close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Bashkardin Safiulin Avtomob CH2 Ekspl

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки
Российской Федерации
Санкт-Петербургский государственный
архитектурно-строительный университет
Р. Н. Сафиуллин, А. Г. Башкардин
АВТОМОБИЛИ
Часть 2
ЭКСПЛУАТАЦИОННЫЕ СВОЙСТВА
Учебное пособие
Санкт-Петербург
2010
1
Оглавление
УДК 629.33
ББК 29.33-01
Рецензенты:
А. Э. Горев, д-р экон. наук, проф. (ОПУиБАТ);
О. В. Гладков, канд. техн. наук, проф. (С3ГТУ).
Сафиуллин, Р. Н.
Автомобили. Эксплуатационные свойства: учеб. пособие. Ч. 2 / Р. Н. Сафиуллин, А. Г. Башкардин; СПбГАСУ. – СПб., 2010. – 244 с.
ISBN 978-5-9227-0259-1
Описаны эксплуатационные свойства АТС, теоретическое и экспериментальное определение показателей эксплуатационных свойств, рассмотрены
основные факторы, влияющие на показатели эксплуатационных свойств АТС в
реальных условиях эксплуатации.
Пособие написано в соответствии с рабочей программой курса «Автомобили», изучаемой студентами направления подготовки специалистов по специальности 190700 – организация перевозок и управления на транспорте.
Может использоваться студентами других автомобильных специальностей и
инженерно-техническими работниками, занимающимися эксплуатацией АТС.
Рекомендовано Редакционно-издательским советом СПбГАСУ в качестве
учебного пособия.
ISBN 978-5-9227-0259-1 © Р. Н. Сафиуллин, А. Г. Башкардин, 2010
© Санкт-Петербургский государственный
архитектурно-строительный университет, 2010
2
Введение..................................................................................................................... 5
Глава 1. Содержание курса «Эксплуатационные
свойства автомобиля»....................................................................... 7
1.1. Основные эксплуатационные свойства автомобиля, изучаемые
в данном курсе................................................................................................. 7
1.2. Условия эксплуатации автомобилей........................................................... 10
1.3. Развитие теории эксплуатационных свойств автомобиля........................ 13
Глава 2. СКОРОСТНЫЕ СВОЙСТВА (ТЯГОВАЯ ДИНАМИКА)
АВТОМОБИЛЯ.............................................................................................. 14
2.1. Общие положения........................................................................................ 14
2.2. Оценочные параметры скоростных свойств............................................. 15
2.3. Силы, действующие на автомобиль........................................................... 18
2.4. Кинематика и динамика автомобильного колеса...................................... 28
2.5. Силы и мощности сопротивления движению автомобиля ..................... 43
2.6. Уравнение движения автомобиля............................................................... 48
2.7. Графические способы решения уравнения силового баланса
автомобиля...................................................................................................... 50
2.8. Приемистость автомобиля.......................................................................... 60
2.9. Определение нормальных реакций, действующих на колеса
передней и задней осей при разгоне автомобиля....................................... 66
2.10. Мощностной баланс. График мощностного баланса............................. 68
Глава 3. ТОРМОЗНЫЕ СВОЙСТВА АВТОМОБИЛЯ........................................ 73
3.1. Общие положения........................................................................................ 73
3.2. Показатели, измерители и нормативы тормозных свойств автомобиля.75
3.3. Уравнение движения автомобиля при торможении.................................. 81
Глава 4. ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ АВТОМОБИЛЯ........................ 101
4.1. Общие положения...................................................................................... 101
4.2. Основные понятия и определения............................................................ 104
4.3. Измерители и показатели топливной экономичности. Нормы
расхода топлива............................................................................................ 106
4.4. Влияние конструктивных и эксплуатационных факторов на топливную
экономичность автомобиля......................................................................................... 112
4.5. Топливно-экономическая характеристика автомобиля.......................... 131
4.6. Уравнение расхода топлива....................................................................... 132
Глава 5. ОСОБЕННОСТИ ТЯГОВЫХ И ТОПЛИВНО-ЭКОНОМИ-.....
ЧЕСКИХ СВОЙСТВ АВТОМОБИЛЕЙ, СНАБЖЕННЫХ
ГИДРОПЕРЕДАЧЕЙ................................................................................... 138
5.1. Исходные характеристики гидропередач................................................. 138
5.2. Совместная работа двигателя с гидропередачами.................................. 143
5.3. Методика построения тяговой диаграммы автомобиля
с гидропередачей.......................................................................................... 145
5.4. Особенности тяговой диаграммы автомобилей с гидропереда чей по сравнению с автомобилями, снабженными ступенчатой
механической коробкой передач................................................................. 146
5.5. Динамическая характеристика и параметры........................................... 148
3
5.6. Топливно-экономическая характеристика автомобиля
с гидропередачей......................................................................................... 149
5.7. Способы улучшения тяговых свойств и топливной экономич ности автомобилей с гидропередачами..................................................... 152
Глава 6. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ.................................................. 155
6.1. Задачи тягового расчета............................................................................. 155
6.2. Подбор внешней характеристики двигателя........................................... 157
6.3. Выбор передаточных чисел трансмиссии................................................ 159
Глава 7. УПРАВЛЯЕМОСТЬ И УСТОЙЧИВОСТЬ АВТОМОБИЛЯ............... 167
7.1. Основные понятия и определения............................................................ 167
7.2. Управляемость АТС................................................................................... 169
7.3. Кинематика поворота................................................................................ 171
7.4. Силы, действующие на автомобиль, при повороте в общем
случае движения.......................................................................................... 179
7.5. Распределение поперечной составляющей силы инерции
между осями автомобиля............................................................................ 184
7.6. Устойчивость автомобиля......................................................................... 186
7.7. Поперечная устойчивость автомобиля на виражах................................ 198
7.8. Критические углы по устойчивости автомобиля на дороге
с поперечным уклоном (критический угол косогора).............................. 200
7.9. Коэффициент поперечной устойчивости автомобиля............................ 201
7.10. Колебания управляемых колес относительно осей поворота
(шкворней).................................................................................................... 202
7.11. Оценочные показатели, используемые при эксперименталь ном определении управляемости и устойчивости АТС........................... 215
Глава 8. ПЛАВНОСТЬ ХОДА АВТОМОБИЛЯ.................................................. 217
8.1. Измерители и показатели плавности хода автомобиля.......................... 217
8.2. Автомобиль как колебательная система.................................................. 218
8.3. Свободные колебания без затухания....................................................... 220
8.4. Свободные колебания с учетом затухания.............................................. 228
Глава 9. ПРОХОДИМОСТЬ АТС.......................................................................... 231
9.1. Основные положения................................................................................. 231
9.2. Профильная проходимость....................................................................... 233
9.3. Опорно-сцепная проходимость................................................................ 236
9.4. Влияние конструктивных параметров автомобиля и эксплуата ционных факторов на проходимость......................................................... 238
Список литературы................................................................................................ 242
4
Введение
Перед работниками автомобильной промышленности и автомобильного транспорта постоянно стоят задачи совершенствования конструкций транспортных средств, повышения их производительности, снижения эксплуатационных затрат и повышения
безопасности. В результате интенсивного совершенствования
конструкции автомобилей, более частого обновления выпускаемых моделей, придания им высоких потребительских качеств,
отвечающих современным требованиям, постоянно возникает
необходимость повышения уровня подготовки специалистов по
автомобильным специальностям.
Выпускник автомобильной специальности должен уметь оценивать качество автомобилей на основе анализа их конструкции
и показателей различных свойств. Такие знания позволят будущему специалисту успешно справляться со своими задачами на
различных уровнях, связанных с эксплуатацией автомобильного
транспорта.
В соответствии с программой и объемом курса «Теория эксплуатационных свойств автомобиля» освещаются лишь основы этой науки в ее современном развитии, с учетом передового опыта в повышении производительности, экономичности и
безопасности движения автомобилей. В данном курсе изучаются
критерии, измерители, показатели и нормативы, позволяющие
оценивать эксплуатационные свойства, анализируются потенциальные свойства автомобилей, определяющие его отдельные эксплуатационные свойства, оценивается влияние конструктивных
и эксплуатационных факторов на эксплуатационные свойства автомобиля. В разделе дисциплины «Автомобили», озаглавленном
«Эксплуатационные свойства», будут рассматриваться некоторые вопросы оценки качества автомобилей.
