Скоростная характеристика двигателя

Скоростной характеристикой двигателя называется зависимость его эффективной мощности Р_е, эффективного крутящего момента Т_е  и удельного расхода топлива g _е от угловой скорости вращения w _е коленчатого вала. Наибольший интерес при теоретическом анализе тягово-скоростных свойств автомобиля представляет так называемая внешняя скоростная характеристика, соответствующая работе двигателя с полной подачей топлива.

     На рис. 12 приведены внешние скоростные характеристики наиболее применяемых на современных автомобилях двигателей – поршневых двигателей внутреннего сгорания (бензинового, с распределенным впрыском и дизельного, с прямым впрыском). Внешние скоростные характеристики являются основными документами двигателей, используемыми при проведении расчетов тягово-скоростных характеристик автомобилей.

 

Рис. 12. Внешние скоростные характреистики бензинового (а) и дизельного (б) двигателей

 

 

     Важнейшими параметрами внешней скоростной характеристики двигателя являются:

     Р_е ^mах – максимальная эффективная мощность (т.е. мощность, непосред-

             ственно снятая с его коленчатого вала), кВт;

      Т_е ^max – максимальный крутящий момент, Н.м; 

      Т_р  –    крутящий момент при максимальной мощности, Н.м; 

      Р _огр (Т _огр) – мощность, кВт (крутящий момент, Н.м) по ограничителю

               (w_огр);   

     w_max – максимальная угловая скорость вращения коленчатого вала, с^-1; 

     w _р  –   угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной

              мощности, с^-1 ;

      w_т  –  угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальном

               крутящем моменте, с^-1;       

        w _{g min} – угловая скорость вращения коленчатого вала при минимальном

                удельном расходе топлива, с^-1;

        w_min – минимальная устойчивая угловая скорость вращения коленчатого

                вала, с^-1;

       w_огр- угловая скорость коленчатого вала по ограничителю, с^-1.

     Способность двигателя приспосабливаться к изменению нагрузки на коленчатом валу оценивают коэффициентом приспособляемости по моменту k _т, который определяется соотношением

                                             k _т = Т_е ^max / Т_р.                                          (16)

Кроме того, широту диапазона устойчивой работы двигателя оценивают коэффициентом приспособляемости по угловой скорости вращения k _w, который равен

                                             k _w = w _p / w_т.                                            (17)

     Скоростные характеристики получают путем испытания двигателей в стендовых условиях. При этом производят замер величин крутящего момента Т_е ^ст на коленчатом валу при различных угловых скоростях его вращения, т.е. определяют зависимость Т_е ^ст = f ( w _е). Мощностные показатели двигателя рассчитывают с использованием этих зависимостей по формуле

                                              Р_е ^ст = Т_е ^ст w _е,                                          (18)

где   Р_е ^ст и Т_е ^ст – мощность и крутящий момент в стендовых условиях.

       При снятии характеристик двигателя на стенде он, как правило, не оснащается всеми теми узлами и навесным оборудованием, которые устанавливаются на него на реальном автомобиле. Более того, температурные условия и воздухообмен в подкапотном пространстве существенно отличаются от стендовых в худшую сторону. Для учета влияния этих факторов обычно вводят корректирующие коэффициенты k _c и k _п:

  k _c – коэффициент коррекции стендовых характеристик (для двигателей, испытанных по ГОСТу, k _с = 0,95 – 0,97);

   k _п  –  коэффициент учета подкапотных потерь (k _п = 0,9 – 0,98).

б)

     Тогда мощность двигателя, установленного на автомобиле, определится как

                                             Р_е = k _c k _п Р_е ^ст.                                        (19)

Соответственно  крутящий момент двигателя, установленного на автомобиле,

                                             Т_е = k _c k _п Т_е ^ст.                                         (20)

     Часто при проектировании новых автомобилей характеристики двигателя неизвестны, тогда расчеты ведут с использованием приближенных скоростных характеристик, построенных по соответствующим теоретическим зависи-мостям. Одной из таких часто применяемых эмпирических зависимостей является формула

                  Р_е = Р_е ^max (а w _е / w _р + b w _е ² / w _р ² - с w _е ³ / w _р ³),           (21)

где а, b, с – коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя; Р_е , w _е – текущие значения мощности и угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя; Р_е ^max,ω _р – максимальная мощность двигателя и угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной мощности.

     Для карбюраторных двигателей старого типа (выпуска до 1965 года) рекомендовалось при расчетах по формуле (21) брать а = b = с = 1   [ 3 ]. Для дизелей с непосредственным впрыском удовлетворительный результат дает такое сочетание этих коэффициентов: а = 0,5; b = 1,5; с = 1 [ 3 ]. Более точно эти коэффициенты для всех типов и конструктивных вариантов поршневых двигателей определяются следующими выражениями [ 2 ]:

                        а = [ k _т k _w (2 - k _w) – 1 ] / [ k _w (2 - k _w) –1 ];

                            b = - 2 k _w (k _т –1) / [ k _w (2 - k _w) –1 ];                    (22)

                                c = - k ² _w (k _т –1) / [ k _w (2 - k _w) –1 ].

