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

, (3.14)

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 . (3.15)

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

N_{е, max}=91,4кВт при частоте вращения коленчатого вала n_N=4600мин^-1 и максимального крутящего момента М_е,max = 0,2097кН∙м при частоте вращения коленчатого вала n_м = 2500 мин^-1 определяем:

- мощность при максимальном крутящем моменте

N_{е, м} = 0,105 М_е,maxn_м = 0,105*0,2097*2500=55,05 кВт; (4.1)

- крутящий момент при максимальной мощности

кН∙м (4.2)

- коэффициенты приспособляемости к допустимой кратковременной перегрузке

1.11 (4.3)

и уменьшению угловой скорости

=1.84 (4.4)

а также коэффициенты

= = 0,903 (4.5)

= 1,21 (4.6)

= 1,11 (4.7)

На листе формата А4 строим поле внешней скоростной характеристики двигателя, имеющей в начале координат нулевые значения n (горизонтальная шкала), N_е и G_т (левая шкала), М_е и g_е (правая шкала), по значениям N_{е, max} и М_{е, max} выбираем удобный масштаб n, N_е, и М_е и пунктирными вертикалями, проходящими через значения n ~ 600…800 мин^-1, n_м , n_N и n_хх, делим поле характеристики на интервалы.

Ттаблица 4.1:Расчетная внешняя скоростная характеристика двигателя

n,мин-1	nxx	n<nM	nM	n >nM	n<nN	nN	n>nN
Nе, кВт	11,65	20.05	55,05	66.86	78.62	91,4	90.82
Ме,кН∙м	0,185	0,191	0,209	0,199	0,192	0,181	0,173
ge, г/кВтч							323.3
Gт , кг/ч	3,728	6,416	17.616	21,395	25,158	29,248	29,062
n/nN	0,13	0,22	0,54	0,7	0,85		1,09
кп	1,05	1,04	0,99	0,96	0,96		1,06

Принимаем и записываем в таблицу 4.1 удобные значения n>n_м и

n<n_N, отмечаем их на графике и подставляем в формулу

, (4.8)

в которой значения коэффициентов

а + в - с = 1 (4.9)

0,903+0.575-0.529=1

определены ранее по формулам (4.5) – (4.7), а К_р – коэффициент коррекции равен 0,970

Ме₆₀₀ = 0,189*[0,954+0.575(600/4600)- 0.529(600/4600)²]*0,960 =0,185кНм

Ме₁₀₀₀ = 0,189*[0,954+0.575(1000/4600)- 0.529(1000/4600)²]*0,960=0,191кНм

Ме₃₂₀₀ = 0,189*[0,954+0.575(3200/4600)- 0.529(3200/4600)²]*0,960=0,199кНм

Ме₃₉₀₀ = 0,189*[0,954+0.575(3900/4600)- 0.529(3900/4600)²]*0,960=0,192кНм

Ме₅₀₀₀ = 0,189*[0,954+0.575(5000/4600)- 0.529(5000/4600)²]*0,960=0,173кНм

Найдем мощность при остальных крутящих моментах

N_{е, 600} = 0,105*0,185*600 = 11,34 кВт;

N_{е, 1000} = 0,105*0,191*1000 = 20.05 кВт;

N_{е, 3200} = 0,105*0,199*3200 = 66,82 кВт;

N_{е, 3900}= 0,105*0,192*3900= 78,62 кВт;

N_{е, 5000} = 0,105*0,173*5000=90,82 кВт;

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 К_n и удельного расхода топливаg_{e, n} =305г/кВтч

g_{e, n} = К_n∙ g_e,N, (4.12)

g_e600 = 1.05*305 = 320г/кВтчg_e3200 = 0.96*305 = 293г/кВтч

g_e1000 = 1.04*305 = 317г/кВтчg_e3900 = 0.96*305 = 293г/кВтч

g_e2500 = 0.99*305 =302г/кВтчg_e5000 = 1.04*305 = 323.3г/кВтч

часового расхода топлива

G_т,n = g_e,n∙ N_е,n∙10^-3 (4.13)

G_т600 = 320*11,65*10^-3 = 3,728кг/чG_т3900 = 293*78.62*10^-3 = 25.158кг/ч

G_т1000 = 317*20.05*10^-3 =6,416кг/чG_т4600 = 305*91.4*10^-3 = 29,248кг/ч

G_т2500 = 302*55,05*10^-3 = 17,616кг/чG_т5300 = 317*90.84*10^-3 = 29.062кг/ч

G_т3200 = 293*66,86*10^-3 = 21,395кг/ч

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

Все найденные , принятые и рассчитанные значения показателей таблицы 4.1 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.

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 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 υ_а , 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 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):

Δυ_а = υ₂ – υ₁ = υ₃ – υ₂ =…= υ_n – υ_n-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> …>q_n. (4.18)

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 (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 N_e, а мощность трансформированная, распределенная и переносимая к ведущим колесам,

(4.20)

и при больших значениях ведущих моментов М_в зависит от коэффициента продольного сцепления φ_{х i} каждого ведущего колеса с дорогой и коэффициента блокировки k_бмежколесного 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_δ и превращает трансмиссию в привод только одного ведущего колеса, имеющего наименьший коэффициент сцепления φ_{х i}

и скорость υ_хв = υ_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

, (4.21)

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

(4.22)

можно измерить при разных значениях отношения m_г/m_а и определить зависимость КПД автомобиля (3.13) от перевозимой массы m_г.

Если одновременно с измерением мощности N_δ, 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 N_δ в формуле (4.24), а КПД трансмиссии определяем расчетом по формуле

, (4.25)

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;

На всех не прямых передачах постоянная часть формулы (4.25) имеет значение

η_тр = 0,98⁴∙0,97²∙0,995⁴ = 0,850 ,

а на прямой передаче (четвертой) η_{тр,_} = 0,98⁴∙1²∙0,995⁴ = 0,904