3150

Автомобили. Теория

Лекция

Логистика и транспорт

Эксплуатационные свойства АТС Развитие науки об эксплуатационных свойствах АТС. Роль русских ученых в развитии науки о законах движения АТС. Основные эксплуатационные свойства и их определения. Условия эксплуатации АТС. Чуть-чуть...

Русский

2012-10-25

3.6 MB

487 чел.

ЛЕКЦИЯ №1

ТЕМА 1 - Эксплуатационные свойства АТС

Развитие науки об эксплуатационных свойствах АТС. Роль русских ученых в развитии науки о законах движения АТС. Основные эксплуатационные свойства и их определения. Условия эксплуатации АТС.

Чуть-чуть истории.

1770 г. Француз Николя Жозеф Кюньо сконструировал, изготовил и испытал первый в истории человечества автомобиль - 3-х колесную коляску с приводом на переднее колесо от парового двигателя.

Только в конце ХIХ в. во Франции были созданы весьма удачные образцы самоходных экипажей с паровыми двигателями. Начиная с 1873 г. французский конструктор Адеме Боле построил несколько удачных паровых двигателей. В 1882 г. появились паровые автомобили Дион-Бутона. А в 1887 — автомобили Леона Серполе, которого называли «апостолом пара». Созданный Серполе котел с плоскими трубками представлял весьма совершенный парогенератор с почти мгновенным испарением воды. Паровые автомобиля Серполе конкурировали с бензиновыми автомобилями на многих гонках и скоростных состязниях вплоть до 1907 г

1885 год. Карл Бенц изготовил мотоколяску, более изящное изделие, также с паровым двигателем, она развивала скорость 16 км/час

1895г. Карл Бенц изготовил мотоколяску с бензиновым двигателем собственной конструкции.

1908г. Генри Форд организовал серийное производство автомобилей собственной конструкции «Форд Т» ( Tin Lizzy- жестяная Лизи). Таких автомобилей с1908по 1928г.г. было продано 15 000 000 шт. Практически с Генри Форда начался бум автомобилей, который продолжается по настоящее время.

Русский конструктор Е. А. Яковлев спроектировал и построил моторный экипаж с керосиновым двигателем. Успешно работали над созданием экипажей и двигателей к ним русские изобретатели и конструкторы: Ф. А. Блинов, Хайданов, Гурьев, Махчансквй и многие другие.

Практическое отечественное автомобилестроение началось с С.- Петербург-ской компании « Русо-Балт» накануне 1-ой Мировой войны. Наиболее интенсивное развитие Автопром получил в годы первых пятилеток. Это- ГАЗ, ЯМЗ(ЯАЗ),ЗиЛ(ЗиС), во время войны УралАЗ(ЗиС), после ВОВ - АЗЛК, КрАЗ, МАЗ, ВАЗ, КамАЗ.

Днем возрождения отечественного автомобилестроения можно считать 7 апреля 1921 г., когда был осуществлен первый выпуск российских автомобильных двигателей. Их выпуск позволил уже в ноябре 1924 г. собрать первые 10 машин отечественного производства АМО-Ф-15. Через год после амовцев, в ноябре 1925 г, были собраны первые два грузовика Я-3 на Ярославском заводе. В 1927 г. Московский завод «Спартак» приступил к производству первого отечественного малолитражного автомобиля НАМИ1. В августе 1929 г. началось строительство нового крупнейшего автозавода в Нижнем Новгороде, а в январе 1932 г., т е. менее чем через три года, с конвейера завода сошел первый грузовой автомобиль ГАЗ-АА грузопдъемностью 1,5 т. В 1931 г. была закончена реконструкция Москов-ского автозавода АМО, который стал ежегодно выпускать 15 тыс. грузовых автёмобилей АМО-3 грузоподъемностью 2,5 т. На торжественном митинге 1 октября 1931 г., посвященном пуску автозавода после реконструкции, директор завода Иван Алекссеввч Лихачев говорил: «Мы с вами видам огромные вновь построенные корпуса и частично использованные старые помещения, которые составляют только 1/20 часть всей производственной площади завода. А если считать по затраченному капиталу, то можно сказать, что мы к пуговице пришила пальто».

Так рождалось отечественное автомобилестроение и успешно развивалось до Великой Отечественной войны 1941 — 1945 гг. Военный период явился вторым серьезным тормозом в развитии автотракторостроения в Россия. Все производство было перестроено на снабжение армии всеми необходимыми средствами и машинами.

Немногим более ста лет назад, в 80-с годы ХIХ в., появились и первые электрические автомобили. Их появление связано с созданием в 1860-е годы свинцовых аккумуляторов. Однако слишком большая удельная масса и недо- статочная емкость не позволяли электромобилям принять участие в конкуренции с паровыми машинами и газобензиновыми двигателями. Электромобили с более легкими и энергоемкими серебряно – цинковыми аккумуляторами также не нашли широкого применения. В России талантливый конструктор И. В. Романов создал в конце ХIХ в. несколько типов электромобилей с достаточно легкими аккумуляторами. Электромобили имеют достаточно высокие преимущества. Прежде всего они экологически чистые, так как вообще не имеют выхлопных газов, обладают очень хорошей тяговой характеристикой и большими ускорениями за счет возрастающего круглящего момента при снижения числа оборотов; исполь зуют дешевую электроэнергию, просты в управления, надежны в эксплуатации и т. д. Сегодня электромобили и троллейбусы имеют серьезные перспективы их развития и применения на городском и пригородном транспорте в связи с необходимостью коренного решения проблем по снижению загрязнения окружающей среды.

Вопросы теории автомобилей развивались параллельно с развитием АТС.

В 1912г. немецким ученым Ридли был построен стенд с беговыми барабанами для испытания автомобилей.

Исследования Н.Е.Жуковского о колебаниях паровоза на рессорах было использовано автомобилистами в создании теории колебаний автомобиля. Им же были проведены исследования устойчивости автомобиля на повороте с переменным радиусом.

Созданная К.Э. Циолковским в 80-е годы 19-го столетия аэродинамическая труба, значительно усовершенствованная Жуковским и сегодня помогает решать вопросы исследования аэродинамики АТС, что весьма актуально и сегодня, в связи с возрастанием их скоростных свойств.

Отдельные вопросы теоретических изысканий плодотворно изучались в ряде европейских стран и в США.

Однако начало теории в современном представлении ее положено создателем советской автомобильной школы академиком Чудаковым Е.А - монографиями «Динамические и экономические исследования автомобиля»( 1928г) и «Тяговый расчет автомобиля» (1930г). Им же был выпущен первый в мире учебник «Теория автомобиля» (1935г).

1932…1939гг профессоры Зимелев Г.В. и Фалькович Б.С. развили и углубили теоретические изыскания по АТС.

Эти изыскания продолжаются и сегодня, перейдя в плоскость углубленного изучения отдельных свойств и особенностей реальной эксплуатации, с оценкой их в комплексе и оптимизацией отдельных показателей и технических параметров.

Курс ТЕОРИИ, который мы с вами будем изучать рассчитан на:

- 34 часов аудиторной работы, в т.ч. 17 час - лекции, 17 часов – практические занятия, и в два раза больше времени вам потребуется для самостоятельной работы – выполнение 3-х контрольных работ, курсовой работы «Оценка и исследование тягово-скоростных качеств автотранспортных средств» и завершать нашу работу мы будем экзаменом.

Изучение теории - процесс изучения эксплуатационных свойств автотранспортных средств (АТС), тех машин и оборудования, которые самоходом передвигаются по земной тверди.

 Эксплуатационные свойства – группа свойств, определяющих степень приспособленности АТС к эксплуатации.

Эксплуатационные свойства включают в себя две группы свойств:

- первая группа – потребительские свойства. Свойства, характеризующиеся особенностями компоновки, назначением, особенностями эксплуатации ( т. е. такими как – производительность, грузоподъемность, пассажировместимость, спецназначение);

- вторая группа – свойства, обеспечивающие процесс передвижения, т. е. характеризующие физические свойства АТС такие, как:

- тягово – скоростные. Определяются: мах. скоростью движения, величиной преодолеваемых сопротивлений дороги, временем разгона в заданном интервале скоростей;

- тормозные. Характеризуются временем и расстоянием, необходимыми для снижения скорости движения в заданном интервале скоростей или до полной остановки ;

- топливно – экономические. Определяется затратами ГСМ, необходимыми для совершения работы в соответствующих эксплуатационных условиях;

- управляемость. Способность автомобиля двигаться в направлении, задаваемом положе-нием управляемых колес;

- устойчивость. Свойство автомобиля сохранять заданное направление движения при воздействии внешних сил, стремящихся отклонить его ( т.е. передвигаться без опрокидывания, юза и заноса);

- маневренность. Характеризуется возможностью автомобиля изменять заданным образом свое положение на ограниченной площади в условиях, требующих движения по траекториям большей кривизны с резким изменением направления, в том числе и задним ходом;

- плавность хода .Способность автомобиля передвигаться с мах. скоростью по соответствующим дрогам с мин. колебаниями и вибрациями в горизонтальном и вертикальном направлениях;

- проходимость. Способность автомобиля передвигаться по бездорожью и преодолевать различные препятствия.

Автомобиль является частью системы «автомобиль – водитель - дорога – окружающая среда» и его свойства проявляются во взаимодействии с элементами этой системы.

Условия эксплуатации АТС в целом определяются:

- техническим состоянием автомобиля – коэффициент готовности, своевременность Т.О., физическое состояние автомобиля, позволяющее иметь достаточную способность к движению, т.е. переходу из неподвижного состояния к движению и достаточный запас тягового усилия для преодоления подъемов, ускорения с приемлемой эффективностью до достижения заданной скорости;

- дорожными условиями – элементы профиля и план дорог, рельеф местности, вид и ровность дорожного покрытия, интенсивность движения, помехи движению, стабильность дорожного состояния, режим движения.

Различают четыре основных типа покрытия дорог

капитальные – цементно-бетонные, асфальтобетонные – IIV кат.;

 облегченные - асфальтобетонные, цементо-бетонные - IIIIV кат.;

 переходные – щебеночные и гравийные – IV – V кат.;

 низшие – грунтовые улучшенные и укрепленные с добавками;

- транспортными условиями – вид груза, объем и расстояние перевозок, партионность отправки, способы погрузки – выгрузки, режимы работы, виды маршрутов и организация перевозок, условия хранения, техническое обслуживание и ремонт;

- природно-климатическими условиями – особенности зон умеренного, холодного, жаркого, тропического и высокогорного климата;

- личностными качествами водителя – квалификация, возраст, уровень образования, физическое состояние.

Помимо этого любое транспортное средство должно обладать:

- достаточной агрегатной мощностью и запасом энергии силовой установки, что позволит получить заданную динамику, пластичность и временной интервал движения АТС.

Время работы АТС и связанный с ним запас хода до необходимости восстановления работоспособности (восстановление запаса энергии – замена, зарядка, заправка) является функцией запаса энергии потребной мощности и массы самого АТС.

Благоприятное отношение мощности к массе ТС вместе высоким показателем запаса энергии (возможность продолжительной работы на одной полной заправке топливного бака) делает ДВС наиболее приемлемым для безрельсового транспорта. Однако характер протекания крутящего момента поршневых ДВС требует введения в кинематику АТС дополнительного устройства – трансмиссии, позволяющей варьировать потребным крутящим моментом в соответствие с режимом работы ТС. Необходимо отметить, что и паровые, и электрические силовые агрегаты также требуют трансмиссии, так как максимальные величины тока и давления пара ограничены.

Все силовые установки должны также обеспечивать достаточно высокие показатели по:

 экономичности – минимальный расход топлива, малая стоимость изготовления, низкие эксплуатационные расходы и значительный срок эксплуатации;

 экологии – низкий уровень выбросов вредных веществ с отработавшими газами;

 эргономике – допустимый по показателям безопасности уровень шума и вибрации;

 гибкость в работе (пластичность) – хорошие пусковые качества в широком диапазоне температур (± 50◦С), приемлемые уровни разгонных и тормозных характеристик.

Средняя скорость движения, несмотря на хорошее покрытие городских улиц, не превышает 30 км/ч, в силу значительного количества помех: светофоры, большое количество пересечений маршрутов передвижений (Многоуровневые дороги в Токио, МКАД, Садовое кольцо, Продольные улицы Волгограда, Саратов-Энгельс, Волгоград - Волжский), а это низкие скорости движения, т.е. потери времени, низкая экономичность и значительные выбросы токсичных веществ.

Движение спец. АТС: большегрузные самосвалы (угольные разрезы, урановые рудники, открытые разработки полезных ископаемых, кимберлитовые трубки), наиболее оптимальные – прямой участок на отъезде от погрузчика длиной 150-600м, подъем 6…12%, протяженностью 100…500м и пробег на плече 4...10 км.

Средняя протяженность перевозок :

Москва – продукты – 7…9км; Волгоград – до 50км; междугородные 700…800км, в Сибири – 3…4 тыс. км , в США 50% перевозок 400км, а мах 1,5…2км

ТЕМА 1: ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ КОЛЕС С ОПОРНОЙ ПОВЕРХНОСТЬЮ.

Потери энергии в колесном движителе. Сопротивление качению. Коэффициент сопротивления качению. Факторы, влияющие на коэффициент сопротивления качения. Сила тяги по сцеплению. Коэффициент сцепления. Факторы, влияющие на коэффициент сцепления.

Потери энергии в колесном движителе. Сопротивление качению.

При качении колеса под воздействием сил и момента происходит деформации шины и опорной поверхности, которые сопровождаются необратимыми потерями. Эти потери определяют одно из основных видов сопротивления движению всех колесных машин – сопротивление качению. Необратимые потери при качении эластичного колеса по твердой опорной поверхности обусловлены следующими основными причинами: а) внутренним трением в шине; б) проскальзыванием элементов шины на опорной поверхности. Имеют место также потери от аэродинамического сопротивления вращению колеса. Но, поскольку потери эти весьма незначительны, то в дальнейшем мы их учитывать не будем.

Для ведомого колеса основным источником сопротивления качению колеса является внутреннее трение в шине, вызванное деформацией шины под воздействием нормальной нагрузки  на колесо. Потери на различные виды трения (молекулярное трение в самой резине и корде, механическое трение между покрышкой и камерой, между покрышкой и ободом) составляют 90….95 % всех результатов потерь на качение ведомого колеса, Потери в результате проскальзывания (упругого буксования) не велики и составляют 5…10%.

 

Рис. 1.

При качении колеса, из-за особенностей упругих свойств материала шины элементарные реакции в набегающей области больше, чем  в сбегающей (рис. 1).

Эпюра реакции вследствие этого, в отличие от неподвижного колеса (рис. 2 а), приобретает несимметричную форму относительно середины области контакта 0, поэтому их равнодействующая  оказывается, смещена в сторону движения колеса на величину .

Равнодействующая на плече  создает сопротивления качению .

К ведущему колесу мощность подводится посредством крутящего момента  Часть этой мощности затрачивается на сопротивление качению самого колеса, а другая передается через ось к корпусу машины, приводя его силой  в поступательное движение, со скоростью равной скорости колеса .

 

Рис.2.

Поскольку в зоне контакта колеса с опорной поверхностью происходит скольжение элементов шины, следует учитывать возникающие потери на проскальзывание, которые пропорциональны продольной силе реакции  в контакте шины с опорной поверхностью и скорости скольжения 

Рис.3.

Разделив на  ведущего колеса, получим окружную силу Fко колеса.

 Fко =Мк/rк  (1)

Сила Fко будет расходоваться на преодоление сопротивления качению колеса и на создание силы тяги на колесе. Количественная характеристика сопротивления качению, в теории автомобиля, определяется силой сопротивления качению, в теории автомобиля, определяется силой сопротивления качению Ff. Сила Ff показывается направленной в противоположную сторону движения в пятне контакта.

 F =Мf/rк  (2)

Из уравнения моментов относительно центра 0 колеса (рис.3) найдем значение Ff. через силы действующие на колесо.

   =Rкаш ,

но Fк=Ff, а

тогда Ff  =Gкаш, Ff =Gкаш /  (3)

Отношение  называется коэффициентом сопротивления качению.

Окончательная формула определения Ff будет иметь вид:

 Ff=f   (4)

где  - коэффициент сопротивления качению;

- нормальная нагрузка на колесо;

Таким образом, полная окружная сила Fпо, создаваемая подводимым реализуется на создание силы тяги и на преодоление силы сопротивления качению, т.е.

 FТ= Fпо - Ff  (5)

Более обобщенной количественной характеристикой сопротивления колеса является безмерная величина – коэффициент сопротивления качениюf.

 f= Ff /  (6)

Коэффициент ведущего колеса больше ведомого. Объясняется это тем, что под действием  возрастает деформация шины, в результате появляется дополнительно составляющая коэффициента сопротивления качению. Коэффициент сопротивления качению ведущего колеса будет равен

  (7)

где  - коэффициент сопротивления качению ведомого колеса;

 - от дополнительной деформации шины под действием .

Влияние на существенно, так как возникают дополнительные затраты на деформацию грунта и образованию колеи. Коэффициент  будет складываться из коэффициента, характеризующего потери в самой шине, , характеризующего потери в грунте.

   (8)

ЛЕКЦИЯ 2

Факторы, влияющие на коэффициент сопротивления качению.

Коэффициент сопротивления качению количественно характеризует силу сопротивления качения Ff, потери мощности в колесном движителе, а также интенсивность износа шин. На износ протектора приходится около 70% всех случаев выхода шины из строя. Кроме того, на нагрев шины. Повышенный тепловой режим работы шины резко сокращает ее долговечность. Повышение температуры до 1000С снижает прочность связей резины с кордом в 2 раза. Температура шины 100 – 1200С считается критической, а более 1200С считается крайне опасной. Факторы, оказывающие влияние на коэффициент сопротивления качению можно разделить на: эксплуатационные и конструктивные.

Эксплуатационные факторы.

На коэффициент влияют такие эксплуатационные факторы, как : тип покрытия дороги, давление воздуха в шинах, температура шины, нагрузка на колесо, момент передаваемый через колесо.

Тип и состояние дорожного покрытия.

Чем больше деформируется дорожное покрытие, тем больше сопротивление качению. Неровности дорожного покрытия создают динамические нагрузки, вызывающие деформации шин и гистерезисные потери. Если на поверхности имеется водяная пленка или жидкая грязь, то сопротивление качению возрастает из – за гидравлических потерь на выдавливание этой пленки. В таблице 1 представлены примерные значения коэффициента для различных типов дорог.

  Таблица 1

Тип дороги

Значение f

Асфальтобетонное шоссе:

в хорошем состоянии

в удовлетворительном состоянии

Грунтовая дорога:

сухая укатанная

после дождя

в период распутицы

Песок и супесок:

сухой

сырой

Увлажненная глинистая целина

Рыхлый снег

0,007….0,015

0,015….0,02

0,025….0,030

0,050….0,15

0,100….0,25

0,10….0,30

0,06….0,15

0,10….0,20

0,10….0,30

0,05…0,10

Скорость движения.

С увеличением скорости  возрастает. При этом с увеличением скорости  = 20….30 м/с (70…100 км/час). Интенсивность роста  зависит от внутреннего давления воздуха в шинах. На рис. 4 показана зависимость  от скорости и. Кривая 1, 2, 3 соответствуют равному 15, 25 и 30 .

Температура шины.

С увеличением температуры шины ее сопротивление качению снижается, во – первых, за счет уменьшения гистерезисных потерь в резине, во – вторых, в результате повышения внутреннего давления воздуха в шине. При этом снижается коэффициент  в результате уменьшения деформации шины (рис.5).

 

Рис. 4.  Рис.5.

Изменение давления воздуха в шине.

 

 Рис. 6.

Коэффициент  на различных дорогах в различной степени зависит от. На дорогах с твердым покрытием он уменьшается с увеличением давления воздуха приблизком к рекомендуемому (кривая 3, Рис.6).

При движении по деформируемым дорогам, при уменьшении давления увеличиваются потери, связанные с деформацией шины, но уменьшаются потери на деформацию грунта (прокладывание колеи). Можно подобрать такое давление в шинах при котором сопротивление качению для данных дорожных условий будет минимальным. На рисунке 6 приведена зависимость от  на разных опорных поверхностях: 1 – песок; 2 – пашня; 3 – асфальт.

Наличие системы регулирования воздуха в шинах позволяет изменять в зависимости от типа и состояния дороги или местности, по которой движется машина. На манометре имеются рекомендованные величины  для различных дорожных условий.

Увеличение нагрузки на колесо.

При неизменном давлении увеличение нормальной нагрузки  на колесо приводит к возрастанию . На дорогах с твердым покрытием при незначительном изменении нагрузки в пределах 80…100%, коэффициент меняется не существенно. При увеличении нагрузки на колесо более чем на 20% интенсивность увеличения возрастает. При движении по деформированному грунту с увеличением  имеет место значительное возрастание .

Увеличение крутящего момента , подводимого к колесу, приводит к увеличению . Потери возрастают как в результате увеличения смещения нормальной реакции , так и в результате увеличения работы трение в контакте (пробуксирование).

При движении по дороге с твердым покрытием предельное значение нормальной нагрузки  на колесо определяется в основном из условий долговечности шины и дорожного покрытия. Для каждой модели шины завод – изготовитель устанавливает грузоподъемность, т.е. величину нормальной нагрузки , обеспечивающий долговечность шины. На рисунке 7 показана зависимость срока службы шины  от величины перегрузки шины .

 

Рис.7.   Рис. 8

2.2.Конструктивные факторы.

Значение коэффициента  зависит от большого числа конструктивных параметров шины.

2.2.1.Толщина протектора шины.

Увеличение толщины протектора повышает , особенно у диагональных шин.

По мере износа протектора  уменьшается. У шин с вездеходным рисунком протектора, имеющих толщину протектора почти в 2 раза больше, чем у шины с дорожным рисунком, при качении по дороге с твердым покрытием коэффициент  на 25…30% больше.

 

Соотношение размеров профиля шины.

Увеличение отношения (см. рис.8) ширины  к ширине профиля  и уменьшение отношения высоты профиля к его ширине приводит к снижению коэффициента . Снижение отношения уменьшает также зависимость  от скорости движения.

Конструкция каркаса шины.

В зависимости от угла наклона нитей в каркасе шины подразделяются на: диагональные (угол наклона 45…60), опоясано – диагональные (угол наклона более 60) и радиальные (угол наклона примерно равен 0). Внутреннее строение каркаса шины существенно влияет на . При скоростях меньше 30…35м/с наименьшим сопротивлением качению обладают радиальные шины (меньше чем у диагональных на 15…20%). При больших скоростях движения наименьшим коэффициентом  обладают опоясно – диагональные и низкопрофильные диагональные шины.

Диаметр и ширина колеса.

Увеличение диаметра колеса приводит к уменьшению . На твердых и ровных дорогах снижение не значительное, но весьма существенное при движении по деформируемой опорной поверхности и по дорогам, имеющим выбоины.

С увеличением ширины колеса  незначительно возрастает при движении по дороге с твердым покрытием. При движении по деформируемой опорной поверхности (мягкие грунты) коэффициент  существенно снижается.

Сила по сцеплению. Коэффициент сцепления.

Полная окружная сила Fпо, создаваемая крутящим моментом подводимым к колесу, реализуется на преодоление сопротивления качению колеса (сила сопротивления качения Ff) и преодоление внешних сопротивлений, т.е. на создание силы тяги на колеса. Сила тяги на колесе Fк=FТ представляет собой равнодействующую касательных реакций  опорной поверхности, вызванных действием крутящего момента и направленная в сторону движения.

Сила тяги по своей физической природе является силой трения и при отсутствии проскальзывания колеса относительно опорной поверхности можно считать как силу трения покоя, а при пробуксовке – как силу трения скольжения.

Известно, что сила трения зависит от величины силы нормального давления и от коэффициента трения. Применительно к колесу сила тяги будет зависеть от нормальной силы приложенной к колесу  и коэффициента сцепления  шины с опорной поверхностью.

 FТ=Gкφ  (9)

Факторы, влияющие на коэффициент сцепления.

Эксплуатационные факторы.

К эксплуатационным факторам, влияющим на коэффициент сцепления, относится: тип и состояние дороги, износ протектора, давление воздуха в шине, нормальная нагрузка на колесо.

Тип и состояние дороги.

Коэффициент для различных типов дорог определяется опытным путем. Средние значения коэффициента сцепления для основных типов дорог представлены в таблице 2. Эти значения даются при 100% скольжении колеса в тормозном режиме. При отсутствии полного скольжения  несколько выше ( mах достигается при буксовании порядка 10…20%).

Тип дорог

Значение

Сухой асфальт и бетон

Мокрый асфальт

Грунтовая дорога сухая

мокрая

Уплотненный снег

Лед

- 0,7…0,

- 0,45…0,6

- 0,6…0,65

- 0,4…0,5

- 0,15

- 0,07

На мокрых дорогах при толщине пленки влаги около 0,2 мм приводит к снижению . При достаточной толщине водяной пленки (около 1 мм) начинает действовать подъемная сила (см. рис. 9), что снижает пятно контакта. Уменьшение  тем больше, чем больше толщина пленки воды.

 

 Рис. 10.

Если помимо воды на дороге имеется пленка грязи, то в связи с более высокой ее плотностью подъемная сила возрастает. При некоторой скорости подъемная сила становится равной нормальной нагрузке и происходит полное разъединение слоем воды контактной поверхности шины и дороги (отрыв колеса). Это явление называется глиссированием или аквапланированием. Что приводит к резкому ухудшению устойчивости и управляемости. Подъемная сила  тем меньше, чем легче может выйти жидкость из зоны контакта через канавки рисунка протектора.

Износ протектора шины.

При износе протектора более чем на 50 % начинает интенсивное уменьшение  при резком износе  может снизиться на мокрых дорогах до 0,2…0,15. На рис.11 показана зависимость коэффициента  от высоты рисунка протектора  при разных скоростях движения:1 – скорость 30 км/час, 2 – скорость 90 км/час.

 

 Рис.11

Давление воздуха в шинах и нормальная нагрузка на колесо.

На сухих, чистых дорогах увеличение давления воздуха в шинах  приводит к некоторому уменьшению . На мокрых и грязных дорогах с твердым покрытием незначительное увеличение , так как улучшает выдавливание влаги и грязи в месте контакта. При движении по деформированной опорной поверхности для повышения  необходимо уменьшать  в зависимости от типа поверхности (снег, песок, пахота, луговина и т.д.) на рекомендуемую величину. Увеличение нормальной нагрузки на колесо повышает  при движении по мокрым и грязным дорогам с твердым покрытием как и при увеличении .

Конструктивные факторы

На  оказывает влияние такие конструктивные параметры, как размеры колеса и рисунок протектора. Увеличение диаметра колеса приводит к некоторому увеличению  на дорогах с твердым покрытием.

