Двигателя

При значениях максимальной мощности двигателя =78,5 кВт при частоте вращения коленчатого вала =4000 мин^-1 и максимального крутящего момента =0,221 кН∙м при частоте вращения коленчатого вала =2500 мин^-1 определяем:

- мощность при максимальном крутящем моменте

=0,105 =0,105∙0,221∙2500=58,01 кВт

- крутящий момент при максимальной мощности

= = =0,187 кН∙м

- коэффициенты приспособляемости к допустимой кратковременной перегрузке

= 1,182

и уменьшению угловой скорости

= =4000/2500=1,6

а также коэффициенты

a = = =0,676

B = = =1,62

C = B /2=1,6∙1,62/2=1,296

На листе формата А4 строим поле внешней скоростной характеристики двигателя, имеющей в начале координат нулевые значения n (горизонтальная шкала), и (левая шкала), и gе (правая шкала), по значениям и .

Таблица 2.1. Расчетная внешняя скоростная характеристика двигателя:

n, мин-1	nxx	n<		n >	n<		n>
, кВт	14,447	35,314	58,013	66,465	73,41	78,5	64,575
, кН∙м	0,172	0,204	0,221	0,211	0,2	0,187	0,123
ge, гр/кВт∙ч	298,59	275,67	260,26	258,24	260,26		295,9
ηe	0,274	0,297	0,314	0,317	0,314	0,304	0,277
, кг/ч	4,314	9,735	15,098	17,164	19,106	21,117	19,108
n /	0,2	0,413	0,625	0,75	0,875		1,25
	1,11	1,025	0,968	0,96	0,968		1,1

 

= [а+В(n/ ) - C ]

в которой значения коэффициентов

а+В+С=0,676+1,62-1,296=1

= 0,187[0,676+1,62(800/4000) – 1,296(800/4000)² ]0,97 =0,172 кНм

=0,187[0,676+1,62 (1650/4000) – 1,296 (1650/4000)² ]0,97 = 0,204 кНм

= 0,187[0,676+1.62 (3000/4000) – 1,296 (3000/4000)² ]0,97 =0,211 кНм

=0,187[0,676+1,62 (3500/4000) – 1,296 (3500/4000)² ]0,97 =0,2 кНм

=0,187[0,676+1,62 (5000/4000) – 1,296 (5000/4000)² ]0,97 =0,123 кНм

Мощность при крутящих моментах:

=0,105

= 0,105∙0,172∙800=14,447 кВт

= 0,105∙0,204∙1650=35,314 кВт

= 0,105∙0,211∙3000=66,465 кВт

= 0,105∙0,2∙3500=73,41 кВт

= 0,105∙0,123∙5000=64,575 кВт

Используя ряд дискретных значений

n /	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1
	1,03	0,99	0,97	0,96	0,96	0,97	1,00	1,04

и ряд подобных отношений n / в таблице 2.1, определяем методом интерполяции (экстраполяции) значения коэффициента и удельного расхода топлива:

g_e,n = g_e,N

g_{e, 800} = 1,11∙269 = 298,59 г/кВтч g_{e, 3000} = 0,96∙269 = 258,24 г/кВтч

g_{e, 1650} = 1,025∙269 = 275,67 г/кВтч g_{e, 3500} = 0,968∙269 = 260,26 г/кВтч

g_{e, 2500} = 0,968∙269 = 260,26 г/кВтч g_{e, 5000}= 1,2∙269 = 295,9 г/кВтч

Часовой расход топлива:

G_Т,n = g_e,n∙ N_е,n∙;10^-3

G_{Т 800} = 298,59 ∙14,447∙10^-3 = 4,314 кг/ч G_{Т 3000} = 258,24∙66,47∙10^-3=17,164 кг/ч

G_{Т 1650} = 275,67∙35,31∙10^-3=9,735 кг/ч G_{Т 3500} = 260,26∙73,41∙10^-3 = 19,106 кг/ч

G_{Т 2500} = 260,26∙58,013∙10^-3 = 15,098 кг/ч G_{Т 4000} = 269∙78,5∙10^-3 = 21,117 кг/ч

G_{Т 5000} = 295,9∙64,58∙10^-3 = 19,108 кг/ч

При низшей теплоте сгорания топлива Н_u =44 МДж/кг определяем эффективность КПД:

η_e.n= 3600/ g_e,n H_u

η_{e 800} = 3600/(298,59∙44) = 0,274 η_{e 3000} =3600/(258,24∙44) = 0,317

η_{e 1650} = 3600/(275,67∙44) = 0,297 η_{e 3500} =3600/(260,26∙44) = 0,314

η_{e 2500} = 3600/(260,26∙44) = 0,314 η_{e 4000} =3600/(269∙44) = 0,304

η_{e 5000} =3600/(295,9∙44) = 0,277

Все найденные, принятые и рассчитанные значения показателей таблицы 2.1 проверяем "на безошибочность" через их "принадлежность" кривым N_e = f(n), M_e = f(n), G_Т = f(n), g_e = f(n) и η_e = f(n), находим и устраняем ошибки в найденных, принятых и расчетных значениях этих показателей созданного и эксплуатируемого автомобильного двигателя, как правило, малозависимого от шасси автомобиля – его трансмиссии, ведущих колес, несущей, управляющей, тормозной и других систем.

