skrzynki sześciobiegowe manualne oraz siedmio-, a nawet ośmiobiegowe automatyczne. Rozważania prowadzą do uzasadnienia zastosowania skrzyni biegów o ciągłej zmianie nieskończonej liczby przełożeń (infinitely variable transmission). W praktyce znalazły zastosowanie skrzynki biegów o ciągłej zmianie przełożenia w zakresie określonej wartości rozpiętości przełożeń (continuously variable transmission). Rys. 1. Optymalna trajektoria współpracy silnika z pojazdem [6] Fig. 1. Optimum trajectory engine vehicle cooperation [6] Na rysunku 1 przedstawiono charakterystykę uniwersalną silnika z wrysowaną linią idealnej pracy przekładni bezstopniowej (linia przerywana) oraz linią współpracy silnika

3 157 z przekładnią stopniową (linia ciągła). Z wykresu wynika, że dysponując przekładnią bezstopniową o wystarczająco dużej rozpiętości, można w taki sposób sterować przekładnią, aby dla każdego możliwego zapotrzebowania mocy przez pojazd silnik pracował z największą sprawnością. Ponadto wyraźnie widać, jak niedoskonała jest współpraca silnika z przekładnią stopniową. 2. Przekładnie bezstopniowe w pojazdach jednośladowych Pierwszym motocyklem z przekładnią bezstopniową był pojazd belgijskiej marki FN z 197 r. W obecnym kształcie przekładnie bezstopniowe pojawiły się w amerykańskim skuterze Cushman w 1948 r. Praktycznie wszystkie współczesne skutery wyposażone są w sterowaną prędkościowo przekładnię bezstopniową z pasem gumowym i sprzęgło odśrodkowe na wyjściu. Przykład takiego rozwiązania pokazano na rys. 2. Na wale korbowym silnika umieszczone są koła stożkowe (2 i 3), przy czym jedno z kół jest ustalone na wale (3), zaś drugie (2) może się przesuwać. Elementem ustalającym kątowo przesuwne koło stożkowe jest zabierak (7). Pomiędzy zabierakiem a przesuwnym kołem stożkowym znajdują się rolki (6), które na skutek działania siły odśrodkowej wymuszają przesunięcie koła stożkowego. Na wale wyjściowym przekładni znajduje się druga para kół stożkowych (4 i 5), przy czym na koło przesuwne działa sprężyna (8), generująca siłę docisku paska (1). Koła te mogą obracać się wraz z tarczą kotwiczną sprzęgła odśrodkowego (9), natomiast wał wyjściowy przekładni połączony jest z bębnem sprzęgła odśrodkowego (1) Rys. 2. Typowa przekładnia bezstopniowa skutera [5] Fig. 2. Typical continuously variable transmission of a scooter [5] Przekładnie tego typu stosowane są w pojazdach o pojemności skokowej silnika nawet powyżej 5 cm 3 i mocy przekraczającej 37 kw.

4 Badania stanowiskowe 3.1. Opis stanowiska badawczego Stanowisko badawcze zostało skonstruowane w ten sposób, że w początkowym okresie badań służyło jako hamownia silnikowa, zaś w kolejnym etapie badań stanowisko zostało przystosowane do badania zespołu silnik przekładnia sprzęgło odśrodkowe. Do realizacji celu pracy konieczne jest wyznaczenie charakterystyki uniwersalnej silnika Rys. 3. Stanowisko badawcze Fig. 3. Test stand Stanowisko składa się z łoża (1), na którym posadowiony jest hamulec wodny (2) o maksymalnej mocy pochłanianej 75 kw, wspornika zespołu napędowego (3), do którego zamocowany jest kompletny zespół napędowy (4) skutera TGB 11S. Do przetwarzania danych służy sprzężony z komputerem (5) przetwornik analogowo-cyfrowy (6), który odbiera następujące dane: prędkość obrotową silnika (7), prędkość obrotową sprzęgła odśrodkowego (obroty za przekładnią) (8), prędkość obrotową hamulca/koła (9), położenie przepustnicy (1) oraz siłę na hamulcu (11). Do ustawiania położenia przepustnicy służy dźwignia ręczna (12) Wyznaczenie charakterystyki uniwersalnej silnika Pierwsza faza badań miała na celu wyznaczenie charakterystyki uniwersalnej silnika, toteż zdjęte zostały charakterystyki silnika dla częściowych otwarć przepustnicy (25, 5, 75 i 1% otwarcia przepustnicy). Silnik napędzał wał hamulca wodnego za pomocą sprzęgła podatnego.

