и времени разгона массы автомобиля

 

Определение величин ускорений (график 5 рис.1) при разгоне автомобиля основывается на непосредственном применении уравнения (22). Рассмотрим общий подход к нахождению линейного ускорения массы m_∑. Для того чтобы вычислить ускорение в i-ой точке необходимо найти разность величин между движущей силой и силой сопротивления в заданной точке и отнести полученное значение к общей массе автомобиля m_∑ для каждого передаточного числа трансмиссии. Конкретные числовые значения, действующих на массу сил, выбираются из табл. 2, а приведенная суммарная масса m_∑ для каждой ступени трансмиссии из

Табл. 7. Результаты вычислений в каждой точке (рис.11) в функции скорости автомобиля заносятся в сводную табл. 8, которая является исходным материалом при построении ряда графических зависимостей. Число строк табл. 8 с данными по скорости и ускорению автомобиля должны соответствовать числу разгонных передач. Как дополнительную информацию в табл. 8 возможно внести величины ускорений для ускоряющей передачи. И в заключение, значения величин ускорений в табл. 8 служат исходным материалом при вычислении средних величин ускорений между двумя соседними точками i и i+1, являющихся, в свою очередь, отправным пунктом при отыскании времени движения массы автомобиля на заданных точками интервалах (1-2, 2-3, 3-4, и т.д. рис.11).

 

Величины ускорений массы автомобиля

по передачам. Таблица 8

Точки i

......

......

.....

Vai,1,км/ч

jai,1 м/с2

Vai,2,км/ч

jai,2 м/с2

................

Построение последнего графика 6 (рис.1) в координатах скорости и пути от аргумента t: Va= f(t) и Sa= f(t) сводится к интегрированию уравнения (22). Из структуры уравнений (2) и (15), (16), задающих вид силовых функций достаточно очевидно, что сила тяги, создаваемая двигательной установкой, сопротивление дорожного полотна и воздушной среды являются нелинейными функциями от скорости движения автомобиля. Из многочисленных опытов проведенных на стендах и в реальных условиях движения транспортных средств эти нелинейности хорошо описываются полиномами второй степени вида: Р_д=f(V_a²); P_c= f(V_a²). Перепишем уравнение (22) с учётом представленных полиномов.

(29)

Известно, точного решения нелинейного дифференциального уравнения вида (29) не существует, так как разработанная общая теория решений дифференциальных уравнений в замкнутом (аналитическом) виде относится только к классу линейных уравнений или систем линейных уравнений. В связи с этим был предложен метод приближенного решения уравнения (29) основанного на допущении (идеализации процесса), а именно, постоянстве значений движущих сил и сил сопротивления на некотором участке действительного изменения этих сил (рис.12).

Постоянство силовых составляющих, действующих на массу автомобиля, в выбранных (назначенных) точках нелинейных функций Рд и Рс (рис.11) Является основным допущением при построении графика 6 – пути и скорости разгона автомобиля по внешней скоростной характеристике силовой установки, задающей максимально потенциальные возможности разгона транспортного средства.

Соблюдение условия постоянства сил Рд и Рс = constant на некотором отрезке приводит к простому решению уравнения (22) или (29), которое элементарно сводится к дифференциальному уравнению второго порядка с разделяющимися переменными.

Дважды проинтегрируем уравнение (22) и выберем начальные условия. Для первого интегрирования понизим на порядок исходное уравнение (22)

После интегрирования в пределах для левой части от до и правой от нуля 0 до t запишем уравнение для линейной скорости

(30)

Ещё раз разделяя переменные в (29) и вновь интегрируя в пределах от до х (перемещение массы) для левой части и от 0 до t для правой, имеем

(31)

Уравнения (30) и (31) являются точным решением (22) с учётом принятого допущения.