Влияние рисунка протектора оценивается коэффициентом насыщенности рисунка протектора, который определяется как отношение площади. На сухих дорогах с твердым покрытием  несколько возрастает с увеличением коэффициента насыщенности. На мокрых дорогах с твердым покрытием  тем больше, чем лучше рисунок протектора обеспечивает удаление влаги и слоя грязи из зоны контакта. Для мягких грунтов применяют шины с меньшим коэффициентом насыщенности рисунка протектора, кроме того, имеют значение размеры и форма грунтозацепов, способность их к самоочищению в процессе движения.

ЛЕКЦИЯ № 3

ТЕМА 2. ДИНАМИКА ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ МАШИНЫ

 Внешние силы и моменты, действующие на колесную машину при движении.

Внешние силы и моменты, действующие на колесную машину. Нормальные реакции опорной поверхности, действующие на колеса двухосного автомобиля.

Определение координат центра тяжести.

Динамика прямолинейного движения машины является базовым разделом при изучении теории военной автомобильной техники.

Силы и моменты, действующие на машину, уравнения динамики прямолинейного движения органически входят в большинство тем теории автомобиля. На знании вопросов данной темы базируется методика тягового расчета машины.

1. Внешние силы и моменты, действующие на колесную машину

Автомобильная техника используются для различных целей, как в качестве отдельных автомобилей, так и в качестве тягачей для буксировки различных прицепных систем. Во время движения автомобили испытывают различные сопротивления, препятствующие их движению. Для преодоления этих препятствий автомобиль должен иметь достаточную силу тяги.

Для того чтобы определить все силы, действующие на колесную машину при ее движении, необходимо рассмотреть общий случай движения на подъем автомобиля-тягача (рис. 2.1)

При рассмотрении сил, действующих на автомобиль, примем следующие допущения:

дорожные условия под колесами одного моста одинаковы, поэтому принимается плоская (велосипедная) схема;

автомобиль систематичен относительно продольной оси;

нормальные составляющие реакции дороги приложены к середине контактной поверхности, а их смещение учтено в моментах сопротивлению качению колес машины;

угол наклона  участка дороги постоянный;

силы сопротивления качению колес приложены к передним колесам, а силы тяги – к задним.

Все внешние силы и моменты, действующие на колесную машину, можно разделить на две группы:

активные (силы и моменты, обеспечивающие движение автомобиля; силы и моменты, оказывающие сопротивление движению);

пассивные силы и моменты, направленные перпендикулярно к направлению движения (нормальные силы).

 Рис.2.1.

Движущие силы:

(FТ) - сила тяги.

Силы сопротивления движению:

(Ff) - сила сопротивления качению;

(Fi) - сила сопротивления подъему;

(Fw)- сила сопротивления воздуха;

(Fкр) - сила тяги на крюке;

(Fj) - сила инерции.

К пассивным относятся, как было сказано ранее, нормальные силы:

- нормальные реакции дороги;

- нормальная составляющая веса автомобиля.

Рассмотрим более подробно внешние силы и моменты, действующие на колесную машину.

Сила тяги

Сила тяги возникает в результате подводимого крутящего момента от двигателя к колесам через агрегаты трансмиссии.

Эта сила была уже рассмотрена в предыдущей теме, поэтому нет необходимости на ней останавливаться.

Сила сопротивления качению (Ff).

Как было установлено раньше, что при движении по твердым грунтам сопротивление качению обусловлено только гистерезисными потерями энергии в эластичной шине, которые зависят от:

конструкции шин;

давления воздуха и температуры в шине;

нагрузки на шину;

скорости движения машины.

При движении же по деформируемым грунтам кроме гистерезисных потерь добавляются потери на деформацию грунта.

Общую силу сопротивления качению определяют по формуле:

    (1)

где fкоэффициент сопротивления качению;

  - угол подъема.

Как отмечено выше, сила сопротивления качению зависит от скорости движения, т.к. с увеличением скорости возрастает значение коэффициента. Но, как показывают исследования, резкое увеличение его наблюдается при скорости выше 50 км/ч, поэтому при движении машины со скоростью до 50 км/ч коэффициент сопротивления качению можно считать постоянным.

Сила сопротивления подъему (скатывающая сила)- Fi

Сила сопротивления подъему является составляющей веса машины, приложенного в центре тяжести. Вес машины складывается из собственного веса и веса перевозимого груза

    (2)

При этом собственный вес машины равен

   (3)

Обратившись к рисунку 2.1 отметим, что вес машины можно разложить на две составляющие, одна из которых равна  и является скатывающей силой. Эта сила при движении по усовершенствованным дорогам, где углы подъемов невелики, очень мала. Но так как колесные машины должны преодолевать подъемы до 30о, то эта сила достигает величины 0,5 G и в большинстве случаев превосходит силу сопротивления качению в несколько раз.

Необходимо отметить, что при движении на подъем эта сила является силой сопротивления движению, а на спуске - движущей силой.

Иногда силы сопротивления качению и сопротивления подъему объединяются и полученное общее сопротивление называют сопротивление дороги, обозначая его .

   (4)

   (5)

где - коэффициент сопротивления дороги.

Сила сопротивления воздуха - Fw

Эта сила оказывает существенное влияние на тягово-скоростные свойства машины, особенно при высоких скоростях движения.

Основной составляющей силы сопротивления, которое составляет 60 % от общего сопротивления.

Лобовое сопротивление вызывается тем, что при движении машины (см. рис. 2) впереди ее создается зона повышенного давления, а сзади - зона разряжения. За счет разных давлений воздуха впереди и сзади машины создается сила лобового сопротивления. И она будет тем больше, чем большая энергия необходима для перемещения воздуха, а последняя зависит от формы движущегося в ней тела.

На том рисунке показана схема вихреобразования, возникающего при движении автомобиля.

 

 Рис.2.2

Различают также сопротивление, вызываемое выступающими частями машин (добавочное сопротивление), сопротивление, обусловленное трением воздуха о наружные поверхности машины, сопротивление, возникающее при прохождении воздуха через подкапотное пространство и др.

Существенное влияние на сопротивление движения оказывает и плотность среды-воздуха. Плотность воздуха уменьшается с увеличением высоты, принято считать, что при подъеме на высоту на каждые 1000 м плотность воздуха уменьшается приблизительно на 8-10 % и примерно пропорционально ей снижается сопротивление воздуха.

Необходимо отметить, что при значительных скоростях движения сила сопротивления воздуха пропорциональна квадрату скорости.

Все сказанное можно выразить математически формулой:

   (6)

где  - коэффициент сопротивления воздуха;

 - площадь лобового сопротивления, м2;

 - скорость движения, м/c.

Графическая зависимость величины силы сопротивления воздуха () от скорости движения автомобиля () представлена на рис.3.

 
 Рис. 3
Коэффициент сопротивления воздуха зависит от к
оэффициента лобового сопротивления () и плотности воздуха () и определяется по формуле:
   (7)

Для расчетов  принимают постоянной. Коэффициент  зависит от конфигурации кузова. На рис.4 показана зависимость (в условных единицах) величины  от конфигурации кузова.

 

  Рис.4

Установка на автомобиль различных выступающих деталей увеличивает лобовое сопротивление. Например, установка дополнительных фар вызывает дополнительное сопротивление  = 0,04, антенны  = 0,02.

По опытным данным коэффициент сопротивления воздуха для различных типов машин находится в пределах, указанных в таб.1.

  Таблица 1

Тип машины

Значение

гоночные

0,13 – 0,15

легковые

0,15 – 0, 35

автобусы

0,25 – 0,4

грузовые

0,5 – 0,7

автопоезда

0,55 – 0,95


Площадь лобового сопротивления определяется по следующей завис
имости
    (8)

где  - коэффициент заполнения площади;

В - ширина машины, м;

Н - высота машины по кабине или тенту, м.

Коэффициент заполнения площади для легковых автомобилей равен  = 0,78 - 0,8; грузовых  = 0,75 - 0,9 (большие значения для более тяжелых автомобилей).

Необходимо отметить, что все приведенные данные характерны для одиночных машин.

При наличии прицепа коэффициент сопротивления воздуха больше, чем для одиночной машины на 20 - 30% и увеличивается на 15-20% при добавлении следующего прицепа.

Сила сопротивления воздуха рассматривается как сосредоточенная и приложенная в центре парусности, координата, которого примерно равна

  

С целью уменьшения сопротивления воздуха, а следовательно, и снижения силы сопротивления воздуха на машине применяют скругления различных углов сопряжений, а также путем применения аэродинамических приспособлений (обтекателей).

В заключение следует отметить, что при проведении тягово-динамических расчетов при скоростях движения меньших 40 км/ч силой сопротивления воздуха пренебрегают ввиду ее малой величины.

Сила инерции()
Сила инерции () поступательного движения выраж
ается через величину ее массы и поступательного ускорения по формуле:

для автомобиля

   (9)

для прицепа

   (10)

где m - масса машины;

 m’- масса прицепа.

Сила тяги на крюке ()

В общем случае сила тяги на крюке вследствие особенностей конструкции тягово-сцепного устройства направлена под углом к дороге, но обычно этот угол не превышает 7-100, поэтому можно считать, что сила тяги на крюке параллельна дороге.

Силу тяги на крюке можно найти, если спроектировать на ось Х-Х все силы, действующие на прицеп и направленные против движения.

   (11)

Все эти слагаемые определяются по тем же формулам, что для автомобиля, но силу сопротивления воздуха можно брать приблизительно 1/3 от силы сопротивления воздуха машины.

ЛЕКЦИЯ 4

НОРМАЛЬНЫЕ РЕАКЦИИ ОПОРНОЙ ПОВЕРХНОСТИ, ДЕЙСВУЮЩИЕ НА КОЛЕСА ДВУХОСНОГО АВТОМОБИЛЯ.

Нормальные реакции опорной поверхности, действующие на колеса автомобиля непрерывно изменяются в процессе движения. Эти реакции являются определяющими для сил сопротивления качению и сил сцепления с дорогой.

Рассмотрим вначале самый простой случай, определим нормальные реакции, действующие на колеса автомобиля, стоящего на горизонтальном участке дороги.(см. рис.2.5). Величины  и  можно определить, состав сумму моментов относительно точек контакта переднего (т.А) и заднего (т.В) колес.

 

  Рис. 2.5

В данном случае

 (12)

 (13)

Далее рассмотрим более общий случай - автомобиль, движущийся с ускорением на подъем (рис.2. 6).

 

  Рис.2.6.

Составим уравнение равновесия относительно точек контакта передних и задних колес с опорной поверхностью

 (14)

 (15)

Из анализа этих уравнений видно, что при ускоренном движении на подъем реакции , будет меньше .

 

ОПРЕДЕЛЕНИЕ КООРДИНАТ ЦЕНТРА ТЯЖЕСТИ.

Положение координат центра тяжести как по длине базы, так и по высоте определяется опытным путем. Аналитически координата центра тяжести по длине базы определяется, если известно распределение веса по осям, которое обычно приводится в справочной литературе.

Так, для двухосного автомобиля, находящегося на горизонтальной площадке, из уравнения моментов относительно точек опоры колес получаем

 

  

 Рис.2.7.  Рис.2.8.

Координата центра тяжести по высоте автомобиля определяется экспериментально на специальном стенде опрокидывания (рис.2.8).  

На стенде фиксируется угол наклона платформы в момент бокового опрокидывания.

Затем определяют вертикальную координату центра тяжести по зависимости

   (15)

где - угол наклона платформы в момент опрокидывания автомобиля, рад.

Необходимо отметить, что зависимость (15) дает приближенное значение , так как она не учитывает дополнительный крен подрессоренной части автомобиля вследствие деформации подвески.

Высота центра тяжести негруженного автомобиля находится в пределах 0,65 - 1,0 м., у автомобиля с полной нагрузкой высота зависит от рода перевозимого груза и его размещения на платформе.

 

 ВНУТРЕННИЕ СИЛЫ И МОМЕНТЫ КОЛЕСНОЙ МАШИНЫ УРАВНЕНИЕ ДИНАМИКИ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ МАШИНЫ.

Внутренние силы и моменты. Потери мощности в силовой установке. Потери мощности в агрегатах трансмиссии. КПД трансмиссии. Уравнение динамики прямолинейного движения автомобиля. Первое уравнение динамики (уравнение сил). Второе уравнение динамики (уравнение мощностей).

ВНУТРЕННИЕ СИЛЫ И МОМЕНТЫ

Внутренними силами (моментами) для машины являются силы (моменты) взаимодействия между деталями ее механизмов. Это отличает внутренние силы от внешних сил взаимодействия между внешней средой и машиной.

Из внутренних сил основное влияние на условия движения машины оказывают момент двигателя и силы (моменты) сопротивления в агрегатах машины: силовой установке, силовой передаче и ходовой части.

Наличие внутренних сопротивлений обусловливает потери энергии в механизмах, из-за которых уменьшается энергия, используемая для преодоления внешних сопротивлений.

Иногда в подвеске расходуется до 20 – 30 % от общего расхода энергии при движении.

Потери мощности в силовой установке.

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 карбюраторные (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.2.9.

Рис.2.9.

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).

  

где  - текущее значение мощности двигателя, кВт;

 - максимальная мощность двигателя, кВт;

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

 - частота вращения коленчатого вала двигателя при Nmax, 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, 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 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 (Кс), зависящий от типа двигателя и автотранспортного средства. В приближенных расчетах можно принимать Кс = 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:

   

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 показано, 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 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 пе5редает крутящий момент (мощность) с КПД:

= 0,98 и конических = 0,87.

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 (Мх), 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).

  

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

УРАВНЕНИЯ ДИНАМИКИ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ АВТОМОБИЛЯ.

При движении автомобиля следует учитывать большое количество факторов, влияющих на положение автомобиля в пространстве. От них зависит взаимодействие автомобиля с дорогой и его возможности по совершению транспортной работы.

Закономерности динамики автомобиля описываются уравнениями динамики прямолинейного движения.

Уравнения динамики прямолинейного движения автомобиля устанавливают зависимость между внешними и внутренними силами и позволяют определять величины неизвестных сил, когда задано необходимое число известных.

Таких уравнений два: уравнение равновесия и уравнение мощностей.

1. Первое уравнение динамики – уравнение сил (уравнение равновесия).

Рассмотрим наиболее общий случай движения автомобиля – движение на подъем с ускорением (рис.2. 10).

Для составления уравнения спроектируем на ось Х – Х все внешние силы, действующие на автомобиль.

 

 Рис.2.10

Сгруппировав движущие силы сопротивления, получим:

 ,

где

Полученное уравнение является первым уравнением динамики в общем, виде.

Подставим в уравнение значение входящих в него сил. Силу сопротивления воздуха на прицеп учитываем увеличенным значением коэффициента сопротивления воздуха

После простейших преобразований:

Полученное выражение является уравнением динамики в развернутом виде.

Если автомобиль одиночный, т.е. = 0, тогда

Первое уравнение динамики показывает, какая сила тяги на ведущих колесах должна развиваться, чтобы преодолеть внешние силы сопротивления движению.

В первом уравнении динамики имеется два неизвестных:

сила тяги на ведущих колесах «» и ускорение «()".

Для решения уравнения необходимо составить второе уравнение, которым и будет второе уравнение динамики или уравнение мощностей.

2.Второе уравнение динамики – уравнение мощностей.

Вывод второго уравнения динамики основан на теореме о кинетической энергии: изменение мощности движущегося тела равно мощности, затраченной на преодоление сил сопротивления, действующих на пути движения.

Таким образом, в случае ускоренного движения можно записать:

  

где  - мощность двигателя за вычетом потерь на привод вспомогательных агрегатов;

 - мощность, затрачиваемая на ускорение вращения деталей двигателя, коленчатого вала, маховика с кожухом сцепления и т.д.;

 - мощность на ведущих колесах, расходуемая на преодоление внешних сопротивлений;

 - мощность, затрачиваемая на ускорение вращения колес автомобиля и непосредственно связанных с ними деталей (полуосей, полуосевых шестерен);

 - мощность, затрачиваемая на ускорение вращения колес прицепа.

Выразим значения мощности, затрачиваемой на преодоление внешних сопротивлений NВК через первое уравнение динамики, а мощностей, затрачиваемых на раскрутку вращающихся деталей автомобиля и прицепа через моменты их инерции.

 

 

 

где  - момент инерции вращающихся деталей двигателя, приведенной к маховику;

 - момент инерции колес автомобиля;

 - момент инерции колес прицепа;

- угловые скорости соответственно двигателя, колес автомобиля и колес прицепа.

Выразив значения угловых скоростей через скорость движения автомобиля ( ) и подставим эти значения в вышеназванные выражения получим:

где  - радиусы колеса соответственно автомобиля и прицепа;

 - передаточное число трансмиссии;

 - к.п.д. трансмиссии.

Подставим значения в вышеназванные выражения , и после преобразования получим:

где  - сила тяги по двигателю

Указанное уравнение называют вторым уравнением динамики (уравнением мощн6ости) в развернутом виде:

Выражение, взятое в скобках, в уравнении часто для сокращения записи заменяют символом «δ» и называют коэффициентом учета вращающихся масс, т.е.

 

Тогда уравнение мощности примет вид:

 

Это уравнение в литературе принято называть уравнением тягового баланса, которое показывает расход мощности двигателя на движение автопоезда с дополнительными затратами на разгон автопоезда.

ЛЕКЦИЯ 5

Смысл безразмерного коэффициента учета вращающихся масс состоит в том, что он позволяет все слагаемые, имеющие размерность массы (показывающие меру инерционности) заменить одним слагаемым – массой машины, увеличенной в «  » раз.

Физический смысл коэффициента учета вращающихся масс состоит в том, что в динамике (с учетом разгона или торможения) автомобиля инерционные составляющие зависят не просто от наличия тех или иных масс. Разгон или замедление, которых приводит к появлению дополнительных сил, а от наличия в составе автомобиля массивных быстровращающихся элементов, которые обладают способностью накапливать кинетическую энергию при разгоне, и отдавать ее при замедлении автомобиля.

Эти быстровращающиеся элементы автомобиля напоминают инерционный двигатель, представляющий собой массивный маховик, запасающий кинетическую энергию на стоянке при его раскрутке и отдающий энергию движущемуся транспортному средству.

Конечно, роль вращающихся масс на реальных автомобилях не столь значительна, как в случае использования инерционного двигателя, но в ряде случаев учет их совершенно необходим.

Так, в случае движения одиночного автомобиля доля энергии, идущая на разгон вращающихся масс относительно больше, чем в случае движения автопоезда.

Для одиночного автомобиля уравнение тягового баланса имеет вид:

,

где  

Из приведенной формулы видно, что величина коэффициента «  » зависит от большого числа параметров, но наиболее существенный вклад обеспечивает величина общего передаточного отношения трансмиссии «mр».

Расчет показывает, что при движении на высшей передаче величина «  » составляет 1,04 – 1,09 а при переходе на низшие передачи эта величина в некоторых случаях достигает 4 – х единиц.

Это означает, что при разгонах на высших передачах доля энергии, затрачиваемой на раскрутку вращающихся деталей автомобиля относительно невелика по сравнению с долей энергии, расходуемой на увеличение скорости движения всего автомобиля.

На низших передачах, поскольку кинетическая энергия самого автомобиля сравнительно мала, а затраты на разгон вращающихся деталей практически такие же как и на высших передачах, отношение затрат мощности резко изменяется в связи с чем величина коэффициента возрастает.

Если величины моментов инерции двигателя и колес неизвестны, то для ориентировочных расчетов, а также для контроля правильности определения порядка величины «  » можно пользоваться эмпирической формулой:

где  - коэффициент, учитывающий вращающиеся массы колес принимают  = 0,03 + 0,05

 - коэффициент, учитывающий вращающиеся массы элементов трансмиссии двигателя:

 - передаточное число трансмиссии.

Иногда требуется определить коэффициент учета вращающихся масс при движении накатом. В этом случае в формуле расчета «  » часть параметров принимают равной нулю ( ,  ). Тогда на величину коэффициента влияют только параметры колес. В этом случае коэффициент учета вращающихся масс принимают равным - 1,05

Такого же порядка берется коэффициент для расчета инерционной силы для прицепа.

При равномерном движении изменение скорости равно нулю, а значит, инерционная сила также равна нулю.

при

Тогда сила тяги по двигателю равна окружной силе на ведущих колесах

 

В случае замедленного движения автомобиля, вращающиеся массы двигателя и трансмиссии вследствие своей инерционности стараются поддержать высокую скорость движения, что необходимо учитывать при торможении автомобиля, преодолении препятствий с разгона и т.п.

При разгоне с точки зрения экономичности желательно переходить на высшие передачи, как только позволяют дорожные условия, т.к. доля энергии, затрачиваемая непосредственно на ускорение движения автомобиля на высших передачах выше.

В случае использования на автомобиле непрерывной (но ступенчатой передачи. Например, гидромеханической, величина коэффициента учета масс может находиться несколько иначе, т.к. для непрерывной передачи происходит изменение передаточного отношения в ходе изменения скорости автомобиля.

где  - постоянное передаточное отношение в планетарной или вальной коробке передач, соединенной с гидротрансформатором;

 - передаточное отношение гидротрансформатора;

 - угловая скорость ведущего вала гидротрансформатора;

 - угловая скорость ведомого вала гидротрансформатора.

Производная  характеризует зависимость изменения угловой скорости ведущего вала гидротрансформатора от изменения угловой скорости ведомого вала (т.е. «прозрачность»).

ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА АВТОМОБИЛЯ.

Режимы движения машины. Тягово–скоростные свойства машины. Тяговые расчеты машин. Поверочный тяговый расчет машины с механической ступенчатой трансмиссией. Тяговая и динамические характеристики машины

Одним из основных путей повышения эффективности использования автомобильной транспортной техники (АТС) является повышение технического уровня конструкции автомобилей и, прежде всего, повышение их тягово – скоростных свойств.

Тягово – скоростные свойства являются одним из наиболее важных эксплуатационных свойств колесных машин, определяющих их целевое назначение, поэтому данная тема в курсе «Теория, конструкция и расчет колесных машин» занимает особое место.

РЕЖИМЫ ДВИЖЕНИЯ МАШИНЫ. ТЯГОВО – СКОРОСТНЫЕ СВОЙСТВА АВТОМОБИЛЕЙ.

Колесные машины любого типа предназначены для осуществления транспортной работы, т.е. для перевозки полезного груза. Способность машины к совершению полезной транспортной работы оценивают ее тягово – скоростными свойствами.

Тягово – скоростными свойствами называют совокупность свойств, определяющих возможные по характеристикам двигателя или сцепления ведущих колес с дорогой, диапазоны изменения скоростей движения и предельные интенсивности разгона автомобиля при его работе на тяговом режиме в различных дорожных условиях.

Обобщенным показателем, по которому наиболее полно можно оценивать скоростные свойства колесной машины; является средняя скорость движения ().

Средняя скорость движения – это отношение пройденного пути ко времени «чистого» движения:

 

где  - пройденный путь;

- время чистого движения машины.

Средняя скорость движения определяется дорожными (грунтовыми) условиями и режимами движения машины.

Для колесных машин характерно чередование движения по магистральным шоссе с движением по грунтовым дорогам, либо с движением в условиях бездорожья.

Скоростные режимы можно разделить на два вида:

движение с установившейся скоростью;

движение с неустановившейся скоростью.

Строго говоря, режим первого вида практически не существует, т.к. всегда на любых дорогах есть хотя бы небольшие изменения сопротивления движению (подъемы, спуски, неровности покрытия дороги и т.д.), вызывающие изменение скорости движения машины.

Режим движения машины с установившейся скоростью можно рассматривать как условный. Под этим режимом следует понимать такой, при котором изменения скорости малы относительно средней скорости движения на данном участке пути. На низших передачах такие режимы тем более отсутствуют.

В общем случае скоростные режимы движения машины складываются из следующих фаз:

разгон с места с переключением передач от скорости, равной нулю, до конечной скорости разгона;

равномерного движения со скоростями, которые можно принять за установившееся и равным конечной скорости разгона;

замедления от скорости, равной конечной скорости разгона или установившегося движения, до начальной скорости торможения;

торможения от конечной скорости замедления до скорости, равной нулю.

В настоящее время проверка скоростных свойств колесных машин выполняются по ГОСТ 22576-90 «Автотранспортные средства, скоростные свойства. Методы испытаний». Этим же стандартом определяются условия и программы контрольных испытаний, а также комплекс измеряемых параметров.

Испытания по оценке скоростных свойств автомобилей и автопоездов приводятся при нормальной нагрузке на прямолинейном отрезке горизонтальной дороги с цементно-бетонным покрытием. Уклоны ее не должны превышать 0,5% и иметь длину более 50 м. Испытания проводятся при скорости ветра не более 3 м/c и температура воздуха – 5…+250 С.

Основными оценочными показателями скоростных свойств автомобилей и автопоездов являются:

максимальная скорость;

время разгона до заданной скорости;

скоростная характеристика «Разгон – выбег»;

скоростная характеристика «Разгон на передаче, обеспечивающей максимальную скорость».

Максимальная скорость автомобиля – это максимальная скорость, развиваемая на горизонтальном ровном участке дороги.

Определяется она путем измерения времени проезда автомобилем мерного участка дороги длиной 1 км. До выезда на мерный участок автомобиль на участке разгона должен достичь максимально возможной установившейся скорости.

Скоростная характеристика «разгон – выбег» представляет собой зависимость скорости  от пути  и времени  разгона автомобиля с места и выбега до остановки.

 Рис. 1.

Скоростная характери-стика «разгон – выбег»

а) по времени б) по пути; 2,3 – разгон 1,4 – выбег

Характеристикой «разгон – выбег» оценивается сопротивление движению автомобиля.

Скоростные характеристики «Разгон на передаче, обеспечивающей максимальную скорость» – это зависимости скорости автомобиля  от пути  и времени  разгона при движении автомобиля на высшей и предшествующей передачах. Разгон начинается с минимально устойчивой для данной передачи скорости путем резкого нажатия до упора на педаль подачи топлива.

 

 Рис.2

Скоростная характеристика «Разгон на высшей передаче».

а) по времени  б) по пути

Время разгона на заданном участке (400м и 1000м ), а также время разгона до заданной скорости устанавливают обычно по характеристике «разгон – выбег».

Для грузовых автомобилей заданной скоростью является 80 км/час, а для легковых – 100 км/час.

Оценочным показателем тяговых свойств является максимальный угол подъема, преодолеваемого автомобилем с полной массой при движении по сухому твердому ровному покрытию на низшей передаче в КП и РК.

В соответствии с ГОСТ В 25759-83 «Автомобили многоцелевого назначения. Общие технические требования» – максимальный угол подъема для полноприводных автомобилей должен быть – 300 С.

Данный показатель одновременно является одним из оценочных показателей проходимости автомобиля.

Косвенным параметром, в значительной степени определяющим уровень тяговых свойств автомобиля, является удельная мощность.