5 159 W czasie badań mierzono: prędkość obrotową silnika, siłę na hamulcu wodnym oraz czas potrzebny na zużycie pomiarowej dawki paliwa (,1 kg). Na podstawie wyników tych badań wykreślono charakterystykę uniwersalną silnika (rys. 4). moment obrotowy[nm] , , , , Charakterystyka uniwersalna silnika M1% 3.7kW 3kW 2.5kW 2kW 1.5kW 1kW , prędkość obrotowa [obr/min] [obr./min] Rys. 4. Charakterystyka uniwersalna silnika TGB 11S Fig. 4. Fuel consumption map for TGB 11S engine Na podstawie wyników badań można stwierdzić, że zakres występowania minimalnego jednostkowego zużycia paliwa odpowiada prędkości obrotowej silnika od 62 obr./min do 68 obr./min. Wydaje się celowe zrealizowanie układu sterującego przekładnią CVT, który umożliwi taki dobór przełożenia, aby punkt współpracy układu napędowego z silnikiem znajdował się w tym zakresie prędkości obrotowej silnika Wyznaczenie charakterystyki przekładni bezstopniowej Wykonanie dalszej części badań wymagało przebudowy stanowiska badawczego. Do bębna sprzęgła odśrodkowego przykręcono koło pasowe współpracujące z pasem zębatym. Za pomocą pasa zębatego napędzany jest wał hamulca wodnego z przełożeniem 2 co było wymagane ze względu na możliwość przekroczenia dopuszczalnej prędkości obrotowej hamulca wodnego. Ponadto zaistniała potrzeba zmierzenia prędkości obrotowej sprzęgła odśrodkowego w celu wyznaczenia jego charakterystyki. Wykonano tarczę impulsową zamocowaną do sprzęgła odśrodkowego i współpracującą z czujnikiem optoelektronicznym. Po zestrojeniu całego układu wykonano wiele testów mających na celu wyznaczenie charakterystyki regulatora prędkościowego przekładni bezstopniowej. W ramach badań rozpoznawczych układu napędowego wraz silnikiem wykonano próby ruszania pojazdu z miejsca oraz próby odpowiedzi układu napędowego na gwałtowną zmianę kąta otwarcia przepustnicy.

6 16 ω [rad/s] Jak wynika z przedstawionego wykresu, zastosowany w pojeździe układ napędowy (rys. 5) umożliwia mimo dużego obciążenia ruszenie z miejsca w krótkim czasie. Ruch pojazdu określony jest przez zmianę prędkości obrotowej ω wyjściowa. Jest to prędkość obrotowa wałka wyjściowego za przekładnią CVT i sprzęgłem odśrodkowym. Przedstawiona charakterystyka pozwala na określenie czasu zakończenia załączenia sprzęgła odśrodkowego oraz wartości zmian przełożenia w przekładni CVT. Zakończenie załą- otwarcie przepustnicy 1%, obciążenie 1 ω silnika ω sprzęgła ω wyjściowa otw. otwarcie przepustnicy M oporu hamulca ham. wodnego otwarcie otw. przepustnicy przep [%], M [%], [Nm] M [Nm] t [ms] t [ms] Rys. 5. Rozpędzanie skutera przy stałym otwarciu przepustnicy 1% Fig. 5. Scooter acceleration for wide open throttle 7 6 otwarcie przepustnicy 25%, obciążenie 1 25 ω [rad/s] ω silnika ω sprzęgła ω wyjściowa otw. otwarcie przepustnicy... M oporu hamulca ham. wodnego otwarcie otw. przepustnicy [%], [%], M [Nm] M [Nm] t [ms] Rys. 6. Rozpędzanie skutera przy stałym otwarciu przepustnicy 25% Fig. 6. Scooter acceleration for wide open throttle