Придадим уравнению с постоянными силовыми составляющими новое качество, исходя из следующих рассуждений. Рассмотрим рис. 12, на котором соответственно выделены верхний и нижний интервалы сил Рд,i и Рд,i+1; Рс,i и Рс,i+1 в двух точках. В связи с условием постоянства сил необходимо ответить на вопрос, какие значения этих сил следует принять за расчётные в заданном интервале. Принципиально, за расчётные величины возможно выбрать значения сил в точках i и i+1, или с любой другой промежуточной величиной заключенной в пределах этого интервала. С целью уменьшения неизбежной ошибки в расчётах было принято предложение рассматривать в качестве расчётных значений, средние величины силовых составляющих в уравнении (22) на интервале от точки i к точке i+1. Высказанное предложение поддается вполне оправданному обоснованию. Если выбранный интервал (i, i+1) для сил Рд и Рс разделить пополам как по вертикали, так и по горизонтали, то образуется два равных треугольника с вершинами в точке “а” для сил тяги и в точке “б” для сил сопротивления. Считается, что в этом случае реальное нелинейное изменение сил на интервале в значительной мере балансируется средними величинами Рдср. и Рсср. Для подтверждения сказанного обратимся к следующим рассуждениям. Например, если выбрать в качестве расчётной величины значения Рд в точках от i до “а”, то вполне очевидно – масса автомобиля будет разгоняться медленнее, чем при выборе силы Рдср. и наоборот, если назначить величину Рд за точкой “а” вплоть до i+1, масса автомобиля будет иметь большее ускорение в сравнении с Рдср. Приведенные рассуждения справедливы и для сил сопротивления. Практические расчёты, проведённые и проводимые по предложенной методике, показали высокую точность определяемых выходных параметров – t, S, V. Сравнение результатов

расчётов по выходным параметрам (t, S, V) для трёх различных математических моделей: первой – при усредненных значениях; второй - с линейным изменением сил Рд и Pc от точки i до i+1 на выбранном интервале и полученным аналитическом решении; третьей – при численном решении нелинейного уравнения (29) с использованием высокоточного метода и малым шагом аргумента (dt = 0.0000001 с.) не выявили каких-либо существенных отличий в численных значениях выходных параметров.

Рассмотрим порядок определения времени t и пути разгона S массы автомобиля, принимая метод средних постоянных сил на участке изменения скорости движения массы Vi и Vi+1. Перепишем уравнение (30) с учётом усреднённых силовых факторов

(32)

Из (32) найдём значение t при изменении скорости массы m_∑ от значения до .

t = (33)

В связи с тем, что определение времени перемещения массы транспортного средства отыскивается в линейной постановке задаче – действующие на массу силы постоянны, возможно, ещё более упростить определение параметра t, рассматривая его как простое приращение, т.е. приращение равное конечному значению – Δt = t. Запишем (33) в общепринятом выражении

Δt = , с (34)

где ΔV – разность скоростей между точками i и i+1 (рис.12), j_а,ср= (j_i+j_i+1)/2 - среднее значение ускорения между выбранными точками, т.е. отрезком. Ещё раз разделяя переменные дифференциального уравнения (32) по перемещению dx и аргументу dt и интегрируя по пределам 0 и t найдём величину пути перемещения массы m_∑ за время t.

(35)

где S₀ – начальное значение пути для всех интервалов принимаем равным нулю, S₀=0; x₀ = x_i – значение скорости в i-ой точке, t – время движения m_∑ на отрезке.

В соответствующих разделах учебной литературы, рассматривающих разгонные свойства автомобиля, принята более простая запись приращения пути ΔS за время Δt идентичная (35).

ΔS= · Δt или ΔS = (36)

Подставив в (00) выражение (00) вновь приходим к равенству величин ΔS=S. Осуществляя расчёт значений Δt и ΔS между выбранными точками на кривых изменения силовых факторов Рд и Pc (рис.11), суммируя полученные величины по времени и пути, в соответствии с линейными скоростями в этих точках, сформируем табл. 10 для построения последнего графика 6 (рис. 1) в зависимости от числа разгонных передач.

Существуют некоторые особенности при формальном заполнении расчётными значениями табл. 10. Во-первых – на всех передачах, кроме первой, ряд ячеек таблицы остаются пустыми; во-вторых – на всех передачах, кроме первой и последней, необходимо учитывать дополнительные расчётные величины времени, скорости и пути как суммарные добавки, найденные с учётом процесса переключения передач в математической модели. Рассмотрим подробнее качественные и количественные характеристики переходного процесса – переключение передач. К качественной оценке следует отнести то, что предельные разгонные свойства массы автомобиля возможно реализовать только в том случае, если крутящий момент двигателя будет изменяться по внешней скоростной характеристике (рис. 13). Начало процесса переключения передач должно соответствовать пределу максимальной скорости движения автомобиля на каждой из передач, т.е. наибольшей накопленной кинетической энергии массой транспортного средства.