Удельная мощность – это отношение максимальной мощности двигателя к полной массе автомобиля или автопоезда:

 

где  - максимальная мощность двигателя, кВт;

 - масса соответственно автомобиля и прицепа, т.

Удельная мощность как показатель характеризует энерговооруженность автомобиля или автопоезда. Особенно важен данный показатель при сравнении между собой автомобилей различного типа, как участников единого транспортного потока, в частности, автомобильных колонн.

Для легковых автомобилей удельная мощность колебается в пределах 40 – 60 кВт/т, для грузовых колесных машин – 9,5 – 17,0 кВт, для автопоездов – 7,5 – 8,0 кВт/т.

Оценочные характеристики тягово – скоростных свойств автомобилей определяются в ходе испытаний или могут быть получены в ходе выполнения тяговых расчетов.

ТЯГОВЫЕ РАЧЕТЫ МАШИН. ПОВЕРОЧНЫЙ ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ МАШИНЫ С МЕХАНИЧЕСКОЙ СТУПЕНЧАТОЙ ТРАНСМИССИЕЙ.

Тяговые расчеты машин.

Тяговые расчеты устанавливают зависимость между конструктивными параметрами машин () и параметрами ее тягово – скоростных свойств (  и т.д.).

Различают два вида тяговых расчетов:

поверочный;

проектный.

Поверочный тяговый расчет выполняется для существующего автомобиля, конструктивные параметры которого известны. В ходе расчета определяются основные и ряд частных показателей тягово – скоростных свойств. По результатам поверочного расчета выполняется ряд графиков (в функции скорости движения):

тяговая характеристика автомобиля (может не выполняться);

динамическая характеристика автомобиля;

график ускорений автомобиля;

график времени разгона автомобиля;

график пути разгона автомобиля.

Проектный тяговый расчет имеет целью определение по заданным параметрам тягово – скоростных свойств конструктивных параметров автомобиля. Порядок выполнения проектного тягового расчета автомобиля будет рассмотрен позднее.

Поверочный тяговый расчет машины с механической ступенчатой трансмиссией.

Исходными данными для выполнения поверочного тягового расчета автомобиля с механической ступенчатой трансмиссией являются:

полная масса автомобиля и прицепа  и  , а также распределение массы автомобиля по осям  и  ,  и

колесная формула автомобиля;

радиусы качения колес автомобиля и прицепа  и  ;

передаточные числа агрегатов трансмиссии (коробки передач и раздаточной коробки – на каждой ступени)  

параметры аэродинамической характеристики автомобиля  и А;

параметры, характеризующие дорожные условия, для которых выполняется расчет  ; ;

параметры для учета влияния вращающихся масс автомобиля и прицепа на скоростные свойства  ;  ;

внешняя скоростная характеристика двигателя автомобиля.

Основная часть исходных данных выбирается из тактико – технических характеристик, которые приведены в технических описаниях автомобилей и другой справочной литературы.

Ряд исходных данных определяется расчетным путем по формулам, приведенным при изучении темы «Взаимодействие колеса с опорной поверхностью» и темы «Динамика прямолинейного движения машины»

(  ).

ЛЕКЦИЯ 6

Поверочный тяговый расчет автомобиля выполняется в следующей последовательности:

1. По внешней скоростной характеристике двигателя, задавшись 5 – 6 значениями частоты вращения вала двигателя, определяют мощность двигателя при каждой из выбранных частот вращения (по формуле Лейдермана).

  (2)

При выборе частот вращения коленчатого вала () для определения мощности двигателя необходимо, чтобы в качестве их были обязательно приняты следующие частоты:

минимальная устойчивая частота вращения вала двигателя

( = 800 – 1000 об/мин);

частота вращения вала двигателя, соответствующая максимальному крутящему моменту двигателя ():

 частота вращения, соответствующая максимальной мощности двигателя ();

максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, (если приведена в ТТХ автомобиля).

Остальные частоты вращения

выбираются так, чтобы обеспечи-валась более или менее равномерная разбивка диапазона частот.

Если внешняя скоростная характеристика отсутствует, то по известной максимальной мощности двигателя и соответствующей ей частоте вращения коленчатого вала, используя формулу Лейдермана, находят значения мощности для 5 – 6 значений частот вращения вала двигателя, при этом обязательно одно из значений частот вращения вала двигателя должно соответствовать максимальному крутящему моменту.

  1.  Определение мощности двигателя с учетом потерь на привод дополнительных механизмов производится для всех значений по формуле:

 

3. Определение передаточных отношений (чисел) трансмиссии на каждой передаче в коробке передач и раздаточной коробке определяются как произведение

 

где - передаточное отношение коробки передач на  - той передаче;

 - передаточное отношение раздаточной коробки на ( - ой передаче).

4. Определение скоростей движения автомобиля при различных частотах вращения коленчатого вала двигателя на каждой передаче в коробке передач и раздаточной коробке определяются по формуле:

5.Определение КПД трансмиссии по формулам:

 

При этом считаем, что КПД трансмиссии не зависит от режима работы и остается постоянным.

6. Определение силы тяги по двигателю, построение, при необходимости, тяговой характеристики автомобиля и ее анализ

 

7. Определение силы сопротивления воздуха:

 

8. Определение свободной силы тяги .

9. Определение динамического фактора. Построение динамической характеристики и ее анализ

 

10. Определение приемистости автомобиля. Построение графиков ускорений, пути и времени разгона автомобиля и их анализ.

3. ТЯГОВАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКИ МАШИНЫ.

  1.  Тяговая характеристика колесной машины.

При изучении темы «Динамика прямолинейного движения» были рассмотрены уравнения прямолинейного движения колесной машины и, в том числе, уравнение тягового баланса (уравнение мощностей) для одиночной машины:

 (3)

Данное уравнение гласит: сумма всех сил сопротивления разгону

(  ), в любой момент времени равна силе тяги по двигателю.

Решения уравнения тягового баланса могут быть выражены в виде графика, называемого тяговой характеристикой колесной машины.

Тяговая характеристика машины – это зависимость силы тяги по двигателю от скорости движения машины на всех передачах в коробке передач и раздаточной коробке, т.е.:

   (4)

Ранее были установлены формулы, по которым определяется величина силы тяги по двигателю и скорость движения машины:

   (5)

где  - мощность двигателя за вычетом потерь на привод дополнительных механизмов;

 - КПД трансмиссии;

 - скорость движения машины.

   (6)

где  - частота вращения коленчатого вала двигателя, (об/мин) мин-1;

 - радиус «чистого» качения колеса;

 - передаточное отношение трансмиссии на  - той передаче в раздаточной коробке.

   

Порядок определения всех названных выше был рассмотрен ранее.

Свободная сила тяги – это разность силы тяги по двигателю и силы сопротивления воздуха:

Недостатком тяговой характеристики является то, что она не позволяет сравнивать между собой колесные машины, обладающие различной массой и мощностью двигателя, и устанавливать, какие из них по своим тягово – скоростным свойствам являются лучшими.

3.2. Динамическая характеристика колесной машины.

В большинстве случаев определение и анализ тяговых и скоростных свойств колесных машин целесообразно проводить по безмерным параметрам.

Рассмотрим снова уравнение тягового баланса одиночной колесной машины:

 Рис.4.

линии 1, 2, 3, 4 – кривые зависимости соответственно на 1, 2, 3, 4 передачах в коробке передач;

линии 1/, 2/, 3/, 4/ - кривые зависимости свободной силы тяги, на разных передачах;

----- - линии, соответствующие различным значениям .

Перенесем силу сопротивления воздуха  в левую часть уравнения и разделим все его члены на вес машины  , а также, учитывая то, что  =  получим:

 

После сокращения получим:

 

Обозначим:

 

где  - динамический фактор машины.

Тогда:

   (8)

Динамический фактор – это отношение свободной силы тяги машины к ее весу.

Динамический фактор – величина безмерная и переменная. Он представляет собой часть удельного тягового усилия, используемого на преодоление сопротивления качению, подъему и на разгон машины.

Наибольшие значения динамический фактор имеет при движении машины на низших передачах в коробке передач и раздаточной коробке, наименьшее на высшей передаче.

Так, для полноприводных колесных машин

= 0,65 + 0,75 , а  = 0,05 + 0,09.

Динамический фактор автопоезда определяется из следующего выражения:

 

Рис.5.Динамическая характеристика автомобиля с 5 – ти ступенчатой коробкой передач.

Если пренебречь силой сопротивления воздуха движению прицепа  , то проведя преобразования, получим:

(9)

где  - динамический фактор автопоезда

D - динамический фактор автомобиля;

 - вес соответственно автомобиля и прицепа.

Графическое изображение зависимости динамического фактора от скорости движения машины на каждой из передач в коробке передач и раздаточной коробке называется динамической характеристикой машины.

Особым точками динамической характеристики, по которым целесообразно проводить сравнение тягово – скоростных свойств колесных машин, являются:

максимальная скорость  и динамический фактор при максимальной скорости  ;

максимальное значение динамического фактора на высшей передаче  и соответствующая ему скорость  (критическая);

максимальное значение динамического фактора  на низшей передаче и соответствующая ему скорость  .

На каждой передаче динамический фактор имеет максимальное значение при определенной скорости движения, называемой критической для данной передачи.

Движение автомобиля со скоростью, превышающей критическую, является устойчивым (если  >  ).

Рис.6.График зависимости динамического фактора автомобиля на одной из передач.

Действительно, если при коэффициенте сопротивления  машина движется со скоростью  , то при некотором повышении сопротивления, например, до значения  , скорость машины уменьшится до  , а динамический фактор увеличивается до значения.

При уменьшении  до значения  скорость машины возрастает, динамический фактор уменьшается.

Таким образом, при движении машины со скоростью, большей (критической), автоматически поддерживается устойчивым режим движения.

При движении со скоростью меньшей  (критической), например,  увеличение  до значения  будет сопровождаться уменьшением скорости и динамического фактора, что в итоге должно привести к тому, что двигатель остановится, если своевременно не будет включена более низкая передача.

Таким образом, движение машины со скоростями в пределах  устойчиво, а со скоростями в пределах  неустойчиво.

Важным условием нормальной работы автомобиля является и перекрытие характеристик, т.е. выполнения условия:

 

где  - скорость конца разгона автомобиля на - той передаче в КП;

- скорость начала разгона автомобиля на следующей более высокой передаче

Рис.7.Перекрытие характеристик

а) неправильно  б) правильно

Выполнение условия  обеспечивается правильным выбором передаточных чисел в КП.

В случае неправильного выбора передаточных чисел КП (ри.7а) затрудняется переключение передач в КП и последующий разгон автомобиля.

Динамическую характеристику строят для автомобиля с полной нагрузкой. При эксплуатации автомобиля масса, а следовательно, и вес перевозимого груза изменяется, поэтому возникает необходимость установить влияние изменения нагрузки на величину динамического фактора.

Анализ формулы  свидетельствует о том, что при уменьшении веса автомобиля (уменьшении веса перевозимого груза) динамический фактор увеличивается.

Так, для снаряженного автомобиля ( без груза) динамический фактор может быть найден по формуле:

 

где  - вес снаряженного автомобиля (без груза) с водителем;

 - полный вес автомобиля (с грузом).

Динамическая характеристика позволяет решать широкий круг практических задач, связанных с движением автомобиля. Эти вопросы будут рассмотрены в следующей лекции.

 

ЛЕКЦИЯ7

ТЕМА : ТЯГОВО-СКОРОСТНЫЕ СВОЙСТВА АВТОМОБИЛЯ.

Приемистость автомобиля.

Использование динамической характеристики для решения практических задач

Приемистость автомобиля. Путь и время разгона. Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на тягово-скоростные свойства машины

 ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ ДЛЯ РЕШЕНИЯ ПРАКТИЧЕСКИХ ЗАДАЧ.

По динамической характеристике можно определять параметры, характеризующие тягово-скоростные свойства автомобиля, а также его возможности по преодолению различных дорожных сопротивлений.

1. Определение скоростей движения в заданных дорожных условиях

Максимальная скорость движения обычно определяется на дорогах с минимальным сопротивлением. Дорожные условия при этом характеризуются нулевым подъемом (О) и коэффициентом сопротивления качению  равным . Тогда, при равномерном движении:

На динамическую характеристику наносят график зависимости.

Поскольку коэффициент сопротивления дороги не зависит от скорости, то график  представляет собой прямую линию, параллельную оси абсцисс.

Проекция точки пересечения данной прямой с гра-

графиком зависимости  на высшей передаче (точка "а") на ось абсцисс, определяет максимальную скорость автомобиля.

Если линия графика  располагается между линиями графиков динамического фактора  двух соседних передач и не пересекается с ними, то это означает, что движение возможно на низшей из указанных передач со скоростями в диапазоне  при неполной подаче топлива.

Рис. 1. Определение скорости движения автомобиля

Если линия графика  пересекает кривую графика  в двух точках, то это свидетельствует о возможности движения автомобиля со скоростями, изменяющимися в диапазоне .

2. Определение возможности движения автомобиля по сцеплению

Необходимым и достаточным условием для движения автомобиля является выполнение условий двойного неравенства:

  (1)

где  - вес автомобиля при заданной полной нагрузке;

 - сила тяги по сцеплению;

 - коэффициент сопротивления движению;

  (2)

где  - вес, приходящийся на ведущие колеса при заданной

 - полезной нагрузке (сцепной вес);

 - коэффициент сцепления шин с дорогой.

Разделим указанное выше неравенство на , получим:

  (3)

где  - динамический фактор автомобиля при заданной полезной нагрузке.

Обозначим  ,  (4)

где - динамический фактор по сцеплению при задан-ной полезной нагрузке.

Для полноприводных автомобилей (если включены все мосты):

  (5)

При малых значениях угла  для полноприводных автомобилей

 

Окончательно имеем двойное неравенство:

  (6)

Возможность движения автомобиля по сцеплению определяется по динамической характеристике.

На график динамической характеристики в соответствующем масштабе (с учетом веса полезной нагрузки) наносят графики

При этом возможны следующие случаи:

1.  - движение по условиям сцепления невозможно.

2.  - движение возможно.

Рис. 2. Определение возможности движения автомобиля по сцеплению

3.  - движение возможно, но в интервале скоростей  вероятно пробуксовка колес при разгоне.

4.  - движение невозможно.

В первом случае, несмотря на то, что значение динамического фактора на передаче больше величины коэффициента сопротивления дороги, движение автомобиля по условиям сцепления невозможно.

Во втором случае движение автомобиля возможно на данной передаче во всем диапазоне скоростей, соответствующих этой передаче.

В третьем случае движение автомобиля по условиям сцепления возможно, однако в интервале  скоростей в случае попытки разгона вероятно пробуксовка колес. Превышение динамического фактора над сцепными возможностями автомобиля в интервале  невозможно использовать для преодоления увеличенных сопротивлений движению.

В четвертом случае движение невозможно, т.к. .

3. Определение наибольших углов подъема, которые способен преодолевать автомобиль

Величина угла подъема, который способен преодолеть автомобиль на дороге с известным типом покрытия, ограничена сцеплением ведущих колес с опорной поверхностью и тяговыми свойствами автомобиля.

Величина угла подъема, ограниченного сцепными возможностями колес автомобиля при его равномерном движении, определяется из равенства:

  (7)

Откуда

  (8)

Из этого выражения легко определяется угол подъема ,ограниченный возможностями автомобиля по реализации сцепления шин с дорогой.

Величины углов подъемов, преодолеваемых автомобилем на передачах, зависят также и от его тяговых свойств.

Величину угла подъема, преодолеваемого автомобилем по тяговым возможностям можно определить по следующей зависимости

Отсюда, угол подъема определяется по формуле:

  (9)

Если в данную формулу подставить максимальное значение динамического фактора  на каждой передаче в КП, то можно найти наибольшие углы подъемов, преодолеваемых автомобилем на каждой передаче:

 (10)

Найденные по данной формуле максимальные углы подъемов необходимо сравнить с наибольшим углом подъема, преодолеваемым автомобилем по условиям сцепления колес с опорной поверхностью.

Найденные углы должны быть меньше или равны максимальному углу, преодолеваемому автомобилем по условиям сцепления колес с опорной поверхностью.

4. Определение возможности буксировки прицепа

Для того, чтобы автомобиль в заданных дорожных условиях мог двигаться с прицепом, необходимо, чтобы сила тяги на крюке была бы больше силы сопротивления движению прицепа и меньше разности предельно возможной силы тяги по сцеплению и силы сопротивления движению автомобиля:

  (11)

где  - сила тяги на крюке автомобиля. Она может быть найдена по формуле:

  (12)

 - сила сопротивления движению прицепа; если пренебречь сопротивлением воздуха, то она определяется по формуле:

  (13)

где  - вес буксируемого прицепа.

Разделим все члены неравенства (11) на . После преобразований получим:

 (14)

 ПРИЕМИСТОСТЬ АВТОМОБИЛЯ. ПОКАЗАТЕЛИ ПРИЕМИСТОСТИ

Приемистостью называется способность автомобиля быстро увеличивать скорость при трогании с места или переключении ступеней в коробке передач.

Это свойство автомобиля имеет особенно большое значение в условиях городского движения при частных остановках и троганиях с места, а также характеризует быстроту осуществления обгонов в условиях загородного движения.

Приемистость автомобиля характеризуется величиной ускорений, которые может развивать автомобиль при разгоне на каждой передаче. Кроме того, приемистость автомобиля оценивается такими параметрами, как время разгона до заданной скорости и длине пути разгона до заданной скорости.

 

Рис. 3.График ускорений автомобиля

1. Ускорение автомобиля при разгоне

Ускорение автомобиля на передачах может быть определено по динамической характеристике.

Вспомним уравнение тягового баланса автомобиля:

  (15)

где  - ускорение автомобиля. Обозначим  и решим уравнение относительно ускорения.

Тогда:

  (16)

При известной скорости движения  определяется динамический фактор . Зная дорожные условия, можно найти значение коэффициента сопротивления дороги  по формуле:

  (17)

Коэффициент учета вращающихся масс  находится для соответствующей передачи по ранее приведенным формулам.

Определение величины ускорений автомобиля на каждой передаче в коробке передач и раздаточной коробке при различных скоростях движения (частотах вращения вала двигателя), строим график зависимости ускорений автомобиля от скорости (рис.3)

Анализируя график ускорений автомобиля, видим, что расположение кривых  на передачах отличается от расположения кривых  на графике динамической характеристики.

Так, у некоторых автомобилей величины ускорений на второй передаче могут быть несколько больше величин ускорений на первой передаче. Это объясняется тем, что при разгоне автомобиля на первой передаче большая часть энергии двигателя затрачивается на увеличение кинетической энергии вращающихся масс (коэффициент  на первой передаче имеет большое значение), меньшая часть мощности двигателя расходуется на увеличение скорости автомобиля.

Исходя из этого, первую передачу следует использовать не для разгона автомобиля, а только при трогании с места.

Графики ускорений автомобиля не предшествующей и последующей передачах могут пересекаться (точки а, б). Пересечение кривых указывают, что величины ускорений одинаковы для обеих передач при скоростях движения соответственно  и . Именно при этих скоростях движения целесообразно переходить на после дующую(повышающую) передачу, т.к. дальнейший разгон на предшествующей передаче дает меньше приращения скорости. В соответствии с этим, скорости  и, соответствующие точкам "в" и "г", также используют для включения последующих (повышающих) передач.

Переключение передач при других скоростях движения ведет к увеличению времени переключения передач и, следовательно, увеличению времени буксования сцепления при разгоне автомобиля.

Величина ускорений грузовых автомобилей на низших передачах может достигать 1,7...2,0 м/с2, а на высших передачах - 0,25...0,5 м/с2.

У легковых автомобилей величина ускорений может достигать соответственно 2,0...2,5 м/с2 и 0,8...1,2 м/с2 ..Так как величина ускорений при разгоне непрерывно изменяется, то этот параметр не позволяет в полной мере оценивать приемистость автомобиля.

Для этого используются следующие показатели; время разгона до заданной скорости движения и путь разгона до заданной скорости.

2.2. Время разгона автомобиля до заданной скорости движения

Время разгона - это время, и течение которого автомобиль увеличивает свою скорость в заданных пределах.

Заданной скоростью является скорость:

для грузовых автомобилей - 80 км/час.;

для легковых автомобилей - 100 км/час.

Из выражения  имеем:

 или  (18)

где  - величина, обратная ускорению, с2/м.

Определение времени разгона автомобиля осуществляется графическим интегрированием. Для этого необходимо построить график величин, обратных ускорениям в функции скорости (рис.4)

Площадь под  кривыми на передачах, ограниченная ординатами  и  и осью абсцисс, пропорциональна времени разгона автомобиля до заданной скорости.

Для построения графика времени разгона автомобиля площадь под кривыми  разбиваем на несколько участков (количество участков определяется числом передач в КП).

 Рис. 4.График величин, обратных ускорениям

Тогда:   (19)

где  - сумма площадей участков под кривыми  мм2;

 ,  (20)

где- масштаб величин, обратных ускорениям, с2/м/мм;

 - масштаб скорости, м/с/мм.

Если определять время разгона  от начальной скорости до , затем от  до  и т.д. с нарастающим итогом,

например:

,

то по найденным значениям времени  можно построить график зависимости , называемый графиком времени разгона автомобиля.

Рис. 5. График времени разгона автомобиля

Рис. 6. График разгона автомобиля (по времени)

Для грузовых автомобилей по экспериментальным данным время разгона до скорости 80 км/ч находится в пределах 30-60 с.

Фактически, при переключении передач, скорость движения автомобиля снижается, поэтому график разгона имеет ступенчатый вид (рис.6).

Падение скорости при переключении передач зависит от продолжительности переключения, которая, в свою очередь, определяется конструкцией коробки передач и навыками водителя.

Т.к. затраты времени на переключение передач автомобиля разных марок примерно одинаковы, то при их сравнении эти затраты можно не учитывать.

2.3. Путь разгона автомобиля до заданной скорости

В случае движения автомобиля с переменной скоростью

 ,

откуда

 

Проинтегрировав, получим:

  (21)

где  - путь разгона автомобиля до заданной скорости.

Проинтегрировав это уравнение в пределах от  до , можно получить путь, на котором автомобиль, начиная со скорости, равной нулю, достигает заданной скорости.

Интегрирование данного уравнения также выполняется графически. Для этого используется график времени разгона автомобиля (рис.5).

Площадь слева от кривой графика , ограниченная осью ординат и абсцисс  пропорциональная пути разгона .

Для построения графика пути разгона автомобиля разбиваем указанную выше площадь на несколько участков  и подсчитываем площадь каждого из них.

Тогда  ,  (22)

где - путь разгона автомобиля до заданной скорости, м;

 - сумма площадей участков слева от кривой,

 - масштаб пути разгона, м/мм2.

,

где  - масштаб времени, с/мм;

 - масштаб скорости, м/с/мм;

Для каждого участка нарастающим итогом подсчитывается путь:

После определения пути, проходимого автомобилем на каждом участке можно построить график пути разгона автомобиля.

Для современных грузовых автомобилей с механической ступенчатой трансмиссией путь разгона до заданной скорости (80 км/ч) составляет 300-1000 м.

Рис. 7. График пути разгона автомобиля

Чем меньше путь и время разгона до заданной скорости, тем лучше приемистость автомобиля и, следовательно, выше его тягово - скоростные свойства.

ЛЕКЦИЯ 8

 ВЛИЯНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ И ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ФАКТОРОВ НА ТЯГОВО-СКОРОСТНЫЕ СВОЙСТВА МАШИН

Какие же факторы влияют на тягово - скоростные свойства машины?

С целью выявления факторов, влияющих на тягово-скоростные свойства машин и их изучения необходимо рассматривать систему: автомобиль-среда-дорога-водитель.

 Рис 8. Система водитель-автомобиль-дорога-среда

Все факторы, влияющие на тягово-скоростные свойства машин, можно разделить на две группы:

конструктивные;

эксплуатационные.

К конструктивным факторам, влияющим на тягово-скоростные свойства машин, относятся:

вес машины и ее аэродинамические характеристики .

Удельная мощность и внешняя скоростная характеристика двигателя ;

Тип трансмиссии, ее КПД, а также передаточные числа трансмиссии в целом и входящих в нее агрегатов ;

Конструкция подвески и шин.

К эксплуатационным факторам, влияющим на тягово-скоростные свойства машин, относятся:

состояние окружающей среды (атмосферное давление, температура воздуха, видимость);

квалификация водителя и стиль управления автомобилем;

техническое состояние автомобиля и прежде всего его двигателя.

1Вес машины и ее аэродинамические характеристики

Проанализируем формулу для определения динамического фактора машины:

Из формулы следует, что с увеличением веса машины динамический фактор снижается, что свидетельствует об ухудшении ее тягово-скоростных свойств. Прежде всего это скажется на приемистости машины: будут увеличиваться время и путь разгона.

Существенное влияние на величину динамического фактора при движении автомобиля на высоких скоростях оказывает сила сопротивления воздуха:

С увеличением лобовой площади и ухудшением обтекаемости машины ее тягово-скоростные свойства также ухудшаются.

2 Удельная мощность и внешняя скоростная характеристика двигателя

С увеличением удельной мощности улучшаются тягово-скоростные свойства машины, однако, при значительном увеличении удельной мощности двигателя ухудшается топливная экономичность автомобиля.

При одинаковой номинальной мощности двигателей характер изменения их внешних скоростных характеристик может быть различным.

Рассмотрим внешние скоростные характеристики двух двигателей одинаковой максимальной мощности, но коэффициенты приспособляемости по крутящему моменту которых различны. (рис.8)

Рис. 9. Внешние скоростные характеристики двигателей

Из графика видно, что при установке двигателя с большим коэффициентом приспособляемости (характеристика 1) запас мощности, который может быть использован автомобилем для разгона при движении по дороге с определенным сопротивлением будет большим, чем в случае установки другого двигателя (характеристика 2). Из этого следует, что при установке двигателя с характеристикой 1 автомобиль будет обладать лучшей приемистостью и, следовательно, большей средней скоростью.

Влияние числа ступеней в КП (трансмиссии) на тягово-скоростные свойства автомобиля

Рассмотрим динамические характеристики двух автомобилей. Отметим, что первый из них имеет двухступенчатую коробку передач, а второй - четырехступенчатую (рис.9)

Рис. 9. Динамические характеристики автомобилей:

а) автомобиля с 2-х ступенчатой КП; б) автомобиля с 4-х ступенчатой КП.

 

Предположим, что  а . Из графиков видно, что автомобиль с 4-х ступенчатой КП может преодолевать сопротивления, характеризуемые, например, коэффициентом сопротивления движению  со скоростью  при включенной 3-ей передаче, а автомобиль в 2-х ступенчатой КП - лишь при включенной 1-ой передаче со скоростью  (правда при частичной подаче топлива).