7 161 czania sprzęgła powoduje widoczną zmianę prędkości obrotowej silnika wskutek zwiększenia jego obciążenia (zakończenie poślizgu sprzęgła). W przypadku próby rozpędzania przy małym (25%) otwarciu przepustnicy i niezmienionym ustawieniu hamulca wodnego (rys. 6.) czas załączania sprzęgła odśrodkowego znacząco się wydłuża. Przeprowadzono obliczenia trakcyjne skutera z obciążeniem 2 osobami i wyznaczono punkt współpracy (rys. 7.) silnika odpowiadający maksymalnej prędkości jazdy. Wartość prędkości maksymalnej wynosi ok. 14 m/s (5 km/h), a na co należy zwrócić szczególną uwagę potrzebna do uzyskania tej prędkości moc silnika to ok. 1,6 kw. MOC SILNIKA, MOC OPORÓW RUCHU 4 moc silnika 3.5 moc [kw] moc oporów ruchu moc silnika nowy prędkość [m/s] Rys. 7. Moc silnika na kole oraz moc oporów ruchu Fig. 7. Engine power on a wheel and motion resistance power ω silnika [rad/s] CHARAKTERYSTYKA PRZEKŁADNI charakterystyka przekładni oryg. charakterystyka przekładni nowa i min =,965 i max = 3 i min = v [m/s] Rys. 8. Charakterystyka przekładni CVT Fig. 8. CVT gearbox characteristics

8 162 Maksymalna wartość przełożenia w badanej przekładni wynosi i max = 3, a minimalna i min =,965 (rys. 8). Uzyskiwana rozpiętość przełożeń wynosi 3,1. Jest to niewielka rozpiętość niezapewniająca możliwości realizacji optymalnego przełożenia z punktu widzenia zużycia paliwa. Według znanej autorom literatury przedmiotu [1] rozpiętość przełożeń powinna wynosić ok. 8:1, aby uzyskać bez trudności optymalne przełożenia dla powszechnie stosowanych w tego typu pojazdach techniki jazdy. W rozważanym przypadku ze względu na uzyskiwanie prędkości maksymalnej przez pojazd przy prędkości obrotowej silnika znacznie powyżej prędkości obrotowej mocy maksymalnej istnieje możliwość zmiany przełożenia przekładni głównej, tak aby prędkość maksymalna była osiągana przy prędkości obrotowej bliskiej 69 rad/s (66 obr./min). Ta prędkość obrotowa silnika zapewnia zdecydowanie mniejsze jednostkowe zużycie paliwa niż w dotychczasowym rozwiązaniu technicznym. 4. Projekt ulepszonego układu sterowania przekładnią bezstopniową Rozważany pojazd jednośladowy jest miejskim skuterem, z czego wynika określona technika jazdy tym pojazdem. Przyjmując technikę jazdy wynikającą z doświadczeń rynku azjatyckiego [4], gdzie w eksploatacji znajduje się kilka milionów skuterów, ruch takiego pojazdu po ruszeniu z miejsca odbywa się głównie z pełnym otwarciem przepustnicy i z maksymalną prędkością. Stąd realizowane badania tego typu układów napędowych ograniczają się do testów zużycia paliwa dla maksymalnej prędkości oraz dla rozpędzania od prędkości jazdy odpowiadającej 2% otwarciu przepustnicy do prędkości maksymalnej i, kolejno, od 4%, 6% i 8% otwarcia przepustnicy do prędkości maksymalnej. Uzyskanie zmniejszonego zużycia paliwa w stosunku do zużycia dla rozwiązania standardowego wymaga odpowiedniego doboru przełożenia w przekładni CVT, tak aby silnik pracował w zakresie małych jednostkowych zużyć paliwa. Przyjęto do analizy wartość przełożenia CVT, tak aby prędkość obrotowa silnika odpowiadająca prędkości maksymalnej z obecnej wynoszącej ok. 88 rad/s (84 obr./min) zmniejszyła się na prędkość obrotową ok. 69 rad/s (66 obr./min). Ta druga prędkość obrotowa wynika z wyznaczonej wcześniej charakterystyki uniwersalnej silnika i odpowiada prędkości obrotowej silnika, przy której mamy najmniejsze jednostkowe zużycie paliwa. Przewiduje się następujący sposób sterowania przekładnią i przepustnicą: pojazd rusza z miejsca i rozpędza się do prędkości ok. 3,3 m/s (12 km/h) (prędkość obrotowa silnika ok. 69 rad/s (66 obr./min)) dla nowej wartości przełożenia przekładni głównej lub zwiększonej rozpiętości przełożeń, wykorzystując tylko sprzęgło odśrodkowe, następnie przez siłownik elektromechaniczny realizowana jest zmiana przełożenia przekładni CVT od przełożenia 3,:1 do przełożenia,965:1 lub,855:1 dla zwiększonej rozpiętości przełożeń. Jednocześnie układ regulacji zmienia położenie przepustnicy tak, aby prędkość obrotowa silnika nie ulegała znaczącym zmianom. Należy zwrócić uwagę, że przyjęta wartość prędkości rozpoczęcia działania siłownika przekładni CVT i związana z tym wartość prędkości obrotowej silnika są rozważane dla pełnego zadanego przez prowadzącego pojazd kąta otwarcia przepustnicy. Przy innych zadanych wartościach kąta otwarcia przepustnicy prędkość jazdy, przy której rozpocznie się regulacja przekładni, będzie inna. W standardowym rozwiązaniu przy pełnym obciążeniu w przekładni CVT następuje zmiana przełożenia po przekroczeniu przez silnik prędkości obrotowej odpowiadającej maksymalnej wartości momentu obrotowego. W silniku po przekroczeniu tej prędkości obrotowej następuje gwałtowny spadek wartości momentu obro-