Согласно ГОСТ 15467–70 под качеством продукции (изделия) следует понимать совокупность свойств, обусловливающих
его пригодность удовлетворять определенные потребности в со5
ответствии с назначением. К таким свойствам относятся функциональные, технологические, экономические, эстетические,
эргономические, безопасности, надежности, унификации и т. п.,
по которым в целом и определяют потребительские качества изделия.
Под свойствами понимаются количественные или качественные характеристики объектов (изделий), присущие им и проявляющиеся в определенных условиях.
Поскольку автотранспортные средства (АТС) предназначены
для перевозки грузов, пассажиров или специального оборудования, установленного на них, то для оценки их качества наиболее
употребительными являются следующие свойства: экономические, надежности, безопасности, функциональные и технологические. Хотя и остальные свойства (эргономические, эстетические, унификации и т. п.) имеют важное значение, но они обычно
используются во вторую очередь.
Экономические свойства АТС характеризуют величины затрат, необходимых для его создания и функционирования. Свойства надежности АТС – это способность сохранять во времени
в установленных пределах значения всех параметров, характеризующих возможность выполнять требуемые функции (перевозку грузов или пассажиров) в заданных режимах и условиях.
Технологические свойства характеризуют, прежде всего, приспособленность АТС к серийному производству, техническому
обслуживанию и ремонту. Функциональные свойства оценивают возможность и качество АТС выполнять свои функции по
перевозке грузов, пассажиров или специального оборудования.
Применительно к автомобильному транспорту функциональные
свойства принято называть эксплуатационными.
6
Глава 1
Содержание курса «Эксплуатационные
свойства автомобиля»
1.1. Основные эксплуатационные свойства автомобиля,
изучаемые в данном курсе
Назначением автомобиля является транспортировка грузов,
пассажиров или специального оборудования из пунктов отправления в пункт назначения, а свойства автомобиля, определяющие
средние скорости транспортировки, расходы топлива, связанные
с транспортировкой, безопасность движения автомобилей, выполняющих свои производственные функции, возможность движения по дорогам различного качества, а иногда и без дорог, и
называются его эксплуатационными свойствами.
Таким образом, эксплуатационные свойства АТС – это
группа свойств, определяющих степень его приспособленности к
эксплуатации в качестве специфического (наземного, колесного,
безрельсового) транспортного средства по перевозке грузов, пассажиров или специального оборудования.
Автомобиль может выполнять свои функции, если он находится в работоспособном состоянии, т. е. когда значения всех его
параметров, характеризующих способность выполнять заданные
функции, соответствуют требованиям нормативно-технической
или конструкторской документации.
Для оценки эксплуатационных свойств АТС используют показатели и измерители. Показатель – это параметр, характеризующий какое-либо свойство изделия (автомобиля). Измеритель –
это конкретная величина, позволяющая производить количественную оценку, т. е. указывает численное значение показателя.
В данном курсе изучаются показатели, измерители и их нормативные значения только эксплуатационных свойств АТС. Зная
показатели и измерители, можно анализировать потенциальные
возможности автомобиля и оценивать влияние его конструктив7
ных параметров и эксплуатационных факторов на эксплуатационные свойства.
Эксплуатационные свойства АТС можно разделить на следующие более мелкие группы свойств, характеризующие движение
автомобиля: тягово-скоростные, топливные и тормозные свойства, управляемость, устойчивость, маневренность, плавность
хода и проходимость.
Скоростными свойствами называют совокупность свойств,
определяющих возможные по характеристике двигателя или сцеплению ведущих колес с дорогой диапазоны изменения скоростей, ускорений и предельных углов подъема в различных условиях эксплуатации.
Топливные свойства, или, точнее, топливная экономичность
АТС определяет его способность минимально расходовать топливо в заданных (стандартизованных) условиях движения.
Тормозные свойства – это способность АТС быстро снижать
скорость движения вплоть до полной остановки, сохранять заданную скорость движения на затяжных спусках и оставаться неподвижным на стоянке на уклоне или при действии каких-либо
возмущающих сил.
Управляемость – это свойство АТС, определяющее его способность изменять направление движения в соответствии с воздействиями водителя на органы управления.
Устойчивость – это свойство АТС, определяющее его способность сохранять заданные параметры движения или положения. То есть способность противостоять внешним возмущающим
силам, вызывающим его отклонение от заданного направления
движения или положения.
Маневренность – это способность АТС изменять свое положение на ограниченной площади без переменного использования
заднего и переднего ходов.
Плавность хода – это способность АТС уменьшать воздействие от механических колебаний на водителя, пассажиров, перевозимые грузы и элементы автомобиля при движении по неровным дорогам.
Проходимость – это свойство АТС, определяющее его способность двигаться в тяжелых дорожных условиях, в том числе
по грунтам с повышенным сопротивлением движению и малым
коэффициентом сцепления, и преодолевать искусственные и естественные препятствия без вспомогательных средств.
Для суждения о возможности использования того или иного
АТС в заданных условиях эксплуатации выработан ряд показателей, позволяющих объективно оценить соответствие существующей или перспективной конструкции автомобиля предъявляемым
требованиям. В качестве основного показателя, характеризующего эффективность использования АТС, применяют относительные затраты на перевозку 1 т груза или одного пассажира. Эти
показатели зависят не только от конструкции автомобиля, но и от
ряда других факторов: дорожных условий, уровня организации
перевозок, технического обслуживания и ремонта. Показателем,
более тесно связанным с конструкцией автомобиля и достаточно полно характеризующим эффективность его использования,
является производительность АТС. Производительность определяется грузоподъемностью или пассажировместимостью автомобиля и средней технической скоростью движения.
Знание эксплуатационных свойств автотранспортного средства инженером по технической эксплуатации автомобилей позволит ему выбрать оптимальные методы поддержания потенциальных эксплуатационных свойств, т. е. свойств, заложенных в
конструкцию автомобиля при его проектировании и производстве, и восстановления их в процессе ремонта.
Инженер по организации перевозок и управления на автомобильном транспорте, зная потенциальные возможности конкретного автомобиля и умея анализировать влияние его конструктивных параметров и эксплуатационных факторов на показатели
производительности, сумеет выбрать такие АТС, которые наилучшим образом будут соответствовать характеристикам перевозимого груза и условиям перевозок и помогут ему разрабатывать оптимальную стратегию перевозок.
Инженер по организации дорожного движения, зная эксплуатационные свойства АТС, может правильнее организовать
движение на дорогах различных категорий с учетом погодноклиматических условий, снижая вероятность возникновения
аварийных ситуаций, вводя определенные ограничения на параметры движения в соответствии со свойствами автомобилей, а
также требовать от дорожных служб соблюдения тех или иных
мероприятий по поддержанию дорожного покрытия и коммуникаций в соответствующем состоянии.
Задача теории автомобиля состоит в раскрытии механизма
преобразования динамической системой управляющих и возму-
8
9
Поскольку автомобиль является частью системы «автомобильводитель-дорога-среда», то его свойства проявляются только во
взаимодействии с элементами этой системы. Поэтому значимость
определенного эксплуатационного свойства в оценке качества
или эффективности применения автомобиля зависит от условий,
в которых это свойство проявляется, т. е. от условий эксплуатации. Условия эксплуатации автомобилей в целом определяются
дорожными, транспортными и природно-климатическими.
Дорожные условия характеризуются элементами профиля и
плана дорог, рельефом местности, видом и ровностью дорожного
покрытия, интенсивностью движения, помехами движению, стабильностью дорожного состояния, режимами движения.
Транспортные условия характеризуются видом груза и его
свойствами, объемом перевозок, партионностью отправок, расстоянием перевозок, способами погрузки и выгрузки, режимами
работы, видами маршрутов и организации перевозок, условиями
хранения, технического обслуживания и ремонта автомобилей.
