Упрощённый расчет турбокомпрессора для двигателя внутреннего сгорания Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

УДК 621.515.5

Ю. П. МЛКУШЕВ Л. Л. ИВАНОВ

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия,

г.Омск

УПРОЩЕННЫЙ РАСЧЕТ ТУРБОКОМПРЕССОРА ДЛЯ ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ_

В статье приведена методика упрощенного расчета центробежного компрессора и центростремительной турбины с целью выбора прототипа турбокомпрессора для подачи воздуха в цилиндры двигателя внутреннего сгорания под избыточным давлением.

Ключевые слова: двигатель, турбокомпрессор, наддув, центробежный компрессор, центростремительная турбина, расчет.

1. Методика расчёта центробежного компрессора с радиальными лопатками.

Главное назначение центробежного компрессора — увеличение количества (массы) воздуха подаваемого в цилиндры двигателя, т.е. осуществление наддува двигателя. Это один из наиболее эффективных методов повышения удельной мощности двигателя, снижения удельного расхода топлива и улучшения экологических характеристикдвигателя. Увеличение массы воздуха повышает среднее эффект ивное давление в цилиндрах и, следовательно, эффективную мощность двигателя при его неизменных конструктивных параметрах.

В современных двигателях для повышения плотности воздуха применяют преимущественно центробежные компрессоры обычное радиальными лопатками. Компрессор устанавливается на одном валу с газовой турбиной, такой агрегат получил название т урбокомпрессор. Отработавшие газы пос тупают на колесо турбины под переменным (импульсно) или постоянным давлением (изобарно). В приведенной работе предложены расчеты для изобарной турбины.

На рис. 1 показан общий вид турбокомпрессора 11) В левой части рисунка показан разрез компрессора, а в правой — турбины. Колесо компрессора и турбины жестко закреплены на одном валу. Смазка подшипника скольжения вала производится под давлением от системы смазки двигателя.

Расчет компрессора предлагается вести в следующей последовательности: определяется требуемое количество воздуха для двигателя, подача воздуха одним компрессором (если их несколько), степень повышения давления, прототип, наружный диаметр колеса, частота вращения, общая работа, затраченная на впуск, сжатие и нагнетание воздуха, изменение температуры и давления в каналах компрессора и коэффициент полезного действия (КПД).

1.1. Требуемое массовое количество воздуха для двигателя определяется из выражения:

а-Уу,кг/с.

л 3600

Рис. 1. Разрез турбокомпрессора: I - вход в компрессор, 2 - рабочее колесо компрессора, 3 - диффузор, 4 - спиральная камера (воздухосборник), 5 - узел подшипника, б - газосборннк, 7 - рабочее колесо турбины, 8 - выход из турбины, 9 - корпус турбины, 10 - вход в турбину

где а — коэффициент избытка воздуха; — теоретическое количество воздуха, необходимое для сгорания 1 кг топлива, кг возд./кгтопл.; дг - удельный расход топлива, кг/(кВт ч); N. - мощность двигателя, кВт; ф - коэффициент продувки.

1.2. С учетом числа компрессоров (!'„), необходимая подача воздуха одним компрессором М, находится по формуле:

М

М* —Д кг/с,

(2)

где/, - количество компрессоров на двигателе. Как правило, для рядных двигателей устанавливают один компрессор, для У-образных два.

1.3. Среднее эффективное давление Рг для четырехтактного двигателя, определяется на основе формулы для вычисления эффективной мощности двигателя /V.:

(И

N.

кВт,

(3)

Мккг/с

0.03 005

Рис. 2. Поля характеристик турбокомпрессором (и, - расход воздуха М„)

где V,, - рабочий объем цилиндра в литрах; I — число цилиндров; п — частота вращения коленчатого вала, мин

Получим

Р.=

N,120 У,./"

, МПа,

(3)

скорость воздуха С —> температура Т—* давление Р -> плотность р.

Зная подачу воздуха компрессором и поперечное сечение каналов компрессора, находится средняя скорость воздуха, затем его температура, давление и плотность. По изменению температуры определяют давление и плотность газа.

1.5. Определив массовую подачу воздуха компрессором, находят его параметры на входе:

М, =Р.,,-И/,р|)кг/с,

(5)

где Рпя - площадь поперечного сечения на входе в колесо компрессора, м';

IV, - скорост ь воздуха на входе в компрессор (как правило принимается в пределах от 40 до 60 м/с); р, — плотность воздуха кг/ м':

Р... =

М.