9 163 towego. Utrzymywanie silnika w zakresie prędkości obrotowej bliskiej momentowi maksymalnemu powinno skutkować, mimo zmniejszenia kąta otwarcia przepustnicy, większymi wartościami momentu obrotowego i tym samym większymi przyśpieszeniami pojazdu (rys. 9 i 1). PRZYSPIESZENIE W FUNKCJI PRĘDKOŚCI b [m/s2] 2 ] przysp. Kierowca, kierowca, oryg. oryg. przysp. kier.+pas. + pas., oryg. przysp. kierowca, nowy nowy przysp. kier.+pas. + pas., nowy v [m/s] Rys. 9. Przyśpieszenie w funkcji prędkości skutera dla oryginalnego i proponowanego a Fig. 9. Scooter acceleration for the original and proposed control unit b [m/s t [s] 2 ] CZAS ROZPĘDZANIA t rozp. kierowca, oryg. oryg. t rozp. kier.+pas., + oryg. oryg. t rozp. kierowca, nowy nowy t rozp. kier.+pas., + nowy nowy v [m/s] Rys. 1. Czas rozpędzania dla oryginalnego i proponowanego a Fig. 1. Scooter acceleration time for original and proposed control unit Uzyskane przyśpieszenia po zastosowaniu elektromechanicznego układu sterującego są lepsze w porównaniu z układem standardowym.

10 Model funkcjonalny elektromechanicznego układu wykonawczego Proponowany projekt układu wykonawczego do realizacji zmiany przełożenia w CVT przedstawiono na rys. 11. Na rysunku tym nie znalazł się układ napędowy, który stanowi silnik elektryczny DC 12V o mocy 1 W wraz z przekładnią ślimakową. Rys. 11. Projekt układu wykonawczego Fig. 11. Actuator design Część mechaniczna a składa się z: korpusu (1), napędzanej przez silnik elektryczny krzywki o zarysie spirali Archimedesa (2), popychacza (3) z rolką toczną (4), śruby regulacyjnej (5) z osadzonymi łożyskami tocznym, kulkowym, wzdłużnym (6), wyciskacza (8) współpracującego z końcówką wału korbowego silnika skutera (17), nakrętki korpusu (7) z drugim łożyskiem wzdłużnym (6), które osadzone jest na zabieraku (11). Ruchoma połówka koła pasowego (14) wciśnięta jest na tuleję (15), której pióra przechodzą przez otwory w nieruchomej połówce koła pasowego (13) oraz w zabieraku i są ustalone przez śruby (9) wkręcone w pierścień (1).

11 5. Podsumowanie 165 Zastosowanie elektromechanicznego układu sterowania przekładnią CVT małego pojazdu jednośladowego powinno umożliwić zdecydowane zmniejszenie zużycia paliwa w stosunku do prostego rozwiązania standardowego. Jak wykazały analizy, ta zmiana sposobu sterowania skutkować będzie również poprawą osiągów pojazdu. Literatura [1] C h a n C. et al., System Design and Control Considerations for Automotive Continuously Variable Transmissions, Paper of International Congress and Exposition, Detroit, Michigan 1984, [2] Cammalleri M., A New Approach to the Design of a Speed Torque Controlled Rubber V-belt Variator, Proc. IMech E, Vol. 219, part D, 25. [3] C h e n T.F. et. al., Design Considerations for Improving Transmission Efficiency of the Rubber V-belt CVT, Int. J. Vehicle Design, Vol. 24, No. 4, 2. [4] G a n g a d u r a i M. et. al., Development of an Analytical Design Concept of mechanically Controlled Continuously Variable Transmission, SAE Paper, No [5] [6]