При этом видим, что . Из рассмотренного примера можно сделать вывод, что средние скорости движения автомобиля с 4-х ступенчатой КП будут выше, чем у автомобиля с 2-х ступенчатой КП.

3Тип трансмиссии

Из сказанного выше можно также заключить, что наилучшие тягово-скоростные свойства будет иметь автомобиль, имеющий в трансмиссии коробку передач с бесконечно большим числом передач (автомобиль с бесступенчатой трансмиссией).

К бесступенчатым (непрерывным) трансмиссиям относятся, прежде всего, гидравлические и электрические трансмиссии, а также механические трансмиссии с фрикционными вариаторами.

Но вследствие более низких КПД бесступенчатых трансмиссий в сравнении с механическими, эти трансмиссии пока не нашли широкого применения.

Передаточное число трансмиссии и ее агрегатов

Как правило, изменение передаточных чисел трансмиссии автомобилей осуществляется путем переключения передач в коробке передач (автомобили ограниченной проходимости), либо переключением передач в КП и раздаточной коробке (полноприводные автомобили).

Величины наибольшего и наименьшего передаточных чисел трансмиссии, а также величины передаточных чисел трансмиссии на промежуточных передачах в КП оказывают существенное влияние на тягово-скоростные свойства автомобиля.

Так, от величины наибольшего передаточного числа трансмиссии  зависит величина крутящего момента, подводимого к ведущим колесам автомобиля, а, следовательно, и величина преодолеваемых сопротивлений

 

Величина наименьшего передаточного числа трансмиссии определяет максимальную скорость автомобиля

 

В данном случае существенную роль играет передаточное число главной передачи, т.к. в большинстве случаев

; ;

Автомобили, у которых ряд передаточных чисел КП получен путем разбивки диапазона регулирования по закону геометрической прогрессии, имеют более высокие показатели приемистости, и, следовательно, обладают более высокими тягово-скоростными свойствами.

Передаточное число главной передачи должно быть оптимальным. Его отклонения от оптимального в ту или другую сторону ведет к ухудшению тягово-скоростных свойств автомобиля.

КПД трансмиссии в значительной мере определяется ее типом. Наиболее высоким КПД обладают механические ступенчатые трансмиссии.

КПД гидродинамической, гидрообъемной и электрической трансмиссии по максимальной величине ниже, чем у механической трансмиссии. Кроме того, величина КПД этих трансмиссий изменяется в зависимости от передаточного числа от нуля до максимальной величины.

КПД трансмиссии также зависит от количества ведущих мостов и типа их привода (дифференциальный или блокированный).

С ростом потерь мощности в трансмиссии ее КПД снижается, следовательно, уменьшается доля мощности, расходуемая на преодоление внешних сопротивлений, при этом тягово-скоростные свойства машины ухудшаются.

4Конструкция подвески и шин

Конструкция подвески и шин оказывает влияние на тягово-скоростные свойства автомобилей. С ростом потерь мощности в них тягово-скоростные свойства автомобилей ухудшаются.

5Состояние окружающей среды

Атмосферное давление. При работе автомобиля в высокогорных условиях вследствие снижения плотности воздуха и соответствующего уменьшения коэффициента наполнение цилиндров уменьшается мощность двигателя. Снижение мощности на 1 тыс. метров увеличения высоты над уровнем моря составляет для карбюраторных двигателей 11-13%, а для дизеля 7-8%. Так, на высоте 4000 м над уровнем моря мощность двигателя ЗМЗ-66 и ЗИЛ-131 снижается почти в 2 раза.

Снижение мощности двигателя вызывает уменьшение средних скоростей движения автомобиля на 40-50%, в 5-6 раз возрастает путь, проходимый автомобилем на низших передачах в коробке передач.

Т.о. Снижение атмосферного давления вызывает падение мощности двигателей и, как следствие, ухудшение тягово-скоростных свойств автомобиля.

Температура окружающего воздуха. При низких температурах окружающего воздуха растут тепловые потери в двигателе и увеличиваются потери мощности в трансмиссии из-за возрастания вязкости масла в ее агрегатах. Все это приводит к снижению мощности, подводимой к ведущим колесам от двигателя, и как следствие, к ухудшению тягово-скоростных свойств автомобиля.

Видимость. Сильная запыленность воздуха, дождь, туман и снегопад, а также слабая освещенность пути ухудшает видимость дороги. В этих условиях ( с целью обеспечения безопасности) движение транспортных средств должно осуществляться с меньшими скоростями. В этом случае тягово-скоростные свойства автомобилей не могут быть реализованы в полной мере.

6Квалификация водителя.

Средние скорости движения автомобилей, особенно в сложных условиях, в немалой степени зависят от квалификации водителей.

В реальных условиях эксплуатации у водителя более высокой квалификации ( например, 1 класса) продолжительность движения автомобиля на более высоких передачах на 40-47% выше, чем у водителя низкой квалификации (например, 3 класса). Следовательно, малоквалифицированный водитель не всегда может реализовать тягово-скоростные свойства, обеспеченные конструкцией автомобиля.

7.Техническое состояние двигателя

Техническое состояние автомобиля оказывает существенное влияние на его тягово-скоростные свойства.

Неисправности и износы цилиндропоршневой группы вызывают снижение мощности двигателя на 15-20%. Нарушение оптимальных тепловых зазоров в приводе клапанов газораспределительного механизма, наличие нагара в камерах сгорания и детонация также вызывают снижение мощности двигателя.

Наиболее значительное влияние на тягово-скоростные свойства автомобиля оказывают техническое состояние систем питания и зажигания. Так, отказ в работе одной свечи зажигания двигателя ЗМЗ-66 приводит к снижению мощности на 15-20%, а двух свечей на 30-40%. Уменьшение угла опережения зажигания по сравнению с наивыгоднейшим только на 4 вызывает снижение мощности двигателя на 3-4%.

Неисправности систем питания и прежде всего, карбюратора ведут к образованию переобогащенной горючей смеси. И в том и в другом случае мощность двигателя снижается.

Все эти неисправности вызывают снижение мощности двигателя и ухудшают тягово-скоростные свойства автомобиля.

Техническое состояние трансмиссии, ходовой части и механизмов управления

Неполное включение сцепления (сцепление буксует), самовыключение передач в КП, неправильные регулировки подшипников и зацепления зубчатых колес главной передачи, нарушение схождения управляемых колес, пониженное давление воздуха в шинах, а также неправильная регулировка тормозных механизмов и подшипников ступиц колес увеличивают потери мощности в трансмиссии и ходовой части и, как следствие, ведут к ухудшению тягово-скоростных свойств автомобиля.

В заключении следует сказать, что тягово-скоростные свойства автомобиля косвенно зависят и от особенностей конструкции, определяющих безопасность движения, а именно:

эффективности действия тормозных систем;

параметров, определяющих устойчивость и управляемость автомобиля;

обзорности дороги с места водителя;

от конструкции подвески и плавности хода при движении по дорогам с неровностями;

от параметров, характеризующих проходимость при движении в тяжелых дорожных условиях.

Проектный тяговый расчет автомобиля с механической ступенчатой трансмиссией.

Задачей проектного тягового расчета является определение характеристик двигателя и трансмиссии, обеспечивающих требуемые тягово-скоростные свойства и топливную экономичность автомобиля в заданных условиях эксплуатации.

Исходным документом, на основании которого производится проектирование автомобиля, в том числе и выполнение тягового расчета, является техническое задание.

Из технического задания для выполнения проектного тягового расчета выбираются следующие исходные данные:

1) тип и назначение автомобиля (многоцелевой, колесное шасси, тягач);

2) максимальная скорость движения по усовершенствованным дорогам;

3) грузоподъемность машины, а для тягачей - масса прицепа;

4) преимущественные условия эксплуатации ( );

5) предельные преодолеваемые сопротивления;

6) ориентировочные габариты;

7) тип двигателя и трансмиссии.

Кроме того, в техническом задании может быть представлен ряд дополнительных требований, например: задана минимальная скорость движения; ограничена масса машины и т.д.

В ходе проектного тягового расчета определяются следующие параметры:

1) полная масса автомобиля;

2) общее число осей, а также ведущих осей;

3) мощность двигателя;

4) тип и параметры трансмиссии и т.д.

Рассмотрим основные этапы проектного тягового расчета автомобиля со ступенчатой трансмиссией.

1. Определение полной массы автомобиля

Исходными данными для определения массы автомобиля могут быть:

- грузоподъемность (для грузовых автомобилей);

- масса монтируемого вооружения, специальной техники (для специального шасси);

- число перевозимых людей (для транспортеров или автобусов);

- масса прицепа или максимальная сила тяги на крюке (для тягачей).

Если задана грузоподъемность грузового автомобиля, его предполагаемую массу можно найти по статистическим данным, исходя из коэффициента грузоподъемность :

 ;  (1)

где тг- грузоподъемность автомобиля;

та- полная масса автомобиля.

Отсюда:

;  (3)

Коэффициент грузоподъемности характеризует совершенство конструкции автомобиля. Следует полагать, что с улучшением качества применяемых материалов и технологии изготовления автомобилей коэффициенты грузоподъемности последних будут повышаться.

Коэффициентом грузоподъемности задаются, исходя из статистических данных по современным автомобилям того же класса. В таблице 1 приведены значения коэффициентов грузоподъемности для многоцелевых автомобилей.

Для современных автомобилей коэффициент грузоподъемности находится в пределах:

- полноприводные автомобили 0,3-0.58;

- автомобили ограниченной проходимости 0,48-0,66.

Различия в значениях коэффициентов грузоподъемности обусловлены тем, что полноприводные военные автомобили предназначены для работы в тяжелых дорожных условиях или в условиях бездорожья. Их детали, узлы и агрегаты подвергаются при движении большим динамическим нагрузкам, поэтому они выполнены с большим запасом прочности и, следовательно, эти автомобили имеют большую массу по сравнению с народнохозяйственными машинами.

   Таблица 1

Марка автомобиля

Масса перевозимого груза, кг

Полная масса автомобиля, кг

Коэффициент грузоподъем-

ности

ГАЗ-66

2000

5970

0,335

ЗИЛ-131

3500

10425

0,336

Урал-4320

5000

13795

0,362

КамАЗ-4310

5000

15100

0,397

КрАЗ-260

9000

22000

0,408

Для тягачей необходимая полная масса определяется по коэффициенту массы прицепа:

   (3)

где т1 - полная масса прицепа;

та - полная масса тягача.

Для автопоездов с полноприводными тягачами кпр = 0,3...0,6.

2. Определение числа осей

Для автопоездов, предназначенных для движения по дорогам с усовершенствованным покрытием 1 и 2 категории, допустимая нагрузка на ось может составлять до 10 т с (группа А); для всех остальных дорог - до 6 т.с.

Таким образом, число осей может быть определено по формуле:

  (4)

где no - общее число осей автомобиля;

 ma - полная масса автомобиля, т;

6 т.с. - допустимая осевая нагрузка, т.с.

Число ведущих колес определяет проходимость автомобиля, поэтому многоцелевые военные автомобили и специальные колесные шасси являются полноприводными.

Для народнохозяйственных автомобилей ведущими выполняются колеса, как правило, одного - двух мостов.

Если необходимо транспортное средство большой и особо большой грузоподъемности, то использует прицепы и полуприцепы.

ЛЕКЦИЯ 9

Для условий эксплуатации желательно иметь прицепы и полуприцепы со всеми ведущими колесами.

  Таблица 2

Полная масса , т

Колесная формула

Военные колесные машины

до 12

4 х 4

12-18

6 х 6

18 – 24

8 х 8

24 – 30

10 х 10

Народохозяйственные машины

не более 10 т

4 х 2

более

6 х 4

После определения массы и распределения веса автомобиля по мостам (осям), конструктор, используя ГОСТы с сортаментом шин, выбирает размеры шин и определяет радиус качения колеса.

3. Определение мощности двигателя

Выбор характеристик двигателя является одним из наиболее ответственных этапов тягового расчета.

В первом приближении максимальная мощность двигателя может быть найдена по удельной мощности:

;  (5)

где та - полная масса автомобиля, т;

 Nуд - удельная мощность, кВт/т.

;

- для легковых автомобилей Nуд =40-60 кВт/т;

- для колесных машин Nуд =9,5-17 кВт/т;

- для автопоездов Nуд =7,5-8,0 кВт/т.

Более точно необходимую максимальную мощность двигателя находят из условия обеспечения максимальной скорости движения автомобиля при заданном дорожном сопротивлении и сравнивают с мощностью двигателей автомобилей-аналогов, и на этой базе делается заключение о пригодности двигателя к установке на проектируемый автомобиль:

  (6)

где  - коэффициент сопротивления дороги. При определении мощности двигателя его принимают равным:

для полноприводных автомобилей 0,015-0,05;

для народнохозяйственных автомобилей 0,015-0,025.

- мощность двигателя с учетом потерь на привод дополнительных механизмов;

 - максимальная скорость движения автомобиля, м/с.

Для многоцелевых автомобилей максимальная скорость должна быть не менее 85 км/ч.

Затем определяется максимальная стендовая мощность двигателя по формуле:

   (7)

где  - коэффициент учета потерь в силовой установке.

4. Определение параметров трансмиссии

К параметрам трансмиссии, определяемым в ходе проектного расчета, относятся:

- передаточное число главной передачи;

- диапазон передаточных чисел коробки передач;

- количество ступеней в коробке передач и ряд передаточных чисел;

- диапазон, количество ступеней и ряд передаточных чисел раздаточной коробки (для полноприводных автомобилей).

4.1. Определение передаточного числа главной передачи

Передаточное число главной передачи оказывает существенное влияние на тягово-скоростные свойства и топливную экономичность автомобиля. Его выбирают исходя из максимальной кинематической скорости.

Максимальная кинематическая скорость - это скорость, соответствующая максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя при высших ступенях в коробке передач и раздаточной коробке.

   (8)

где  - частота вращения вала двигателя на режиме максимальной мощности, об/мин;

- радиус качения колеса, м;

- передаточное число трансмиссии при высших ступенях в КП и РК.

   (9)

где  - передаточное число главной передачи;

 - передаточное число высшей передачи в КП.

 - передаточное число высшей передачи РК.

Высшая передача в КП может быть прямой ( =1,0) или повышающей (=0,65-0,8). Повышающая передача наиболее часто применяется на автомобилях средней и большей грузоподъемности, предназначенных для работы с прицепами.

Раздаточные коробки полноприводных автомобилей имеют, как правило, две передачи: высшую и низшую. В большинстве конструкций РК высшая передача является прямой (=1,0) или имеет передаточное число, близкое к единице.

В свою очередь:

  (10)

где  - максимальная скорость автомобиля, определяемая исходя из баланса мощности, км/ч; эта скорость задается техническим заданием;

 - коэффициент высшей передачи.

Для автомобилей, обладающих достаточно хорошими тягово-скоростными свойствами и топливной экономичностью, принимают:

=1,0 (= ).

Для автомобилей, имеющих больший запас мощности для разгона и, следовательно, обладающих лучшей приемистостью, принимают  >1. В этом случае топливная экономичность автомобиля будет несколько ниже.

Для автомобилей, которые должны обладать более высокой топливной экономичностью, принимается  <1,0. Но автомобиль в этом случае будет обладать несколько худшей приемистостью. Используя формулы 1,2,3, после преобразований, получим:

  (11)

Передаточные числа главных передач находятся в пределах: легковые автомобили 3,1-5,1; грузовые автомобили 4,5-9,0.

4.2. Определение диапазона передаточных чисел коробки передач

Диапазон передаточных чисел коробки передач равен частному от деления передаточных чисел крайних ступеней.

  (12)

где  - передаточное число первой передачи КП.

Передаточное число первой (низшей) передачи КП, если не установлен диапазон, определяется из необходимости соблюдения трех условий:

1) возможности преодоления автомобилем (автопоездом) заданного максимального дорожного сопротивления;

2) возможности реализации по условиям сцепления колес с дорогой максимального тягового усилия;

3) возможности движения с минимально устойчивой скоростью.

Исходя из этого, передаточное число первой передачи определяется по трем формулам.

По первому условию:

  (13)

где  - коэффициент сопротивления дороги. Для грузовых автомобилей обычно принимают  = 0,35-0,4;

 - полный вес машины, Н.

По второму условию:

  (14)

где - коэффициент сцепления.

Для сухого шоссе  = 0,7-0,8;

- сцепной вес автомобиля, т.е. вес, приходящийся на ведущие колеса автомобиля. Для полноприводных автомобилей , для автомобиля с задними ведущими колесами: ;

 - доля веса автомобиля, приходящаяся на задний мост, Н;

 - коэффициент перераспределения нагрузки в расчетах можно принимать  = 1,1 - 1,3.

По третьему условию:

  (15)

где nд уст - минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин;

 - минимально устойчивая скорость движения автомобиля, км/ч; для удобства маневрирования  = 4 - 5 км/ч.

Если передаточное число , найденное по первому условию, будет превышать значение, найденное по второму условию, то целесообразно увеличить сцепную массу автомобиля.

При невозможности увеличения сцепной массы автомобиля, передаточное число принимается равным найденному по второму условию. Но в этом случае автомобиль не сможет преодолеть заданные дорожные сопротивления.

Выбранное таким образом передаточное число сопоставляется с передаточным числом, определенным по третьему условию. Если выбранное ранее передаточное число меньше передаточного числа, определенного по третьему условию, то оно принимается равным числу, определенному по третьему условию.

После этого определяется диапазон передаточных чисел коробки передач по ранее приведенной формуле.

4.3. Определение количества ступеней в коробке передач

При выборе количества ступеней в коробке передач исходят из двух соображений:

наилучшего использования мощности двигателя и получения высоких средних скоростей движения;

недопущения чрезмерного усложнения коробки передач: она должна быть достаточно проста и дешева в производстве.

Чем больше количество ступеней в коробке передач, тем лучше условия работы двигателя и более полно используется его мощность, что благоприятно сказывается на параметрах тягово-скоростных свойств и топливной экономичности автомобиля.

С другой стороны, чем больше ступеней, тем сложнее и дороже коробка передач и тем труднее задача водителя при выборе нужной передачи для конкретных дорожных условий.

  Таблица 3

Число передач

Диапазон передаточных чисел

5

5,7…8,5

6

7,9…9,35

8

8,0…10,0

10

9,2…18,5

16

13,0…19,4

20

17,0…24,7

В настоящее время на легковых автомобилях устанавливается 3...5 ступенчатые коробки передач, имеющих диапазон передаточных чисел 2,3...4,5. Причем трехступенчатые коробки передач применяют только на автомобилях с большой удельной мощностью двигателя.

На грузовых автомобилях устанавливают коробки передач, имеющие число ступеней 5...22 при диапазоне передаточных чисел 5,0...25,0.

Количество ступеней находится в прямой зависимости от диапазона передаточных чисел. Об этом свидетельствуют результаты анализа КП большого количества автомобилей (табл.3).

Общей тенденцией является увеличение числа ступеней и диапазона передаточных чисел коробки передач при возрастании общей массы автомобиля.

4.4. Определение передаточных чисел промежуточных передач

Передаточные числа промежуточных передач в большинстве случаев выбираются из условий обеспечения максимальной интенсивности разгона автомобиля и рассчитываются по геометрической прогрессии, что обеспечивает возможность работы двигателя при разгоне автомобиля в одинаковом режиме на всех передачах.

Для того чтобы, в процессе разгона двигатель работал с наибольшей средней мощностью, частота его вращения должна быть в диапазоне частот, близком к частоте максимальной мощности (см. рис.1).

Рис.1. Выбор передаточных чисел промежуточных передач

Допустим, что этот диапазон определяется частотами вращения n1 и n2 .

Если принять такое условие, то после начала движения автомобиля при достижении частоты вращения двигателя должен произойти переход на вторую ступень. При этом частота вращения вала двигателя в начале движения на второй ступени в коробке передач составит n1.

Если пренебречь уменьшением скорости за время переключения ступеней, скорость в конце движения на первой ступени должна быть равна начальной скорости движения на второй ступени. Но,

;  (16)

а ;  (17)

т.к. ; то ; откуда .

Очевидно, что при переходе со второй на третью передачу будем иметь:

 или ; откуда

; но ;

тогда .  (18)

Следовательно, при постоянном диапазоне частот вращения двигателя передаточное число каждой последующей ступени получается из предыдущего умножения на постоянный множитель. Тогда ряд чисел называется геометрической прогрессией.

Если т -ая передача имеет передаточное число, то знаменатель геометрической прогрессии определяется из соотношения

откуда:   (19)

Если высшая передача в коробке передач повышающая (<1.0), то передаточные числа промежуточных передач определяется по формуле:

  (20)

где n- число передач (номер высшей передачи);

 i - номер промежуточной передачи.

Если высшая передача в коробке передач прямая (=1,0), то передаточные числа промежуточных передач определяются по формуле:

 .

Если ряд передаточных чисел выбран по геометрической прогрессии, средняя мощность двигателя при разгоне автомобиля будет максимальной в случае одинакового использования ступеней по времени и мощности на каждой ступени. В действительности же время движения автомобиля на двух высших передачах составляет 80-90% общего времени разгона. Примерно такую же долю составляет и путь, проходимый автомобилем на этих передачах. Поэтому ряд передаточных чисел целесообразно скорректировать таким образом, чтобы интервалы между соседними ступенями были меньше, чем между низшими.

У большинства выпускаемых сейчас автомобильных коробок передач передаточные числа высших ступеней сближены на 5...15% по сравнению со значениями, получаемыми из геометрической прогрессии, а интервалы между низшими ступенями - соответственно на 5...15% увеличены.

При этом интервал между соседними ступенями не должен быть более 1,7-1,8 у автомобилей с дизельными двигателями и 2,0 - с карбюраторными. В противном случае будет затруднено переключение на высшую ступень из-за того, что начальная частота вращения двигателя на высшей ступени может оказаться слишком низкой.

Современные 4-х - 6-ти ступенчатые коробки передач имеют средний интервал между соседними ступенями 1,5-1,8; причем между высшими ступенями он составляет 1,4-1,6, а между низшими - 1,6-1,8.

Средний интервал между передаточными числами у многоступенчатых составных коробок передач (КамАЗ-5320, КрАЗ-260) выбирают в пределах 1,2-1,4.

1.4.5. Определение передаточного числа низшей передачи РК

В раздаточных коробках полноприводных автомобилей предусматривается, как правило, две передачи: высшая и низшая.

Передаточное число низшей передачи РК определяется так же, как и у коробки передач, т.е. исходя из трех условий.

Преодоление автомобилем максимального подъема:

  (21)

Полного использования сцепного веса автомобиля:

 (22)

обеспечения минимальной устойчивости скорости движения:

  (23)

где  - коэффициент сопротивления дороги при движении в тяжелых дорожных условиях. В расчетах принимают=0,7-0,8;

 - коэффициент сцепления. В расчетах принимают  =0,7-0,8;

 - минимальная устойчивая скорость движения автомобиля при движении в тяжелых дорожных условиях, км/ч. В расчетах принимают  =2-3 км/ч.

Если передаточное число, определенное по третьему условию больше найденного по первому условию и второму условию, то оно принимается в качестве расчетного для первой передачи РК.

Передаточные числа низших ступеней РК существующих полнопри водных автомобилей находятся в пределах 1,94...2,28.

Затем определяется диапазон передаточных чисел РК:

.  (24)

Диапазоны передаточных чисел РК полноприводных грузовых автомобилей составляют 1.65-2,1.

Передаточные числа агрегатов трансмиссии окончательно уточняются при определении параметров зубчатых колес в процессе конструирования.

5. Следующим этапом проектного расчета является расчет тяговой и динамической характеристик, их построение и анализ, а также определение времени и пути разгона машины до заданной скорости движения.

Эти расчеты выполняются также, как и при проверочном тяговом расчете машины.

ЛЕКЦИЯ 10

ТЕМА

Топливная экономичность АТС

Основные определения. Топливная характеристика при установившемся движении. Экспериментальное определение топливной характеристики. Расчетная формула определения удельного расхода топлива (Ур-е расхода топлива). Расход топлива на различных передачах. Контрольный расход топлива. Топливная характеристика циклического движения. Влияние конструктивных и эксплуатационных (обтекаемость, сопротивление дороги) факторов на топливную экономичность АТС. Потери мощности ДВС: термодинамические и механические, затраты на привод вспомогательных агрегатов. Выбор параметров трансмиссии. Техническое состояние АТС. Квалификация водителя.

Топливная экономичность – совокупность свойств, определяющих расход топлива при выполнении транспортных работ в различных условиях эксплуатации.

Основным измерителем топливной экономичности в большинстве европейских стран является расход топлива в литрах на 100км пути (путевой расход) - Qs. Qw- расход топлива на единицу выполненной работы. В США используют обратную величину пробега на единицу объема израсходованного топлива.

В соответствие ГОСТ 20306 оценочными показателями топливной экономичности служат:

1. Контрольный расход топлива (КРТ) – определяют для всех категорий АТС при заданных значениях скорости движения при движении по прямой горизонтальной дороге на высшей передаче.

2. Расход топлива в магистральном ездовом цикле на дороге (РТМЦ) – измеряют для всех АТС, кроме городских автобусов, пробегом по измерительному участку с соблюдением режимов движения, заданных определенной картой и схемой цикла ( рис. 56.)

3. Расход топлива в городском ездовом цикле на дороге (РТГЦд) – оценивают для всех АТС, кроме магистральных автопоездов, междугородных и туристических автобусов, пробегом по измерительному участку с соблюдением режимов движения, заданных определенной картой и схемой цикла.

4. Расход топлива в городском ездовом цикле на стенде (РТГЦ) – определяют только для АТС, у которых масса менее 3,5 т, испытанием на стенде с беговыми барабанами по ездовому циклу в соответствие с операционной картой и схемой цикла.

5. Топливная характеристика установившегося движения (ТХ) – график зависимости расхода топлива Qs от скорости установившегося движения на высшей передаче по горизонтальной дороге(рис.57).

6. Топливно – скоростная характеристика на магистрально – холмистой дороге (ТСХ) – график (рис. ТСХ) зависимости расхода топлива Qs и скорости Vср от Vдоп при движении по магистрально – холмистой дороге с заданным продольным профилем. Характеризует магистральные автопоезда, междугородние и туристические автобусы.

Уравнение расхода топлива

Удельный расход топлива gе=1000Qт/Nе, где – часовой расход топлива.