- К-РГ

Плотность определяется из известного уравнения Р

р, ш -г-г;, при исходных данных Р = 0,98>10'Па,Т = 293 К ■ Г

К, К =287 Дж /(кг К).

1.6. Диаметр колеса на входе в компрессор определяется из выражения:

1.4. Степень повышения давления л, вычисляется из отношения:

Р,

*» = ~р . (4)

'о

где 1\ — давление воздуха на выходе из компрессора, МПа, для четырехтактного двигателя определяется из соотношения Р( = (0,15 — 0,18)Р,.; Ро — давление на входе в компрессор (атмосферное давление), МПа.

Зная п> и Л1д , делаем предварительный выбор прототипа компрессора по графику полей характеристик турбокомпрессора «п, - расход воздуха» (рис. 2). При выборе прототипа важным является определение наружного диаметра колеса компрессора Принимается во внимание, что колесо при меньшем диаметре имеет меньшую массу и менее инерционно (быстрее реагирует на изменение нагрузки), по обеспечивает большие потери энергии в результате уменьшения проходных сечений каналов. Выбор диаметра колес компрессора и турбины необходим для расчета турбокомпрессора. В процессе расчета уточняются размеры колес, диффузоров, спиральных камер (улиток), КПД и делается выбор требуемой марки турбокомпрессора.

Диаметр колеса компрессора указан в обозначении турбокомпрессора. Например, ТКР-7 - турбокомпрессор с радиальной центростремительной турбиной и центробежным компрессором с наружным диаметром колеса 7 см. Согласно ГОСТ 9658-81 за нормальные приняты наружные диаметры колес, равные 5.5; 7;8.5; 11; 14; 18; 23см.

Расчет ступени компрессора начинают с определения массового секундного расхода воздуха, проходящего через его каналы. Проточной частью компрессора или турбины называют систему устройств, по которым движется газ. Скорость газа в проточной части регулируется путём изменения площади поперечного сечения потока. В компрессоре энергия к воздуху подводится в рабочем колесе (работа над газом), в других каналах она только преобразуется.

Расчет компрессора выполняется в следующей по-I следовательности:

Ц^-^.м.

(6)

Наружный диаметр колеса компрессора приближенно оценивается из соотношения = = 0,55 — 0,7 и уточняется с учетом выбранного прототипа.

1.7. Окружная скорость на выходе из колеса компрессора (каса тельная к окружности колеса) определяется из выражения [2|:

иг>

. м/с,

(7)

где I — удельная работа адиабатного сжатия, Дж/кг; П,ю„ — напорный адиабатный КПД (0,6...0,75), характеризует способность колеса создавать напор.

Для подачи воздуха в цилиндры двигателя необходимо осуществить его впуск в компрессор, сжатие и нагнетание. Принимаем, что процесс сжатия происходит без подвода и о твода теплоты (адиабатно).

1.8. Общая работа при адиабатном сжатии находится из выражения:

=с-Т,\ я

Дж/кг,

(8)

где с(), Дж/(кг-К) - удельная массовая изобарная теплоемкость воздуха;

Г,, К — температура воздуха на входе в компрессор, к — показатель адиабаты.

1.9. Определив окружную скорость и диаметр колеса, находим частоту вращения вала колеса компрессора:

О»

я Ои

1.10. Относительная скорость (касательная к поверхности лопатки) воздуха на выходе из колеса компрессора находи тся из выражения:

М

,.Р2

Pur. 3. Окружная U,, относительная W, и абсолютная С, скорости на выходе из колеса компрессора

где F,u,, - площадь поперечного сечения на выходе из колеса компрессора, м2;

Ь/V|Í,

здесь у - коэффициент, равный 0,8-0,9, учитывающий наличие лопаток на колесе, что уменьшает площадь на выходе; Ь} — ширина лопаток на выходе из колеса, Ь2 = (0,05-0,1 )Dr Малоразмерный компрессор имеет максимальное значение КПД при числе лопаток 10—12.

1.11. По известным значениям U3 и Wj, определяется абсолютная скорость воздуха на выходе из колеса компрессора (рис. 3):

С, = Ju¡ + W¡

(11)

В современных компрессорах применяют колеса с лопатками загнутыми назад (против вращения). Значение абсолютной скорости снижается на 5— 10%, но увеличивается КПД в результате снижения по-терьнатрение (потери энергии пропорциональны величине скорости в квадрате).

На выходе из колеса скорость воздуха достигает значения Сг В межлопаточных каналах, за счет их расширения, кинетическая энергия переходит во внутреннюю. Дополнительно скорость воздуха уменьшается в диффузоре и улитке (спиральной камере). В результате этого темпера тура 7, давление Я и плотность р воздуха повышаются.

1.12 Температура воздуха на выходе из колеса увеличивается в результате торможения газа в расширяющихся каналах:

т =T+±L£Í

2-е.

(12)

Р = Р

i г\

Pï

RTt

Принимается Ь, = ЬГ

1.15. Скорость воздуха на выходе из диффузора определяется из выражения:

Мк

M»=C,F •Р,. Cj= F р,-

«и ф Г.1

(15)

В первом приближении принимается, что плотность р.,= р.,, а в последующем будет уточнена.

1.16. Температура на выходе из соплового аппарата находится из формулы

С3-С' Г =Г +Ь_Ь.

' ' 2 с

(16)

1.17. Площадь выхода из улитки считают равной площади входа в компрессор. Газ со скоростью С, поступает в улитку (воздухосборник), и его скорость снижается до значения С4 в результате расширения канала. Используя уравнение постоянства расходов, найдем скорость на выходе из компрессора, затем температуру, давление и плотность.

тдец - коэффициент, учитывающий потери энергии в результате перетекания воздуха из линии нагнетания в линию всасывания и вихреобразования в каналах колеса, ц = 0,8..0,9.

1.13. Давление и плотность воздуха на выходе из колеса рассчитываются по известным формулам:

(13)

C,.F,-C4-F4, где F=F„, Т<*Т<

с - С1 + rj_ri

2 с..

Р. = Р.

i

m

р< R T;

(17)

Величина давления Р4 и есть давление на выходе из компрессор Рк. При высокой температуре 74 целесообразна установка охладителя типа воздух-воздух, воздух-жидкость. В качестве жидкости может быть использовано топливо или жидкость из системы охлаждения. Снижение температуры воздуха на 10 градусов повышает мощность двигателя на 2% и снижает расход топлива на 1%.

1.18. Действительную удельную работу, затраченную на всасывание, сжатие и нагнетание воздуха в компрессоре, а также адиабатный КПД рассчитывают, используя формулы:

'.„. =с.,(7*4-7|), Дж/кг,

П„ч =

(18) (19)

1.19. Мощность компрессора (работа за единицу времени) вычисляется по формуле |2|:

M 1

N. =—i-a-

П„

, Вт

(20)

1.14. В турбокомпрессорах применяются лопаточные и щелевые диффузоры. Наружный диаме тр диффузора О, (направляющего аппарата) выбираем из соотношения (1,3...1,5)Ож. Найдем площадьпопе-речного сечения на выходе из диффузора, считая его щелевым:

(14)

Расчет компрессора и выбор его конструктивных параметров счи тается правильным, если адиаба тный КПД, подсчитанный по формуле 19, не ниже 0,75-0,85. Адиабатный КПД характеризует совершенство проточной части компрессора.

2. Расчёт радиалыю-осевой турбины

При расчёте турбины определяются следующие величины: расход газа через турбину, наружный и средний диаметры колеса на выходе из турбины, располагаемый перепад энтальпии, давление газа перед турбиной, окружной, внутренний и эффективный КПД турбины, мощность на валу турбины.

Исходными данными для расчета турбины являются данные теплового расчета двигателя и расчетные данные компрессора. Турбина должна обеспечить необходимую частоту вращения компрессора и мощность.

Рис. 4 План скоростей на »ходе (точка «1») и мыходе (точка «2») и i колеса турбины: УТ - улитка турбины, А - диффузор, КТ - колесо турбины, С - абсолютная скорость, W - относительная скорость, U - окружная скорость

Из расчета компрессора имеем следующие исходные данные:/1, (мин '); L^ (Дж/кг); М, (кг/с); 0Ж).

Для выпускных газов принимаем: к = 1,34; R = = 286,4 Дж/(кг К); ср= 1128,7 Дж/(кг К), плотность р = 0,4 кг/м3 при 600 "С и 0,33 кг/м' при 800 "С.

Температура газов перед турбиной Т' — 850 — 950 К и давление газов на входе в турбину Ят = Рк, за турбиной p.t= 0,11-0,12 МПа.

При расчете турбины течение газа приня то дозвуковым. Плотность газа в конкретном сечении принимается постоянной величиной. При сверхзвуковом течении газ способен сжиматься и его параметры определяют при помощи газодинамических функций.

2.1. Расход газа через турбину на 3% больше расхода воздуха через компрессор в результате сгорания топлива в цилиндрах двига теля:

М7 = 1,03 М..

(21)

1 Наружный диаметр колеса турбины принимается равным диаметру колеса компрессора 01Т = Поэтому окружные скорости на выходах колес будут равны ип = и.ж. Частота вращения колеса компрессора равна частоте вращения колеса турбины. Так как колесо турбины и колесо компрессора жестко закреплены на одном валу, то их мощности равны

По конструктивному исполнению турбины бывают активные, реактивные и комбинированные. Степень реактивности турбины характеризует распределение энтальпии между сопловым аппаратом и рабочим колесом. У активных турбин вся подведенная энергия выхлопных газов преобразуется в кинетическую энергию (скорость) в сопловом аппарате. У реактивных турбин скорость газа увеличивается в каналах рабочего колеса (они выполняются в виде сужающих каналов) и там же срабатывается.

2.2. Мощность на валу турбины определяется из выражения:

(22)

Для упрощения расчетов принимаем турбину активную. В такой турбине перепад энтальпии переходит в энергию скорости в сопловом аппарате (рис. 4). Площади входа в колесо турбины и на выходе равны.

Для более полного срабатывания энергии выхлопных газов турбина может выполняться комбинированной (на половину активной и реактивной). У реактивной турбины площадь выхода меньше площади входа в колесо. Это позволяет увеличивать скорость газа в межлопаточных каналах и преобразовать ее в энергию давления.

При входе газа в улитку турбины (площадь входа в турбину принимается равной площади на входе в компрессор) он обладает энергией скорости, температурой и давлением. Температура и давление газа переходит в энергию скорости в результате уменьшения сечения в выходной части соплового аппарата. Сопловый аппарат, образованный лопатками, закрепленный на неподвижном диске служи т для оп тимального направления потока газа на лопатки колеса турбины и преобразования энергии газа в кинетическую энергию. Для автоматического регулирования сопловый аппарат иногда выполняется с поворотными лопатками. Это позволяет изменять угол входа потока газа на лопатки колеса турбины и ее мощность.

Турбина работает за счет кинетической энергии (скорости) выхлопных газов двигателя. Поступая на криволинейные лопатки колеса турбины, поток газа обгекаетих, меняет направление движения, создавая силу. Сила действует на плечо, образуя крутящий момент. В результате этого колесо турбины приводится во вращательное движение.

Сопловый аппараттурбины неподвижный, поэтому в нем не совершается работа. Теплообмен с внешней средой, за корот кий промежуток времени, очень мал, и им пренебрегают (процесс адиабатный).

2.4. Уравнение энергии для входного и выходного каналов соплового аппарата турбины имеет вид[2|:

С/, + W\/2 = С„ Т2 + W\ / 2,

(24)

где Т и IV — температура и скорость газа в каналах соплового аппарата.

Предположим, что энергия скорост и на выходе из соплового аппарата (IV,) полностью срабатывается (тормозится) и переходит в энергию давления. Тогда уравнение 24 можно записать в виде:

Ср (7, - Тг) = И* /2.

Обозначив Ср (7*, - Т2) через перепад энтальпии //т, а скорость IVчерез адиабатную скорость истечения С ,получаем:

= 77-

(25)

где//, - располагаемый перепад энтальпии, Дж /кг (энтальпия / / = С)(-Т) - это энергия, связанная с данным состоянием газа — температурой, давлением, скоростью); г|, - эффективный КПД турбины (0,7-0,8).

2.3. Исходя из равенства Nт = Nl¡, необходимый перепад энтальпии определяется по формуле:

Средний диаметр на выходе и:> турбины делит пло-щадь на две равные части 0С|) = 0,7-0П, (КС|, = 0,.|/2), 0„ = (0,7-0,8) 01Т, где0.л - наружный диаметр колеса турбины на выходе. Угол выхода газа из соплового аппарата лежит в пределах 15 - 25".