К количественным характеристикам отнесём выбор времени переключения передачи, величину падения скорости и пути проходимого автомобилем за назначенное время переходного процесса. Время переключения передачи tп, в которое входят действия водителя по отсоединению двигательной установки от трансмиссии, выбор новой передачи, включение передачи посредством синхронизатора или зубчатой муфты, вновь подсоединение двигателя к трансмиссии задаётся определённой численной величиной разной для каждого класса (категории) автомобиля, типа коробки передач и двигателя устанавливаемых на автомобиль.

Для легковых, грузовых категории N1 (до 3,5 т) с механической коробкой и синхронизаторами и карбюраторным двигателем tп - 1,0 … 2,0 с.,

для грузовых автомобиля свыше 3,5 т, с механической коробкой, синхронизированными передачами и дизельными двигателем tп - 2,0 … 4,0 с.

При определении количественных значений падения скорости и проходимого пути автомобилем обратимся к рис. 13 и основным уравнениям движения (30), (31).

На рис.13 показан характер изменения движущей силы пропорциональной моменту двигателя. Вертикальные линии - интервалы по оборотам двигателя неизменные для каждой передачи и пропорциональные линейной скорости движения массы m_∑. При разгоне с первой передачи точка начала разгона соответствует минимально устойчивым оборотам двигателя или минимально возможной скорости движения автомобиля на этой передаче. Разгон продолжается до точки соответствующей максимально возможной скорости движения на выбранной передаче, в нашем случае – первой.

Воспользуемся уравнением (30) и найдём падение скорости автомобиля при переключении передачи. Приравняем нулю движущую силу Рд, а силе сопротивления Рс присвоим значение при максимальной скорости. Так как при переключении передачи двигатель отсоединён от трансмиссии, то и приведённая масса автомобиля m_Σ^* будет отличаться на величину приведённого обобщенного момента инерции двигателя. Складывая значения из первой и второй строчек табл. 7 находим величину m_Σ^* = ma + mк, которая остается постоянной при всех изменениях передаточных чисел в коробке передач.

. (37)

Вычислим путь S_п проходимым автомобилем за время переключения передач в механической трансмиссии, для чего упростим уравнение (31) подобно (30)

, (38)

Величину из (37) необходимо пересчитать на обороты двигателя для следующей ступени трансмиссии (второй), т.е. найти точку «а» (рис.13) с которой вновь начнётся разгон автомобиля на следующей передаче.

na , (39)

где i_тр,2 – общее передаточное число трансмиссии, в данном случае, соответствующее второй передаче. Значение n_a определяет мощность и момент силовой установки с учётом равенств (15), (16). Последовательно выполняя расчёты от передачи к передаче, составим табл. 9 с параметрами математической модели разгона автомобиля для процесса переключения передач. Заполнение ячеек табл. 9 не связано с предыдущими вычислениями и может выполняться в любом порядке после вычисления данных табл.2.

 

Изменение скорости и пути при

переключении передач.

Таблица 9

Порядок переключения передач	Vп, км/ч	Sп, М.	naj мин	tп, c.
С 1 – ой на 2-ую
Со 2-ой на 3-ую
С 3-ьей на 4-ую
С........	.......	........	.........	...........

 

 

По значениям Me,а при V_п = находятся числовые величины Рд,а (17) и Рс,а (18-20), что, в свою очередь, позволяет определить ускорение массы автомобиля jа по (23) в момент начала движения со следующей, в нашем примере, второй передачи. Заметим, что при дальнейшем разгоне величина m_∑ должна соответствовать более высокой ступени передаточного числа трансмиссии, согласуясь с данными табл. 7.

 

ja = (40)

 

Порядок занесения ускорений j_a в табл. 10 следующий: предположим, что точка «а» располагается между точками 7 и 8 (рис.13). В этом случае, как и при всех последующих изменениях передаточных чисел, величина j_a заносится в левую от точки “а” ячейку, в данном варианте, – седьмую, как и значение Vп. Значение скорости и ускорения в точке “а” участвуют в образовании величин разности скоростей (а – точка 8), средней скорости и среднего ускорения. В конкретных расчётах с принятыми параметрами математической одномассовой модели приращения пути и времени перемещения массы автомобиля могут значительно отличаться при принятом порядке задаваемых интервалах скоростей.

 

 

Время и путь разгона автомобиля с учётом параметров переключения передач. Таблица 10

 

ПЕРВАЯ ПЕРЕДАЧА

Точки i

Vai,1 км/ч

ΔVаi,1 м/с

Vасрi,1 м/с

jасрi,1 м/с2

Δti,1 с

Δsi,1 м

ΣTi,1 с

ΣSi,1 м

ВТОРАЯ ПЕРЕДАЧА Vп =...... км/ч, Sп =.......... м, tп =...... с.