Qт=gе·Nе/1000= gе·Nт/(1000ηтр) = gе·(Nд + Nв+ Nи) /(1000ηтр)=gе·V· (Fд+Fв+Fи) /ηтр , учитывая, что Qs=1000·Qт/(36·V·ρт), где ρт – плотность топлива, кг/л, получим, что

Qs=1000· gе·(Nд +Nв+Nи)/(1000ηтр·36·V·ρт)=gе·(Nд+Nв+Nи)/(36·V·ρт ηтр)=

= gе·(Fд+Fв+Fи) /(36000·ρт·ηтр) – уравнение расхода топлива, откуда

gе= 36000 Qs ·ρт·ηтр /(Fд+Fв+Fи) или gе= 36·Qs·V·ρт·ηтр/(Nд+Nв+Nи)

Можно также пользоваться эмпиричеческой зависимостью, выведенной И.С.Шлиппе:

gе=gNkиkч, где

gN – удельный расход топлива при Nемах;

– коэффициент, учитывающий загрузку ДВС по мощности;

- коэффициент, учитывающий загрузку ДВС по частоте вращения.

Топливно – экономическая характеристика

Для анализа связи расхода топлива с условиями движения Е.А.Чудаковым предложен график: топливно – экономическая характе-ристика (рис.62) (ψ – суммарный коэффициент дорожного сопротивления), которая может быть построена по результатам дорожных или стендовых испытаний, при этом семейство кривых Qs=f(v) слева ограничивается линией, соединяющей точки минимально – устойчивых скоростей движения, справа и сверху топливно – экономическая характеристика ограничивается огибающей кривой, соответствующей расходам топлива при 100% загрузке ДВС.

Для дизелей gемин=190…230 г/кВтч, для ДВС с ИСЗ – 250…310 г/кВтч.

Влияние конструктивных факторов на топливную экономичность.

1 Дизелизация АТС (но габариты, масса, шумность).

2 Степень сжатия.

3 Системы впрыска топлива.

4 МПСУ.

5 Наддув и промохлаждение.

6 Отключение вентилятора.

7 Снижение мехпотерь.

8 Адиабатизация.

9 Бесступенчатость трансмиссии.

10 Масса АТС.

11 Аэродинамика (обтекаемость).

12 Качество и геометрия шин (снижение f).

Это может обеспечить в общем повышение экономичности на

15…20 %

Влияние эксплуатационныхфакторов на топливную экономичность.

1Коэффициент загрузки АТС (автопоезда, большая вместимость автобуса).

2 Профессионализм водителя.

3 Минимизация режимов торможения и разгона.

4 Техническое состояние АТС:

- двигатель, его регулировки, качества и соответствие ГСМ;

- сцепление, выжимной механизм;

- КПП, раздаточные коробки;

- карданные передачи;

- главная передача, редуктор, дифференциал.

5 Сопротивление дороги, ее качество.

ТЕМА:

Тягово-скоростные свойства и топливная экономичность АТС с гидродинамической трансмиссией.

Исходные характеристики гидропередач. Совместная работа ДВС и гидропере-дачи. Способы улучшения преобразующих и энергетических свойств гидропередач. Динамическая характеристика и параметры приемистости автомобиля с гидро-трнсмиссией. Расход топлива АТС с гидротрансмиссией.

Непрерывное увеличение динамики АТС и интенсивности движения на дорогах, крайне отрицательно сказывается на напряженности труда водителя и, как следствие, ведет к снижению безопасности движения. Во избежание последнего, одним из наиболее эффективных мероприятий является автоматизация управлением автомобиля и в частности применение (бесступенчатых) автоматических и п/автоматических трансмиссий. В основе таких трансмиссий лежат гидромеханические передачи, состоящие из гидромуфты или гидротрансформатора и механического вального или планетарного редуктора.

Гидродинамическая муфта состоит из турбинного колеса, насосного и сочлененного с ним кожуха. В идеале между крутящими моментами турбины и насоса устанавливается соотношение: Mт = Mн что означает, что коэффициент трансформации μ= Mт / Mн =1 и ηгидр= iгм , в действительности iгм = 0,95…0,98 при движении по автостраде, а в обычных условиях эксплуатации он еще меньше, так как существует эффект проскальзывания колес относительно друг друга.

Вследствие наличия скольжения кривая крутящего момента скоростной характеристики двигателя при наличии гидромуфты смещается в область меньших угловых скоростей коленчатого вала. На рис. 5.2 представлена тяговая характеристика автомобиля с гидромуфтой. для сравнения штриховыми линиями на рисунке приведена тяговая характеристика автомобиля без гидромуфты. Следовательно, гидромуфта позволяет использовать большое значение крутящего момента двигателя в начале разгона или при движении с очень малой скоростью. Это обеспечивает плавное трогание автомобиля с места на любой передаче и исключает прекращение работы двигателя при остановке автомобиля с невыключенным сцеплением. Из рисунка видно, что тягово-скоростные свойства автомобиля при наличии гидромуфты изменяются только в области малых значений угловой скорости коленчатого вала и во время трогания автомобилей с гидромуфтой автомобиля с места.

 

ЛЕКЦИЯ 11

Этого недостатка лишен гидротрансформатор, в состав которого включен реактор, что позволяет ему работать в двух режимах: при отсутствии значительных сопротивлений в трансмиссии ГТР работает как обычная ГМ, а при увеличении сопротивления в трансмиссии включается в работу реактор или иначе - автолог, сочленяющийся с валом насоса посредством обгонной муфты.

Коэффициент трансформации момента μ= Mт / Mн возрастает в функции отношения частот вращения насосного и турбинного колес. Максимальное увеличение момента достигается при iгтр= 0, т. е. при остановленной турбине (стоп-режим). Повышение частоты вращения турбины фактически сопровождается линейным уменьшением коэффициента трансформации до тех пор, пока не достигается режим с соотношением моментов 1:1. Реактор, связанный с кожухом ГТР через механизм свободного хода начинает вращаться в потоке рабочей жидкости.

  

Геометрия лопастей и их пространственное размещение выбирается таким образом, чтобы обеспечивался коэффициент трансформации 1,9…2,5 на стоп-режиме Кривая гидравлического к.п.д. ηгид = iгтрμ в диапазоне преобразований близка к параболической. За режимом ГМ, который характеризуется скольжением 10…15%, η соответствует iгтр и достигает 97% при высоких угловых скоростях ДВС.

 В тяговом режиме угловая скорость турбинного колеса ωт ниже угловой скорости насосного колеса ωн по причине наличия проскальзывания турбинного колеса относительно насосного, передаточное отношение (число) при этом будет равно iгтр= nт /nн= ωт/ωн, кроме того, кинематические свойства можно характеризовать скольжением в % s=100(ωн- ωт)/ ωн=100(1- iгтр).

Энергетические свойства гидропередачи характеризуются КПД, равным

ηгтр=Nт/Nн= Мтωт/(Мнωн)=μ·iгтр

Т.к. для ГМ μ=1, то ηгм=iгм. График зависимости μ и ηгм от iгм называют исходной (безразмерной) характеристикой гидропередачи.

У гидротрансформатора зависимость μ=f(iгтр) близка к параболической.

Способность ГТР передавать изменение сопротивления движению ведущему валу и тем самым изменять режим работы двигателя при неизменном положении дросселя условно называется прозрачностью.

Гидротрансформатор устанавливают в трансмиссии автомобиля обычно совместно с планетарной коробкой передач.

Ведущая часть гидротрансформатора (рис. 5.3) — насос 2, жестко соединенный с коленчатым валом 6 двигателя, а ведомая часть — турбина 1 — с валом трансмиссии 3. Между насосом и турбгидротрансформатора на муфте свободного хода 4 установлен реактор 5, обеспечивающий плавный и безударный вход масла из турбины в насос и существенное увеличение передаваемого крутящего момента.

Совместная работа ДВС с ГТР.

Мощность потребная для вращения насосного колеса

 Мн=λн ρж D5гтрω²н , λн = Мн /(ρж D5гтрω²н)где :

λн – коэффициент насосного колеса;

ρж – плотность рабочей жидкости;

D – активный диаметр ГТР;

При λн = cоnst( зависит от конструктивных параметров) ГТР непрозрачен.

При λн= f(iгтр) ГТР прозрачен

Для непрозрачных ГТР зависимость Мн=f(nн) характеризуется узким пучком парабол, которые заменяются обычно одной параболой, а у прозрачных – пучком парабол (рис.), ширина которых тем больше, чем выше коэффициент прозрачности П=λн0/ λнм (λнм – коэффициент насоса при μ=1; λн0 – при iгтр=0)

При наличии ГТР - рассчитывают по следующей формуле

Fт= Мнμuтηт/rд

Параметры тягово-скоростных свойств: Vмах=f(ψ) ; i=f(V, fа); j;τр;Sр определяются также , как и для АТС с механической трансмиссией.

С учетом потерь мощности в ГТР уравнение расхода топлива запишется в виде:

Qs=gе(Nд+Nв+Nи)/(36Vρтηтηгтр)= gе(Fд+Fв+Fи)/(36000ρтηтηгтр)

Учитывая, что удельный расход топлива зависит от частоты вращения коленвала, то у АТС с ГТР { n=9,55Vηт/(rкiгтр), а также, что ωн=ωт/iгтр=ωкuт/iгтр= Vuт/( rк iгтр), можно записать:

λнμ/ i²гтр= Fтrдr²к//(ρжD5гтрV²u³тηт)

Характерной особенностью гидротрансформатора является изменение значения крутящего момента при его передаче от двигателя к трансмиссии. Свойства гидротрансформатора оцениваются его безразмерной характеристикой, которая представлена на рис. 5.4 (для сравнения штриховыми линиями показана характеристика гидромуфты).

Безразмерная характеристика представляет собой зависимости коэффициента полезного действия и коэффициента трансформации μ(k на рис.) и коэффициента крутящего момента насоса λн от передаточного отношения гидротрансформатора iгт.

Безразмерная характеристика гидротрансформатора определяется экспериментально. При этом коэффициенты полезного действия, трансформации и крутящего момента насоса используют в безразмерном виде.

Коэффициент трансформации характеризует стёпень увеличения крутящего момента, передаваемо го гидротрансформатором:

Коэффициент полезного действия гидротрансформатора характеризует его энергетические свойства.

Основным недостатком гидротрансформаторов является то, что они имеют значительно меньший КПД, чем ступенчатые механические коробки передач. Так, наибольшие значения КПД гидротрансформатора (0,85 . ..0,92) достижимы только при оптимальном передаточном отношении (0,7... 0,8). При других передаточных отношениях, больших или меньших оптимального, КПД гидротрансформатора быстро уменьшается.

Коэффициент крутящего момента насоса гидротрансформатора λн определяет прозрачность гидротрансформатора, т. е. его свойство изменять нагрузку на валу насоса в зависимости от нагрузки на валу турбины.

Гидротрансформаторы могут быть прозрачными и непрозрачными.

При использовании непрозрачного гидротрансформатора изменение сопротивления движению автомобиля не влияет на режим работы двигателя (λн = соnst). В этом случае режим работы двигателя зависит только от качества горючей смеси, поступающей в его цилиндры.

У непрозрачного гидротрансформатора коэффициент трансформации составляет 3... 4, т. е. передаваемый крутящий момент увеличивается в 3—4 раза. Это преимущество непрозрачных гидротрансформаторов способствует их широкому применению на грузовых автомобилях большой грузоподъемности и на автобусах.

В случае применения прозрачного гидротрансформатора изменение сопротивления движению автомобиля вызывает изменение режима работы двигателя даже при постоянном количестве горючей смеси, поступающей в цилиндры (λн = соnst). При увеличении сопротивления движению угловая скорость насоса прозрачного гидротрансформатора и, следовательно, угловая скорость коленчатого вала двигателя автоматически уменьшаются, а крутящий момент двигателя возрастает. При уменьшении сопротивления движению угловая скорость коленчатого вала и скорость движения автомобиля с прозрачным гидротрансформатором автоматически увеличиваются.

У прозрачных гидротрансформаторов коэффициент трансформации составляет 2,2... 3,0, т. е. передаваемый крутящий момент возрастает в 2—3 раза. Поэтому прозрачные гидротрансформаторы получили большее распространение на легковых автомобилях.

Степень прозрачности гидротрансформатора определяется следующим отношением:

П = λн.мах / λ/н

где λн.мах — максимальное значение коэффициента трансформации крутящего момента насоса;

λ/н - значение коэффициента трансформации крутящего момента насоса при μгт = 1.

Если П = 1,0... 1,2, то гидротрансформатор непрозрачный. При П > 1,2 гидротрансформатор прозрачный.

 

Гидромуфта и ступенчатая механическая коробка передач являются прозрачными, так как полностью передают на коленчатый вал двигателя момент силы сопротивления, приложенный к трансмиссии

Чем больше прозрачность ГТР, тем больше диапазон режимов работы ДВС при неизменном положении дросселя. При трогании с места двигатель может работать на режиме мах. крутящих моментов, улучшающих интенсивность разгона. Однако применение ГТР несколько ухудшает характеристику разгона и повышает расход топлива, для устранения этих недостатков, обычно встраивают несколько понижающих передач и при переходе в режим работы с малым сопротивлением движению ГТР переходит в режим ГМ.

 

Показатели тягово-скоростных свойств автомобиля с гидропередачей

Расчет показателей тягово-скоростных свойств автомобиля гидропередачей более сложен, чем с механической трансмиссией из-за отсутствия жесткой связи между коленчатым валом двигателя и трансмиссией автомобиля.

Для расчета показателей тягово-скоростных свойств автомобиля с гидропередачей необходимо определить область совместной работы двигателя и гидротрансформатора. Поэтому расчет обычно выполняют графоаналитическим способом в такой последовательности:

- строят нагрузочную характеристику системы двигатель — гид ротрансформатор (рис. 5.5).

С этой целью задают какое-либо значение передаточного отношения гидротрансформатора и по безразмерной характеристике гидротрансфор-матора определяют соответствующий коэффициент крутящего момента насоса λн. Затем задают несколько значений угловой скорости насоса ωн и по формуле для крутящего момента на валу насоса Мн= λнρжωн2D5гт определяют его значения для выбранного передаточного отношения гидротрансформатора. По найденным значениям строят кривую крутящего момента насоса на графике скоростной характеристики двигателя. Аналогично строят кривые крутящего момента насоса для других передаточных отношений гидротрансформатора. Точки пересечения кривых крутящих моментов насоса и двигателя определяют область совместной работы двигателя и гидротрансформатора;

- используя значения угловой скорости ωн и момента Мн, отвечающие точкам пересечения кривых моментов насоса Мн и двигателя Ме, по соответствующим формулам определяют угловые скорости ωт и крутящие моменты Мтр на валу турбины. При этом значения коэффициента транс-формации μгт берут из безразмерной характеристики гидротрансформатора для соответствующих передаточных отношений;

- определив значения угловой скорости ωт и крутящего момента Мтр , находят мощность на валу турбины по формуле

Nтр= Мтр ωт/1000;

- строят график выходной характеристики системы двигатель — гидротрансформатор (рис. 5.6);

- пользуясь этим графиком, проводят расчеты показателей тягово-скоростных свойств автомобиля с гидропередачей так же, как и для автомобиля без гидропередачи, т. е. по тем же формулам с той лишь разницей, что вместо угловой скорости ωе и крутящего момента Ме двигателя в формулы подставляют угловую скорость ωт и крутящий момент Мтр турбины. Например, скорость автомобиля с гидропередачей, км/ч:

v = 3,6rк ωт/uт

Тяговая сила на ведущих колесах автомобиля с гидропередачей

Fт=(Мтурuтηтр)/rк

Определив значения тяговой силы на ведущих колесах автомобиля с гидропере-дачей при различных ско- ростях движения на разных передачах, строят его тяго-вую характеристику.

Динамическая характери-стика, ускорение, время и путь разгона автомобиля с гидротрансформатором рас-считывают по тем же формулам, что и для автомобиля с механической трансмиссией. Однако в их формулы вместо Ме и ωе двигателя вводят соответственно Мтур и ωт турбины гидротрансформатора.

Определение показателей тягово-скоростных свойств автомобиля с гидромуфтой выполняют по той же методике, что и для автомобиля с гидротрансформатором. В связи с тем что коэффициент- трансформации гидромуфты μг = 1, расчеты оказываются проще, чем для автомобиля с гидротрансформатором. Однако они сложнее, чем для автомобиля с механической ступенчатой трансмиссией.

ЛЕКЦИЯ 12

Влияние гидропередачи на тягово-скоростные свойства автомобиля

Влияние гидротрансформатора на тягово-скоростные свойства автомобиля иллюстрируют рис. 5.7 — 5.9, на которых представлены тяговая и динамическая характеристики, а также график ускорений автомобиля с гидротрансформатором. для сравнения на рисунках штриховыми линиями показаны тяговая и динамическая характеристики и ускорения автомобиля со ступенчатой механической коробкой передач.

 

Из представленных рисунков видно, что значения тяговой силы на ведущих колесах, динамического фактора по тяге и ускорений разгона автомобиля с гидротрансформатором несколько меньше чем у автомобиля с механической коробкой передач. Это объясняется тем, что КПД гидротрансформатора непостоянен и имеет низкое значение в широком диапазоне угловых скоростей, т. е. его средний КПД меньше, чем у механической коробки передач. Таким образом, тягово-скоростные свойства автомобиля с гидротрансформатором несколько хуже, чем у автомобиля с механической коробкой передач.

Наличие гидропередачи приводит к дополнительным потерям мощности в трансмиссии автомобиля по сравнению с механической ступенчатой трансмиссией.

С учетом потерь мощности в гидропередаче уравнение расхода топлива можно записать в следующем виде:

где — КПД гидротрансформатора.

При определении удельного эффективного расхода топлива кроме угловой скорости коленчатого вала ωе необходимо знать эффективную мощность двигателя затрачиваемую на преодоление сил сопротивления движению автомобиля. Для нахождения с учетом рассчитанных значений тяговой силы используют следующее выражение:

Nе= FТv/(1000 )

Подставив найденные значения удельного эффективного расхода топлива в уравнение расхода топлива автомобиля с гидротрансформатором при равномерном движении и различных со противлениях дороги, определяют путевой расход топлива. Затем строят топливно-экономическую характеристику автомобиля на высшей передаче.

При одинаковых дорожных условиях расход топлива у автомобиля с гидротрансформатором несколько выше, чем у автомобиля с механической коробкой передач. Это можно объяснить сравнительно низким КПД гидротрансформатора и влиянием на его значение скорости движения автомобиля.

Как показали исследования, в большинстве случаев расход топлива у автомобилей с гидропередачей на 3 ...7 % превышает расход топлива у автомобилей с механической трансмиссией.

Повышение тягово-скоростных свойств и топливной экономичности автомобиля с гидропередачей

Для улучшения тягово-скоростных свойств автомобилей с гидропере- дачей необходимо повысить КПД гидротрансформаторов, т. е. улучшить их преобразующие свойства.

С этой целью гидротрансформаторы, устанавливаемые на автомобилях, изготавливают комплексными, многоступенчатыми и блокируемыми.

Комплексный гидротрансформатор. При соответствующем переда- точном отношении комплексный гидротрансформатор переходит на режим работы гидромуфты, вследствие чего улучшаются его преобразующие свойства. На рис. 5.11 представлена характеристика комплексного гидротрансформатора.

При коэффициенте трансформации μгт(kгт) > 1 муфта свободного хода комплексного гидротрансформатора заклинена и ротор не-подвижен. В этом случае изменение КПД гидротрансформатора характеризуется линией ОА кривой ηгт При передаточном отношении i/гт, соответствующем коэффициенту трансформации μгт(kгт) > 1, муфта свободного хода расклинивается (точка А), и реактор вращается вместе с турбиной, не оказывая влияния на циркуляцию масла. Гидротрансформатор переходит на режим работы гидромуфты, и изменение его КПД характеризуется отрезком АБ прямой ηгм .

Таким образом, у комплексного гидротрансформатора зависимость КПД от передаточного отношения представляет собой ломаную линию ОАБ. Вследствие этого при больших передаточных отношениях, т. е. при больших скоростях движения автомобиля, значение КПД комплексного гидротрансформатора не уменьшается.

Многоступенчатыйгидротрансформатор. По сравнению с комплексным гидротрансформатором многоступенчатый гидротрансформатор обладает еще лучшими преобразующими свойствами.

В круге циркуляции масла гидротрансформатора (рис. 5.12) между насосом 2 и турбиной 1 на муфтах свободного хода 4 устанавливают вместо одного два реактора — 3 и 5. Оба реактора при совместной работе обеспечивают изменение КПД по линии ОА кривой η/гт (рис. 5.13).

Конструкция первого реактора 3 (см. рис. 5.12) выполнена таким образом (профиль лопаток), что при определенном передаточном отношении i/гт соответствующем точке А (см. рис. 5.13), нагрузка на этот реактор становится равной нулю. Муфта свободного хода первого реактора при этом расклинивается, и реактор вращается вместе с турбиной, не оказывая влияния на поток масла. При более высоких передаточных отношениях работает только второй реактор. Изменение КПД гидротрансформатора в этом случае характеризуется участком АБ кривой η//гт.

При определенном передаточном отношении i//гт (точка Б) муфта свободного хода второго реактора также расклинивается, и многоступенчатый гидротрансформатор переходит на режим работы гидромуфты (отрезок БВ прямой ηгм)

Таким образом, у многоступенчатого комплексного гцдротрансфор- матора изменение КПД характеризуется ломаной линией ОАБВ, вследствие чего расширяется область высоких значений КПД.

Блокируемый гидротрансформатор. Аналогично комплексному и многоступенчатому гидротрансформаторам блокируемый гидротрансфор- матор позволяет улучшить тягово-скоростньте свойства и повысить топлив-ную экономичность автомобиля.

На рис. 5.14 приведена характеристика блокируемого гидротрансформатора.

При определенном передаточном отношении i/гт соответствующем коэффициенту трансформации μгт = 1, валы насоса и турбины гидротрансформатора блокируются (жестко соединяются) с помощью специальной фрикционной муфты, что отвечает точке А на рис. 5.14.

После блокирования валов КПД гидротрансформатора возрастает до ηгт = 1. Изменение КПД блокируемого гидротрансформатора в этом случае определяется ломаной линией ОАБВ, благодаря чему расширяется диапазон высоких значений КПД.

Особенности проверочного тягового расчета автомобиля с ГМ

Для выполнения проверочного тягового расчета машины с ГМП должны быть заданы те же данные, что и для автомобиля с механической ступенчатой трансмиссией, но в дополнение к ним задается характеристика выхода двигатель-гидротрансформатор.

Характеристика выхода системы двигатель-гидротрансформатор это зависимость крутящего момента на валу турбинного колеса и КПД гидротрансформатора от частоты вращения вала турбинного колеса при полной подаче топлива в двигателе.

Рис. 1. Характеристика выхода системы двигатель-гидротрансформатор

Методика поверочного тягового расчета машины с ГМП в целом такая же, что и машины с механической ступенчатой трансмиссией.

Особенностью поверочного тягового расчета машины с ГМП является то, что вместо тяговой характеристики рассчитывается и строится тягово-экономическая характеристика.

Тягово-экономическая характеристика - это зависимость силы тяги по двигателю и КПД гидротрансформатора от скорости движения машины.

Тягово-экономическая характеристика позволяет выявить скорости, при которых КПД гидротрансформатора имеет низкое значение ( V1, V2, V3 ).

Рис.2. Тягово-экономическая характеристика машины с ГМП

(кривые Рд1 ,Рд2 , Рд3- зависимости сил тяги по двигателю на разных передачах от скорости движения)

Движение машины на этих скоростях нежелательно, т.к. имеет место повышенный расход топлива.

Одним из путей повышения топливной экономичности машин с ГМП является блокировка гидротрансформатора, применяемая на высших передачах.

Тягово-экономическая и динамическая характеристики, а также графики разгона машины с ГМП рассчитываются с использованием зависимостей, приведенных ранее для машин с механическими трансмиссиями, в которых вместо значений крутящего момента и частоты вращения вала двигателя подставляются соответственно значения момента и частоты вращения вала турбинного колеса М т и n т.

Последние берутся из характеристики выхода системы двигатель-гидротрансформатор.

Основные расчетные формулы для расчета тягово-экономической и динамической характеристик.

Скорость движения машины:

   (1)

где  - радиус качения колеса, м;

 - передаточное отношение механической части трансмиссии.

  (2)

Сила тяги по двигателю:

  (3)

где  - КПД механической части трансмиссии.

  (4)

Сила сопротивления воздуха:

  (5)

Динамический фактор машин:

  (6)

Результаты расчетов сводятся в таблицу 1.

   Таблица 1.

Передачи

Определяемые параметры

Значения определяемых параметров при:

nТ1

nТ2

nТ3

nТ4

МТ1

МТ2

МТ3

МТ4

Т1

Т2

Т3

Т4

1

V3 , м/c

Pд3 , Н

D

j3 , м/c2

1/j , с2/м

По результатам расчетов строится динамическая характеристика машины (рис.3.)

Определение времени и пути разгона машины с ГМП осуществляется также, как и для машины с механической ступенчатой трансмиссией.

Для определения ускорений машины при разгоне можно использовать следующую зависимость:

  (7)

где g - ускорение свободного падающего тела, м/с2;

 - коэффициент сопротивления дороги;

  1- коэффициент учета вращающихся масс машины с ГМП.

 Рис. 3. Динамическая характеристика машины с ГМП

В расчетах можно принять 1 = 1,05-1,15. По данным расчетов строятся графики пути и времени разгона машины.

ЛЕКЦИЯ 13

 

ТЕМА 5. УПРАВЛЯЕМОСТЬ И УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ

 ПОВОРОТ АВТОМОБИЛЯ

Способы поворота колесных машин. Поворотливость автомобиля. Поворот двухосного автомобиля с передними управляемыми колесами.. Кинематика поворота автомобиля с учетом бокового увода колес.

Способность автомобиля совершать прямолинейное и криволинейное движение характеризуется двумя комплексными свойствами управляемостью и устойчивостью.

Основные определения управляемости и устойчивости изложены в ОСТ 37.001.051-86 «Управляемость и устойчивость автомобилей. Термины и определения».

Управляемость автомобиля – свойство автомобиля подчиняться управлению по сохранению или изменению величины и направления скорости движения автомобиля, а также ориентации его продольной оси.

Устойчивость автомобиля – свойство автомобиля сохранять в заданных во времени или пути пределах направление движения и ориентацию продольной и вертикальной осей независимо от действия внешних и инерционных сил.

Принципиальное различие между понятиями управляемость и устойчивость заключается в том, что устойчивость охватывает ряд свойств автомобиля, обеспечивающих его движение по заданной траектории без воздействия водителя, а управляемость при его воздействии на рулевое управление.

В то же время управляемость и устойчивость автомобиля тесно взаимосвязаны межу собой, т.к. они определяются в основном одними и теми же конструктивными параметрами: компоновкой, особенностями рулевого управления, характеристиками шин, параметрами подвесок и т.д.

Управляемость и устойчивость автомобиля рассматриваются как при криволинейном движении, а также при торможении.

На данной лекции предстоит рассмотреть его криволинейное движение.

Криволинейное движение автомобиля часто называют поворотом, хотя обычно применяют этот термин в тех случаях, когда траектория движения изменяется по желанию водителя.