2.5. Радиальная и окружная составляющие абсолютной адиабатной скорости на входе в колесо

Н, = Мк •/.,„, /ЩШ1цт Мт).

(23)

С,ч, = с, sin а, - С*, cosa.

(26)

Параметры турбокомпрессоров предприятии «Воронежский механический завод»

Таблица

Техническая характеристика ТКР-5,5 Н-5 ТКР-5,5 С-1 ТКР 5,5 С-3 ТКР-7 Н-1 ТКР -9 С-2 и С-3

Компрессор

1 Номинальный диаметр колеса, мм 5211 52? 1 54? 1 75? 1 90? 1

Максимальный КПД не менее, % 70 70 70 75 75

Турбина

Номинальный диаметр колеса, мм 50? 1 50? 1 53? 1 75? 1 90? 1

Максимальная подача воздуха, кг/с 0,1 0,11 0,15 0,15 0,25

Максимальная степень повышения давления 1,9 2,1 2.1 1.9 2,1

Масса, кг 5,0 5.0 5,0 9.5 15,5

Область применения, (мощность двигателя, кВт) ВАЗ- 3431, (60) ГАЗ- 560, (70) ГЛЗ -562. (90) Д-440. (100) Д-461, В-400, (175-300)

На выходе из рабочего колеса температур газов принимается

Тг= (0,7...0,9)7,.

Ширина лопаток на входе в колесо турбины находится из выражения

Ь=Мт/(я-/?,.р (27)

2.6. Полезная работа 1кг газа на лопатках колеса вычисляется по выражению:

К = ии с.«,Ги<,, Сср.' <28)

где и,т — окружная скорость па входе в колесо турбины, при равенстве наружных диаметров колес турбины и компрессора 171Т = 1/2К; и — окружная скорость на среднем диаметре выхода газа из турбины I/ = соЯ^,; СГ|, — скорость выхода газа на среднем диаметре (как правило, выходная скорость газа из турбины 50- 100 м/с).

Выражение 28 получено из анализа импульса силы (количесгвадвижения):

Г-/=т-(С,-С2), (29)

где /п - масса газа, кг.

Разделив левую и правую части уравнения 29 на время I, получим

Р=М-(С,-С2), (30)

где Г - сила, действующая па лопатки колеса, Н; М -массовый расход газа, кг/с; С, и С2 - абсолютные скорости на входе в колесо турбины и выходе из него, м/с, Окружная сила Ри, вращающая колесо турбины, находится из выражения

Р„ =АИС,„- С,„), (31)

где С1ои СЬ1 - окружные составляющие абсолютной скорости на входе и выходе из колеса.

Мощность на валу турбины определяется:

(32)

где и -окружная скорость, м/с, и =<о-Л.

Работа 1 кг газа на участке от входа до выхода из колеса турбины (работа, затраченная на вращение колеса, окружная работа) будет составлять:

1и М,

'„ = иГС1„-и/С1и =и1"С1 с°8а1 ~ и./С3соБаг (33)

где а, — угол выхода газа из колеса турбины или угол между векторами окружной и абсолютной скоростью на выходе (85 — 95 градусов).

2.7. Окружной КПДтурбиныг|()оцениваегзффек-тивность работы газа на колесе без учета потерь энергии (составляет 0,8-0,9):

Л0= '„/"г. <34>

Внутренний КПД турбины г|)( есть отношение затраченной работы к подведенной (с учетом всех потерь). Он достигает 0,7 — 0,8. К потерям энергии следует отнести потери, связанные с перетеканием газа через зазоры между колесом турбины и корпусом, атакже потери на вихреобразовапие и трение в каналах колеса. Потери энергии в колесе составляют примерно 10% от работы газа на колесе турбины 1и.

2.8. Внутренний КПД турбины вычисляется:

П(1= 0,9 -1и/Нт. (35)

2.9. Эффективный КПД турбины (полный) ^.Достигает 0,7—0,8 и определяется из выражения:

ПТ=П,ПЧ (36)

- механический КПД учитывает потери энергии на трение в подшипниках скольжения, составляет 0,96 - 0,98.