Можно дать ориентиры значений коэффициентов а, b и с. Так, для современных бензиновых двигателей с распределенным впрыском топлива       а = 0 ÷ 0,3; b = 2,4 ÷ 3,0; с = 1,7 ÷ 2.0, для дизелей а = 0,5 ÷ 0,7;                b = 1,5 ÷ 2,0; с = 1,0 ÷ 1,5. При выборе значений    а, b   и   с   из указанных диапазонов нужно помнить, что для двигателей, не оборудованных ограничителем максимальных оборотов, должны выполняться такие обязательные условия       [ 1 ]:

      а + b - с = 1 (для обеспечения Р_е = Р_е ^max  при w _е = w _р);

      а + 2 b - 3 с = 0 (так как при  w _е = w _р dP_e / d w _e = 0).

 

Потери в трансмиссии

При движении автомобиля происходит передача мощности от коленчатого вала двигателя на ведущие колеса. При этом она одновременно расходуется на разгон вращающихся деталей двигателя и трансмиссии и на потери в трансмиссии, обусловленные механическим трением в зубчатых передачах, трением сальниковых устройств подшипников и сопротивлением качению их роликов (иголок, шариков), гидравлическими потерями на перебалтывание смазочного масла в картерах трансмиссионных узлов.

Соответствующий ситуации мощностной баланс имеет вид

                             Р_е - Р _j = Р _к + Р _тр                                             (23)

или                                Р _к = Р_е – Р _j – Р _тр   ,                                        (23¢)

где Р _к – мощность, подводимая к ведущим колесам автомобиля; Р_е – мощность двигателя, установленного на автомобиле; Р _j – мощность, затрачиваемая на разгон вращающихся деталей двигателя и трансмиссии; Р _тр – мощность потерь в трансмиссии.

     Для учета потерь в трансмиссии удобнее пользоваться понятием коэффициент полезного действия (КПД) трансмиссии h_тр:

                            h_тр = Р _к / (Р _к + Р _тр) = Р _к / (Р_е – Р _j).                      (24)

Тогда

                                        h_тр Р _к + h_тр Р _тр = Р _к,

откуда                               Р _тр = Р _к (1 - h_тр) / h_тр.

При установившемся движении, когда Р _j = 0 и Р _к / h_тр = Р_е, получим

                                           Р _тр = Р_е (1 - h_тр).                                    (25)

     Общепринято, что КПД трансмиссии автомобиля (как и любой другой механической трансмиссии) равен произведению КПД ее последовательно расположенных узлов. Для проектных расчетов рекомендуются следующие ориентировочные значения КПД автомобильных трансмиссионных узлов: коробки передач 0,95 ÷ 0,99 (в зависимости от включенной передачи); раздаточной коробки 0,93 ÷ 0,97;  колесной передачи 0,96 ÷ 0,98; карданного шарнира     0,99 ÷ 0,995 (в зависимости от конструкции шарнира и угла передачи); главной передачи 0,92 ÷ 0,97 (меньшее значение для двойной главной передачи).

     Для более детального определения h_тр можно воспользоваться формулой, учитывающей количество зубчатых передач, карданных шарниров и подшипников трансмиссии, через которые передается полная мощность от двигателя на ведущие колеса

h_тр = 0,98 ^к · 0,97 ^l · (0,99 ÷ 0,995) ^m · (0,995 ÷ 0,998) ⁿ · (0,997 ÷ 0,999) ^р,  (26)

где 0,98 – КПД цилиндрической шестеренчатой пары; к – число цилиндрических шестеренчатых пар, участвующих в передаче полной мощности  Р_е на ведущие колеса; 0,97 – КПД конической шестеренчатой пары; l – число конических  пар,  передающих  полную  мощность   Р_е на  ведущие  колеса;           (0,99 ÷ 0,995) – КПД карданного шарнира; m – число карданных шарниров, передающих полную мощность Р_е ;  (0,995 ÷ 0,998) – КПД конического подшипника с сальником (без него); n – число конических подшипников, через которые передается полная мощность Р_е на ведущие колеса автомобиля;    (0,997 ÷ 0,999) – КПД шарикового подшипника с сальником   (без него); р – число шарикоподшипников, участвующих в передаче полной мощности Р_е на ведущие колеса автомобиля.

     Примечание: КПД узла (h_у), передающего часть (D) мощности Р_е, перед подстановкой в формулу (26) лучше откорректировать  (h_у^(кор)) по предлагаемой авторами формуле: 

                                      h_у^(кор) = (1 - D) + h_у D.

     При работе на режимах максимальных нагрузок среднее значение КПД трансмиссии для различных типов автомобилей составляет h_тр = 0,8 ÷ 0,94. При этом для переднеприводных легковых автомобилей с поперечным распо-ложением двигателя типичны h_тр= 0,92 ¸ 0,94, для переднеприводных легковых автомобилей с продольным расположением двигателя h_тр= 0,91 ¸ 0,93, для легковых автомобилей классической компоновки h_тр= 0,89 ¸ 0,92, для двухосных грузовых автомобилей с одним ведущим мостом h_тр = 0,86 ¸ 0,91, для трехосных полноприводных грузовиков h_тр = 0,8 ¸ 0,82.