Природно-климатические условия характеризуются температурой окружающего воздуха, атмосферным давлением, скоростью и направлением ветра, количеством атмосферных осадков,
влажностью и запыленностью воздуха, продолжительностью холодного периода и т. п. и делятся в зависимости от зон на зоны
умеренного, холодного, жаркого и высокогорного климата.
На эксплуатационные свойства автомобилей в наибольшей
степени оказывают влияние дорожные условия. В силу значительного разнообразия они могут быть классифицированы по
различным признакам.
Все дороги общего пользования в России в зависимости от
возможной пропускной способности, расчетной скорости движения, типа покрытия, числа и ширины полос движения, наибольшего продольного уклона, наименьших радиусов поворота и т. п.
в соответствии со СНиП 2.05.02–85 делятся на пять категорий.
К дорогам 1–4-й категорий относятся дороги с покрытиями, к
дорогам 5-й категории – грунтовые.
В зависимости от прочности покрытий на дорогах общего
пользования допускают нагрузку на одну ось до 100 кН (дороги
1–4-й категорий) и до 60 кН (дороги 5-й категории), на сдвоенную тележку – до 180 кН (дороги 1–4-й категорий) и до 110 кН
(дороги 5-й категории).
Дорожные условия подразделяются, кроме того, на магистральные (магистрально-холмистые), горные (горно-холмистые)
и городские (пригородные). В этом случае классификационными
признаками являются статистические характеристики продольного профиля дороги и режимы движения автомобиля.
К факторам, влияющим на среднюю скорость движения –
один из основных параметров автомобиля, определяющих его
производительность – следует отнести интенсивность движения,
ограничения скорости движения, число пересечений с другими
дорогами и число полос движения.
Однако каждый конкретный маршрут в значительной степени
индивидуален и может состоять из участков, характеризующихся
разными дорожными условиями, на которых режимы движения
могут существенно различаться. Существенно отличаются и весьма специфичны условия эксплуатации автомобилей-самосвалов,
работающих с заездом в карьер, автомобилей, работающих в
крупных городах с интенсивным движением и частыми остановками, автомобилей, перевозящих грузы, требующих пониженных
скоростей движения, и т. п.
Транспортные условия определяются, в основном, специализацией автомобиля, его конструктивными параметрами и эксплуатационными свойствами. Партионность груза определяет
оптимальную грузоподъемность, а его объемная масса – объем
грузовой платформы автомобиля. То есть транспортные условия
эксплуатации определяют тип и модификацию применяемого
подвижного состава, а также такие показатели эффективности
использования автомобилей, как коэффициенты использования
грузоподъемности и пробега, себестоимость перевозок и др.
10
11
щающих воздействий в выходные характеристики. Аналитически строго из-за сложности задачи это не всегда удается сделать,
тогда производится упрощение модели вплоть до задач статики.
Все эксплуатационные свойства АТС связаны с тем или
иным видом движения: прямолинейным, криволинейным, ускоряющимся, замедляющимся, с колебаниями. Расчетным путем
оценка того или иного эксплуатационного свойства может быть
осуществлена только в результате решения уравнений, описывающих соответствующее движение. Поэтому теорию автомобиля
можно определить как науку о законах его движения.
1.2. Условия эксплуатации автомобилей
Природно-климатические условия в нашей стране подразделяются на несколько климатических зон – умеренного климата,
холодного климата, жаркого и высокогорного климата. Основной
характеристикой климатической зоны, существенно влияющей
на эксплуатационные свойства автомобилей, является температура окружающего воздуха. Изменение атмосферных условий
оказывает влияние на работу двигателя, трансмиссии, шин, что
приводит к изменению эксплуатационных свойств автомобиля.
Нормативные значения оценочных параметров, приводимые в
справочной литературе, даны для новых автомобилей и стандартных условий эксплуатации (температура окружающего воздуха
+25 °С, атмосферное давление 750 мм рт. ст., дорога – прямолинейная, горизонтальная с цементобетонным или асфальтобетонным ровным покрытием).
Существенное отклонение температуры окружающего воздуха от стандартного значения (+25 °С) как в сторону понижения,
так и в сторону повышения вызывает нарушение нормального теплового режима двигателя (95…100 °С) и, как следствие, – ухудшение показателей тягово-скоростных свойств и увеличение расхода топлива.
Понижение температуры воздуха в сильной степени влияет на
увеличение сопротивления шин и уменьшение КПД трансмиссии, что приводит к увеличению расхода топлива.
При работе автомобилей в высокогорных условиях происходит снижение мощности двигателя вследствие уменьшения коэффициента наполнения цилиндров. В результате средняя скорость
движения грузовых автомобилей в горных условиях примерно на
40...50 % ниже, а расход топлива на 10...15 % выше, чем на равнинной местности.
В общем случае автомобили используются в разных климатических зонах, значительно отличающихся значениями
климатических факторов. Например, средняя годовая температура воздуха в нашей стране имеет весьма широкий диапазон
значений от +16,8 °С (жаркий сухой район) до –16,6 °С (холодный район), средняя влажность воздуха изменяется от 20 %
(жаркий сухой район) до 80 % и более (умеренно влажный
район). Даже внутри одного и того же климатического района
значения климатических факторов в течение года изменяются
в широких пределах. Так, в умеренно климатическом районе
(Москва) средняя суточная температура в течение года коле-
блется от +30 °С до –30 °С, а в очень холодном (Якутск) –
от +30 °С до –60 °С.
Все перечисленное свидетельствует о важности и необходимости учета влияния условий эксплуатации на эксплуатационные свойства автомобилей с целью наиболее правильного выбора
типа и марки автомобиля при перевозке грузов и пассажиров.
12
13
1.3. Развитие теории эксплуатационных свойств
автомобиля
Отдельные вопросы теории эксплуатационных свойств автомобиля начали развиваться почти сразу же после создания первых автомобилей. Еще в начале XX века в США начал выходить
специальный автомобильный журнал, в котором печатались статьи по отдельным вопросам теории движения автомобилей. Специалисты в области теории автомобилей появились в различных
странах к 1920-м годам. Наиболее крупными специалистами того
времени можно считать Кайма в Германии, Сенсо де Ляво и Жульена во Франции.
В России одним из первых на вопросы, связанные с законом
движения автомобиля, обратил внимание Н. Е. Жуковский. Первая из его работ – статья «Теория прибора инженера РомейкоГурко», связанная с изучением явлений, происходящих при качении жестко связанных колес, имеющих неодинаковые диаметры,
опубликованная в 1905 г. В дальнейшем Н. Е. Жуковским рассмотрены силы, действующие на автомобиль при повороте.
Вопросам движения на повороте в 20-х годах ХХ в. были посвящены работы В. П. Ветчинкина, Б. Е. Млодзиевского, А. А.
Речмедилова.
Оформление теории эксплуатационных свойств автомобиля
(теории автомобиля) как науки впервые было выполнено в Советском Союзе Е. А. Чудаковым в 1923–1928 гг. Следует отметить, что в США первый систематизированный курс теории автомобиля был опубликован Я. Табореком только в 1957 г.
В дальнейшем как общий курс теории автомобилей, так и
отдельные его направления развивались и развиваются многочисленными учениками Е. А. Чудакова: Г. В. Зимелевым, А. Н.
Островцевым, Б. С. Фалькевичем, Н. Я. Яковлевым, В. А. Иларионовым, Н. А. Бухариным, Я. М. Певзнером, Р. В. Ротенбергом
и другими.
2.2. Оценочные параметры скоростных свойств
Глава 2
СКОРОСТНЫЕ СВОЙСТВА
(ТЯГОВАЯ ДИНАМИКА) АВТОМОБИЛЯ
2.1. Общие положения
Основные оценочные показатели СС АТС оговорены в ГОСТ
22576–90 «Автотранспортные средства. Скоростные свойства.
Методы испытаний». К ним относятся следующие:
1. Максимальная скорость движения, vа max, км/ч.
2. Условная максимальная скорость, vа max усл, км/ч.
3. Время разгона на пути 400 и 1000 м, t, с.
4. Время разгона до заданной скорости, t, c.
5. Скоростная характеристика «разгон – выбег», vа = f (S, t).
