Скорость и безаварийная эффективность автомобиля

Согласно формулам (3.5) – (3.9) мгновенная действительная скорость автомобиля (3.2) имеет прямую зависимость с его эффективностью. Однако согласно ч.2 п.10.1 ПДД РФ «При возникновении опасности для движения, которую водитель в состоянии обнаружить, он должен принять возможные меры к снижению скорости, вплоть до остановки транспортного средства». Поэтому водитель, непрерывно оценивающий уровень опасностей дорожной обстановки, вынужден визуально измерять динамичные продольные расстояния (дистанции) D_x до обнаруженных опасностей, сопоставлять их или дальность видимости L_в с остановочным путем

, (1.14)

заблаговременно выбирать индивидуально-безаварийную скорость υ_а, за нормированное время реакции водителя τ_р и время своей неосторожной задержки τ_з начинать экстренно тормозить с запаздыванием рабочей тормозной системы τ_с и временем нарастания замедления τ_н, нормированным ГОСТ Р 51709-2001 во времени срабатывания рабочей тормозной системы

τ_ср = τ_с + τ_н. (1.15)

Нормированное ВНИИ судебных экспертиз время реакции водителя τ_р имеет пять значений (0,6; 0,8; 1,0; 1,2 и 1,4)с, а время неосторожной задержки τ_з, обычно не включаемое в формулы остановочного пути, зависит только от водителя, не знающего «ту грань безопасности, после которой он попадает в критические или аварийные ситуации. Поэтому после контраварийной подготовки большая часть обучаемых становятся более осторожными. Многое неизвестное стало понятным, и, нажимая на тормозную педаль, поворачивая рулевое колесо или прибавляя обороты, они всегда знают, чем это кончится на дороге» [5, с.351] и реализует безаварийную эффективность автомобиля.

Тягово-тормозной паспорт автомобиля

Расчет и построение внешней скоростной характеристики

Двигателя

При найденных значениях максимальной мощности двигателя =88,5 кВт при частоте вращения коленчатого вала =3200 мин^-1 и максимального крутящего момента =0,284 кН∙м при частоте вращения коленчатого вала =2000 мин^-1 определяем:

- мощность при максимальном крутящем моменте

=0,105 =0,105∙0,284∙2000=59,64 кВт

- крутящий момент при максимальной мощности

= = =0,263 кН∙м

- коэффициенты приспособляемости к допустимой кратковременной перегрузке

= 1,08

и уменьшению угловой скорости

= =3200/2250=1,6

а также коэффициенты

a = = =0,858

B = = =0,71

C = B /2=1,6∙0,71/2=0,568

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	20,496	38,073	59,64	66,024	74,97	88,5	84,58
, кН∙м	0,244	0,259	0,284	0,262	0,255	0,263	0,179
ge, гр/кВт∙ч	332,45	309,58	295,24	292,8	295,24		354,41
ηe	0,246	0,264	0,277	0,279	0,277	0,268	0,259
, кг/ч	5,08	11,22	17,16	19,72	22,20	24,705	29,98
n /	0,25	0,438	0,625	0,75	0,875		1,406
	1,09	1,015	0,968	0,96	0,968		1,162

 

= [а+В(n/ ) - C ]

в которой значения коэффициентов

а+В+С=0,753+0,855-0,608=1

= 0,260[0,858+0,71(800/3200) – 0,568(800/3200)² ]0,94 =0,244 кНм

=0,260[0,858+0,71 (1400/3200) - 0,568 (1400/3200)² ]0,94 = 0,259 кНм

= 0,260[0,858+0,71 (2400/3200) - 0,568 (2400/3200)² ]0,94 =0,262 кНм

=0,260[0,858+0,71 (2800/3200) - 0,568 (2800/3200)² ]0,94 =0,255 кНм

=0,260[0,858+0,71 (5000/3200) - 0,568 (5000/3200)² ]0,94 =0,142 кНм

Мощность при крутящих моментах:

=0,105

= 0,105∙0,244∙800=20,496 кВт

= 0,105∙0,259∙1400=38,073 кВт

= 0,105∙0,262∙2400=66,024 кВт

= 0,105∙0,255∙2800=74,97 кВт

= 0,105∙0,142∙5000=74,55 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} = 1,09∙305 = 332,45 г/кВтч g_{e, 2400} = 0,96∙305 = 292,8 г/кВтч

g_{e, 1400} = 1,015∙305 = 309,58 г/кВтч g_{e, 2800} = 0,968∙305 = 295,24 г/кВтч

g_{e, 2000} = 0,968∙305 = 295,24 г/кВтч g_{e, 4500}= 3,252∙305 = 315,98 г/кВтч

Часовой расход топлива:

G_Т,n = g_e,n∙ N_е,n∙ 10^-3

G_{Т 800} = 332,45∙20,496∙10^-3 = 6,814 кг/ч G_{Т 2400} = 292,8∙66,024∙10^-3=19,33 кг/ч

G_{Т 1400} = 309,58∙38,073∙10^-3=11,79 кг/ч G_{Т 2800} = 295,24∙74,97∙10^-3 = 22,134 кг/ч

G_{Т 2000} = 295,24∙59,64∙10^-3 = 17,608 кг/ч G_{Т 3200} = 305∙88,5∙10^-3 = 26,99 кг/ч

G_{Т 4500} = 295,24∙59,64∙10^-3 = 73,95 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/(332,45∙44) = 0,246 η_{e 2400} =3600/(292,8∙44) = 0,279

η_{e 1400} = 3600/(309,58∙44) = 0,264 η_{e 2800} =3600/(295,24∙44) = 0,277

η_{e 2000} = 3600/(295,24∙44) = 0,277 η_{e 3200} =3600/(305∙44) = 0,268

η_{e 4500} =3600/(315,98∙44) = 0,246= 0,259

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	66,024	73,53	74,97	83,045
Me, кН∙м	0,262	0,283	0,255	0,276
ge, г/кВтч	292,8	294,5	295,24	297,92
GТ, кг/ч	19,72	21,58	22,20	24,83
ηe	0,279	0,275	0,277	0,272

 

 

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=2 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 = 3,54 кВт;

N_e – значения эффективной мощности согласно таблице 2.1, кВт.

На всех не прямых передачах постоянная часть формулы имеет значение

∙ ∙ = 0,98²∙0,97∙0,995³=0,918,

а на прямой передаче

∙ ∙ = 0,98∙0,97∙0,995³=0,936