Сначала рассмотрим способы поворота колесных машин и поворотливость автомобиля.

СПОСОБЫ ПОВОРОТА КОЛЕСНЫХ МАШИН. ПОВОРОТЛИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ.

Колесные машины основную часть времени находятся в криволинейном движении, причем траектория изменяется либо по желанию водителя либо в результате каких-то внешних возмущений, либо, наконец, вследствие изменения некоторых параметров и характеристик самой машины в процессе движения.

В принципе любое движение машины можно считать криволинейным, если рассматривать прямолинейное движение как частный случай поворота с кривизной траектории равной нулю.

Так что же такое поворот колесной машины ?

Поворот – это движение машины с кривизной траектории в плане отличной от нуля.

Кривизна траектории определяется по формуле:

   (1)

где К – кривизна траектории;

 R – радиус поворота.

Если автомобиль движется прямолинейно, то R =  и, следовательно, К = 0.

 

Рис. 1.

Поворот автомобиля характеризуется изменением во времени и пути положения его продольной и вертикальной осей, а также наличием продольного и главным образом, поперечного ускорения.

Процесс поворота машины состоит из трех этапов (рис. 1).

1-й этап: вход в поворот (переход от прямолинейного к криволинейному);

2-й этап: равномерный поворот (движение с постоянной кривизной траектории);

3-й этап: выход из поворота (возвращение к прямолинейному движению).

В частном случае второй поворот (движение с R = const) может отсутствовать.

Способы поворота колесных машин

Колесные машины могут поворачивать следующими способами:

поворотом управляемых колес одной или нескольких осей;

притормаживанием неуправляемых колес одного борта (поворот по гусеничному);

поворотом звеньев машины относительно друг друга (поворот сочлененных машин).

Поворот колесной машины за счет поворота управляемых колес показан на рис.2.

При данном способе поворота управляемые колеса поворачиваются относительно некоторых вертикальных осей (шкворней).

Управляемыми могут быть колеса одной, нескольких или всех осей машины.

Данный способ поворота колесных машин по сравнению с другими способами нашел наиболее широкое применение.

Поворот колесной машины притормаживанием колес одного борта ( поворот по гусеничному) может применяться на каткообразных машинах.

 Рис. 2.

На совершение поворота машины этим способом требуется мощность значительно большая, чем на прямолинейное движение. Кроме того, при совершении поворота имеет место значительный износ шин.

Вследствие указанных недостатков данный способ поворота неприемлем для длинообразных машин

  Рис. 3.

 

На рисунке 4 показан поворот сочлененной колесной машины.

При данном способе поворота одно звено машины поворачивается относительно другого на некоторый угол. Для обеспечения этого между звеньями установлены гидроцилиндры, в полости которых подводится рабочая жидкость из гиросистемы машины. Поворот происходит с меньшим радиусом, чем поворот однозвенной машины, имеющей такую же базу.

 Рис.4.

Сочлененная машина обладает при повышенной маневренностью и повышенной проходимостью. При этом оба звена машины должны быть активными.

Данный способ поворота перспективен для военных колесных машин. В настоящее время он применяется на колесных тракторах К-701 «Кировец» и Т-150 К.

В ходе изучения данной темы будет рассматриваться поворот автомобиля с передними управляемыми колесами.

Одним из частных свойств, характеризующих способность автомобиля совершать криволинейное движение, является поворотливость.

Поворотливость автомобиля

Поворотливость автомобиля – свойство автомобиля, характеризующего его способность совершать повороты с минимальным радиусом (с максимальной кривизной траектории) на дорогах и местности.

Поворотливость автомобиля характеризуется следующими основными показателями (рис.5):

минимальный радиус поворота по оси следа управляемого внешнего колеса (Rmin );

внешний габаритный радиус (Rг);

внутренний габаритный радиус (Rг);

габаритная полоса движения (Bг).

Минимальный радиус поворота по оси следа управляемого внешнего колеса – это расстояние от центра поворота до оси следа управляемого внешнего колеса при максимальных углах поворота управляемых колес.

  Рис. 5.

Приближенно его значение может быть определено по формуле:

 

где L – база автомобиля;

- максимальный угол поворота управляемого внешнего колеса;

 в – расстояние от оси шкворня до вертикальной оси колеса ( плечо обкатки).

Значения минимальных радиусов поворота по оси следа управляемого внешнего колеса содержатся в ТТХ автомобилей:

ГАЗ-66-11 9,5 м

ЗИЛ-131 10,2 м

Урал-4320 10,8 м

КрАЗ –260 13,0 м.

Внешний габаритный радиус () – это расстояние от центра поворота до наиболее удаленной точки автомобиля.

Внутренний габаритный радиус () – это расстояние от центра поворота до наиболее близкой к нему точки автомобиля.

Внешний и внутренний габаритные радиусы характеризуют площадь, необходимую для маневрирования и разворота автомобиля.

Габаритная полоса движения (Вг) – это ширина участка дороги (местности), которую занимает автомобиль в процессе поворота с минимальным радиусом и ограниченная дугами, описываемыми наиболее и наименее удаленными от центра поворота точками.

   (3)

Чем меньше база автомобиля и больше максимальные углы поворота управляемых колес, тем выше его поворотливость.

В заключении следует отметить, что зависимости (2) и (3) справедливы лишь при малых скоростях движения на повороте, когда центробежная сила, а следовательно и боковая деформация шин, минимальны.

Рассмотрим кинематику поворота двухосного автомобиля.

ПОВОРОТ ДВУХОСНОГО АВТОМОБИЛЯ С ПЕРЕДНИМИ УПРАВЛЯЕМЫМИ КОЛЕСАМИ

Поворот колесной машины можно рассматривать в двух характерных режимах движения:

поворот автомобиля, движущегося по горизонтальной опорной поверхности с малой скоростью (статический поворот);

поворот автомобиля, движущегося с большой скоростью (динамический поворот).

Первый режим поворота характеризуется отсутствием центробежной силы, малым боковым ускорением и практическим отсутствием бокового увода колес. Иногда этот режим рассматривают как движение машины, имеющие жесткие, недеформируемые в боковом направлении шины.

Рассмотрим схему поворота двухосной машины с передними управляемыми колесами при качении колес без бокового увода (рис.6).

Обозначим:

Ок - кинематический центр поворота – это центр поворота автомобиля, движущегося по твердой горизонтальной опорной поверхности с пренебрежимо малым боковым ускорением при отсутствии тягового усилия на колесах;

 

Рис. 6.

 

 - кинематический радиус поворота;

- поступательные скорости центров колес;

 - поступательные скорости передней и задней осей автомобиля.

Для обеспечения чистого качения все колеса автомобиля должны перемещаться вокруг одной точки – точки Ок,, являющейся кинематическим центром поворота. Это условие будет выполняться в том случае, если управляемые колеса переднего моста будут повернуты вокруг шкворней на различные углы  и  , а кинематический центр поворота будет находится на продолжении оси задних колес в точке пересечения о прохождением осей передних колес.

Зависимость между углами  и  , отвечающая условию идеального поворота, определяется из схемы поворота и должна отвечать условию:

  (4)

где  - расстояние между осями шкворней поворотных кулаков;

- база автомобиля.

Необходимое соотношение углов поворота управляемых колес, достигается за счет выбора оптимальных параметров рулевой трапеции. На рисунке 7 представлена схема параметров рулевой трапеции.

 

 

Основным параметром, характеризующим поворот автомобиля при качении колес без бокового увода, является кинематический радиус поворота ().

Кинематический радиус поворота – это расстояние от кинематического центра поворота до продольной оси автомобиля.

По другому этот радиус может быть назван как радиус поворота автомобиля без учета бокового увода колес.

При качении колес без бокового увода из треугольника АОD (рис. 6) находим:

  (5)

где θ- средний угол поворота управляемых колес.

  (6)

где  и  - углы поворота соответственно внешнего и внутреннего управляемых колес.

Рассмотрим особенности поворота 3-хосного автомобиля (рис. 8).

Рис. 8.

Особенностью поворота трехосного автомобиля с расстановкой осей по базе 1+2 заключается в том, что кинематический центр поворота расположен на продолжении продольной оси балансирной тележки.

В этом случае предлага-ется, что скольжение про-межуточной оси происхо-дит в направлении центра поворота, а задней оси – от центра поворота.

Таким образом в машинах, у которых не менее двух осей, имеющих неуправляемые колеса, неизбежна либо боковая деформация шин, либо боковое скольжение колес этих осей, либо и то и другое, т.к. иначе невозможно получить мгновенный центр поворота.

ЛЕКЦИЯ 14

Рассмотрим кинематику поворота автомобиля с учетом бокового увода колес.

Прежде чем приступить к изучению кинематики поворота автомобиля с учетом бокового увода колес, необходимо рассмотреть схему сил и моментов, действующих на автомобиль при повороте.

Рассмотрим динамический поворот автомобиля с передними управляемыми и задними ведущими колесами.

При движении на автомобиль почти всегда действует какая-либо боковая сила. Этой силой может быть составляющая веса при боковом уклоне дороги, сила ветра, отдельные, кратковременно действующие случайные силы.

На схеме изображены:

- центробежная сила и ее составляющие;

 - сила тяги соответственно левого и правого ведущего колеса;

 - сила тяги автомобиля;

- боковые реакции опорной поверхности, действующие на колеса автомобиля;

- результирующие боковые реакции опорной поверхности, действующие, соответственно, на переднюю и заднюю оси;

 - момент сопротивления повороту автомобиля, обусловленные трением в межколесном дифференциале;

 - момент инерции автомобиля относительно вертикальной оси, проходящий через центр.

  Рис. 9.

При совершении поворота на автомобиль всегда действует боковая сила, обусловленная действием центробежной силы. Так как колеса автомобиля имеют эластичные шины, то при действии центробежной силы возникает боковой увод колес, вследствие чего изменяется радиус поворота и траектория движения автомобиля.

Рассмотрим качение колеса с боковым уводом.

3.1. Качение колеса с боковым уводом.

Автомобильное колесо обладает радиальной, тангенциальной и боковой эластичностью. Управляемость и устойчивость автомобиля в значительной степени зависят от боковой эластичности автомобильного колеса.

Исследуем качение сначала «жесткого», а затем «эластичного» колеса.

При действии боковой силы «жесткое» колесо будет катиться в направлении своей плоскости вращения при всех значениях боковой силы, меньших, чем сила сцепления колеса с опорной поверхностью. Когда боковая сила превысит силу сцепления (), тогда колесо будет катиться и скользит в направлении боковой силы.

«Эластичное» в боковом направлении колесо уже при малой боковой силе будет двигаться в направлении, не совпадающим с плоскостью его вращения.

Сущность происходящих при этом процессов поясним на схеме (рис.10).

Рассмотрим качение эластичного колеса по горизонтальной плоскости А-А, когда боковая сила отсутствует. В этом случае линия ОО проходит по середине протектора. При качении колеса его точки В, С, Д, находящиеся на этой линии, касаются дороги в точках соответственно В1, С1, Д1 и траектории качения колеса (линия ОК) будет располагаться в плоскости симметрии колеса.

.

 Рис. 10.

При действии на колесо боковой силы , вертикальная плоскость, проходящая через центр колеса, сместится относительно центра отпечатка на величину  (рис. 10б), а линия ОО, проходящая по середине протектора, будет изогнутой. Вследствие этого, при качении колеса точка В войдет в контакт с дорогой в точке В2 , точка С в точке С2, а точка Д точке Д2. При дальнейшем качении колеса все точки, лежащие на середине протектора, будут иметь контакт с дорогой по линии ОК. В этом случае траектория качения колеса (линия ОК) отклонится от плоскости симметрии колеса на угол

При увеличении боковой силы  будет увеличиваться и угол увода (рис. 11). Элементарные реакции, в пятне контакта будут увеличиваться и когда их равнодействующая Ry достигнет предельного значения, равного произведению , колесо начнет скользить по опорной поверхности всей поверхностью отпечатка шины.  

Таким образом, отклонение вектора скорости эластичного колеса от плоскости его вращения при действии любой по величине боковой силы называется явлением бокового увода (или просто уводом), а угол между этим вектором и плоскостью вращения – угол увода.

Прямолинейный участок ОА кривой определяет следующая зависимость между боковой силой и углом увода.

 

где  - коэффициент сопротивления уводу колеса, Н/рад. -

Рис. 11

С достаточной точностью можно считать, что коэффициент сопротивления боковому уводу остается постоянным или мало меняется при углах увода до 80 –100 .

Коэффициент сопротивления уводу зависит от давления воздуха в шине, нормальной нагрузки на колесо, окружного усилия и конструкции шин.

Значения коэффициента  составляют:

для шин легковых автомобилей 15…40 кН/рад;

для шин грузовых автомобилей 60…120 кН/рад.

3.2. Кинематика поворота автомобиля с учетом бокового увода колес

Рассмотрим схему поворота автомобиля с учетом бокового увода колес (рис. 12)

Рис.12

Обозначим:

- О – действительный центр поворота автомобиля;

- Rц - радиус поворота автомобиля с учетом бокового увода колес.

При повороте автомобиля на достаточно высокой скорости появляется центробежная сила Fц , которая условно приложена в центре тяжести машины.

Эта сила вызывает боковой увод всех колес. В результате увода абсолютных скоростей точек колес не лежат в плоскости вращения.

Восстанавливая перпендикуляры к векторам скоростей, определим положение действительного центра поворота (точки О). Таким образом, центр поворота из точки Ок смещается в точку О на величину  в продольном направлении.

При этом увеличивается радиус поворота автомобиля, причем радиус поворота автомобиля с учетом бокового увода колес Rп , больше кинематического радиуса поворота Rк (т.е. Rп  Rк ).

Для определения смещения центра поворота  и радиус поворота Rп упростим схему, заменив ее плоской эквивалентной схемой поворота (рис. 13).

С достаточной точностью можно считать:

- средний угол поворота управляемых колес;

- угол увода передней оси;

- угол увода задней оси.

Из треугольника ВОД и ВОА имеем:

;

Учитывая, что ВD = ; ОВ = Rп ; АВ = , полученные выражения запишутся в виде:

;

Радиус поворота с учетом увода колес определяется из выражения:

.

Продольное смещение центра поворота будет

Рис. 13.

При повороте управляемых колес на больших скоростях движения углы поворота колес невелики, а углы бокового увода не превышают 80 – 100. В этом случае тангенсы углов увода осей можно заменить значениями самих углов в радианах.

То есть ; .

Тогда   (10)

 

Таким образом, при движении автомобиля на повороте с высокими скоростями возникают инерционные силы, в том числе центробежная сила, вследствие чего колеса автомобиля начинают двигаться с боковым уводом.

Это приводит к изменению радиуса поворота и траектории движения автомобиля.

Тема 5: УПРАВЛЯЕМОСТЬ и устойчивость автомобиля.

Поворачиваемость автомобиля. Коэффициент поворачиваемости.. Устойчи-вость автомобиля. Показатели устойчивости. Устойчивость прямолинейного движения автомобиля. Устойчивость автомобиля на повороте и на поперечном уклоне (косогоре).

ПОВОРАЧИВАЕМОСТЬ АВТОМОБИЛЯ. КОЭФФИЦИЕНТ ПОВОРАЧИВАЕМОСТИ.

После изучения кинематики поворота автомобиля с учетом бокового увода колес можно более подробно рассмотреть такое свойство автомобиля, как поворачиваемость.

Поворачиваемость автомобиля - свойство автомобиля увеличивать, сохранять или уменьшать кривизну траектории установившегося движения при увеличении бокового ускорения (при возрастании боковой силы). (ОСТ.37.001.051- 86).

В зависимости от причин, вызывающих изменение кривизны траектории движения автомобиля при воздействии боковых сил следует различать поворачиваемость :

- шинную;

- креновую.

Шинная поворачиваемость - обусловлена явлением бокового увода колес, возникающем при действии на автомобиль боковой силы.

Креновая поворачиваемость - обусловлена поворотом осей автомобиля в горизонтальной плоскости, креном кузова и радиальной деформацией шин, возникающих вследствие перераспределения вертикальных нагрузок между колесами левого и правого бортов автомобиля, если на него действует боковая сила.

Поворачиваемость автомобиля в основном определяется шинной поворачиваемостью.

1.1. Шинная поворачиваемость автомобиля. Коэффициент поворачиваемости.

Шинная поворачиваемость автомобиля может быть трех типов:

- нейтральная;

- недостаточная;

- избыточная.

Критерием, по которому определяется тип шинной поворачиваемости автомобиля, является соотношение углов передней и задней осей т.е.  и .

Если углы увода передней и задней осей одинаковы, т.е. =  , то автомобиль обладает нейтральной поворачиваемостью.

Если угол увода передней оси больше угла увода задней оси, т.е. , то автомобиль обладает недостаточной поворачиваемостью.

Если угол увода передней оси меньше угла увода задней оси, т.е. , то автомобиль обладает избыточной поворачиваемостью.

Рассмотрим сущность каждого типа поворачиваемости и ее влияние на поворот автомобиля.

Нейтральная поворачиваемость автомобиля - поворачиваемость автомобиля, у которого кривизна траектории установившегося движения не меняется при увеличении бокового ускорения (при возрастании боковой силы).

Рассмотрим схему поворота автомобиля, обладающего нейтральной поворачиваемостью (рис. 7).

Схема поворота автомобиля, обладающего нейтральной поворачиваемостью

При равенстве углов увода передней и задней осей =  радиус поворота автомобиля будет равен

  (1)

В этом случае радиус поворота автомобиля с учетом увода колеса  равен кинематическому радиусу поворота .

Рис. 1

Так как , то действительный центр поворота смещается в сторону передней управляемой оси и, следовательно, автомобиль двигается по изменяемой траектории.

Недостаточная поворачиваемость автомобиля - поворачиваемость автомобиля, у которого кривизна траектории установившегося движения уменьшается при увеличении бокового ускорения ( при возрастании боковой силы).

Рассмотрим поворот автомобиля, обладающего недостаточной поворачиваемостью (рис.2).

Схема поворота автомобиля,обладающего недостаточной поворачиваемостью

  (2)

Рис.2.

Т.е. радиус автомобиля с учетом увода колес больше кинематического радиуса поворота ().

Величина смещения центра поворота определяется, как и в предыдущем случае, т.е.

   (3)

Таким образом автомобиль, обладающий недостаточной поворачиваемостью, при повороте стремится двигаться по траектории меньшей кривизны (c большим радиусом поворота), чем задал водитель. Для обеспечения движения автомобиля по заданной траектории водитель вынужден поворачивать управляемые колеса на несколько больший угол.

Избыточная поворачиваемость автомобиля - поворачиваемость автомобиля, у которого кривизна траектории установившегося движения увеличивается при увеличении бокового ускорения ( при возрастании боковой силы).

ЛЕКЦИЯ 15 

Рис. 3.

Рассмотрим поворот автомобиля, обладающего избыточной поворачиваемо-стью (рис.3). Схема поворота автомобиля,обладающей избыточной поворачива-емостью

Так как угол задней оси больше угла увода передней оси, то

  (4)

т.е. радиус поворота автомобиля с учетом увода колес  меньше критического радиуса поворота .

Величина смещения центра поворота, как и в предыдущих случаях определяется по формуле

   (5)

Т.о. автомобиль, обладающий избыточной поворачиваемостью, при повороте стремится двигаться по траектории большей кривизны (с меньшим радиусом поворота), чем задал водитель.

Для обеспечения движения автомобиля по заданной траектории водитель должен поворачивать управляемые колеса на несколько меньший угол.

Рассмотрев влияние поворачиваемости на поворот автомобиля следует отметить, что автомобиль обладающий недостаточной поворачиваемостью, более устойчив и лучше сохраняет направление движение, чем автомобиль, обладающий избыточной поворачиваемостью.

Таким образом, желательно, чтобы автомобили обладали небольшой недостаточностью, т.е. всегда выполнялось условие .

Требуемое соотношение углов увода колес передней и задней осей может быть обеспечено:

- соответствующим распределением полной массы автомобиля между осями;

- величиной давления воздуха в шинах колес передней и задней осей автомобиля;

- применением на задней оси сдвоенных колес.

Практически обеспечить недостаточную поворачиваемость автомобиля без груза и автомобиля с полной нагрузкой не всегда представляется возможным. Так, двухосные автомобили без груза обладают недостаточной поворачиваемостью, а эти же автомобиля с полной нагрузкой обладают небольшой избыточной поворачиваемостью.

Коэффициент поворачиваемости.

Для приближенной количественной оценки шинной поворачиваемости может использован коэффициент поворачиваемости.

Коэффициент поворачиваемости - это отношение величин уводов колес заднего и переднего мостов автомобиля, выраженных в следующем виде:

 

где  и  - часть силы веса автомобиля, приходящихся соответственно на переднюю и заднюю ось.

и  - коэффициент сопротивления уводу соответственно передней и задней оси автомобиля.

При нейтральной поворачиваемости .

При недостаточной поворачиваемости .

При избыточной поворачиваемости .

Завершив изучение шинной поворачиваемости автомобиля, рассмотрим его креновую поворачиваемость.

Креновая поворачиваемость автомобиля.

Креновая поворачиваемость автомобиля, как и шинная, может быть:

- нейтральной;

- недостаточной;

- избыточной.

 Рис. 4.

Тип креновой поворачиваемости автомобиля определяется конструкцией его подвески.

Рассмотрим кинематику зависимой подвески при движении автомобиля на повороте (рис.4).

Допустим, что передние концы рессор соединены с рамой простыми шарнирами, а задние - свободно опираются на подушки кронштейнов рамы.

При повороте автомобиля направо под действием центробежной силы  происходит перераспределение нормальных реакций  между левым и правым колесам. В следствии этого увеличивается деформация левой рессоры, а деформация правой рессоры - уменьшается. При этом мост перемещается по дуге m-m. Причем, левая рессора, распрямляясь, перемещает мост назад (в т.А), а правая увеличивая кривизну, перемещает его вперед (в т.В).

 Рис. 4.

В результате задний мост поворачивается в горизонтальной плоскости и занимает положение, показанное на рисунке сплошной линией.

Исследуем креновую поворачиваемость двухосного автомобиля (рис.5).

Рис.5.

Предположим, что автомобиль, двигающийся прямолинейно, действует боковая сила  (Рис. 5 а и б). Если углы поворота переднего и заднего мостов неодинаковы по величине или направлению, то автомобиль, в следствии крена поворачивает, хотя передние колеса остаются в нейтральном положении. Возникающая при повороте центробежная сила  у автомобиля А направлена противоположно боковой силе , а у автомобиля В в ту же сторону.

Поэтому автомобиль А лучше сохраняет направление движения под действием боковых сил.

Поэтому аналогии с шинной поворачиваемостью можно сказать, что автомобиль А имеет недостаточную, а автомобиль В избыточную креновую поворачиваемость.

У автомобиля с избыточной креновой поворачиваемостью, на который действует боковая сила, кривизна траектории непрерывно увеличивается. Это приводит к росту центробежной силы  и дальнейшему уменьшению радиуса поворота. Однако максимальное значение угла поперечного крена обычно ограничено упорами, предусмотренными в конструкции подвески, поэтому креновая поворачиваемость оказывает на управляемость и устойчивость автомобиля значительно меньшее влияние, чем шинная поворачиваемость.

Вместе с тем, в зависимости от конструкции подвески, креновая поворачиваемость может усилить , либо усилить, либо ослаблять влияние шинной поворачиваемости.

При конструировании подвесок автомобилей конструкторы стремятся обеспечить автомобилю либо недостаточную, либо нейтральную креновую поворачиваемость.

Поворачиваемость автомобиля оказывает существенное влияние на его устойчивость и управляемость.

Сначала рассмотрим устойчивость автомобиля и ее оценочные показатели.

УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ. ПОКАЗАТЕЛИ УСТОЙЧИВОСТИ.

Движение автомобиля в плоскости дороги характеризуется следующими параметрами:

- величиной и направлением поступательной скорости центра масс ();

- величиной и направлением угловой скорости относительно вертикальной оси Z ();

Параметры, характеризующие движение автомобиля в плоскости.

  

Рис. 6.

При движении на автомобиль, кроме сил сопротивления силы тяги и управляющих сил (т.е. сил, возникающих при повороте водителем управляющих колес) действуют разного рода случайные силы. Эти силы могут быть вызваны порывом ветра, наездом одного или нескольких колес на неровности поперечном уклоном дороги и т.д.

Случайные силы, а так же кинематические последствия их действия принято называть возмущения.

В следcтвии возмущений в течении некоторого времени происходит изменение параметров движения.

Процесс изменения параметров движения при переходе от одного установившегося режима движения к другому называется переходным.

При значительных возмущениях может наступить потеря устойчивости, которая выражается в изменении траектории движения автомобиля, либо в его боковом скольжении (заносе), либо в его опрокидывании.

Занос автомобиля - это боковое скольжение всего автомобиля или нескольких его осей.

Опрокидывание автомобиля - это потеря устойчивости автомобиля относительно продольной и поперечной осей, параллельных опорной плоскости.

Так что же устойчивость автомобиля ?

Устойчивость автомобиля - свойство автомобиля сохранять в заданных во времени или пути пределах, независимо от скорости движения и действия внешних и инерционных сил, направление движения и ориентацию продольной и вертикальной осей при отсутствии управляющих воздействий со стороны водителя.

Различают следующие виды устойчивости автомобиля:

а) устойчивость движения:

- траекторная;

- курсовая;

- аэродинамическая.

б) устойчивость положения:

- поперечная;

- продольная.

Устойчивость движения автомобиля в плоскости дороги в поперечном и угловом направлениях характеризуется траекторной и курсовой устойчивостью.

Траекторная устойчивость - свойство автомобиля, характеризующее его способность сохранять заданное водителем направление движения.

При движении автомобиля, вследствии возмущений может отклоняться от траектории заданной водителем направление движения.

При движении автомобиля, вследствии возмущений может отклоняться от траектории заданной водителем, т.е. иметь траекторное отклонение.

Траекторное отклонение - это отклонение вектора скорости автомобиля от заданного направления движения.

Траекторное отклонение направления автомобиля

 

Рис. 7.

Траекторное отклонение автомобиля характеризуется направляющим углом .

Направляющий угол - угол между вектором поступательной скорости автомобиля и направлением его движения.

Курсовая устойчивость - свойство автомобиля, характеризующее его способность сохранять ориентацию продольной оси.

При движении в результате действия боковой силы и вызываемого этим бокового увода и частичного бокового скольжения колес, автомобиль может иметь курсовое отклонение.

Курсовое отклонение - это отклонение продольной оси автомобиля от заданного водителем направления движения. Курсовое отклонение автомобиля характеризуется курсовым углом .

Курсовой угол - это угол между продольной осью автомобиля при действии на него аэродинамических сил.

 

Рис.8.

Устойчивость положения автомобиля в продольно-вертикальной и поперечно-вертикальной плоскостях характеризуются поперечной и продольной устойчивостью.