6. Скоростная характеристика «разгон на высшей и предшествующей передачах»,
vа = f (S, t).
Скоростными свойствами (СС) АТС называют совокупность
свойств, определяющих возможные по характеристике двигателя
или сцеплению ведущих колес с дорогой диапазоны изменения
скоростей, ускорений и предельных углов подъема в различных
условиях эксплуатации.
Тягово-скоростные свойства АТС оценивают, сравнивая их
показатели со значениями, принятыми в качестве базовых (стандартных), или с аналогичными показателями других автомобилей. Показатели тягово-скоростных свойств могут определяться
расчетным путем или экспериментально. Задача определения
тягово-скоростных свойств расчетным путем может быть выполнена двояко:
• определением показателей СС по заданным конструктивным
параметрам автомобиля в конкретных дорожных условиях. Этот
метод называют анализом или проверочным тяговым расчетом автомобиля;
• определением конструктивных параметров автомобиля, обеспечивающих получение заданных СС в заданных дорожных
условиях. Этот метод называют синтезом или проектировочным тяговым расчетом автомобиля.
Проверочный тяговый расчет и экспериментальное определение СС можно проводить не только для новых автомобилей, но
и для автомобилей, находящихся в эксплуатации. В этом случае
оценка их технического состояния или качества определяется по
степени соответствия показателей нормируемым или паспортным, указываемым в технической характеристике автомобиля
заводом-изготовителем.
7. Скоростная характеристика на дороге с переменным продольным профилем vа = f (vmax, доп.).
Помимо перечисленных основных оценочных показателей на
практике используется ряд дополнительных:
1. Минимальная устойчивая скорость движения автомобиля,
vа min, км/ч.
2. Максимальный угол преодолеваемого подъема, %.
3. Установившаяся скорость на затяжных подъемах, vа уст, км/ч.
4. Ускорение на передачах при разгоне, Jа, м/с2.
5. Сила тяги на крюке, Ркр, Н.
6. Длина динамически преодолеваемого подъема, Sдин, м.
Максимальная скорость движения определяется при движении на высшей передаче по специальному измерительному
участку при полной подаче топлива с наибольшей установившейся скоростью. По технико-эксплуатационным требованиям к
грузовым автомобилям и автопоездам общего назначения нижний предел vа max должен быть: для АТС категории N1 не менее
120 км/ч; категорий N2 и N3 – 110 км/ч; АТС в составе автопоезда
и предназначенных для междугородных и международных превозок – 100 км/ч.
Условная максимальная скорость vа max усл – это средняя
скорость автомобиля на последних 400 м при его разгоне с места
на участке 2000 м с полной подачей топлива и переключении передач при номинальной частоте вращения ωeN коленчатого вала
двигателя. Этот показатель определяет верхний предел скоростных свойств на ограниченном пути.
14
15
Время разгона на пути 400 и 1000 м и до заданной скорости
определяют при тех же условиях, что и vа mах усл.
Скоростная характеристика «разгон – выбег» определяется зависимостями vа = f (t) или vа = f (S), полученными при разгоне
с места с полной подачей топлива до vа max на пути 2000 м и выбеге до остановки. При разгоне переключение передач осуществляется при номинальной частоте вращения ωeN коленчатого вала
двигателя. Параметры движения (путь, скорость и время) регистрируются с помощью измерительной аппаратуры. Делитель
при разгоне не используется.
Скоростная характеристика «разгон на высшей и предшествующей передачах» определяется зависимостями vа = f (t) и
vа = f (S) при разгоне на высшей и предшествующей передачах.
Разгон осуществляется от минимально устойчивой скорости на
данной передаче до скорости, соответствующей ωeN коленчатого
вала двигателя при полной подаче топлива.
Скоростная характеристика на дороге с переменным продольным профилем является частью комплексной топливноскоростной характеристики.
Эта характеристика представляет собой зависимость средней
скорости v а ср от заданной максимально допускаемой скорости
vа доп при движении по специальной скоростной дороге автополигона. При определении каждой точки этой характеристики движение происходит с возможно большей, но не
превышающей в каждый раз задаваемую vа доп, скоростью.
Для грузовых автомобилей vа доп задается от 30 км/ч до максимальной кратно десяти. По скоростной характеристике на
дороге с переменным продольным профилем подсчитывают
и наносят на график осредненный показатель (средне интегральная величина), характеризующий общий скоростной
уровень АТС.
Минимальная устойчивая скорость движения АТС vа min
определяется на низшей передаче и характеризует способность
автомобиля двигаться с наименьшей скоростью.
Максимальный угол преодолеваемого подъема imax это
максимальный уклон, который может преодолеть автомобиль
по условию тяги двигателя при движении на низшей передаче в
основной и дополнительной коробках передач. По ГОСТ Р52280–
2004 для грузовых одиночных автомобилей полной массы imax
должен быть не менее 25 %, для автопоездов – 18 %.
Одиночные автомобили должны обеспечивать трогание с места на подъеме, имеющем сухое, твердое и ровное покрытие, с
уклоном не менее 20 %, а автопоезда – не менее 18 %.
Установившаяся скорость на затяжных подъемах vа уст
определяется на заданном подъеме определенной длины. По
ГОСТ Р 52280–2004 грузовые автомобили полной массы при
движении по сухому твердому ровному покрытию должны преодолевать imax с уклоном 3 % протяженностью не менее 3 км при
установившейся скорости не менее 35 км/ч.
Ускорения на передачах при разгоне Jа характеризуют потенциальные возможности автомобиля при обгонах. Определяются максимальные и средние значения ускорений на всех передачах.
Сила тяги на крюке Ркр определяется для всех передач и характеризует способность автомобиля к буксированию прицепа.
Длина динамически преодолеваемого подъема Sдин определяется на подъеме определенного уклона при движении на высшей передаче.
Основными оценочными показателями (критериями) скоростных свойств автомобиля являются максимальные скорости движения в различных дорожных условиях и максимальные ускорения в
этих условиях, определяющие время, необходимое для увеличения
скорости в определенном интервале, и путь, проходимый автомобилем за это время. Наиболее употребительными и достаточными
для сравнительной оценки являются следующие показатели:
1) максимальная скорость;
2) условная максимальная скорость;
3) время разгона на пути 400 и 1000 м;
4) время разгона до заданной скорости;
5) скоростная характеристика «разгон – выбег»;
6) скоростная характеристика «разгон на высшей и предшествующей передачах»;
7) скоростная характеристика на дороге с переменным продольным профилем;
8) минимальная устойчивая скорость;
9) максимальный преодолеваемый подъем;
10) установившаяся скорость на затяжных подъемах;
11) ускорение при разгоне;
12) сила тяги на крюке;
13) длина динамически преодолеваемого подъема.
16
17
Динамичность автомобиля является одним из важнейших
свойств, определяющих такой важный эксплуатационный показатель, как средняя скорость движения, хотя этот показатель зависит и от других эксплуатационных свойств автомобиля (плавность хода, управляемость, тормозные свойства, проходимость).
Указанные выше оценочные показатели могут быть найдены
либо экспериментальным путем, либо расчетным.
В задачу теории эксплуатационных свойств входит изучение
методик как экспериментального, так и расчетного способов.
Применительно к изучению скоростных свойств автомобиля эта
задача может быть сформулирована так: по заданным конструктивным параметрам автомобиля и дорожным условиям определить
показатели, характеризующие скоростные свойства автомобиля.
Обратную задачу, которая может быть сформулирована так:
найти конструктивные параметры автомобиля, обеспечивающие
в заданных дорожных условиях заданные тяговые свойства, – называют тяговым расчетом автомобиля.
Конструктивными параметрами, определяющими скоростные
свойства автомобиля, являются:
а) характеристики двигателя;
б) характеристики трансмиссии (передаточные числа, количество передач, диапазон передаточных чисел и КПД);
в) параметры обтекаемости;
г) массовые параметры автомобиля (масса, распределение
массы по осям);
д) характеристики колес (размеры шин, параметры, характеризующие потери мощности при качении).