2.10. Мощность на валу турбины составляет:

Л/г=Нг-Мг-пт/ЮОО, кВт (37)

Мощность турбины должна быт ь равна мощности компрессора (расхождение допускается не более 5%).

2.11. Общий КПД турбокомпрессора г|1Л достигает значения 0,5 - 0,6 и находится по формуле:

П,л = П^П, (38)

Определи» основные размеры колеса компрессора и турбины, соплового аппарата компрессора (диффузора) и турбины (конфузора), КПД, выбрав схемы подвода газа к турбине и систему автоматического регулирования, выбирают модель турбокомпрессора и завод-изготовитель. Проводят испытание (доводку) на двигателе и внедряют в производство. В таблице приведены технические характеристики некоторых отечественных турбокомпрессоров.

В заключение следует отметить:

1. Данная методика расчета центробежного компрессора и центростремительной турбины позволяет произвести подбор существующей модели турбокомпрессора для наддува двигателя внутреннего сгорания. Эффективность турбокомпрессора оценивается по общему КПД компрессора и турбины.

2. В приведенной методике расчета давление в каналах компрессора определяется по изменению скорости и температуры газа. В основу расчета центростремительной турбины положены газодинамические функции параметров торможения газа.

3. Рассмотрен выбор прототипа турбокомпрессора но требуемой подаче воздуха и степени повы-

шения давления, что позволяет определить наружный диаметр колеса компрессора и турбины.

Библиографический список

1. Хак Г. Турбодвигатели И компрессоры : справочн. пособие. - М.: ООО Издательство «Астрель-АСТ». 2003. - 351 с.

2. Макушев Ю.П., Кориеев С В., Рындин В.В. Агрегаты наддува двигателей: учеб. пособие. - Омск: СибАДИ, 2006. - 58 с.

3. Конке Г.А., Лашко В.А. Поршневые ДВС. Современные принципы конструирования : учеб. пособие. — Хабаровск: Изд-воТихоокеан. гос. ун-та, 2006. - 560 с

МАКУШЕВ Юрий Петрович, кандидат технических наук, доцент кафедры «Теплотехника и тепловые двигатели».

ИВАНОВ Александр Леонидович, кандидат технических наук, доцент кафедры «Теплотехника и тепловые двигатели».

Статья поступила н редакцию 14.12.08г, ® Ю. П. Макушев, А. Д. Иванов

УДК 629.3.001 А. Л. ИВАНОВ

Б. В. САВЕЛЬЕВ

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия,

г.Омск

ИМИТАЦИОННАЯ МОДЕЛЬ ПРОЦЕССА УПРАВЛЕНИЯ СЛУЖЕБНЫМ ТОРМОЖЕНИЕМ АВТОМОБИЛЯ_

Изложены принципы, взятые за основу разработанной имитационной модели системы «водитель-автомобиль» в режиме служебного торможения. Приведены примеры смоделированных и реальных процессов управления служебным торможением автомобиля, подтверждающие аналогичность протекания указанных процессов и правильность разработанной модели. Разработанная модель предназначена для оптимизации регулируемого действия тормозной системы на стадиях проектирования и доводки автомобиля.

Ключевые слова: торможение, модель, регулируемое действие, управление, тормозная система.

ГОСТ Р А1.13 (Правила ПЭК ООН № 13) наряду с требованиями эффективности действия и надежности тормозных систем устанавливает требование регулируемого действия рабочей тормозной системы. При этом ГОСТ Р 41.13 не регламентирует каких-либо измерителей регулируемого действия и ограничивается общими предписаниями, например, «должна обеспечиваться возможность свободного регулирования силы торможения с достаточной точностью» и т.н. Оценку регулируемого действия тормозной системы обычно проводят методом субъективных оценок.

Регулируемое действие рабочей тормозной системы необходимо для совершения торможений низкой

и средней интенсивности, называемых служебными В эксплуатации служебные торможения составляют в среднем 95 % общего числа торможений, что предопределяет актуальность совершенствования рассматриваемого свойства рабочей тормозной системы.

Оптимизацию рш-улируемогодейсгвия тормозной системы проводили методом дорожных испытаний или методом экспериментов на автомобильных тренажерах. Методдорожных испытаний позволяет получить наиболее достоверные д анные, однако отличается высокой трудоемкостью, так как требует участия репрезентативной группы водителей-испытателей, а также сложной технической системы настройки в широких пределах характеристик тормоз-