Vai,2 Км /ч

Vп

ΔVаi,2 м/с

Vасрi,2 м/с

jсрi,2 м/с2

jaср

 

 

И в заключение, алгоритм дальнейших построений изменения пути и скорости разгона представляет циклическое повторение исчисления искомых параметров разгона при изменении передаточных чисел трансмиссии - ступеней. Строго выполненная последовательность расчётов с числовым массивом необходимым для графического отображения тягово-динамических свойств автомобиля с необходимыми объяснениями применения аналитических и эмпирических зависимостей приведена на конкретном примере в ПРИЛОЖЕНИИ 1.

 

 

ПРИЛОЖЕНИЕ 1. Пример расчёта тягово-скоростных характеристик автомобиля

 

В задание на курсовой проект утверждаются два основных параметра, которые в рассматриваемом примере имеют следующие значения:

- полная масса автомобиля ma ………………..... 2600 кг

- максимальная скорость движения по твердой дороге. Vмак........................ 160 км/ч

Для большей наглядности разобьем по этапам реализацию предложенного в теоретической части пособия алгоритма по расчёту тягово-скоростных характеристик автомобиля.

 

ЭТАП I. Аналитическое построение внешней скоростной характеристики двигателя

 

Первый этап предполагает аналитическое построение внешних скоростных характеристик двигателя внутреннего сгорания – эффективной мощности Ne и крутящего момента Me, как функции частоты вращения, снимаемых с выходного вала силовой установки. Мощность двигателя Ne связана с потребной мощностью на колесах Nк через уравнение (1) при движении автомобиля с максимальной скоростью. В равенстве (1) неизвестными являются две величины Ga и fs. Согласно теоретическому разделу пособия (с.8) найдём численную величину веса автомобиля

Ga=2600·9,8066135=25497,1951 H.

 

Выбирая в качестве прототипа автомобиль, выпускаемой фирмой GM или любой другой фирмой производителем, принимаем следующие численные значения для fo, W, F, входящие в зависимость (2): fo=0,012(шины – радиальные, низкого давления); W=0,36 H·c /м (кузов пикап); F=3,4 м (площадь по среднему сечению кузова).

f_Σ = 0,012· (1+ ) + = 0,12218524…

В точке максимальной скорости движущая сила и сила сопротивления равны.

 

Pд = Pс = 0,12218524…·25497,1951 = 3115,38103571…H

Вычислим мощность на ведущих колёсах Nк,v при Vмакс. (рис. 1).

Nк,v = =138,4651379365…кВт

Эффективная мощность двигателя Ne,v и мощность Nк,v связаны через общий к.п.д. трансмиссии. Принимаем, что автомобиль с колёсной формулой 4x2 имеет в перечне агрегатов трансмиссии трехвальную коробку передач с прямой передачей.

Обращаясь к пояснениям рис. 2, находим Σηтр,п на прямой передаче.

Σηтр,п = 0,98·0,96 = 0,9408 0,941

Эффективная мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля равна

Ne,v = =147,146204851…кВт

Потребуем от автомобиля более динамичного разгона. С этой целью зададим коэффициент увеличения мощности Кy = 1,15 (рис. 3) и найдём максимальную мощность силовой установки NN.

NN = 147,1427…· 1,15 = 169,214225579…кВт.

 

Внешняя скоростная характеристика ДВС, при описании этой зависимости аналитическим выражением, от выбора типа автомобиля может иметь две или три опорные точки. Коэффициент Ку задан больше единицы, что означает введение в расчёт ещё одной опорной точки-1. Третью точку Nмин. вычислим, принимая Nмин. = 0,18 согласно (5).

 

Nмин. = 169,214225579…· 0,18 = 30,4585606042… кВт.

Зависимость Ne = f(ne) возможно описать, если опорным точкам присвоить второе значение координаты (абсциссу)- частоту вращения (см. с. 10). Из предлагаемых диапазонов назначим:

nмин = 1000 мин ; n_N = 5000 мин ; n_V = 5600 мин .