2.3. Силы, действующие на автомобиль
Для определения скоростей и ускорений автомобиля может
быть использована общая методика решения динамических задач, применяемая в теоретической механике. Согласно этой методике находят внешние силы, действующие на рассматриваемое
тело или систему, и составляют уравнения движения, по которым
и находят искомые скорости и ускорения. Поэтому в качестве
первого шага найдем внешние силы, действующие на автомобиль. К таким силам относятся (рис. 1): а) сила тяжести; б) силы
взаимодействия между колесами и дорогой; в) силы взаимодействия автомобиля с воздухом.
18
Одни из этих сил направлены по движению автомобиля и называются движущими силами, другие – против движения и называются силами сопротивления. Силой, всегда направленной по
движению в тяговом режиме, т. е. режиме, когда от двигателя к
ведущим колесам передается некоторая мощность, является суммарная касательная реакция на ведущих колесах автомобиля.
аa
hhg
g
bb
Ga
G
a
zz11
xx11
zz22
xx22
Рис. 1. Внешние силы, действующие
на автомобиль
L
Силы сопротивления воздуха и касательные реакции на ведомых колесах всегда направлены против движения. Параллельная
дороге составляющая силы тяжести может быть направлена либо
по движению, либо против движения, в зависимости от того, движется автомобиль на подъем или под уклон.
Основная сила, движущая автомобиль, – касательная реакция
дороги, действующая на ведущие колеса, возникает в результате того, что к этим колесам подводится мощность от двигателя,
установленного на автомобиле. Поэтому для нахождения этой
силы необходимо рассмотреть характеристики двигателя.
Характеристики автомобильного двигателя
На современных автомобилях устанавливаются почти исключительно поршневые двигатели внутреннего сгорания. Рассмотрим характеристики этих двигателей.
Для определения внешних сил, действующих на автомобиль
при различных дорожных условиях, основное значение имеют
зависимости эффективной мощности и крутящего момента на
коленчатом валу двигателя от угловой скорости (числа оборотов)
19
коленчатого вала. Эти зависимости называют скоростной характеристикой двигателя.
Скоростные характеристики разделяют на внешние (предельные) и частичные. Первые получаются при максимальной подаче топлива, т. е. при полном открытии дроссельной заслонки у
бензиновых двигателей или положении рейки топливного насоса
«до упора» в дизеле, вторые – при неполной подаче топлива, т. е.
при промежуточных (но постоянных) положениях органов, регулирующих подачу топлива.
Скоростные свойства автомобиля определяются только при
работе двигателя на внешней скоростной характеристике.
При определении скоростных свойств автомобиля приходится
встречаться со следующими важными элементами внешней скоростной характеристики:
Ne max – максимальное (номинальное) значение эффективной
мощности;
ωN (nN) – частота вращения (число оборотов), соответствующая максимальной мощности;
Me max – максимальное значение крутящего момента;
MN – значение крутящего момента, соответствующее частоте
вращения ωN (nN);
ωM (nM) – частота вращения (число оборотов), соответствующая максимальному крутящему моменту;
ωmin (nmin) – минимальная устойчивая частота вращения (число оборотов) при полной подаче топлива; для современных автомобильных двигателей ωmin = 80…100 рад/с (nmin = 800…1000 об/
мин);
ωmax (nmax) – максимальная частота вращения (число оборотов) при полной подаче топлива;
ωx.х (nx.х) – частота вращения (число оборотов) на холостом
ходу.
У двигателей, не имеющих ограничителей оборотов, максимальная частота вращения коленчатого вала (число оборотов)
может изменяться в широких пределах в зависимости от условий
движения. При движении на высшей передаче в коробке передач
по горизонтальной дороге удовлетворительного качества максимальная частота вращения (число оборотов) на 10…20 % больше
ωN (nN).
На рис. 2 показана внешняя скоростная характеристика бензинового двигателя, снабженного ограничителем оборотов.
Мощность, соответствующую началу работы ограничителя
оборотов, обозначают Ne0, а частоту вращения коленчатого вала
двигателя, соответствующую этой мощности, – ωN0. Максимальной мощностью Ne max в этом случае будем называть ту мощность, которая соответствует максимуму кривой Ne = f(ωe) при
отсутствии ограничителя оборотов. Этой мощности соответствуют частота вращениия ωN (обороты nN) и момент МN.
Максимальная частота вращения в этом случае соответствует
работе по ограничителю оборотов на холостом ходу (Ne = 0).
Внешняя характеристика дизеля (рис. 2) в рабочем диапазоне
угловых скоростей не достигает максимума. Максимальным значением мощности Ne max считают мощность, соответствующую
включению регулятора. Максимальная частота вращения в этом
случае определяется по регуляторной ветви характеристики на
холостом ходу (Ne = 0).
20
21
MM
e
e
Nmax
Nmax
Mmax
M
max
ωMI
N
(Nmin
)
ωM
(NM)
MMNN
ωN
(NN)
ωmax
ωe ,, рад/с
(Nmax) (NеE , об/мин)
Рис. 2. Внешняя скоростная характеристика двигателя
Установка ограничителя оборотов имеет целью повышение
долговечности двигателей. Ограничитель вступает в работу на
той части внешней скоростной характеристики, на которой мощность почти не возрастает с увеличением частоты вращения коленчатого вала. Это соответствует частоте вращения
ωN0 = (0,8…1) ωN .
Большое влияние на скоростные свойства автомобиля оказывают коэффициенты приспосабливаемости двигателя по моменту
KM = Mmax/MN и по частоте вращения Kω = ωN / ωM.
Значения коэффициентов приспосабливаемости у современных двигателей изменяются в следующих пределах: бензиновые
двигатели KM = 1,15…1,35; Kω = 1,5…2,5; дизели KM = 1,1…1,15;
Kω = 1,4…2,0.
Для улучшения приспосабливаемости на некоторых дизелях
устанавливаются специальные корректоры, повышающие коэффициент приспосабливаемости KM до 1,2…1,25.
Скоростные характеристики двигателей получаются экспериментально на специальных стендах. На графиках скоростных
характеристик для наглядности обычно приводятся кривые изменения не только крутящего момента, но и мощности, хотя экспериментально определяется только одна из этих величин (чаще
момент), а другая находится расчетом. Методы стендовых испытаний автомобильных двигателей в каждой стране регламентированы и проводятся по своим методикам. В табл. 1 для сравнения
приведены сведения по стандартам России и некоторых стран.
Кроме того, в разных странах принята различная регулировка
систем питания и зажигания. Поэтому для двигателя, имеющего
одинаковую фактическую максимальную мощность, в каталогах
и инструкциях разных стран будет указано различное ее значение, максимальное по SAE и минимальное по DJN.
Поскольку при стендовых испытаниях с двигателей снимают
или отключают часть оборудования и приборов, работа которых
сопряжена с потреблением мощности, кроме того, паспортная
внешняя скоростная характеристика приводится к стандартным
атмосферным условиям, которые, как правило, отличаются от
условий эксплуатации, поэтому при использовании стандартной внешней скоростной характеристики для расчета тяговоскоростных свойств полученные по ней значения мощности необходимо умножить на коэффициент коррекции Kкор, значения
которого меньше единицы (табл. 1).
Коэффициент коррекции зависит как от конструктивных особенностей двигателя и стандарта, по которому была снята характеристика, так и от условий эксплуатации. Он несколько увеличивается со снижением частоты вращения коленчатого вала
двигателя. Однако в первом приближении можно считать Ккор
не зависящим от частоты и не учитывать изменения мощности в
результате несоответствия реальных атмосферных условий стандартным.
Полученная при стендовых испытаниях мощность двигателя приводится к так называемым нормальным условиям, т. е. к
атмосферному давлению, равному 760 мм рт. ст., и температуре
20 °С. Это приведенное значение мощности и указывается в различных официальных документах (каталоги, инструкции и др.).
Будем называть эту мощность стендовой Ne ст.
При определении скоростных свойств автомобиля следует
учитывать, что, во-первых, часть стендовой мощности двигателя при работе его на автомобиле затрачивается на привод тех
приборов, которые были сняты при его испытании на стенде, а,
во-вторых, температура и давление при работе двигателя на автомобиле (микроклимат подкапотного пространства) не соответствуют нормальным условиям.
Поэтому к трансмиссии автомобиля подводится мощность
меньше стендовой на 10…20 % (Ne = Ne ст/A, где А = 1,1…1,2).
22
23
Таблица 1
Комплектация и стандартные условия стендовых испытаний
автомобильных двигателей
Элементы и агрегаты,
отключаемые при измерении
параметров внешней
скоростной характеристики
ГОСТ
Нетто: приборы, обслуживаю22576–90 щие шасси и кузов
(Россия) Брутто: вентилятор, глушитель и приборы, обслуживающие шасси и кузов
Стандартные
атмосферные
условия
Коэффициент коррекции, Kкор
Температура окружающего воздуха
20 °С. Атмосферное давление
Ва = 760 мм рт. ст.
0,95…0,96
DIN
(ФРГ)
Радиатор и приборы, обслужи- Тв. = 20 °С
вающие шасси и кузов
Ва = 760 мм рт. ст.
0,95...0,96
SAE
(США)
старый,
до 1993 г.
Воздушный фильтр, генератор, радиатор, вентилятор,
глушитель и приборы, обслуживающие шасси и кузов
Тв. = 29,4 °С
Ва = 754 мм рт. ст.
0,86...0,88
SAE
(США)
Радиатор и приборы, обслужи- Тв. = 29,4 °С
вающие шасси и кузов
Ва = 754 мм рт. ст.
0,95...0,96
IS
Радиатор и приборы, обслужи- Тв. = 15 °С
(Япония) вающие шасси и кузов
Ва = 760 мм рт. ст.
0,95...0,96
Стандарт
(страна)
0,93...0,95
Для практических расчетов ТСС, особенно с применением
ЭВМ, удобнее пользоваться не графическими, а аналитическими
зависимостями Nе = f (ωе) и Mе = f (ωе).
Имеется ряд эмпирических формул, позволяющих вычислить
мощность Ne, соответствующую заданной частоте вращения ωe
(числу оборотов), по заданной максимальной мощности Nmax и
частоте вращения ωn (числу оборотов), соответствующей этой
мощности.
Наиболее употребительной является эмпирическая формула,
предложенная ученым С. Р. Лейдерманом:
 ω
ω 
ω
N e = N max a e + b ( e ) 2 − c ( e )3  . ωn
ωn 
 ωn
(1)
Коэффициенты а, b и c зависят от типа двигателя. Для бензиновых двигателей приближенно можно принять а = b = c = 1,0;
для четырехтактных дизелей с неразделенной камерой а = 0,87,
b = 1,13, с = 1; для четырехтактных дизелей с предкамерой
а = 0,60, b = 1,40, с = 1,0; с вихревой камерой а = 0,7, b = 1,3,
с = 1,0.
Эта формула может быть преобразована и для определения
крутящего момента Мe при соответствующей этому моменту
угловой скорости ωe (числа оборотов ne).
Пользуясь формулой (1) и принимая во внимание, что Мe =
1000 Ne / ωe, найдем
Мe = МN [а + bωe / ωN – c (ωe / ωN )2 ].
В этих формулах мощность выражена в кВт, а крутящий момент в Н · м.
Мощность и момент, подводимые к ведущим колесам
Поскольку внешние силы, движущие автомобиль, возникают
в результате взаимодействия между ведущими колесами и дорогой, необходимо знать величину мощности, подводимой от двигателя к колесам.
Представим систему «двигатель – трансмиссия» в виде схемы
(рис. 3), у которой входная мощность Ne соответствует мощности
на конце коленчатого вала двигателя, выходная мощность подводится через полуоси к колесам, маховик Мj с моментом инерции
24
NNкол
КОл
а
IмJМ
NТОРГ
NТР
hg
NNe Е
M
М
ТР
z2
Д
Р
ωωк К
x1 x2
ωωeЕ
IТ
ωкК
ω
ωωe Е
Рис. 3. Схема системы «двигатель–трансмиссия»
Iм соответствует всем вращающимся массам двигателя и трансмиссии (маховик, детали сцепления, вращающиеся детали коробки передач и др.). После маховика Мj мощность передается
к колесам через трансмиссию, где часть ее теряется на трение в
зубчатых передачах, подшипниках и сальниках, а также в результате гидравлических потерь, связанных с перебалтыванием масла
в картерах шестеренчатых механизмов.
Мощность, передаваемая от двигателя к трансмиссии, при разгоне частично расходуется на увеличение кинетической энергии
маховика. Используя теорему живых сил, можно записать:
dA
= ∑ N = N e − N тр − N кол , dt
(2)
где А = Iмωe2/2 – кинетическая энергия (живая сила) системы
«двигатель- трансмиссия»; ΣN – сумма мощностей, подведенных
к системе, причем мощность Ne, увеличивающая кинетическую
энергию системы, считается положительной, а мощности Nтр и
Nкол – отрицательными.
dω
dA
= I м ⋅ ωe ⋅ e .
dt
dt
dA
Подставим значение
в равенство (2) , найдем:
dt
dω нм
Н · мкгмкг · м
( (–––––).
)
N кол = N e − N тр − I м ωe e , ––––
сс с с
dt
25
b
(3)
(4)
Для характеристики потерь на трение в трансмиссии удобнее
вместо абсолютного значения мощности Nтр пользоваться коэффициентом полезного действия трансмиссии ηтр. Коэффициент
полезного действия трансмиссии связан с мощностями Nкол и Nтр
зависимостью
ηтр =
N кол
.
N кол + N тр
Определив из этой зависимости Nтр и подставив в равенство
(4) после преобразований, получим:
N кол = ( N e − I м ωe
dωe
)ηтр . dt
(5)
Удобнее выражать частоту вращения ωe коленчатого вала через частоту вращения ωк колес, которые связаны зависимостью:
ωe = ωк iтр,
где iтр – передаточное число трансмиссии, равное произведению
передаточных чисел всех ее механизмов iтр = iк.пiдiг.
Здесь iк.п – передаточное число коробки передач; iд – передаточное число дополнительной коробки (раздаточной коробки,
демультипликатора) у тех автомобилей, на которых эти коробки
устанавливаются; iг – передаточное число главной передачи.
Подставляя значение ωe в уравнение (5), получим:
2
ηтр
N кол = N e ηтр − I м ωк iтр
dωк
.
dt
(6)
При постоянном числе оборотов коленчатого вала второй член
равенства (6) равен нулю, тогда
Nкол = Nе ηтр.
Мощность, подводимую к ведущим колесам при постоянной
частоте вращения коленчатого вала (установившееся движение
автомобиля), называют тяговой мощностью и обозначают Nт.
Пользуясь равенством (3), можно найти и величину момента,
подводимого от двигателя к ведущим колесам.
Заменяя мощности произведением момента на соответствующую частоту вращения, получим
M кол ωк = М е ωе ηтр − I м ωк iТ2 ηтр
26
dωк
.
dt
Подставляя ωkiТ вместо ωe и сокращая на ωк, получим:
2
ηтр
M кол = М еiтр ηтр − I мiтр
dωк
.
dt
(7)
Момент, подводимый к ведущим колесам при установившемся движении автомобиля Мкол = Меiтрηтр, называют тяговым моментом автомобиля и обозначают Мт.
Учитывая это равенство (7), можно записать так:
2
ηтр
M кол = М т − I мiтр
dωе
.
dt
(8)
КПД трансмиссии характеризует потери мощности в механизмах трансмиссии, расходуемой на трение в зубьях шестерен,
подшипниках и сальниках, а также на перемешивание масла в
картерах различных механизмов. КПД трансмиссии равен произведению коэффициентов полезного действия ее механизмов:
ηтр = ηк.пηкарηдηk , (9)
где ηк.п – КПД коробки передач; ηкар – КПД карданной передачи;
ηд – КПД дополнительной коробки (у автомобилей, имеющих дополнительную коробку); ηk – КПД главной передачи.
КПД отдельных механизмов и трансмиссии в целом в процессе движения автомобиля не остаются постоянными.
Основное влияние на КПД оказывают величина передаваемой
через трансмиссию мощности, скорость движения автомобиля,
характеристики масел, применяемых в механизмах, и техническое состояние этих механизмов.
Поскольку у всех механизмов трансмиссии имеют место
потери, не зависящие от передаваемой мощности (гидравлические потери, потери на трение в сальниках и др.), то с уменьшением передаваемой мощности КПД, как правило, уменьшается. На холостом ходу КПД не может характеризовать потери
мощности в трансмиссии. Поэтому в тех случаях, когда рассматривается движение автомобиля на холостом ходу (например, накатом), учитываются потери, не зависящие от передаваемой мощности. Будем для этого случая теряемую мощность
обозначать Nтр. х.х.
Зависимость КПД от скорости связана с потерями мощности в
сальниках и с гидравлическими потерями. С увеличением скорости движения КПД уменьшается.
27
Вязкость масла должна быть достаточной для обеспечения
прочной масляной пленки между зубьями шестерен. При чрезмерной вязкости масла увеличиваются гидравлические потери.
При уменьшении вязкости масла (например, в результате перегрева механизма) могут возрастать потери на трение между зубьями шестерен, а при увеличении – гидравлические потери.
Любые нарушения правильного зацепления шестерен приводят к уменьшению КПД.
При работе двигателя на внешней характеристике основное
значение имеют потери, зависящие от передаваемой мощности.
В этом случае для технически исправных механизмов можно
считать: КПД коробок передач в зависимости от числа и типа
шестерен, а также включенной передачи изменяется в пределах
ηk = 0,96…0,98.
КПД карданной передачи ηкар = 0,995n, где n – число карданных шарниров.
КПД главной передачи ηг = 0,92…0,97.
КПД трансмиссии в целом ηтр = 0,8…0,92.
Меньшие значения КПД относятся к многоосным многоприводным автомобилям, бóльшие – к легковым автомобилям.
2.4. Кинематика и динамика автомобильного колеса
При изучении скоростных свойств различают следующие радиусы автомобильного колеса (рис. 4).
Статический радиус rc – расстояние от оси неподвижного колеса до опорной плоскости (дороги).
Динамический радиус rd – расстояние от оси катящегося колеса до опорной плоскости (дороги).
Радиус качения rk – отношение линейной скорости оси колеса
к его угловой скорости:
rk = vк/ωк.
(10)
Радиус качения находится опытным путем. Для его определения замеряют путь S , проходимый колесом за nк полных оборотов:
rk =
S
2πnк
(11)
Радиусы rc, rd и rk для одного и того же колеса изменяются
в зависимости от нагрузки, действующей на колесо, и давления
воздуха в шине. Динамический радиус, кроме того, зависит от
скорости движения колеса, увеличиваясь с ее увеличением, и незначительно уменьшается с увеличением крутящего момента,
передаваемого через колесо.
Радиус качения в значительно большей степени, чем динамический радиус, уменьшается с увеличением крутящего момента,
передаваемого через колесо. При передаче через колесо тормозного момента радиус качения увеличивается. Особенно сильно
изменяется радиус качения в том случае, когда наряду с качением колеса имеет место его пробуксовка или проскальзывание.
При полном буксовании колес радиус качения rk = 0, при полном
скольжении (юзе) rk = ∞.
При движении автомобиля по дорогам с твердым покрытием и
хорошим сцеплением приближенно можно считать rk = rd = rc.
Величина радиуса rc может быть найдена либо по таблицам,
приводимым в ГОСТ по автомобильным шинам, где указана
величина статического радиуса при определенных нагрузках и
давлении воздуха, либо приближенно по номинальным размерам
шины по формуле:
rс = 0,5d + λ ш Bш ∆, (12)
Рис. 4. Радиусы автомобильного колеса
где d – диаметр обода (посадочный диаметр шины), м; λш – коэффициент смятия шины; Вш – ширина профиля шины (м); ∆ – отношение высоты профиля шины к ширине.
Размеры шины d и Вш (в миллиметрах или дюймах) указываются в технических характеристиках и инструкциях по автомобилю, а также обозначаются на боковине шины.
28
29
rrcc
rrdd
vк
Коэффициент смятия шины λш, учитывающий уменьшение
высоты профиля шины за счет его смятия под нагрузкой, для
стандартных шин равен:
легковые автомобили – 0,80…0,85;
грузовые автомобили – 0,85…0,90.
Pz
Px
0O
Скорость и ускорение автомобиля
Зная радиус колеса и его угловую скорость, можно найти линейную скорость оси колеса vк = rkωк, м/с. При прямолинейном
поступательном движении автомобиля скорости всех его точек
равны и равны скорости va автомобиля.
Принимая во внимание, что ωк = ωe/iтр, окончательно получим:
va =
ωe rk
, м/с. iтр
(13)
Если скорость автомобиля выражается в километрах в час, то
чтобы перевести м/с в км/ч, надо va умножить на 3600/1000 = 3,6.
Тогда
Va = 3,6rk ωк = 3,6rk
ωe 3,6rk πne
rn
=
= 0,38 k e . iтр
30iтр
iтр
(14)
Ускорение автомобиля при прямолинейном движении также
равно ускорению оси колес:
ja =
dvк
dωк
, м/с2. = rk
dt
dt
(15)
Динамика автомобильного колеса
Рассмотрим наиболее простой случай – качение колеса по недеформируемой дороге.
Схема сил, приложенных к колесу в этом случае, показана на
рис. 5. Силы Рx, Pz и момент М действуют на колесо со стороны
автомобиля. Силу Pz будем называть нормальной нагрузкой на
колесо. Эта сила всегда направлена вниз перпендикулярно плоскости дороги. Силу Px будем называть толкающей. Эта сила
параллельна плоскости дороги и в зависимости от режима движения колеса может быть направлена либо по движению, либо
30
rd
z
аш
x
Рис. 5. Силы, действующие на автомобильное колесо
против движения колеса. Момент М подводится к колесу либо
полуосью, либо от тормозного механизма. В некоторых случаях
момент М может быть равным нулю.
Будем считать положительным направление момента, совпадающее с направлением вращения колеса.
Силы Rx и Rz являются реакциями дороги. Реакцию Rz будем
называть нормальной реакцией дороги. Она всегда направлена
вверх перпендикулярно плоскости дороги. Точка ее приложения
смещена на некоторую величину аш относительно основания перпендикуляра, опущенного из центра колеса на плоскость дороги.
Касательная реакция Rx расположена в плоскости дороги и в зависимости от режима движения колеса может быть направлена
либо по движению колеса, либо против движения. Будем считать
положительным направление этой реакции по движению колеса.
Составим уравнение моментов относительно центра колеса О.
Если Iк – момент инерции колеса относительно оси его вращения, то
dω
(16)
I к к = M − X ⋅ rd − Rz a aш , dt
откуда
M
a
I dωк
.
X=
− Rz ш − к
rd
rd rd dt
a
dωк
Определив
из равенства (8) и обозначая ш = f ш , оконrd
dt
чательно получим:
X=
M
rd
− Rz f ш −
31
Iк
ja . rk rd
(17)
Рассмотрим три характерных случая качения колеса:
1. Момент М подводится к колесу через полуось от двигателя
и направление его совпадает с направлением вращения колеса.
Такой момент будем называть крутящим. Величина этого момента может быть найдена из равенства (8).
Подставляя значение момента из равенства (8) в равенство
(17) и принимая во внимание равенство (16), получим:
2
I м ⋅ iтр
+ Iк
M Tт
(18)
X=
ja . − Rz f ш −
rd
rk ⋅ rd
Величину
значают Pт.
M TТ M c ⋅ iTт ⋅ ηтр
называют тяговой силой и обо=
rd
rd
Следовательно, X = PTТ − Rz f ш −
Если PTт 〉 Rz f ш −
2
I м ⋅ iтр
+ Iк
2
I м ⋅ iтр
+ Iк
rk ⋅ rd
ja .
ja , то Х > 0.
rk ⋅ rd
В этом случае колесо называют ведущим.
2. Момент М = 0; из равенства (17) получим:
2

I м ⋅ iтр
+ Iк 
X = − Rz f ш −
(19)
ja . 

r
r
⋅
k
d


Колесо называют ведомым.
