Движение автомобиля обусловлено подводом крутящего момента двигателя к его колесам через агрегаты трансмиссии.

В настоящее время на колесных машинах в основном применяются двигатели внутреннего сгорания, дизельные или бензиновые. Мощность этих двигателей принято оценивать скоростными характеристиками, представляющими зависимость эффективной мощности или крутящего момента на коленчатом валу при установившемся режиме работы от частоты вращения коленчатого вала двигателя. Скоростная характеристика, полученная при полной подаче топлива, называется внешней скоростной характеристикой.

Внешние, скоростные характеристики определяются на специальных тормозных стендах. Поскольку внешняя характеристика определяет предельные режимы работы двигателя, именно она является наиболее существенной при оценке тягово-скоростных свойств автомобиля. Как правило, скоростные характеристики приводятся в различной справочной и технической литературе.

Общий вид внешней, скоростной характеристики представлен на рис.1.

Рисунок 1.

В случае отсутствия последней, зависимость крутящего момента или мощности двигателя при полной подаче топлива от частоты вращения коленчатого вала можно определить по эмпирической формуле (С. Л. Лейдермана).

,                      (1)

где  - текущее значение мощности двигателя, кВт;

 - максимальная мощность двигателя, кВт;

     - текущая частота вращения коленчатого вала двигателя, мин^-1;

      - частота вращения коленчатого вала двигателя при N_max^, мин^-1;

- опытные коэффициенты.

Для карбюраторных двигателей , для двухтактных дизелей 0,87 1,13  1,0; для четырехтактных двигателей  0,53  1,56  1,09.

При использовании в расчетах формулы С. Л. Лейдермана берется частота вращения коленчатого вала двигателя при полной мощности, а, задаваясь промежуточными текущими значениями его частоты вращения, получают мощность двигателя.

Когда характеристика двигателя снимается на стенде, то часть оборудования и приборов (воздухоочиститель, насос рулевого усилителя и др.) на него не устанавливаются. Поэтому условия работы двигателя, установленного на автомобиле, отличаются от стендовых, т.е. он работает с другими впускными и выпускными системами, устанавливается все необходимое оборудование, приборы и механизмы, на привод которых затрачивается энергия (мощность). Поэтому мощность установленного на автомобиль двигателя будет меньше. Если вентилятор системы охлаждения работает на стенде, то потребляемая им мощность значительно меньше, чем в действительных условиях на автомобиле. Это объясняется большим сопротивлением реальных воздушных траков (особенно на специальных машинах). Кроме этого, двигатель работает в другом температурном режиме. При использовании для тягово-скоростных расчетов значения мощностей, полученных из внешних характеристик, уменьшаются путем умножения на коэффициент потерь (К_с), зависящий от типа двигателя автотранспортного средства. В приближенных расчетах можно принимать К_с = 0,85 – 0,9, т.е. потери на привод различных механизмов и узлов, устанавливаемых на автомобиль, и получающих привод от двигателя составляют 10 – 15% .

Для более точных расчетов можно пользоваться следующими данными, характеризующими потери мощности в процентах на привод различных механизмов и узлов:

масляный насос - 1,0 – 1,5;

водяной насос - 2,0 – 4,0;

вентилятор - 4,0 – 8,0;

генератор - 0,3 – 0,4;

воздушный фильтр - 1,0 – 1,5;

компрессор - 3,0 – 6,0;

насос рулевого усилителя - 2,0 – 4,0.

Необходимо иметь в виду, что большие значения относятся к двигателям с меньшей мощностью.

Учитывая все вышесказанное можно сделать вывод, что мощность, расходуемая двигателем на совершение полезной работы (без учета потерь в агрегатах трансмиссии и ходовой части) составит:

                                                                       (2)

1.3 Потери мощности в агрегатах трансмиссии. КПД
трансмиссии

Наибольшие потери мощности имеют место в коробках передач, раздаточных коробках, главных передачах и колесных редукторах. Потери мощности в отдельных механизмах трансмиссии в целом могут быть найдены экспериментально на специальных испытательных стендах или путем испытаний автомобилей.

Исследованиями установлены некоторые общие закономерности изменения КПД трансмиссий в зависимости от типа агрегата и режима его работы.

Экспериментальными исследованиями доказано, что потери мощности в трансмиссии можно представить двумя составляющими потерями: обусловленными наличием трения в узлах, передающих нагрузку (трение в зацеплении шестерен, в карданных сочленениях, в подшипниках) и потерями, вызванными разбрызгиванием масла в картерах (гидравлические потери), причем к этой же группе можно отнести потери мощности на трение в сальниках.

Первая группа потерь характерна тем, что при увеличении передаваемого через трансмиссию крутящего момента потери на трение возрастают медленнее, чем возрастает передаваемый трансмиссией крутящий момент. Вследствие чего несколько увеличивается КПД механизмов.

Гидравлические потери практически не зависят от передаваемого момента, а определяется только частотой вращения валов, шестерен, вязкостью и объемом масла в картерах. При увеличении частоты вращения валов потери мощности на перемешивание и разбрызгивание масла в картерах возрастает более интенсивно, чем передаваемая мощность и КПД редукторного механизма уменьшается. КПД возрастает при уменьшении вязкости масла, уменьшении его уровня (объема) и повышении его температуры. Поэтому за уровнем масла в процессе эксплуатации необходимо постоянно следить.

С точки зрения уменьшения потерь мощности целесообразно иметь агрегаты с сухим картером и принудительной подачей масла к трущимся поверхностям.

Большое значение на потери мощности оказывает тип зацепления шестерен и количество полюсов зацепления, как силовых (нагруженны) так и холостых.

Для расчетов можно использовать экспериментально установленные значения КПД шестеренчатых зацеплений. Считается, что пара цилиндрических шестерен передает крутящий момент (мощность) с КПД = 0,98 и конических  = 0,97.

Гидравлические потери можно определить, замеряя момент необходимый для прокручивания незагруженного редуктора. А гидравлические потери во всей трансмиссии обычно определяют экспериментально совместно с потерями в подшипниках ведущих колес, прокручивая трансмиссию с заданной скоростью при вывешанных колесах. Если известен момент (М_х), потребный для прокручивания незагруженной трансмиссии, ее КПД можно найти по формуле.

                                                                                                (3)

где  - КПД шестеренчатых зацеплений, через которые передается момент двигателя при полной подаче топлива, необходимый для движения автомобиля в заданных условиях.

КПД редукторных механизмов зависит от режимов работы. Например, на низших передачах в коробке передач крутящий момент передается, как правило, через две пары шестерен, ее КПД будет ниже, чем на прямой передаче.

В главной передаче, при движении на низших передачах, передается большой крутящий момент, а частота вращения валов малая, поэтому ее КПД будет выше, чем при движении на больших скоростях. Поэтому, при расчетах можно считать, что общий КПД трансмиссии не зависит от режима ее работы.

Для расчетов рекомендуется следующие значения КПД отдельных механизмов:

коробки передач         = 0,96 – 0,98

раздаточные коробки  = 0,93 – 0,97

колесного редуктора   = 0,96 – 0,98

карданного шарнира  = 0,995 (но при углах более 8 – 10⁰ КПД резко снижается).

главной передачи        = 0,93 – 0,97

Общий КПД трансмиссии равен произведению КПД агрегатов, через которые последовательно проходит мощность (передается крутящий момент).

                                                            (4)

При работе двигателя по внешней скоростной характеристике КПД механической трансмиссии можно считать равным 0,8 – 0,92 (меньшие значения относятся к полно приводным автомобилям, а большие к легковым).