Таблица 2.3. Корректировка "выпавших" точек.

n, мин-1
	Расчетные значения	Скорректированные значения	Расчетные значения	Скорректированные значения
Ne, кВт	66,465	67,94	73,41	75,15
Me, кН∙м	0,211	0,216	0,2	0,204
ge, г/кВтч	258,24	262,81	260,26	261,394
GТ, кг/ч	17,164	17,854	19,106	19,976
ηe	0,317	0,315	0,314	0,312

 

 

Энергетическая эффективность автомобиля любого класса и транспортного назначения в самом общем виде описывается формулой (1.12), содержащей в правой части только десять показателей, среди которых сомножители η_e и η_вк имеют по два нулевых значения – при минимальной и максимальной загрузке, зависимой от трансмиссии, условий (ψ) и режима (j) дорожного движения.

Трансмиссия как трансформатор, распределитель и передаточный механизм вращательного движения от двигателя к ведущим колесам предназначена для согласования их скоростных характеристик, определяющих основные показатели назначения автомобиля – его мгновенную действительную скорость V_а, определяемую по формуле (1.2), и скоростной диапазон:

dV=V_a,max/V_a,min (2.1)

Это требуемое от автомобиля отношение его быстроходности к тихоходности превышает коэффициент приспособляемости двигателя () в несколько раз и при вынужденно больших значениях n_N и r_к вынуждает конструктора задавать трансмиссии функцию понижающего трансформатора – ступенчатого, бесступенчатого или комбинированного.

В современных условиях мирового роста производства и приобретения автомобилей автоконструкторы стремятся передать основные операторские функции водителя "бортовому" компьютеру и в связи с этой тенденцией автоматизируют все системы управления автомобилем, в том числе его коробкой передач – традиционно – ступенчатым трансформатором вращательного движения, имеющим ряд передаточных чисел:

1. Арифметический ряд, обеспечивающий постоянное приращение скорости при разгоне (переходе с низших передач на высшие):

ΔV_а = V₂ – V₁ = V₃ – V₂ =…= V_n – V_n-1 = const (2.2)

2. Геометрический ряд, обеспечивающий равенство отношений передаточных чисел коробки передач на смежных передачах:

(2.3)

3. Динамический ряд, обеспечивающий наибольшую интенсивность разгона неравенством:

q₁ > q₂ > …> q_n (2.4)

4. Гармонический ряд, обеспечивающий тягачу постоянное приращение тягового усилия при переходе с высших передач на низшие:

ΔР_кр = Р_n – P_n-1 = …= Р₂ – Р₃ = Р₁ – Р₂ = const (2.5)

5. Мощностной ряд, обеспечивающий наибольшее использование мощности двигателя на наиболее «ходовых» (часто используемых) передачах.

Мощность, подводимая (переносимая) двигателем к трансмиссии транспортного автомобиля, обычно равна мощности его двигателя N_e, а мощность трансформированная, распределенная и переносимая к ведущим колесам

(2.6)

и при больших значениях ведущих моментов М_в зависит от коэффициента продольного сцепления φ_хi каждого ведущего колеса с дорогой и коэффициента блокировки k_б межколесного дифференциала.

Коэффициент блокировки как отношение момента трения внутри дифференциала к моменту на его корпусе (ведомом зубчатом колесе пары, в которую обычно встроен межколесный дифференциал), в обычных четырехсателлитных дифференциалах не превышает значения k_δ < 0,1, равного допустимой ВСН 24-88 разности коэффициентов сцепления φ_хi по ширине проезжей части автомобильных дорог и улиц. Однако локальное оледенение проезжей части порождает разность коэффициентов сцепления левых и правых колес Δφ_{х i} >> k_δи превращает трансмиссию в привод только одного ведущего колеса, имеющего наименьший коэффициент сцепления φ_хi

и скорость V_хв = V_а = 0 при удвоенной дифференциалом угловой скорости 2ω_в.

При испытаниях автомобиля на стенде ведущие колеса вращают беговые барабаны и подводят к ним измеряемую мощность

, (2.7)

зависимую от полезной массы m_г и полной массы автомобиля m_а. При этом КПД двигателя, трансмиссии и ведущих колес автомобиля

(2.8)

можно измерить при разных значениях отношения m_г/m_а и определить зависимость КПД автомобиля (1.13) от перевозимой массы m_г.

Если одновременно с измерением мощности N_δ, подводимой ведущими колесами к беговым барабанам, измерять эффективную мощность двигателя

, (2.9)

то при таком эксперименте можно определить произведение КПД

. (2.10)

Раздельное измерение этих КПД возможно только после весьма трудоемкой подготовки трансмиссии к измерению "входных" и "выходных" крутящих моментов и угловых скоростей. При эксплуатации автомобилей необходимо знать и всесторонне повышать их результирующий КПД (1.12).

При поверочном динамическом расчете автомобиля реальную сумму параллельных потоков мощности (2.6) заменяем одним потоком, подобным мощности N_δ в формуле (2.10), а КПД трансмиссии определяем расчетом по формуле:

, (2.11)

где η_ц и η_к – соответственно КПД цилиндрических и конических пар зубча-

тых колес и подшипников их валов; принимаем η_ц = 0,98 и

η_к = 0,97;

η_кш – КПД карданного шарнира; принимаем η_кш = 0,995;

k и l – число соответственно цилиндрических и конических пар зубчатых колес, через которые последовательно передается мощность к ведущим колесам; k =4 и l =1 определяем из кинематической схемы автомобиля;

m_кш – число последовательных карданных шарниров; m_кш=3 определяем из кинематической схемы автомобиля;

N_тр,о – мощность, теряемая в трансмиссии на холостом ходу, кВт; принимаем из интервала N_тр,о = (0,03…0,05) N_e,max = 3,14 кВт;

N_e – значения эффективной мощности согласно таблице 2.1, кВт.

На всех не прямых передачах постоянная часть формулы имеет значение

∙ ∙ = 0,98⁴∙0,97∙0,995³=0,789,

а на прямой передаче

∙ ∙ = 0,98∙0,97∙0,995³=0,936