Обработка многочисленных экспериментов по аппроксимации опытных значений Ne=f(ne) показывает, что наиболее приближенной аналитической зависимостью является полином третьей степени, т.е. кубическая парабола (рис.4.). Так как в действительности величина максимальных и минимальных оборотов “плавают” относительно n_N, и через две точки можно провести только одну кубическую параболу с фиксированными коэффициентами (а,b,c,), найдём значение этих коэффициентов для двух кубических парабол – левой и правой с одними и тем же значением максимума N_N при n_N. Согласно (7) вычислим эти коэффициенты для левой ветви параболы:

к_1л = =0,2; к_2л = (0,2) = 0,04; к_3л = (0,2) =0,008; α = =0,18

c_л = = -1,40625; b_л =-1-2·(-1,40625) = 1,8125; a_л = 2-1,4063 = 0,59375.

Проверка: -1,40625 + 1,8125 + 0,59375 = 1

Для правой ветви:

к_1п = =1,12; к_2п = (1,12) = 1,2544; к_3п =(1,12) = 1,404928; α_п = = 0,86956...

c_п = = -7,194617...; b_п =-1-2·(-7,1946...) = 13,389234...;

a_п = 2-7,1946 = -5,194617.... Проверка: -7,194617 + 13,389234 – 5,194617 = 1.

 

Найденные коэффициенты а ,b ,с , a_п, b_п, с_п подстановкой этих величин в уравнение (7) и разбивкой интервала по оборотам левой ветви на 10 участков и правой на 4 участка (Δnл= 400 мин , Δnп= 150 мин ), в результате вычислений, приводят к определению значений мощности и момента в заданных точках. Найденные величины занесены в табл.1 П1.

 

 

Выходные параметры внешних характеристик ДВС. Таблица 1 П1.

Точки i
N , мин
N , kВт	30,458	46,95	64,82	83,31	101,7	119,3	135,3	149,1	159,8	166,7	169,2	167,9	163,9	157,1	147,1
M , H·м	290,86	320,28	343,9	361,6	373,6	379,7	380,1	374,6	363,3	346,1	323,2	311,4	295,4	275,3	250,9

 

Графическое построение изменения мощности и момента двигателя зависимости от частоты вращения вала выражает интегральный характер протекания рабочих процессов в ДВС.

 

 

ЭТАП II. Определение величин радиуса качения ведущего колеса и передаточного числа

главной передачи

 

При известной колесной формуле (4x2) статическая радиальная нагрузка на колесо составляет ¼ часть от заданной массы автомобиля, т.е. 650 кг. Шина с геометрическими размерами 265/75 R17 наилучшим образом удовлетворяет этой радиальной нагрузке на колесо и скоростному режиму. Статический радиус колеса находим по эмпирическому равенству (9).

r = 0,5·25,4·17 + 0,75·265·0,8 = 374,9 375,0 мм.

По уравнению (8) искомая величина радиуса качения равна

rк = 375·1,03 = 386,25 0,386 м.

Полученное значение rк является необходимой составляющей при определении передаточного числа главной передачи i . Из (10)

V = = 814,9040 км/ч, и далее по равенству (11) находим

i = = 5,09315.

Постоянное передаточное число главной передачи i в трансмиссии предназначено для увеличения крутящего момента двигателя, подводимого к ведущей оси, и согласования максимальной линейной скорости движения автомобиля с максимальными оборотами двигателя при этой скорости.

 

ЭТАП III. Определение передаточных чисел в механической коробке передач

 

Найдём величины передаточных чисел в коробке передач, используя закон геометрической прогрессии. Зададим число разгонных ступеней в трёхвальной механической коробке передач n=4, с прямой передачей (i =1) и, принимая во внимание уравнения (13),(14) с назначением ряда необходимых вспомогательных параметров, получим численный результат. Вспомогательные параметры: m =0,66; =0,85; Σηтр,1 = 0.98 0.98 0.96=0,921984 0,922; i =1; Me,м. Отметим, в переменной Σηтр,1 - к.п.д. трансмиссии на первой передаче в формировании потерь участвует два зацепления в коробке передач (трёхвальная) и одно зацепление в главной передаче. Максимальное значение момента двигателя Me,м находится следующим образом. Вычисляем обороты соответствующие максимальному моменту

nе,м = - =3222,2222... мин

и далее при этих оборотах c коэффициентами кубической параболы для левой ветви по (15) вычисляем значение мощности при максимальном моменте.

Ne,м = 169,21·[0,59375· + 1,8125·()² –1,40625·()³]=128,436.. кВт

Подставляя Ne,м в (16), рассчитываем величину максимального момента

Мe,м = = 380,6287636... Н· м

С учетом всех найденных числовых величин передаточное число для первой передачи равно:

i = =3,08904....

по уравнению (10) находим передаточное число на второй передаче (m=2)

i = = 2,12104...