Наиболее вероятна и более опасна потеря поперечной устойчивости.

Поперечная устойчивость автомобиля - устойчивость автомобиля по ориентации его вертикальной оси в поперечной плоскости, перпендикулярной опорной поверхности.

Боковое скольжение и опрокидывание автомобиля Потеря автомобилем поперечной устойчивости происходит под действием сил:

- центробежной силы (при движении на повороте);

- поперечной составляющей силы веса автомобиля (при движении по косогору);

- силы бокового ветра.

 

Рис.9.

При этом автомобиль может опрокинуться относительно линии, проходящей через центры отпечатков переднего и заднего колес левой (правой) стороны автомобиля, либо скользить (сползать) в боковом направлении.

В случае потери продольной устойчивости автомобиль может опрокинуться относительно передней или задней оси, либо скользить (сползать) в продольном направлении.

 

Рис. 10.

У современных автомобилей с низко расположенным центром масс опрокидывание в продольной плоскости маловероятно и практически исключено.

Возможно лишь буксование ведущих колес, вызывающее сползание автомобиля, например, во время динамического преодоления автомобилем крутого подъема большой длины.

Устойчивость автомобиля определяется его компоновкой, геометрическими параметрами (шириной колес, высотой цента масс), особенностями рулевого управления, характеристиками шин и параметрами подвесок.

В значительной мере устойчивость автомобиля зависит от поступательной скорости его движения.

Скорость, при которой автомобиль теряет устойчивость, называется критической скоростью.

Рассмотрим оценочные показатели устойчивости автомобиля.

Оценочными показателями устойчивости являются критические параметры движения и положения. Общепринятая система оценочных показателей устойчивости отсутствует. В дальнейшем при изучении устойчивости будем использовать следующие основные показатели:

-критическая скорость по заносу ();

-критическая скорость по опрокидыванию ();

-критическая скорость по курсовой устойчивости ();

-критическая скорость прямолинейного движения;

-критический угол косогора по боковому скольжению ();

- критический угол косогора по боковому опрокидыванию ();

-коэффициент поперечной устойчивости ()

Оценочные показатели устойчивости определяются в ходе испытаний автомобилей. Они могут так же определяться расчетным методом, что будет рассмотрено при изучении последующих учебных вопросов.

Рассмотрим устойчивость прямолинейного движения автомобиля и определение критической скорости по курсовой устойчивости.

ЛЕКЦИЯ 16

УСТОЙЧИВОСТЬ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ.

Устойчивость движения автомобиля в значительной мере определяется траекторией и курсовой устойчивостью, которые зависят в первую очередь от увода осей (типа поворачиваемости автомобиля), степени стабилизации управляемых колес и их склонности к колебаниям и автоколебаниям.

При прямолинейном движении на автомобиль действует не только сила тяги, силы сопротивления и управляющие силы, но разного рода случайные силы (возмущения).

Любые посторонние боковые силы, действующие на колеса, изменяют направление их движения по сравнению с заданным водителем (если силы малы, то результаты увода, а если достаточно велики - то скольжения) и изменяют курсовое положение автомобиля.

Энергия, затрачиваемая боковыми силами на боковое смещение колес при уводе, так и при скольжении, теряется безвозвратно. Поэтому сами боковые отклонения являются необратимыми. В результате изменения направления качения колес изменяется и курсовой угол , причем без дополнительного управляющего воздействия автомобиль не может возвратиться к прежнему положению. Следовательно, по курсовому углу автомобиль, как чисто механическая система, всегда неустойчив.

Неустойчивость проявляется по-разному. У одних автомобилей после прекращения возмущений курсовой угол стабилизируется, не возвращаясь к прежнему, но и не увеличивает своего отклонения, у других - отклонение продолжается и после прекращения возмущения.

Исследуем прямолинейное вращение автомобилей, обладающих разными типами поворачиваемости.

а) Автомобиль с нейтральной поворачиваемостью.

Схема движения автомобиля, обладающего нейтральной поворачиваемостью, при действии боковой силы

Рис. 11.

Предположим, что на автомобиль, двигающийся прямолинейно, начала действовать боковая сила . В результате ее действия возникнет боковой увод передней и задней оси автомобиля.

В этом случае, вследствие того, что , автомобиль будет двигаться прямолинейно, но по направлению ВВ, т.е.. под некоторым углом ) к направлению движения, заданному водителем (направлению АА). Таким образом, автомобиль получит смещение в боковом направлении.

Поскольку векторы поступательных скоростей передней и задней оси V1 и V2 параллельны, то  = бесконечности.

Для движения автомобиля по направлению AA водитель должен повернуть управляемые колеса в противоложную сторону (в данном случае вправо), на такой угол, чтобы продольная ось автомобиля составила с направлением угол, равный углу .

б) Автомобиль с недостаточной поворачиваемостью .

Допустим, что на прямолинейно движущийся автомобиль действует боковая сила . Так как , то направления качения колес передней не совпадают и, следовательно, автомобиль начинает двигаться криволинейно, поворачивая относительно некоторого центра 0, при этом возникает центробежная сила , поперечная составляющая которой , направлена навстречу боковой силе . В результате этого увод колес передней и задней осей быстро уменьшается и автомобиль практически сохраняет прямолинейное движение.

Рис.12. Cхема движения автомобиля, обладающего недостаточной поворачиваемостью, при действии на него боковой силы

в) Автомобиль с избыточной поворачиваемостью ().

 

Рис. 13. Схема движения автомобиля, обладающего избыточной поворачиваемостью

Допустим, что на прямолинейно движущийся автомобиль действует боковая сила . Так как , то направления качения колес передней и задней осей не совпадают, следовательно, автомобиль начинает двигаться криволинейно, поворачивая относительно некоторого центра 0.

При этом возникает центробежная сила , поперечная составляющая которой Fy ,направлена в ту же сторону, что и боковая сила  , вызывающая увод колес и криволинейное движение автомобиля.

В этом случае сумма сил . Вызывает увеличение увода колес передней и задней осей, что ведет к увеличению кривизны траектории движения, т.е. к уменьшению радиуса поворота. В определенных условиях это может привести к заносу и опрокидыванию автомобиля.

Для оценки влияния увода мостов автомобиля на его курсовую и траекторную устойчивость рассмотрим движение автомобиля по кругу большого диаметра с постоянной скоростью.

Схема, сил действующих на автомобиль при движении по кругу

Для упрощения не учитываем действие силы тяги и сил сопротивления движению автомобиля.

В этом случае на автомобиль действует только центробежная сила , которая приложена в центре масс

Боковые реакции дороги, действующие на колеса автомобиля определяются по формулам:

;  (7)

где  - часть полной массы автомобиля, приходящаяся соответственно на переднюю и заднюю ось;

 - скорость движения автомобиля на повороте;

 - радиус поворота автомобиля с учетом бокового увода колес.

Рис. 14.

Определяется из выражения:

 (8)

где  - база автомобиля;

 - средний угол поворота управляемых колес;

- угол увода, соответственно передней и задней оси.

; ; (9)

где  - коэффициенты сопротивления боковому уводу, соответственно передней и задней оси.

Из формулы (7), (8), (9) после преобразований получим:

 

; (10)

где  - кинематический радиус поворота автомобиля.

(Радиус поворота автомобиля при качении колес без бокового увода)

  (11)

Из выражения (10) следует, что в общем случае радиус поворота автомобиля зависит не только от среднего угла поворота управляемых колес  , но и от скорости движения  .

Исследуем прямолинейное движение двухосного автомобиля, обладающего избыточной поворачиваемостью.

Предположим, что на автомобиль действует какая -то боковая сила. Преобразуем выражение (10), умножив его левую и правую части на угол . Получим:

. (12)

При повышении скорости движения автомобиля углы увода передней и задней осей  и возрастают, причем .

Следует ожидать, что при некоторой скорости, называемой критической скоростью по курсовой устойчивости (  ), правая часть выражения (12) будет равна нулю:

  (13)

В этом случае даже при незначительном боковом толчке и нейтральном положении управляемых колес () возникает быстронарастающий увод,, приводящий к заносу автомобиля. () , т.е. автомобиль теряет курсовую устойчивость.

Критическая скорость автомобиля по курсовой устойчивости определяется из следующего выражения:

  14)

Анализируя выражение (14), можно сделать выводы:

1). Критическую скорость по курсовой устойчивости можно определить только для автомобиля с избыточной поворачиваемостью, у которого

 или

2). Критическая скорость по курсовой устойчивости для автомобиля с нейтральной поворачиваемость равна бесконечности, т.к.

 или

3) Критическая скорость по курсовой устойчивости для автомобиля для автомобиля с недостаточной поворачиваемостью не существует т.к.

 или

и подкоренное выражение имеет отрицательное значение.

Таким образом, критическая скорость по курсовой устойчивости характеризует предел устойчивого прямолинейного движения автомобиля, обладающего избыточной поворачиваемостью.

Для повышения устойчивости движения необходимо стремиться к тому, чтобы автомобиль обладал либо недостаточной поворачиваемостью, либо его критическая скорость по курсовой устойчивости была бы не более высокой и находилась бы за пределами реальной скорости автомобиля.

Изучив устойчивость прямолинейного движения автомобиля на горизонтальном участке дороги, рассмотрим его устойчивость при прямолинейном движении по косогору.

ЛЕКЦИЯ 17

Устойчивость автомобиля при движении на повороте.

Потеря автомобилем поперечной устойчивости наиболее вероятно при движении на повороте или при движении по косогору.

При движении на повороте возможен занос и опрокидывание автомобиля, а при движении по косогору - боковое скольжение (сползание) и опрокидывание.

Рассмотрим занос и опрокидывание автомобиля на повороте.

2.1. Занос и опрокидывание автомобиля на повороте.

Занос и опрокидывание автомобиля на повороте происходит, как правило, под действием центробежной силы.

Рассмотрим схему сил, действующих на автомобиль при совершении поворота.

  

Рис. 15

Обозначим:  - нормальные реакции опорной поверхности, действующие на колеса собственно левого и правого борта.

 - боковые реакции опорной поверхности, действующие на колеса собственно левого и правого борта.

Центробежная сила при повороте автомобиля с радиусом  может быть определена из выражения:

 ,  (15)

где m - полная масса автомобиля;

V - поступательная скорость движения автомобиля.

Разложим центробежную силу на составляющие: продольную силу Fx и поперечную Fy . Поперечная составляющая центробежной силы Fy стремится вызвать поперечное скольжение и опрокидывание автомобиля. Приблизительно можно принять, что

 ,  (16)

Опрокидывание автомобиля наступит при условии, что момент, создаваемый силой Fy относительно т.A будет равен или превысит момент, создаваемый силой веса автомобиля G относительно этой точки, то есть

  (17)

где  - высота центра масс автомобиля;

- ширина колеи автомобиля.

Если в выражение ( ) подставить значение , а вес G выразить через массу и ускорение свободного падения, то можно определить скорости, при которых происходит опрокидывание автомобиля на повороте:

  (18)

Наименьшая скорость движения, которая соответствует возникновению опрокидывания автомобиля на повороте, называется критической скоростью по опрокидыванию.

 или

Из полученного выражения следует, что критическая скорость по опрокидыванию зависит от радиуса поворота Rn , ширины колеи и высоты центра масс hg автомобиля. Чем меньше радиус поворота и выше расположен центр тяжести, тем при меньшей скорости произойдет опрокидывание автомобиля.

Опрокидывание автомобиля возможно только в том случае, если его колеса имеют достаточное сцепление с дорогой. В противном случае будет иметь место не опрокидывание, а занос.

Боковое скольжение (занос) автомобиля начнется в тот момент, когда составляющая сила Fy и равная ей сумма боковых реакций опорной поверхности  достигнет или станет больше величины силы сцепления , т.е.

,  (19)

где - коэффициент сцепления;

 G - вес автомобиля.

Подставим в выражение (19) значение составляющей центробежной силы Fy . После преобразований получим выражение для определения скоростей, при которых происходит занос автомобиля на повороте.

 

Наименьшая скорость движения, которая соответствует возникновению бокового скольжения (заноса) автомобиля на повороте называется критической скоростью по заносу.

  (20)

Из полученного выражения следует, что критическая скорость по заносу зависит от сцепления колес с опорной поверхностью (коэффициент сцепления) и величины радиуса поворота Rn .

Таким образом, действующая на автомобиль при повороте центробежная сила может вызвать либо его занос, либо его опрокидывание. Так как опрокидывание более опасно чем занос, то автомобиль должен быть сконструирован таким образом, чтобы опрокидыванию всегда предшествовал занос, т.е. выполнялось . Подставив данное выражение значения скоростей  и  получим:

 

После преобразований получим условие, при котором занос предшествует опрокидыванию:

 или  

Из выражения (21) следует, что опрокидывание автомобиля невозможно, если коэффициент сцепления колес с опорной поверхностью меньше коэффициента поперечной устойчивости.

Значение коэффициента поперечной устойчивости для автомобилей с грузом находятся в пределах:

грузовые автомобили 0,55...0,8

легковые автомобили......0,9...1,2

автобусы 0,5...0,65

Максимальные значения коэффициента сцепления находятся в пределах 0,6...0,8.

Таким образом, опрокидывание автомобиля на горизонтальном участке дороги с ровным покрытием невозможно, а возможен только его занос.

Однако, учитывая наличие на дороге неровностей, в которые могут упираться колеса автомобиля при боковом скольжении, а также наличие бордюрных камней, кюветов и т.п., занос может привести к опрокидыванию автомобиля.

Для повышения скорости и обеспечения безопасности движения автомобилей на поворотах закругления дорог могут выполнятся с поперечным уклоном. Такие закругления называются виражами. Дорогу в этом случае можно рассматривать как часть внутренней поверхности конуса, ось которой вертикальна.

При повороте автомобиля на вираже опрокидывающей силой будет составляющая центробежной силы

 

где - угол поперечного уклона дороги (угол виража).

Схема сил, действующих на автомобиль при движении на вираже.

Опрокидывание автомобиля наступит в том случае, когда внутренние по отношению к центру поворота колеса оторвутся от опорной поверхности, т.е. нормальные реакции опорной поверхности, действующие на эти колеса станут равны нулю:

 и

В этом случае:

Разделим левую и правую части уравнения на G cos. После преобразования получим:

 (22)

Из полученного выражения можно определить критическую скорость по опрокидыванию при движении автомобиля на вираже

 (23)

Рис.16

Анализ выражений(18) и (23) показывает, что опрокидывание автомобиля при движении на повороте по дороге с поперечным уклоном может наступить при большей скорости, чем при повороте на горизонтальном участке.

Занос автомобиля на вираже как и опрокидывание, также будет происходить при большей скорости, поскольку боковое скольжение автомобиля начнется при условии:

 (24)

Критическая скорость по заносу автомобиля, совершающего поворот на вираже, определяется из выражения:

  (25)

Анализ выражений (20) и (25) позволяет сделать вывод, что с увеличением угла поперечного уклона дороги скорость движения автомобиля по условию заноса увеличивается.

При  знаменатель выражения (25)  будет равен 0 и, следовательно, критическая скорость по заносу становится равной бесконечности. В этом случае автомобиль сохраняет устойчивость при любой скорости.

Выражение (23) и (25) используются при расчетах виражей на скоростных трассах.

Выше поперечная устойчивость автомобиля рассматривалась в предположении, что при заносе на повороте колеса обоих мостов начинают скользить в поперечном направлении одновременно. Обычно начинают скользить колеса одного моста (заднего или переднего), вследствие чего приходится рассматривать устойчивость не всего автомобиля, а одного из его мостов.

Занос заднего и переднего мостов автомобиля. Меры борьбы с заносом.

Прежде чем рассматривать занос заднего или переднего мостов, исследуем влияние силы тяги на устойчивость движения колеса автомобиля.

Рассмотрим схему сил, действующих на ведущее колесо, т.к. оно обладает наименьшей по сравнению с ведомым, устойчивостью в поперечном направлении.

Схема сил и моментов, действующих на ведущее колесо.

 

Рис. 17.

При приложении к колесу крутящего момента , силы веса и боковой силы в пятне контакта с опорной поверхностью возникают реакции Xк и .

Равнодействующая реакций, действующих в плоскости дороги, определяется из выражения:

,  (26)

где  - сила тяги колеса, возникающая при подходе к колесу крутящего момента;

- боковая реакция опорной поверхности.

Из рис. 16 = . Чтобы не было скольжения колеса, сила сцепления его с дорогой  должна быть больше равнодействующей R , т.е. должно выполняться условие:

  (27)

где - коэффициент сцепления,

- вертикальная реакция опорной поверхности.

Из рис. 16

Подставим в выражение (27) значение равнодействующей боковых реакций

  (28)

Из выражения (28) может быть определена максимально допустимая по условиям сцепления колеса с дорогой величина боковой силы и равной ей боковой реакции опорной поверхности Rу .

  (29)

При увеличении подводимого к колесу крутящего момента  сила тяги колеса  также увеличивается. При этом потеря колесом боковой устойчивости может наступить при меньшей величине боковой силы (29).

Чем больше сила сцепления колеса с дорогой  и чем меньше сила тяги колеса , тем при большем значении боковой силы колесо сохраняет устойчивость, т.е. не скользит в поперечном направлении. Из сказанного следует, что ведомое колесо всегда обладает большей устойчивостью против бокового скольжения, чем ведущее.

Изучив влияние силы тяги на устойчивость колеса, рассмотрим занос заднего и переднего мостов автомобиля.

Занос заднего моста

При движении автомобиля по дороге с недостаточным сцеплением колес с опорной поверхностью и действие боковой силы наиболее вероятным и наиболее опасным является занос заднего моста.

Посмотрим схему заноса заднего моста.

Схема заноса заднего моста

Предположим, что под действием боковой силы начался занос задней оси. Это вызовет поворот автомобиля вокруг центра О, хотя передние колеса при этом находятся в нейтральном положении. Поперечная составляющая центробежной силы , действует в том же направлении, что и боковая сила , вызывает дальнейшее возрастание центробежной силы, в результате чего занос прогрессирует.

Рис. 18.

Для устранения заноса заднего моста автомобиля необходимо уменьшить силу тяги (уменьшить подачу топлива или прекратить торможение). Если этого недостаточно, то нужно повернуть управляемые колеса в сторону заноса.

Занос переднего моста

При заносе переднего моста поперечная составляющая центробежной силы направлена в сторону, противоположную действующей боковой силе , в результате чего боковое скольжение передних колес автоматически прекращается и автомобиль не теряет устойчивости.

Рис. 5

Чтобы избежать потери автомобилем устойчивости необходимо плавно уменьшать скорость до начала поворота, в особенности на влажной и скользящей дороге.

Значительное влияние на устойчивость движения автомобиля оказывают колебания управляемых колес.

Устойчивость автомобиля на поперечном уклоне (косогоре)

При прямолинейном движении автомобиля на поперечном уклоне (косогоре) нарушение его устойчивости выражается в прокидывании или боковом скольжении (сползании) под действием составляющей силы веса.

Рассмотрим схему сил, действующих на автомобиль, двигающийся прямолинейно по косогору.

Схема сил, действующих на автомобиль, действующих прямолинейно по косогору

Рис. 20

Обозначим: - равно-действующая нормальных реакций опорной повер-хности, действующих соот-ветственно на колеса левого и правого сторон автомобиля;  - равнодействующая боковых реакций опорной поверхности, действующих соответственно на колеса левой и правой сторон автомобиля.

Опрокидывание автомобиля наступает в тот момент, когда опорная реакция . Опрокидывающей силой является составляющая силы автомобиля .

Из условия равновесия автомобиля относительно т. В можно записать:

 

Разделим обе части неравенства на cos . После преобразования получим условие, при котором происходит опрокидывание автомобиля на косогоре:

  (30)

Анализируя полученное выражение видим, что чем шире колея и ниже расположен центр масс автомобиля, тем при большем угле поперечного уклона происходит опрокидывание.

Обозначим:

 

где - коэффициент поперечной устойчивости.

После постановки в выражение (30) получим: .

Коэффициент поперечной устойчивости является одним из показателей устойчивости автомобиля.

Наименьшее значение угла поворота поперечного уклона, при котором происходит опрокидывание автомобиля, при называется критическим углом косогора по боковому опрокидыванию.

 или

Значения критических углов косогора по боковому опрокидыванию находится в пределах:

легковые автомобили 42…50

грузовые автомобили 29…40

автобусы 27…33

Приведенные значения критических углов косогора по боковому опрокидыванию автомобилей определены без учета поворота (крена) кузова относительно неподрессоренных масс и влияния других факторов снижающих устойчивость.

Поэтому действительные критические углы косогора по боковому опрокидыванию автомобилей имеют меньшие значения.

Руководящим нормативным документом центрального автополигона НАМИ установлено минимальное допустимое значение  для автотранспортных средств различной категории при испытании на специальной платформе с переменным поперечным уклоном – 210.

Поскольку сползание автомобиля не всегда приводит к его опрокидыванию, то нужно стремиться конструировать автомобиль таким образом, чтобы потеря устойчивости началась с бокового скольжения (сползания).

Боковое скольжение (сползание) автомобиля на косогоре наступает при условии, если боковая составляющая силы веса автомобиля  будет больше или равна сумме боковых реакций опорной поверхности, действующих на все колеса автомобиля , т.е.

 

где - равнодействующая боковых реакций опорной поверхности, действующих на все колеса автомобиля.

 

При отсутствии силы тяги равнодействующая боковых реакций  имеет наибольшее значение и определяется из выражения:

 

В этом случае условие бокового скольжения (сползания) автомобиля запишется в виде:

 

Проведя преобразования получим:

  (32)

Наименьшее значение угла поперечного уклона, при котором начинается боковое скольжение (сползание) автомобиля при , называется критическим углом косогора по боковому скольжению.

  (33)

Для того, чтобы боковое скольжение (сползание) автомобиля началось раньше, чем опрокидывание необходимо чтобы выполнялось условие:

 

Произведя подставки получим:

 или

Анализируя полученные выражения, следует подчеркнуть, что сползание автомобиля на косогоре, во многих случаях заканчивается его опрокидыванием. Поэтому движение автомобиля на косогоре должно совершаться на малых скоростях и только по необходимости. При этом нужно избегать поворотов автомобиля для движения в сторону вершин.

ЛЕКЦИЯ 18

Т Е М А УПРАВЛЯЕМОСТЬ И УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ.

Управляемость автомобиля. Показатели управляемости. Колебания управляемых колес. Стабилизация управляемых колес. Развал и схождение управляемых колес.

Управляемость автомобиля. Показатели управляемости.

Управляемость автомобиля - свойство автомобиля, характеризующее его способность подчиняться управлению по сохранению или изменению величины и направления скорости движения и ориентации его продольной оси.

Устойчивость автомобиля – свойство автомобиля сохранять в заданных пределах, независимо от скорости движения и действия внешних и инерционных сил, направление движения и ориентацию продольной и вертикальной осей при отсутствии управляющих воздействий со стороны водителя.

Принципиальное различие между понятиями управляемость и устойчивость заключаются в том, что управляемость охватывает ряд свойств автомобиля, обеспечивающих его движение по заданной траектории при воздействии водителя на органы управления, а устойчивость - при отсутствии управляющих воздействий водителя.

В то же время управляемость и устойчивость автомобиля тесно взаимосвязаны между собой, т.к. они определяются в основном одними и теми же конструктивными параметрами, компоновкой автомобиля, особенностями рулевого управления, характеристиками шин, параметрами подвесок и т.д.

Кроме того, и управляемость и устойчивость автомобиля в значительной мере зависят от изменяющихся дорожных условий и индивидуальных особенностей водителя, как управляющего звена системы регулирования, т.е. системы: дорога - автомобиль - водитель.

Лучшей управляемостью обладает тот автомобиль, который выполняет сигналы управления с заданной точностью при минимальных затратах нервной и физической энергии водителя.

Сигналами управления для автомобиля являются: поворот рулевого колеса, увеличение усилия на педали тормоза, включение сцепления, переключение передач в КП и т.д.

Кроме того, входным сигналом для автомобиля является любое внешнее воздействие: порыв ветра, изменения продольного и поперечного профиля дороги и т.д.

Сигналы управления, также как и действие на автомобиль случайных сил, являются источниками возмущений.

Вследствие возмущений происходит изменение параметров движения, т.к. наблюдается переходный процесс.

Переходный процесс - это процесс изменения параметров движения при переходе от одного установившегося режима движения к другому.

Переходные процессы занимают большую часть времени движения и оказывают значительное влияние на управляемость и устойчивость автомобиля.

Рассмотрим более подробно сущность переходного процесса возникающего при повороте автомобиля (рис. 1).

Предположим, водитель, как управляющее звено, начинает поворачивать рулевое колесо, чтобы повернуть управляемые колеса и тем самым изменить направление движения автомобиля. Для того, чтобы совершить поворот с заданной кривизной, водитель должен повернуть рулевое колесо, на определенный угол ( рис.1 ).

Рис. 1 Графики переходных процессов

а) зависимость угла поворота рулевого колеса от времени;

б) зависимость угловой скорости автомобиля от времени

1 – с асимптотическим приближением;

2 – с небольшим перерегулированием;

3 – с большим перерегулированием.

Однако, точно требуемая кривизна траектории может не быть достигнута, хотя бы потому, что он не знает, на сколько градусов следует повернуть рулевое колесо. Он постепенно, практически после ряда колебательных движений устанавливает этот угол, наблюдая за дорогой и корректируя свои действия.

При этом характеристика «выхода» на установившийся поворот () может быть различной. (Кривые 1-3 измененияв процессе поворота.)

Соответственно различным может быть и заброс (или перерегулирование), т.е. отклонение параметра  и  от его установившегося значения. Через какое - то время, характеризующее запаздывание реакции автомобиля, начинают повертываться управляемые колеса, а потом еще по другому закону - сам автомобиль, его продольная ось со скоростью .

Этот закон относительно близок к закону, задаваемому управляющим воздействием водителя - поворотом рулевого колеса, но точно не повторяет его. Это объясняется наличием сил инерции, возникших при повороте и изменяющихся в процессе поворота, сопротивления движению, нормальных продольных и боковых реакций, характеристиками шин, уводом или изменяющимся соотношением углов, бокового увода колес переднего и заднего мостов, а также характеристиками самого рулевого управления.

Характер переходного процесса имеет важное значение для оценки поведения автомобиля, как управляемого объекта, поскольку этот процесс является практически неуправляемым.

Поворачивая рулевое колесо на определенный угол, водитель не обеспечивает еще движение машины по заданной траектории. Он стремиться к тому, чтобы машина двигалась по этой траектории с наибольшей точностью. Отклонения от траектории объясняется двумя причинами. Во - первых, водитель не видит центра масс и о совпадении действительной траектории с заданной должен судить по каким - то косвенным признакам, непрерывно корректируя траекторию движения в соответствии с происходящими отклонениями. Во - вторых, в процессе движения возникают различные возмущения, стремящиеся изменить траекторию движения.

