Сафиуллин Автомобили Ч2 10

Иногда кинематические свойства гидропередачи характеризуют также скольжением (%):

S = ωН −ωТ 100 = (1−i)100.

ωН

Силовые (преобразующие) свойства гидропередачи характеризуются коэффициентом трансформации K, равным отношению

момента на валу турбины к моменту на валу насоса: K = M тур .

Mн

Соотношение между моментами на валах турбины и насоса у гидромуфты и гидротрансформатора можно найти из условия равенства нулю суммы моментов внешних сил, действующих на гидропередачу.

Для гидромуфты внешними моментами будут только МН и МТ. Следовательно, можно записать:

откуда МН = МТ (момент МТ взят со знаком минус потому, что его направление противоположно направлению момента MН). Следовательно, гидромуфта не изменяет момента, подводимого к валу

тельно, условие равенства нулю суммы внешних моментов запишется так:

МН + МР – МТ = 0, откуда МТ = МН + МР.

Следовательно, коэффициент трансформации Kгт гидротрансформатора

Если МР > 0, то МТ > 0, MТ > MН + MР.

При закрепленном реакторе момент МР может быть в принципе как положительным, так и отрицательным. Однако для автомобильных гидропередач рабочий диапазон ограничивается

обычно случаем, когда МР > 0 и Kгт > 1.

У комплексных гидротрансформаторов, у которых реактор установлен на муфте свободного хода, момент Мр не может быть отрицательным, поскольку механизм свободного хода не препятствует вращению реактора в сторону действия отрицательного момента МР. У таких гидротрансформаторов Kгт не может быть меньшим единицы. При уменьшении МР до нуля такой гидротрансформатор работает как гидромуфта (МТ = МН; Kгм = 1).

Энергетические свойства гидропередачи характеризуются коэффициентом полезного действия (КПД ηгт), равным отношению мощности, отводимой от турбины, к мощности, подводимой к насосу

трансформации, так и КПД гидропередачи изменяются с изменением передаточного отношения i. График зависимости K и ηгм от iгм называют исходной (безразмерной) характеристикой гидро-

передачи.

Для гидромуфты зависимость K = f(i) изображается прямой, параллельной оси абсцисс, а зависимость ηгм = f(i) – прямой, проходящей через начало координат под углом 45° к координатным

осям (ηгм = iгм) (рис. 30, а).

В зависимости от передаточного отношения КПД гидромуфты может изменяться от нуля до величины, близкой к единице. При неподвижном вале турбины iгм = ηгм = 0. Максимальные зна-

чения передаточного отношения и КПД гидромуфты тем выше, чем меньше нагрузка на вале турбины. Обычно конструкцию гидромуфты подбирают таким образом, чтобы при передаче максимальноймощностидвигателяКПДбылоравнымηгм=0,97…0,975 (скольжение 2,5…3 %). При частичных нагрузках скольжение несколько меньше и КПД ближе к единице.

Безразмерная характеристика гидротрансформатора показана на рис. 30, б.

Зависимость Kгт = f(i) выражается пологой кривой, близкой к прямой.

Преобразующие свойства гидротрансформатора принято характеризовать максимальным коэффициентом трансформации Kгт max, который получается при неподвижном вале турбины, т. е. iгт = 0 (стоповый коэффициент трансформации). В трансмиссияхлегковыхавтомобилейобычноприменяютсягидротрансфор-

маторысмаксимальнымкоэффициентомтрансформацииKгт max = = 2…2,5, а у грузовых автомобилей и тягачей Kгт = 2,2…4,0.

Зависимость ηгт = f(i) выражается кривой, близкой к квадратичной параболе.

При iгт = 0 и Kгт = 0 – ηгт = 0.

Максимальное значение КПД современных автомобильных гидротрансформаторов в зависимости от их конструкции состав-

Рис. 30. Исходные характеристики гидропередач

где λН max – коэффициент крутящего момента при iгт = 0; λН – коэффициент крутящего момента при k = 1.

Обычно прозрачными принято называть гидротрансформаторы, у которых П > 1,5. Гидротрансформаторы с малой степенью прозрачности обычно условно относят к непрозрачным.

График, на котором нанесены кривые зависимости от оборотов крутящего момента двигателя и крутящего момента, необходимого для вращения насоса, называют нагрузочной характе-

ристикой системы двигатель–гидротрансформатор.

Для непрозрачного гидротрансформатора на этом графике (рис. 31, а) зависимость Мн = f(ω) выражается одной параболой второй степени мррп

ωωe E ωe =ωEN=ωN ωωE1e1ωωE2e2ωEe33 ωEe44 ωE =ωeN =ωN

Рис. 31. Нагрузочная характеристика системы двигатель–гидротрансформатор

Зависимость Мe = f(ωe) наносится как для полной подачи топлива, так и для частичных нагрузок. Для определения тяговых свойств автомобиля достаточно одной кривой зависимости Me = f(ωe) при полной подаче топлива (для бензиновых двигателей – при полном открытии дроссельной заслонки).

ДляпрозрачногогидротрансформаторазависимостьMН=f(ωe) представлена пучком парабол второй степени, каждая из которых соответствует определенному передаточному отношению (рис. 31, б). Наиболее крутая парабола соответствует iгт = 0 (начало движения автомобиля). Чем больше передаточное отношение, тем более пологой параболой характеризуется зависимость

MН = f (ωe).

По нагрузочной характеристике можно определить параметры совместной работы двигателя и гидротрансформатора, а именно, угловую скорость ωe (обороты ne) и крутящий момент Мe, при которых возможна такая совместная работа.

Для непрозрачного гидротрансформатора совместная работа при неизменной подаче топлива возможна только при одной определенной угловой скорости, неизменной при изменении передаточного отношения. Этой угловой скорости соответствует и строго определенная величина крутящего момента. Для прозрачного гидротрансформатора угловые скорости, при которых происходит совместная работа двигателя с гидротрансформатором, не одинаковые при различных передаточных отношениях. Различными будут и соответствующие значения крутящего момента.

5.3.Методика построения тяговой диаграммы автомобиля с гидропередачей

Автомобиль c непрозрачным гидротрансформатором

1.По нагрузочной характеристике находим момент Ме и угловые скорости ωе (обороты nе), соответствующие совместной работе двигателя с гидротрансформатором.

2.Задаемся различными передаточными отношениями iгт гидротрансформатора от iгт = 0 до передаточного отношения, соответствующего коэффициенту трансформации K = 1. Для выбранных значений передаточного отношения определяем по формулам:

где iтр – передаточное число механических передач, расположенных между турбиной и ведущими колесами (механическая коробка передач, главная передача).

В формуле (98) изменяется только iгт, a ωe (ne) остается постоянным.

3. По исходной (безразмерной) характеристике гидротрансформатора для тех же значений iгт находим значения коэффици-

Рис. 32. График силы тяги автомобиля с гидротрансформатором

ента трансформации Kгт и далее соответствующие значения тяговой силы по формуле

где ηтр – КПД механических передач, расположенных между турбиной и ведущими колесами автомобиля.

В формуле (112) изменяются только Kгт, а Мe остается постоянным.

4.Строим зависимость Рт = f(va) (рис. 32, а).

Автомобиль с прозрачным гидротрансформатором

1. Задаемся передаточными отношениями гидротрансформатора и по нагрузочной характеристике находим моменты Ме и угловые скорости ωе (обороты nе), соответствующие совместной работе двигателя с гидротрансформатором. Моменты Me и угловые скорости ωe (обороты nе) различны для различных iгт.

2. По формуле (111) для выбранных значений iгт подсчитываем скорость движения автомобиля va. В формуле (111) различным значениям iгт будут соответствовать также различные значения ωe (nе).

3. По безразмерной характеристике гидротрансформатора для тех же значений iгт находим значения Kгт по формуле (112) и тяговую силу Pт. В формуле (112) каждому значению iгт соответствует свое значение Kгт и Ме.

4. Строим зависимость Pт = (vа) (рис. 32, б).

Из методики построения тяговой диаграммы для автомобиля с непрозрачным гидротрансформатором следует, что кривая Pт = f(vа) в некотором масштабе копирует кривую Kгт = f(i). Для автомобиляспрозрачнымгидротрансформаторомкриваяPт=(vа) изменяется круче, чем кривая Kгт = f(i), поскольку с увеличением iгт уменьшается не только Kгт, но и Мe.

5.4.Особенности тяговой диаграммы автомобилей

сгидропередачей по сравнению с автомобилями, снабженными ступенчатой механической коробкой передач

Уавтомобилей с гидропередачей кривая Pт = f(va) начинается от va = 0, причем этому значению скорости соответствует макси-

мум Pт. У автомобилей со ступенчатой коробкой кривая Pт = f(va) начинается с некоторой скорости, соответствующей минимальным устойчивым значениям угловой скорости коленчатого вала двигателя при полной подаче топлива. Максимальное значение тяговой силы при ступенчатой механической коробке на каждой передаче имеет место при скоростях, соответствующих угловой скорости ωmax коленчатого вала двигателя. В связи с этим при наличии гидропередачи работа двигателя является устойчивой во всем диапазоне скоростей от va = 0 до va = va max. При ступенчатой коробке работа двигателя является неустойчивой при скоростях, меньших критической скорости va.кр, соответствующих на каждой передаче максимуму тяговой силы.

Диапазон изменения тяговой силы у автомобиля с гидротрансформатором значительно больше диапазона изменения тяговой силы для каждой отдельно взятой передачи автомобиля со ступенчатой коробкой передач. У автомобиля с непрозрачным гидротрансформатором диапазон изменения тяговой силы равен диапазону изменения максимального коэффициента трансформации Kгт max = 3…4; у автомобилей с прозрачным гидротрансформатором – несколько больше Kгт max. Однако у прозрачных гидротрансформаторов этот коэффициент обычно меньше, чем у непрозрачных (Kгт max = 2…3). У ступенчатой коробки передач диапазон изменения тяговой силы на каждой передаче приблизительно равен коэффициенту приспосабливаемости двигателя, равному в среднем 1,25 для карбюраторных двигателей и 1,15 – для дизелей.

В результате указанной особенности автомобиль при установке гидротрансформатора приобретает свойство автоматически приспосабливаться к изменению внешних сопротивлений в сравнительно широких пределах.

Диапазон изменения тяговой силы у автомобиля с гидротрансформатором обычно меньше общего диапазона изменения тяговой силы, получаемого при механической ступенчатой коробке передач за счет переключения передач от высшей до низшей. У автомобиля со ступенчатой коробкой передач этот диапазон равен отношению передаточного числа низшей передачи в трансмиссии к передаточному числу высшей передачи, умноженному на коэффициент приспосабливаемости двигателя.

Диапазон изменения тяговой силы у автомобиля, снабженного гидротрансформатором, можно считать достаточным для обе-

спечения движения в различных условиях эксплуатации только у легковых автомобилей с большим запасом мощности. Для грузовых автомобилей и даже для легковых автомобилей с не очень большим запасом мощности диапазон изменения тяговой силы, обеспечиваемый гидротрансформатором, недостаточен для движения автомобиля во всех встречающихся условиях, поэтому практически всегда гидропередачу применяют в сочетании со ступенчатой коробкой, имеющей две-три, реже четыре передачи. Трансмиссия, включающая гидротрансформатор и ступенчатую коробку передач, называется гидромеханической. Ступенчатые коробки гидромеханических трансмиссий обычно имеют автоматическое управление.

5.5. Динамическая характеристика и параметры

Зная величину тяговой силы при каждой скорости движения, можно по тем же формулам, что и для автомобиля с механической трансмиссией, найти для каждой скорости движения величину динамического фактора и построить динамическую характеристику (рис. 33). Если автомобиль имеет гидромеханическую передачу, то динамическая характеристика имеет столько кривых, сколько передач в механической коробке передач.

Для определения коэффициента вращающихся масс δвр, входящего в формулу, нельзя использовать равенство, выведенное для механической трансмиссии, поскольку при наличии гидропередачи нет жесткой связи между ведущими колесами и вращающимися деталями, связанными с двигателем (вращающиеся детали двигателя, маховик, насосное колесо). Поэтому угловое ускорение этих деталей не пропорционально ускорению ja автомобиля. Для определения δвр нужно так же, как это было сделано для автомобиля с механической трансмиссией, составить уравнение движения автомобиля.

Повторяя преобразования, найдем, что δвр при гидромеханической передаче определяется формулой

где IН – момент инерции насосного колеса и всех жестко связанных с ним деталей, Н · м · с2; IТ – момент инерции турбинного

колеса и приведенных к нему вращающихся деталей, расположенных между турбиной и ведущими колесами, Н ∙ м · с2; iтр – передаточное число механизмов трансмиссии, расположенных между турбиной и ведущими колесами; ηтр – КПД механизмов трансмиссии, расположенных между турбиной и ведущими колесами; Kгт – коэффициент трансформации гидротрансформатора; ωН – угловая скорость насоса, рад/с; ωТ – угловая скорость турбины, рад/с; Ма – масса автомобиля, кг.

Отношение dωН dωТ

от степени прозрачности гидротрансформатора. Чем больше степень прозрачности, тем больше при одинаковом jа это отношение.

У непрозрачного гидротрансформатора при изменении угловой скорости ωТ турбины угловая скорость ωН насоса остается

неизменной. Поэтому dωН = 0, и, следовательно, первый член dωТ

числителя в формуле (113) равен нулю.

5.6.Топливно-экономическая характеристика автомобиля с гидропередачей

Для подсчета путевого расхода топлива автомобилем с гидропередачей можно воспользоваться теми же уравнениями расхода топлива, что и для автомобиля с механической трансмиссией. Основнаятрудностьприэтомсвязанастем,чтопризаданнойскорости движения частота вращения коленчатого вала двигателя ωе и степень использования его мощности U зависят от передаточ-

D

vVaA

Рис. 33. Динамическая характеристика автомобиля с гидропередачей

ного отношения гидротрансформатора, которое устанавливается автоматически в зависимости от сопротивления движению. Это затрудняет определение величины удельного расхода топлива, зависящего как от ωе, так и от U.

Предложено несколько способов построения экономической характеристики автомобиля с гидропередачей. Вот один из этих способов.

Строится нагрузочная характеристика гидротрансформатора (рис. 34), на которой, кроме кривой зависимости от ωe крутящего момента двигателя при полной подаче топлива, наносятся также кривые зависимости крутящего момента двигателя при различных степенях использования мощности двигателя.

Пользуясь этой характеристикой и графиком исходной характеристики гидротрансформатора (см. рис. 30), строят два вспомогательных графика:

•графикзависимостиRт=f(va)какприполнойподачетоплива, так и при различной степени использования мощности двигателя (рис. 35, а), методика построения этого графика такая же, как методика построения тяговой характеристики. На этом же графике наносят зависимость Рт = f (vа) для различных значений ψ;

•график зависимости ωe коленчатого вала двигателя от скорости движения при разной степени использования двигателя U (рис. 35, б); для построения этого графика задаются различными передаточными отношениями и по нагрузочной характеристике для какого-либо значения U находят соответствующую ωe; затем

автомобиля при различных iгт и строят кривую зависимости ωe = f(va) для принятого значения U; таким же образом строят зависимость ωe от vа для других значений U.

Задаваясь значением ψ и различными скоростями движения по графику рис. 35, а, находим степень использования двигателя U, соответствующую заданным условиям движения.

По графику рис. 35, б находим для принятых значений va и соответствующих найденных значений U угловые скорости ωe.

Зная ωe и U, находим соответствующие удельные расходы топлива либо по графикам ge = f(U), либо по методике И. С. Шлиппе.

По формуле (103а) определяем путевые расходы топлива для разных значений va.

Рис. 35. Нагрузочная характеристика гидротрансформатора

То же повторяется для каждого из заданных значений ψ. Если автомобиль снабжен гидромеханической передачей, то

топливно-экономическая характеристика может быть построена для всех ступеней коробки передач, устанавливаемой за гидротрансформатором.

Топливно-экономическая характеристика автомобиля с гидропередачей имеет такой же вид, как и топливно-экономическая характеристика автомобиля с механической передачей (рис. 36). В большинстве случаев расходы топлива у автомобилей с гидропередачей несколько (на 3…7 %) выше и больше изменяются с изменением скорости движения, чем у автомобиля с механиче-

gп, gп ,

л/100л км

Рис. 36. Топливно-экономические характеристики автомобилей:

– – – гидравлическая и ––– механическая передачи

ской трансмиссией. Это объясняется сравнительно низким КПД гидропередач и изменением КПД с изменением передаточного отношения гидротрансформатора, а следовательно, и скорости движения.

5.7.Способы улучшения тяговых свойств и топливной экономичности автомобилей с гидропередачами

Применение блокируемых гидротрансформаторов

Такие гидротрансформаторы имеют специальную фрикционную муфту, позволяющую соединять (блокировать) между собой насос и турбину, в результате чего передача крутящего момента от вала насоса к валу турбины происходит без потерь. Блокировка обычно осуществляется автоматически при достижении коэффициентом трансформации значения, близкого к единице.

На рис. 37, а показаны зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя КПД и тяговой силы для блокируемого гидротрансформатора. На участке а–в тяговая сила изменяется с изменением скорости движения, как у автомобиля с механической коробкой на прямой передаче.

Применение комплексных гидротрансформаторов

Применение комплексных гидротрансформаторов основано на том, что при Kгт < 1 КПД гидротрансформатора меньше, чем КПДгидромуфты.Еслиработугидротрансформатораограничить

152

только зоной высоких КПД (обычно ηгт > 0,7), то диапазон изменения передаточных отношений, а следовательно, и диапазон изменений скоростей движения автомобиля будет небольшим (рис. 37, б). В результате перехода гидротрансформатора при Kгт = 1 на режим гидромуфты значительно увеличивается диапазон передаточных отношений, соответствующих высоким значениям КПД.

Переход гидротрансформатора на режим гидромуфты происходит автоматически в связи с тем, что реактор установлен на муфте свободного хода, а при Kгт < 1 момент Ме меняет знак (108) и заставляет реактор вращаться как одно целое с насосом.

в) в

Рис. 37. Характеристики различных гидропередач

153

Применение гидромеханической коробки передач

Применение гидротрансформатора в сочетании со ступенчатой коробкой передач (гидромеханическая передача) позволяет, во-первых, увеличить диапазон изменения тяговой силы (при заданном коэффициенте Kгт трансформации) и, во-вторых, увеличить диапазон скоростей, соответствующих высоким значениям КПД гидротрансформатора (рис. 37, в). Чем больше число ступеней коробки, тем выше преобразующие свойства гидромеханической передачи и больше диапазон скоростей, при которых гидротрансформатор имеет высокий КПД (лучше топливной экономичности автомобиля). Однако с увеличением числа ступеней механической части гидромеханическая передача усложняется. Поэтому обычно число передач ограничивается двумя-тремя. Переключение передач обычно производится автоматически.

Глава 6 ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

6.1. Задачи тягового расчета

Задачей тягового расчета является определение конструктивных параметров автомобиля, обеспечивающих его заданные тяговые свойства.

В процессе тягового расчета подбираются: а) внешняя характеристика двигателя; б) передаточные числа трансмиссии.

Задаваемыми параметрами обычно являются: а) тип автомобиля;

б) грузоподъемность или максимальное число пассажиров; в) максимальная скорость движения Ма max по шоссе с задан-

ным коэффициентом дорожного сопротивления ψv;

г) максимальное дорожное сопротивление ψmax на низшей передаче в трансмиссии.

Указывается также тип двигателя (бензиновый, дизельный), иногда – желаемый тип трансмиссии (механическая, гидромеханическая и т. д.).

Для проведения тягового расчета приходится выбирать ряд параметров, входящих в формулы для определения расчетной мощности двигателя и передаточных чисел трансмиссии проектируемого автомобиля. К таким параметрам относятся: полная масса автомобиля Ма и распределение ее по осям, коэффициент полезного действия трансмиссии ηтр, радиусы колес rk и rd, коэффициент сопротивления воздуха Kв, площадь лобового сопротивления F.

Полную массу автомобиля Ма определяют как сумму собственной массы автомобиля (снаряженной массы автомобиля) и массы груза и пассажиров, включая водителя. Собственная масса автомобиля подбирается в зависимости от его типа по статистическим данным с учетом конструктивных изменений, предполагаемых в проектируемом автомобиле.

Чаще всего в справочной литературе приводится сухая масса, т. е. масса автомобиля без полезной нагрузки, антифриза, масла, топлива, комплекта инструмента, радиооборудования. Для легковых автомобилей сухая масса подбирается в зависимости от класса автомобиля и предполагаемого литража двигателя, который ориентировочно выбирается еще до начала тягового расчета и окончательно уточняется после подбора внешней характеристики двигателя.

Масса снаряжения легкового автомобиля также определяется постатистическимданнымвзависимостиоткласса.Согласноэтим данныммассаснаряжениядляавтомобилейразличныхклассовколеблется в пределах от 30…50 кг для автомобилей особо малого класса до 180…195 кг для автомобилей высшего класса.

Расчетная масса одного пассажира в нашей стране, как и в большинстве западных стран, принята равной 70 кг, а масса багажа на каждого пассажира – 10 кг.

Для грузовых автомобилей масса снаряженного автомобиля может быть найдена по коэффициенту тары ηт, равному отношению снаряженной массы автомобиля к номинальной грузоподъемности. Для определения этого коэффициента также используют статистические данные.

Для автомобилей с различной грузоподъемностью коэффициент тары различен. Обычно чем больше грузоподъемность, тем меньше коэффициент тары. Для современных автомобилей средней грузоподъемности (3…5 т) коэффициент тары близок к единице. У грузовых автомобилей повышенной проходимости коэффициент тары значительно выше, чем у автомобилей, предназначенных для движения по дорогам.

Полная масса проектируемого грузового автомобиля равна заданной грузоподъемности, умноженной на (1 + ηт), плюс масса пассажиров (включая водителя).

Распределение массы по осям также подбирается исходя из статистических данных по автомобилям, близким по типу к проектируемому. Для легковых автомобилей, выполненных по классической схеме, при предварительных расчетах можно считать, что полная масса распределяется поровну между обеими осями. Для переднеприводных автомобилей в большинстве случаев масса, приходящаяся на переднюю ось, равна 50…55 %, а для автомобилей с задним расположением двигателя – 40…45 % от полной массы автомобиля.

У двухосных грузовых автомобилей при предварительных расчетах можно считать, что на сдвоенные колеса задней оси приходится две трети массы полностью груженого автомобиля, принимая при этом во внимание, что у автомобилей, предназначенных для движения по дорогам группы Б, масса, приходящаяся на заднююось,недолжнапревосходить6000кг,ауавтомобилей,предназначенных для движения по дорогам группы А, – 10 000 кг.

Для определения номинальных размеров шины пользуются ГOCT по шинам исходя из массы, приходящейся на наиболее нагруженное колесо. В этих же таблицах ГОСТ указан размер статического радиуса rст колеса. При тяговых расчетах считают

rd = rk = rст.

Коэффициент сопротивления воздуха выбирается по статистическим данным в зависимости от формы и размеров кузова.

Для приблизительного подсчета площади лобового сопротивления используют данные по автомобилям, близким по типу к проектируемому, а впоследствии намечают габаритные размеры автомобиля (колея, высота, ширина) и определяют F по эмпирическим формулам.

6.2. Подбор внешней характеристики двигателя

Дляподборавнешнейхарактеристикидвигателявначалеопределяют мощность Nev, необходимую для обеспечения заданной максимальной скорости на дороге с заданным дорожным сопро-

где Ga = Mg; скорость va max выражена в м/с, а мощность Nev в кВт. В общем случае ωv двигателя при vа max не равна ωN, соответ-

ствующей максимальной мощности двигателя, и, следовательно,

Nev ≠ Nmax.

Отношение ωv у современных автомобилей равно:

ωN

• для бензиновых двигателей легковых автомобилей (не имею-

щих ограничителя числа оборотов) ωv = 0,9…1,1;

ωN

• для бензиновых двигателей, снабженных ограничителем оборотов, обычно устанавливаемых на грузовых автомобилях,

ωv = 0,8…1,0;

ωN

• для всех дизельных двигателей – 1.

В тех случаях, когда ωv ≠ 1, максимальную мощность двига- ωN

теля можно найти, пользуясь формулой С. Р. Лейдермана, в которую вместо Ne следует подставить найденное по формуле (114)

Если ωv = 1, то NeN = Nmax. ωN

Определив Nmax двигателя, можно подобрать искомую внеш-

нюю характеристику либо по имеющимся в наличии двигателям, либопользуясьэмпирическимиформулами,например,формулой С. Р. Лейдермана.

Прежде всего выбирают частоту вращения ωN (число оборо-

тов nN), соответствующую Nmax.

Для современных двигателей принимаются следующие ωN (числа оборотов nN):

• бензиновые двигатели легковых автомобилей – 400…700

рад/с (4000…7000 об/мин);

• бензиновые двигатели грузовых автомобилей и автобусов –

300…450 рад/с (3000…4500 об/мин);

• дизели легковых автомобилей – 350…450 рад/с (3500…4500 об/мин);

• дизели грузовых автомобилей – 200…320 рад/с (2000…3200 об/мин).

Меньшие значения часоты вращения (числа оборотов) относятся к двигателям большего литража.

Выбрав ωN (число оборотов nN), задаются различными промежуточными значениями ωе (число оборотов nе) от ωmin до ωv и, определив по формуле (114) текущие значения мощности Ne, строят внешнюю скоростную характеристику двигателя.

Зная текущие значения Ne, соответствующие текущим значениям ωe, по формуле

определяют текущие значения крутящих моментов и строят гра-

фик Me = f(ωe).

6.3. Выбор передаточных чисел трансмиссии

Передаточноечислоiг главнойпередачиопределяетсяизусловий обеспечения максимальной скорости движения на высшей передаче в коробке передач.

Предварительно выбирается передаточное число коробки передач на высшей передаче. В большинстве случаев высшей является прямая передача (iк.в = 1). У грузовых автомобилей иногда высшая передача имеет передаточное число, меньшее единицы (ускоряющая передача). Особенно часто ускоряющая передача применяется у дизельных автомобилей. Передаточное число ускоряющей передачи грузовых автомобилей выбирается в пределах 0,7…0,85. У некоторых легковых автомобилей, снабженных двухвальными коробками передач, передаточное число высшей передачи может быть как меньшим единицы (обычно

0,85…0,98), так и большим единицы (1,03…1,05).

Пользуясь формулой (7), можно определить передаточное число главной передачи

У автомобилей с одной ведущей осью дополнительная коробка не ставится, тогда iг = 1.

Полученное по формуле (117) передаточное число главной передачи сравнивают с существующими.

Для получения достаточного дорожного просвета и простой