и на третьей передаче (m=3)

= = 1,45637...

При современном конструировании механической коробки передач автомобиля выбранного класса (категории) полученный ряд передаточных чисел дополняют ускоряющей передачей, основной целью которой является снижение затрат топлива. Принимаем i_к,5 = 0,8. Заполним табл. 2 П1, записывая значения передаточных чисел коробки передач, трансмиссии и квадрата передаточных чисел трансмиссии с добавлением строки суммарного к.п.д силового привода.

Таблица 2 П1

Передачи
iк,j	3,08904..	2,12104...	1,45637	1,0	0,8
Σiтр,j	15,73294..	10,80277…	7,4175874..	5,09315	4,07448
(Σiтр,j)2	247,52558..	116,70005...	55,0201777..	25,940177...	16,60938
Σηтр.,j	0,922	0,922	0,922	0,941	0,922

 

Конкретные значения передаточных чисел совместно с величинами моментов и оборотов на выходном валу двигателя в назначенных точках позволяют построить в зависимости от скорости движения массы автомобиля искомые графики (2,3,4,5): силового баланса, мощностного баланса, динамического фактора и ускорений, а также выполнить приведение моментов инерции вращающихся деталей трансмиссии.

 

ЭТАП IV. Построение силового, мощностного балансов, динамического фактора и

величин ускорений автомобиля

 

При построении силового баланса (график 2 рис.1) занесём в табл. 3.П1 следующие расчётные величины: V -скорость автомобиля в точках i по передачам j; P - движущую силу; P - силу сопротивления дороги; P - силу воздушного сопротивления; P - суммарную сила (P +P ) общего сопротивления движению автомобиля. Покажем, в качестве примера, конкретные вычисления параметров V ; P ; P ; P ; P для первой точки и первой передачи (табл. 3 П1).

Va1,1= = = 9,249292... км/ч

Из (17)

Pд1,1= =10930,36127≈10931 Н

Из (18)

Pf1,1=25497,1951·0,012·(1+ ) = 307,2751... Н

Из (19)

Pw1,1 = = 8,07966... Н

Из (20)

Pс1,1 = Pf1,1 + Pw1,1 = 307,2751.. + 8,07966 = 315,3547... Н

График 3(рис.1)- это функции величин мощности двигателя снимаемого с носка коленчатого вала и мощности на ведущих колёсах в зависимости от скорости движения массы автомобиля на разгонных передачах табл. 4П1.

 

 

Силовой баланс по передачам ТАБЛИЦА 3. П1

 

ПЕРВАЯ ПЕРЕДАЧА ik1 = 3,08904...; iтр1 = 15,7329458......
Точки i
Vai,1, км/ч	9,249	12,95	16,65	20,35	24,05	27,75	31,45	35,15	38,85	42,55	46,25	47,63	49,02	50,41	51,796
Pдi,1, Н	10930,	12036,	12922,	13590,	14039,	14270,	14282,	14076,	13651,	13007,	12145,	11702,	11102,	10344,	9429,2
Pfi,1, Н	307,28	308,53	310,21	312,3	314,81	317,75	321,1	324,86	329,05	333,66	338,69	340,68	342,73	344,84	347,01
Pwi,1, Н	8,0797	15,836	26,178	39,106	54,619	72,717	93,401	116,67	142,53	170,97	201,99	214,29	226,96	239,99	253,38
Pсi,1, Н	315,35	324,37	336,38	351,41	369,43	390,46	414,5	441,54	471,58	504,63	540,68	554,97	569,69	584,83	600,39
ВТОРАЯ ПЕРЕДАЧА ik2 = 2,12104...; iтр2 = 10,8027797...
Vai,2, км/ч	13,47	18,859	24,247	29,635	35,023	40,411	45,80	51,188	56,576	61,964	67,352	69,373	71,934	73,414	75,435
Pдi,2, Н	7505,2	8264,0	8872,8	9331,4	9640,0	9798,4	9806,7	9665,0	9373,1	8931,1	8339,1	8034,9	7622,7	7102,6	6474,4
Pfi,2, Н	308,74	311,41	314,96	319,40	324,73	330,95	338,06	346,05	354,93	364,71	375,36	379,59	383,94	388,42	393,02
Pwi,2, Н	17,137	33,589	55,525	82,944	115,85	154,24	198,11	247,46	302,3	362,63	428,43	454,52	481,39	509,02	537,43
Pсi,2,

⇐ Предыдущая1234567

Поделиться: