| n,Ne об/мин | n,Me об/мин | Me max(kH*m) | ηе | Nе | Ни МДж/кг – дизельное | НиМДж/кг –бензин; | Столбец1 |
| 0,218 | 0,3 | 94,1 | 42,5 | ||||
| Ne max | Me,n | Km | kꙍ | u1 m/c | u2 m/c | Кр | |
| 57,120 | 0,204 | 1,068 | 1,760 | 0,97 | |||
| a | b | c | проверка | ||||
| 0,950 | 0,417 | 0,367 | 1,000 | ||||
| n мин-1 | n хол. Ход | n<n.max | n.m | n>n max | n<n N | nN | n>nN |
| Ne кВт | 16,822 | 36,100 | 57,120 | 65,670 | 75,238 | 94,100 | 93,981 |
| Me кНм | 0,200 | 0,208 | 0,218 | 0,210 | 0,208 | 0,198 | 0,195 |
| n/nN | 0,182 | 0,375 | 0,568 | 0,676 | 0,784 | 1,000 | 1,045 |
| ge | 286,364 | 280,909 | 264,545 | 264,545 | 261,818 | 272,727 | 283,636 |
| Gt | 0,301 | 0,289 | 0,257 | 0,257 | 0,251 | 0,273 | 0,295 |
| КП | 1,05 | 1,03 | 0,97 | 0,97 | 0,96 | 1,04 | |
| h e.n | 0,286 | 0,291 | 0,309 | 0,309 | 0,313 | 0,300 | 0,288 |
При найденных значениях максимальной мощности двигателя
Nе, max =94.1 кВт при частоте вращения коленчатого вала nN = 4400 мин-1 и максимального крутящего момента Ме,max = 0.218кН∙м при частоте вращения коленчатого вала nм = 2500 мин-1 определяем:
- мощность при максимальном крутящем моменте
Nе, м = 0,105 Ме,max nм =57,120, кВт; (4.1)
- крутящий момент при максимальной мощности
0,204, кН∙м; (4.2)
- коэффициенты приспособляемости к допустимой кратковременной перегрузке
1,068 (4.3)
и уменьшению угловой скорости
1,760, (4.4)
а также коэффициенты
=1,068, (4.5)
-0,570, (4.6)
-0,501 (4.7)
На листе формата А4 строим поле внешней скоростной характеристики двигателя, имеющей в начале координат нулевые значения n (горизонтальная шкала), Nе и Gт (левая шкала), Ме и gе (правая шкала), по значениям Nе, max и Ме, max выбираем удобный масштаб n, Nе, и Ме и пунктирными вертикалями, проходящими через значения n ~ 600…800 мин-1, nм, nN и nхх, делим поле характеристики на интервалы:
- регуляторный от nхх до nN (у дизеля и карбюраторного двигателя с ограничителем n);
- корректорный от nN до nм;
- неустойчивой работы и заглохания под нагрузкой при n ~ 600…800 мин-1.
В пояснительной записке составляем таблицу 4.1 и заносим в нее найденные (н), принятые (пр) или рассчитанные (р) значения.
Таблица 4.1 – Расчетная внешняя скоростная характеристика двигателя
________________
Принимаем и записываем в таблицу 4.1 удобные значения n > nм и
n < nN, отмечаем их на графике и подставляем в формулу
0,227, (4.8)
в которой значения коэффициентов
а + в - с = 1 (4.9)
определены ранее по формулам (4.5) – (4.7), а Кр – коэффициент коррекции выбран по таблице 2.1.
Принимаем значение эффективного КПД двигателя ηe,N = ___ из интервала 0,35…0,42 (дизель) или 0,25…0,32 (двигатели с искровым зажиганием) с учетом уровня его конструктивного совершенствования и условий реальной эксплуатации на предприятии, качества топлива и моторного масла, применения присадок и ревитализантов. Определяем расчетом при низшей теплоте сгорания топлива Нu =__44___ МДж/кг (см.3.1) значения:
- удельного расхода топлива
227,273 (4.10)
- часового расхода топлива
GТ,N = ge,N ∙ Nе, max∙ 10-3 =12,982 (4.11)
Используя ряд дискретных значений
| 0,4 | 0,5 | 0,6 | 0,7 | 0,8 | 0,9 | 1,0 | 1,1 |
| Кп | 1,03 | 0,99 | 0,97 | 0,96 | 0,96 | 0,97 | 1,00 | 1,04 |
и ряд подобных отношений в таблице 4.1, определяем методом интерполяции значения коэффициента Кn и удельного расхода топлива
ge, n = Кn∙ ge,N, (4.12)
часового расхода топлива
Gт,n = ge,n∙ Nе,n∙10-3 (4.13)
и эффективного КПД
. (4.14)
Все найденные (н), принятые (пр) и рассчитанные (р) значения показателей таблицы 4.1 проверяем «на безошибочность» через их «принадлежность» кривым Ne = f(n), Me = f(n), Gт = f(n), ge = f(n) и ηe = 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.