Одной из важнейших характеристик управляемости машины, а именно свойства машины реагировать на управляющее воздействие водителя, является чувствительность машины к повороту.

Чувствительность машины к повороту - это зависимость кривизны траектории движения машины от угла поворота рулевого колеса

   (1)

где к - кривизна траектории движения машины,

- угол поворота рулевого колеса.

Чем больше изменяется кривизна траектории при определенном повороте рулевого колеса, тем больше чувствительность машины к повороту и величина реакции машины на управляющее воздействие водителя между началом поворота рулевого колеса и началом реакции машины на его поворот проходит некоторое время, называемое запаздыванием реакции машины. Оно связано с «выбором» зазоров и перемещением деталей рулевого управления, вследствие их податливости. Кроме того, происходит какое - то время прежде, чем реакция на поворот рулевого колеса достигнет своего установившегося значения. Все это время называется временем реакции машины. После этого возникнут боковые реакции, которые будут зависеть в частности от радиуса поворота и скорости движения машины.

На чувствительность машины к повороту оказывает влияние сопротивление шин боковому уводу, расположение центра масс, база машины, число и расположение оси на базе, формула рулевого управления, расположение ведущих колес и т.д. Определяющим фактором, влияющим на чувствительность машины к повороту, является соотношение углов бокового увода колес передней и задней оси, т.е. поворачиваемость машины.

Для обеспечения безопасности движения, необходимо, чтобы при движении с большими скоростями, чувсвительность машины к повороту была небольшой. В этом случае при неосторожном повороте рулевого колеса исключается поворот машины с большой кривизной (малым радиусом). При маневрировании, совершаемом при малых скоростях, чувствительность машины к повороту должна быть наибольшей, т.е. должны обеспечиваться достаточно большие углы поворота управляемых колес при малых углах поворота рулевого колеса.

Для обеспечения этого принципа наиболее желательной характеристикой чувствительности является зависимость кривизны траектории к от угла  поворота рулевого колеса, представленная на рис.2.

Рис.2

Одним из способов изменения чувствительности машины к повороту рулевого колеса является создание рулевых управлений с переменным угловым передаточным числом.

Для оценки управляемости предложено много показателей. На автополигоне НАМИ действует методика испытаний и оценки устойчивости управления, характеризуемой свойством системы «водитель - автомобиль» выполнять с оговоренной заранее точностью на заданном отрезке пути задаваемый закон движения (зависимости изменения скорости, траектории, курсового угла и угла крена в функции пути).

РД 37.001.00 - 82 устанавливает оценочные показатели устойчивости управления автотранспортных средств, методы определения значений показателей устойчивости управления и методы оценки результатов испытаний.

Оценочными показателями устойчивости управления является:

- устойчивость управления траекторией, балл;

- устойчивость курсового управления, балл;

- устойчивость управления траекторией при торможении, балл;

- устойчивость курсового управления при торможении, балл;

- предельная скорость выполнения маневра V , км/час;

- скорость начала снижения устойчивости управления траекторией V, км/час;

- скорость начала снижения устойчивости курсового управления, Vтр, км/час.

Оценку устойчивости управления дают в баллах по субъективным ощущениям испытателя (органолептическим методом) по специальной шкале.

Показатели с 1 по 4 определяют в эксплуатационных штатных режимах движения со скоростями Vmax на специальных дорогах.

При оценке показателей 3 и 4 торможение происходит от Vo до V= 0,5Vo с замедлением j = 0,5 g.

Показатели 5 - 7 определяют при испытаниях на критических (нештатных) режимах движения, которые заключаются в выполнении заданных разметкой маневров «Переставка», «Поворот», торможение на повороте .

Кроме того, имеется целый ряд показателей и характеристик, из которого для оценки управляемости могут быть выделены следующие:

- характеристика статической траектории управляемости;

- характеристика « рывок руля»;

- характеристика выхода из поворота;

- характеристика легкости рулевого управления;

- предельная скорость входа в заданных поворот;

- предельная скорость входа в заданную « переставку»;

- средняя угловая скорость поворота рулевого колеса на прямолинейном участке дороги (средняя скорость подруливания).

Колебания управляемых колес

Существенное влияние на устойчивость и управляемость автомобиля оказывают колебания управляемых колес.

 

Рис.4 Перемещения масс управляемого моста при движении автомобиля

а) в вертикально – поперечной плоскости; б) в горизонтальной плоскости

Для исследования этих колебаний рассмотрим управляемый мост как динамическую систему. При этом предположим, что автомобиль имеет зависимую подвеску колес.

При движении колесной машины возможны следующие перемещения масс моста: вертикальное перемещение в вертикально - поперечной плоскости, обозначенное координатой .

Угловое перемещение в вертикально - поперечной плоскости, обозначенное координатой .

Угловое перемещение колес относительно шкворней в горизонтальной плоскости, обозначенное координатой .

Наибольшее влияние на управляемость и устойчивость автомобиля оказывают угловые колебания колес моста в вертикально - поперечной и горизонтальной плоскостях (координаты  и ).

Возмущающий момент, вызывающий колебания управляемых колес, может возникать вследствие гироскопического эффекта колес, несоответствия кинематики подвески и рулевого привода, а также из - за неуравновешенности (дисбаланса) колес.

2.1. Колебания управляемых колес под действием гироскопического эффекта

Угловые колебания в вертикально - поперечной и горизонтальной плоскостях взаимосвязаны. Эта связь обусловлена гироскопическим эффектом.

Рис. 5

Гироскоп - быстро вращающийся маховик, заключенный в рамку с двумя цапфами, которые позволяют ей вращаться вокруг вертикальной оси (рис.5)

Принципиальная схема гироскопа

Если приложив внешний момент , поворачивать гироскоп с вращающимся маховиком так, как это показано на рисунке, то рамка гироскопа начнет поворачиваться в цапфах вокруг вертикальной оси с угловой скоростью . Это движение носит название прецессии и совершается под действием гироскопического момента , который определяется по формуле:

  (2)

где  - момент инерции маховика относительно собственной оси вращения;

 - угловая скорость маховика относительно собственной оси вращения;

- угловая скорость поворота рамки гироскопа.

Управляемые колеса движущегося автомобиля, представляют собой маховики гироскопов и реагируют на всякое угловое перемещение их осей.

Возникновение гироскопического момента при наезде одного из управляемых колес на неровность.

Например, если вследствие наезда на неровность ось моста повернулась в поперечно - вертикальной плоскости на угол , то возникает гироскопический момент , стремящийся повернуть управляемые колеса в горизонтальной плоскости. Величина этого момента определяется скоростью автомобиля, моментом инерции левого и правого колес ,  и угловой скоростью поворота осей колес . Аналогично при повороте управляемых колес в горизонтальной плоскости возникает гироскопический момент, поворачивающий мост в поперечно - вертикальной плоскости.

Рис.6

Связь между угловыми колебаниями управляемых колес в вертикально - поперечной и горизонтальной плоскостях зависит от скорости движения автомобиля и кинематики подвески.

При малых скоростях движения, когда гироскопические моменты колес малы, колебания колес в вертикально - поперечной и горизонтальной плоскости можно считать независимыми.

С увеличением скорости движения автомобиля связь между колебаниями колес в вертикально - поперечной и горизонтальной плоскостях усиливается и будет тем больше, чем больше отклоняются плоскости вращения колес от вертикальной плоскости при их перемещениях.

При высоких скоростях движения угловые колебания управляемых колес сопровождаются значительными упругими деформациями подвески, шин и деталей рулевого управления, которые обуславливают появление значительных по величине восстанавливающих моментов. В следствии этого, при некоторых условиях могут возникать самовозбуждающиеся колебания управляемых колес.

Эти колебания носят характер автоколебаний и называются «шимми» - (Шимми - название бального танца ).

Приведенные исследования показывают, что при уменьшении жесткости подвески, шин и деталей рулевого управления, увеличении масс колес, а также гироскопические связи (увеличение скорости движения автомобиля ) амплитуда колебаний колес возрастает.

Поскольку явления автоколебаний (шимми) вызвано гироскопической связью угловых колебаний моста в вертикально - поперечной плоскости и колес в горизонтальной плоскости, устранение этих колебаний обеспечивается применением независимых подвесок, в которых деформация упругих элементов не приводит к изменению положения плоскости вращения колес.

К таким подвескам относятся: свечные подвески, подвески на продольных рычагах, 2-х рычажные подвески с поперечным расположением рычагов и т.д. (рис.7).

 

Рис. 7 Схема независимых подвесок

Колебания управляемых колес могут быть вызваны также наличием двойной связи управляемых колес с корпусом (рамой) машины (через подвеску и рулевое управление).

 

ЛЕКЦИЯ 19

Колебания управляемых колес, возникающие в следствии несоответствия кинематик подвески и рулевого управления. Причиной колебаний управляемых колес относительно шкворней может быть несогласованность кинематик подвески и рулевого управления.

При перемещениях балки моста относительно рамы (рис. 8), шарнир на конце рычага поворотной цапфы должен качаться с одной стороны, в соответствии с кинематикой подвески по траектории А - А, а с другой - по дуге В-В, радиус которой равен длине продольной рулевой тяги. Расхождение дуг А-А и В-В приводит к тому, что управляемые колеса при их вертикальных перемещениях относительно рамы автомобиля поворачиваются вокруг шкворней.

Поэтому при выборе кинематики подвески и кинематики рулевого привода всегда стремятся расположить как можно ближе центры качания рессор (направляющих элементов подвески) и продольной рулевой тяги.

 

Рис. 8

Вынужденные колебания управляемых колес также могут быть вызваны их неуравновешенностью (дисбалансом).

2.3. Колебания управляемых колес, вызываемые их неуравновешенностью (дисбалансом).

Колебания управляемых колес могут быть вызваны их неуравновешенностью (дисбалансом).Возбуждение

колебаний при неуравновешенности управляемых колес

 

Рис. 9

Если автомобильное колесо имеет избыток массы (дисбаланс)  в точке а, то при его вращении возникает центробежная сила , которую можно разложить на вертикальную  и горизонтальную  составляющие. Под действием силы  колесо стремиться повернуться относительно шкворня в горизонтальной плоскости, а под действием силы  переместится в вертикальном направлении.

Наиболее неблагоприятным является случай, когда оба колеса имеют дисбаланс и неуравновешенные участки расположены в одной плоскости, но с разных сторон оси вращения колес. В этом случае моменты  и , действующие на колеса, складываются и угловые колебания становятся особенно сильными.

Для уравновешивания колес производится их динамическая балансировка. При этом сначала определяется требуемая дополнительная масса балансировочного груза и место его размещения, а затем груз устанавливается на колесо.

Предельный дисбаланс колеса в сборе у легковых автомобилей не должен превышать 30 Нсм, у грузовых - 115 Нсм. Для балансировки колес применяются специальные балансировочные станки.

Устойчивость прямолинейного движения автомобиля в значительной мере обеспечивается стабилизацией управляемых колес.

Стабилизация управляемых колес. Развал и схождение управляемых колес.

Стабилизация управляемых колес.

При движении автомобиля на управляемые колеса всегда действуют силы, стремящиеся отклонить их от заданного положения. В силу наличия зазоров и податливости деталей рулевого управления колеса отклоняются даже при фиксированном положении рулевого механизма.

Это может явиться одной из причин неустойчивого движения автомобиля.

Устойчивость прямолинейного движения автомобиля обеспечивается стабилизацией управляемых колес.

Стабилизация управляемых колес - это свойство управляемых колес сохранять нейтральное положение (занимаемое ими при прямолинейном движении) и автоматически в него возвращается после прекращения действия возмущающей силы.

Стабилизация управляемых колес повышает безопасность движения и облегчает воителю управление автомобилем.

Стабилизация управляемых колес достигается за счет установки шкворней с наклоном в поперечной и продольной плоскостях с стабилизирующего момента эластичных шин при их качении с боковым уводом.

Стабилизация управляемых колес за счет поперечного наклона шкворней.

Угол поперечного наклона шкворня - это угол между осью шкворня и вертикальной плоскостью, параллельной продольной оси машины.

Рис. 10

Оси шкворней управляемых колес устанавливают в поперечной плоскости под некоторым углом к вертикали. Поэтому при повороте управляемых колес происходит подъем передней части автомобиля.

Если бы была возможность повернуть колесо на угол 1800 , то точка контакта колеса с дорогой должна была бы переместится по дуге АВ радиуса  и расстояние h ниже опорной поверхности.

Так как в действительности этого произойти не может, то поворот колеса вызовет подъем части автомобиля, связанной с управляемыми колесами, на эту величину.

Стабилизирующий момент моста за счет поперечного наклона шкворней правого и левого колес может быть определен из выражения:

  (3)

где G - часть веса автомобиля, приходящаяся на мост;

 r - радиус поворота колеса относительно оси шкворня;

- средний угол поворота управляемых колес.

Поперечный наклон шкворней обеспечивает стабилизацию управляемых колес, как при неподвижном автомобиле, так и при его движении. Кроме того, он уменьшает плечо обкатки в, что способствует уменьшению момента сопротивления повороту управляемых колес и снижению динамических нагрузок в рулевом управлении при наезде колеса на неровности.

Значения углов поперечного наклона шкворней военных колесных машин составляют 50 ...90 .

Стабилизация управляемых колес за счет продольного наклона шкворней.

Угол продольного наклона шкворня - это угол между осью шкворня и вертикальной плоскостью, перпендикулярной продольной оси автомобиля.

Шкворни управляемых колес устанавливаются в продольной плоскости под углом к вертикали (наклонены назад). В следствии наклона шкворня боковая реакция Rу1 , приложенная в точке контакта колеса с дорогой, и боковая сила Fц1 , приложенная к центру колеса, создают на плече а момент, стремящийся повернуть колесо в направлении, указанном стрелкой (т.е. возвратить колеса в нейтральное положение - положение прямолинейного движения ).

Схема стабилизации управляемых колес за счет продольного наклона шкворней

Стабилизирующий момент, возникающий вследствие продольного наклона шкворней, для управляемого моста определяется по формуле:

 (4)

где  - динамический радиус колеса.

При малой скорости движения стабилизирующий момент незначителен и сильно возрастает при увеличении скорости.

Значения углов продольного наклона шкворней современных полноприводных автомобилей составляют 30...50 .

Рис. 11

Стабилизация управляемых колес за счет эластичности шин

На стабилизацию управляемых колес значительное влияние оказывает эластичность шин. Чем выше эластичность шин, тем больший стабилизирующий момент она вызывает.

Рис.12

При исследовании бокового увода эластичного колеса было установлено, что при действии на него боковой силы точка приложения равнодействующей боковых реакций  смещается назад на расстояние e. При этом, как видно из рис. 12а возрастает стабилизирующий момент, т.к. увеличивается плечо а силы .

Схема стабилизации управляемых колес за счет продольного наклона шкворня и эластичности шин

Суммарный стабилизирующий момент моста за счет продольного наклона шкворней и эластичности шин определяется из выражения:

 (5)

Стабилизирующий момент за счет эластичности шин, как и момент, обусловленный наклоном шкворня в продольной плоскости, проявляется при высоких скоростях движения.

Таким образом, стабилизация управляемых колес обеспечивается за счет продольного и поперечного наклона шкворней и за счет эластичности шин.

Сохранению устойчивости прямолинейного движения также способствуют:

- развал и схождение управляемых колес;

- статическая и динамическая балансировка колес;

- согласование кинематики рулевого привода и подвески.

Развал и схождение управляемых колес

Если управляемые колеса при движении вращаются в вертикальных плоскостях, параллельных продольной оси автомобиля, то они испытывают наименьшее сопротивление качению, а, следовательно, и обуславливают минимальный расход топлива на преодоление этого сопротивления. Одновременно снижается и износ шин.

Однако, у некоторых автомобилей такого качения можно достигнуть лишь при наличии развала управляемых колес в вертикальной плоскости и их схождения в горизонтальной плоскости.

Угол развала управляемых колес - это угол между плоскостью вращения колеса и вертикальной плоскостью, параллельной продольной оси автомобиля.

Развал и схождение управляемых колес

Целесообразность установки управляемых колес с развалом диктуется следующим образом:

- при качении управляемого колеса на него действует сила сопротивления качения. Эта сила создает с плечом обкатки в момент сопротивления повороту. При наличии развала колес это плечо уменьшается и тем самым облегчает управление автомобилем. Для большинства автомобилей значение плеча обкатки находится в пределах 20 и 50 мм;

- колесо поджимается к внутреннему подшипнику ступицы, что предотвращает появление стуков и «виляние» колеса в случае увеличения зазоров в подшипниках ступицы;

- при износе подшипников шкворней и появлении в них зазоров исключается «обратный развал» колес.

Значение углов развала управляемых колес полноприводных автомобилей находится в пределах 00 45...10 30.Автомобиль КрАЗ - 260 имеет отрицательный угол развала - 00 30...-00 45.

Управляемые колеса, установленные с развалом, стремятся катиться по расходящимся дугам окружностей. Но возможности катиться по расходящимся дугам они не имеют, т.к. связаны балкой моста и деталями рулевого привода. Если не принять каких - либо мер, управляемые колеса будут двигаться с боковым скольжением, что вызывает их быстрый износ.

 

Рис. 13

Для устранения отрицательного действия развала управляемым колесам придается схождение в горизонтальной плоскости. В этом случае качение управляемых колес происходит без бокового скольжения.

Обычно схождение замеряется в мм, как разность расстояний А и В между боковинами шин. Измерение этих расстояний производится специальной линейкой.

Для полноприводных автомобилей схождение колес составляет 2...8 мм, для КрАЗ – 260 - 0...2 мм.

ТЕМА 6. ТОРМОЗНЫЕ СВОЙСТВА МАШИНЫ..

Общие сведения о торможении машины. Способы и виды торможения. Типы тормозных систем. Тормозная сила. Показатели тормозных свойств колесных машин, методы их определения и нормативы. Тормозная диаграмма и тормозной путь автомобиля.

ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ТОРМОЖЕНИИ МАШИНЫ. СПОСОБЫ И ВИДЫ ТОРМОЖЕНИЯ. ТИПЫ ТОРМОЗНЫХ СИСТЕМ

Торможение автомобиля - это создание и изменение искусственного сопротивления движению машины с целью уменьшения скорости ее движения или удержания ее неподвижной относительно опорной поверхности.

При торможении кинетическая энергия движущейся машины, запасенная при разгоне, превращается в работу сил трения в тормозных механизмах автомобиля или в контакте скользящих шин с дорогой, а затем преобразуется в тепло и рассеивается. При торможении на месте создается искусственное (управляемое водителем) противодействие продольным силам, например, скатывающей силе на уклоне.

Способы торможения

В процессе торможения на автомобиль действует не только искусственно создаваемое сопротивление движению, но и силы сопротивления движению: сила сопротивления качению, сила сопротивления воздуха, сопротивление провороту валов трансмиссии

И все-таки искусственно создаваемое сопротивление при торможении движущейся машины поглощает до 90% ее кинематической энергии.

В зависимости от того, каким образом происходит преобразование энергии различают колесное и внеколесное торможение.

Колесное торможение производится посредством взаимодействия затормаживаемых колес с опорной поверхностью.

При торможении двигателем кинетическая энергия движущегося автомобиля расходуется на преодоление компрессионных сопротивлений, на привод вспомогательных механизмов, на работу трения, в двигателе.

Интенсивность торможения может достигать значений, позволяющих использовать тот способ для длительного торможения автомобиля на спусках.

При торможении тормозом-замедлителем искусственное сопротивление вращению колес создается специальными устройствами типа гидравлических лопаточных колес или электродинамических устройств. При внеколесном торможении используют искусственное сопротивление движению, создаваемое аэродинамическими закрылками-шторками или выбрасываемыми парашютами. В патентной литературе описывается способ аварийной остановки автомобиля путем выстреливания в дорогу гарпуна с прикрепленным к нему канатом, сматывающимся с барабаном, установленного через фрикционный механизм на автомобиле.

Внеколесное торможение используют на гоночных автомобилях.

ЛЕКЦИЯ 20

Виды торможения

Различают следующие виды торможения:

экстренное (аварийное);

служебное;

торможение для поддерживания постоянной скорости;

стояночное торможение.

Экстренное (аварийное) торможение применяют довольно редко, когда стремятся уменьшить скорость автомобиля за возможно малый срок для предотвращения наезда или какого-либо происшествия. Замедление автомобиля при этом наибольшее. По показателям экстренного торможения судят о тормозных свойствах автомобиля.

Служебное торможение применяют для остановки в заранее намеченном месте, для снижения скорости перед сложным маневрированием, для пропуска другого транспортного средства на пересечениях дорог и т.д.

Стояночное торможение применяют для удержания автомобиля неподвижным относительно опорной поверхности, предотвращая самостоятельное движение под действием продольных сил (скатывающей силы на уклоне, силы ветра, толчка другого автомобиля и т.д.) При стояночном торможении и скорость и замедление равны нулю.

Следует различать также полное и частичное торможение.

Полное торможение характеризуется снижением скорости автомобиля до нуля (полной остановки).

При частичном торможении автомобиля уменьшается скорость до некоторого предела, отличного от нуля.

Типы тормозных систем

Тормозной системой называют совокупность устройств для обеспечения торможения автомобиля.

Поскольку способы в виды торможения, применяемые в практике, довольно разнообразны, применяют и различные тормозные системы на одном и том же автомобиле. Это способствует также и повышению безопасности автомобиля путем частичного дублирования функций различными тормозными системами.

Вопросы безопасности автомобиля стали настолько актуальны, что вынудили разработать ряд международных стандартов, содержащих требования к автотранспортным средствам, в том числе в части тормозных систем. Одним из основополагающих стандартов в этой области являются "Правила 13 ЕЭК ООН". В соответствии с этими правилами в нашей стране разработаны стандарты ГОСТ 22895-77 - для новых автомобилей и ГОСТ 25478-82 - для автомобилей, находящихся в эксплуатации.

В соответствии с этими стандартами каждый автомобиль должен быть оборудован рабочей, запасной и стояночной тормозными системами, а некоторые автомобили и вспомогательной тормозной системой.

Рабочая тормозная система используется для служебных и экстренных торможений. Она предназначена для уменьшения скорости автомобиля, вплоть до полной остановки с необходимой эффективностью.

Запасная тормозная система предназначена для остановки автомобиля с необходимой эффективностью при выходе из строя рабочей тормозной системы. Иногда используют в качестве запасной тормозной системы часть рабочей тормозной системы, не вышедшей из строя в результате повреждений. Часто в качестве запасной тормозной системы используют стояночную тормозную систему.

Стояночная тормозная система предназначена для осуществления стояночного торможения.

Вспомогательная тормозная система предназначена для осуществления торможения с постоянной скоростью и используется при длительных спусках автомобиля на уклоне, а также для осуществления служебного торможения.

ТОРМОЗНАЯ СИЛА. ПОКАЗАТЕЛИ ТОРМОЗНЫХ СВОЙСТВ КОЛЕСНЫХ МАШИН. МЕТОДЫ ИХ ОПРЕДЕЛЕНИЯ И НОРМАТИВЫ

Показатели тормозных свойств

Естественно, раз придают столь важное значение тормозным свойствам автомобиля, то при сопоставлении различных автомобилей, их оценке, принято оценивать и их тормозные свойства. Отсюда понятно, что необходимо выбрать критерии оценки тормозных свойств. Следует сначала рассмотреть качественные показатели, которые могут влиять на процесс протекания торможения.

Прежде всего, автомобиль останавливается внешней силой тормозной силой. Чем больше тормозная сила, тем более эффективно торможение. Результатом торможения является остановка транспортного средства или снижение его скорости. Поэтому важно расстояние, проходимое автомобилем за время торможения. Это расстояние называется тормозным путем. Чем меньше тормозной путь, тем выше эффективность торможения.

Столь же важно для автомобиля быстро погасить скорость. Показателем скорости изменения скорости является ускорение. При торможении речь идет об отрицательном ускорении - замедлении автомобиля. Так как при торможении происходит преобразование кинетической энергии в тепло, важно оценить энергоемкость тормозной системы, т.е. способность поглощать тепло, излучать его в пространство, не допуская слишком большого роста температуры.

Если сохраняется способность высокоэффективного торможения АТС при повышенных температурах, это указывает на стабильность тормозных свойств автомобиля.

О качестве протекания процесса торможения можно судить по времени, необходимому для срабатывания тормозной системы. Чем меньше это время, тем скорее тормозная сила начнет оказывать свое действие, останавливая машину. Ведь за это время, пока начинают срабатывать элементы тормозной системы, машина беспрепятственно движется, не снижая скорости, проходя за секунду при скорости 60 км/ч 16,6 метра.

Нормативы и методы определения тормозных свойств

Оценка тормозных свойств автомобиля состоит в сопоставлении качественных параметров оцениваемого автомобиля с нормативами эффективности, указанными в стране. Эти нормативы по тормозным свойствам приведены в ГОСТ 22895-77, который в своих требованиях соответствует международным нормам и даже в некоторых моментах устанавливает более жесткие требования.

Поскольку АТС существенно отличаются друг от друга построением, назначением, массой, неправильно устанавливать единые одинаковые требования для всех транспортных средств, как участников дорожного движения. Нельзя также предъявлять одинаковые требования к разным тормозным системам (например: к РТС и стояночной).

В связи с этим в стандарте установлена классификация транспортных средств в зависимости от назначения и полной массы.

Стандарт устанавливает три категории транспортных средств М, N, О.

М - для перевозки людей;

N - для перевозки грузов;

О - прицепные транспортные средства.

Каждая из категорий имеет подкатегории в зависимости от полной массы транспортного средства или количества перевозимых пассажиров.

Например: М1 - АТС для перевозки людей с числом мест не более 8;

М2 - АТС для перевозки людей с числом мест более 8 и полной массой до 5 т;

М3 - АТС для перевозки людей с числом мест более 8 и полной массой более 5т;

 N1 - грузовые автомобили или автопоезда полной массой до 3,5 т;

 N3 - грузовые автомобили или автопоезда полной массой до 52 т и т.д.

Критериями для оценки эффективности действия рабочей и запасной тормозной систем АТС категории М и является величина тормозного пути и величина развиваемого автомобилем замедления; для АТС категории О - величина тормозной силы и времени срабатывания.

Критерием оценки эффективности действия стояночной тормозной системы является ее способность удержания АТС полной массы на нормируемом уклоне.

Критерием оценки эффективности вспомогательной системы является значение суммарной тормозной силы. При этом эффективность считается достаточной, если без применения иных устройств обеспечивается спуск АТС категорий М и с дизельным двигателем со скоростью 30 км/ч по уклону 7% протяженностью 6 км.

  Таблица 1.

Подкате-гории

, км/ч

Рабочая тормозная система

Запасная тормозная система

испытания «ноль»

испытания «один»