Энергетическая эффективность автомобиля любого класса и транспортного назначения в самом общем виде описывается формулой (3.12), содержащей в правой части только десять показателей, среди которых сомножители ηe и ηвк 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 υа, определяемую по формуле (3.2), и скоростной диапазон
. (4.15)
Это требуемое от автомобиля отношение его быстроходности к тихоходности превышает коэффициент приспособляемости двигателя (4.4) в несколько раз и при вынужденно больших значениях nN и rк 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):
Δυа = υ2 – υ1 = υ3 – υ2 =…= υn – υn-1 = const (4.16)
2. Геометрический ряд, обеспечивающий равенство отношений передаточных чисел коробки передач на смежных передачах:
(4.17)
3. Динамический ряд, обеспечивающий наибольшую интенсивность разгона неравенством
q1 > q2 > …> qn. (4.18)
4. Гармонический ряд, обеспечивающий тягачу постоянное приращение тягового усилия при переходе с высших передач на низшие:
ΔРкр = Рn – Pn-1 = …= Р2 – Р3 = Р1 – Р2 = const (4.19)
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 Ne, а мощность трансформированная, распределенная и переносимая к ведущим колесам,
(4.20)
и при больших значениях ведущих моментов Мв зависит от коэффициента продольного сцепления φх i каждого ведущего колеса с дорогой и коэффициента блокировки kб 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 kδ < 0,1, равного допустимой ВСН 24-88 разности коэффициентов сцепления φхi по ширине проезжей части автомобильных дорог и улиц. Однако локальное оледенение проезжей части порождает разность коэффициентов сцепления левых и правых колес Δφх i >> kδ и превращает трансмиссию в привод только одного ведущего колеса, имеющего наименьший коэффициент сцепления φх i
и скорость υхв = υа = 0 при удвоенной дифференциалом угловой скорости 2ωв.
При испытаниях автомобиля на стенде ведущие колеса вращают беговые барабаны и подводят к ним измеряемую мощность
, (4.21)
зависимую от полезной массы mг и полной массы автомобиля mа. При этом КПД двигателя, трансмиссии и ведущих колес автомобиля
(4.22)
можно измерить при разных значениях отношения mг/mа и определить зависимость КПД автомобиля (3.13) от перевозимой массы mг.
Если одновременно с измерением мощности Nδ, подводимой ведущими колесами к беговым барабанам, измерять эффективную мощность двигателя
, (4.23)
то при таком эксперименте можно определить произведение КПД
. (4.24)
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 (3.12).
При поверочном динамическом расчете автомобиля реальную сумму параллельных потоков мощности (4.20) заменяем одним потоком, подобным мощности Nδ в формуле (4.24), а КПД трансмиссии определяем расчетом по формуле
, (4.25)
где ηц и ηк – соответственно КПД цилиндрических и конических пар зубча-
тых колес и подшипников их валов; принимаем ηц = 0,98 и
ηк = 0,97;
ηкш – КПД карданного шарнира; принимаем ηкш = 0,995;
k и l – число соответственно цилиндрических и конических пар зубчатых колес, через которые последовательно передается мощность к ведущим колесам; k = 0 и l = 4 повыш. И 6 пониж. определяем из кинематической схемы автомобиля;
mкш – число последовательных карданных шарниров; mкш =_2 определяем из кинематической схемы автомобиля;
Nтр,о – мощность, теряемая в трансмиссии на холостом ходу, кВт; принимаем из интервала Nтр,о = (0,03…0,05) Ne,max = 94,1кВт;
Ne – значения эффективной мощности согласно таблице 4.1, кВт.
На всех не прямых передачах постоянная часть формулы (4.25) имеет значение
ηтр = 0,98¯∙0,97¯∙0,995¯=0,922 повыш,
ηтр = 0,98¯∙0,97¯∙0,995¯=0,868 пониж
а на прямой передаче ηтр,_ = 0,980 повыш
а на прямой передаче ηтр,_ = 0,922 повыш.
Расчет текущих значений проводим при выполнении следующего раздела.