Знак «минус» указывает на то, что реакция X направлена против движения.
3. Момент М подводится к колесу от тормозного барабана или
от полуоси и направлен в сторону, противоположную вращению
колеса. Такой момент называют тормозным и обозначают Мтор.
В этом случае из равенства (17), учитывая, что М = –Мтор,

 M тор
I
(20)
X = −
+ Rz f ш + к ja . r
r
⋅
r

 d
k d
Знак «минус» и в этом случае показывает, что реакция X направлена в сторону, противоположную движению.
Колесо в этом случае называют тормозным.
Сила сопротивления качению колеса
Силу Rz fш будем называть силой сопротивления качению колеса, и обозначать Rz fш = Рк.
Выясним, что является причиной возникновения силы сопротивления качению.
Из вышеприведенного выражения, определяющего эту силу,
видно, что сила сопротивления качения пропорциональна величине fш = аш/rd. Следовательно, причиной возникновения силы
Рк является смещение нормальной реакции Rz , действующей на
колесо со стороны дороги, на величину аш относительно основания перпендикуляра, опущенного из центра колеса на плоскость
дороги. Рассмотрим те физические процессы, которые обусловливают смещение (снос) реакции Rz (рис. 6).
При входе в контакт каждая точка шины претерпевает деформацию в направлении, перпендикулярном плоскости дороги (рис.
6, а). На части контактной площадки, расположенной между местом входа в контакт (точка Р) и серединой C контактной площадки (набегающая область контактной площадки), элементы
шины сжимаются. Чем ближе рассматриваемый элемент шины к
точке C, тем сильнее он сжат.
a)
б)
б)
dz
С
dzн
B
dz
в)
–X +X
Рис. 6
32
33
dzс
Для сжатия элементов шины к ним должна быть приложена какая-то элементарная реакция дороги dzн, тем бóльшая, чем
больше величина сжатия.
На части контактной площадки, расположенной между ее
серединой C и местом выхода (точка В) (сбегающая область
контактной площадки), элементы шины распрямляются, отдавая энергию, затраченную на их сжатие в набегающей области.
Каждый элемент шины, расположенный в сбегающей области,
стремясь выпрямиться, «давит» на плоскость дороги, вызывая со
стороны дороги соответствующую элементарную реакцию dzc .
Величины реакций dzc тем больше, чем больше сжат элемент.
По мере удаления элементов шины от точки С элементарные реакции дороги уменьшаются.
В первом приближении можно считать, что у элементов 1 и 2
шины, расположенных на равных расстояниях (+х и –х) от точки
C, величина сжатия одинакова.
Если бы в процессе цикла сжатие–распрямление элементов
шины энергия, затрачиваемая на сжатие, не терялась, то на элементы шины, расположенные в набегающей и сбегающей областях контакта симметрично относительно точки C, действовали
бы одинаковые элементарные реакции дороги (dzн = dzc). В результате этого равнодействующая Rz всех этих элементарных реакций обязательно проходила бы через точку С.
Однако в результате потерь энергии, связанных с гистерезисом материалов шины, а также трением элементов шины относительно дороги, элементарные реакции в набегающей области,
где происходит сжатие элементов шины, больше элементарных
реакций в сбегающей области, где происходит распрямление элементов (рис. 6, б). В результате этого эпюра нормальных реакций
оказывается несимметричной (рис. 6, в) и равнодействующая Rz
этих реакций – смещенной на расстояние аш от точки С.
Следовательно, смещение аш нормальной реакции Rz, определяющее величину силы сопротивления качению, вызвано потерями энергии в процессе сжатия–распрямления элементов шины
в области контакта колеса с дорогой. Потери энергии при этом
связаны в основном с внутренними потерями в материале шины
(гистерезис) и отчасти с трением между элементами шины и поверхностью дороги.
Более сложным является качение колеса по деформируемой
поверхности.
Будем вначале считать, что деформируется только дорожная
поверхность, а колесо является недеформируемым (рис. 7).
В этом случае элементарные нормальные реакции, действующие в каждой точке контактной поверхности колеса, направлены
к его центру, а элементарные касательные реакции касательные
к его поверхности. Направление касательных реакций в каждой
точке контактной поверхности может быть различным в зависимости от режима качения колеса. У ведомого колеса на одной
половине контактной поверхности элементарные касательные
реакции положительны (совпадают с направлением движения
колеса), а на другой – отрицательны. По мере увеличения передаваемого момента положительные касательные реакции увеличиваются и распространяются на большую часть контактной
поверхности, а при достижении крутящим моментом величины,
максимально возможной по сцеплению, занимают всю контактную поверхность.
При приложении тормозного момента увеличиваются отрицательные элементарные касательные реакции, и увеличивается
доля контактной поверхности, на которой они действуют. Если
тормозной момент достигает величины, максимально возможной
по сцеплению, то на всей контактной поверхности действуют отрицательные элементарные касательные реакции.
34
35
vVкк
Pz
Px
O
z
β
N
T
R
O1
dr
Рис. 7
x
Рис. 7
Равнодействующая Rz элементарных нормальных реакций направлена к центру колеса и расположена под углом β к перпендикуляру, опущенному из центра колеса на направление его движения. Угол β тем больше, чем больше отношение глубины колеи
(глубина погружения колеса в грунт) к радиусу колеса и больше
доля пластической деформации грунта.
Равнодействующая Т элементарных касательных реакций может быть направлена различным образом в зависимости от режима качения колеса. В общем случае реакция Т не перпендикулярна
реакции R, причем чем меньше момент, приложенный к колесу,
тем меньше угол между R и Т. Только при передаче через колесо
предельного по сцеплению крутящего или тормозного моментов
угол между силами Т и R равен 90°. Точка приложения реакции Т
всегда находится вне контактной поверхности (см. рис. 7).
Покажем, что, несмотря на различие в направлениях реакций
дороги у недеформируемого колеса, катящегося по деформируемой поверхности, и у деформируемого колеса, катящегося по
жесткой поверхности, и в том и в другом случаях можно пользоваться одними и теми же формулами (16)…(20).
Сложим реакции R и Т, а затем разложим их равнодействующую N на две составляющие Rx и Rz. Реакцию Rx, параллельную
направлению движения, по аналогии с колесом, катящимся по
жесткой дороге, будем называть касательной реакцией дороги, а
реакцию Rz, перпендикулярную к направлению движения, – нормальной реакцией дороги.
Полученная после такого разложения схема сил полностью
соответствует схеме сил, показанных на рис. 5, для эластичного
колеса, катящегося по недеформированной дороге. Следовательно, уравнения, выведенные с целью определения реакций дороги
Rx и Rz эластичного колеса, катящегося по недеформируемой дороге, пригодны и для недеформируемого колеса, катящегося по
деформируемой дороге.
Однако причины смещения реакции Rz относительно перпендикуляра, опущенного из центра O колеса, в последнем случае
иные, чем в первом.
Как видно из рис. 7, контактная поверхность оказывается несимметричной относительно перпендикуляра OO1 в результате
того, что элементы грунта, деформированные набегающей частью
контактной поверхности колеса, не полностью восстанавливаются в сбегающей части контакта из-за пластической деформации
грунта. Если грунт совершенно не обладает упругостью и деформации полностью пластические, то контактная поверхность у недеформированного колеса имеет только набегающую часть. При
наличии наряду с пластическими и упругих деформаций грунта
часть контакта распространяется и на сбегающую сторону.
Несимметричность контактной поверхности вызывает и несимметричность эпюры элементарных нормальных реакций дороги, а в результате этого и смещение равнодействующей Rz на
величину аг. Индекс «г» указывает, что в данном случае смещение нормальной реакции происходит в результате затрат энергии, подводимой к колесу, главным образом на пластическую
деформацию грунта.
По аналогии с качением эластичного колеса по недеформиa
руемой дороге будем называть отношение г = f коэффициенrd
том сопротивления качению.
Если деформируемыми являются и колесо, и дорога, что является наиболее реальным случаем, то схема сил, действующих на
колесо, соответствует рис. 8. Применяя тот же прием сложения и
разложения сил, что и в предыдущем случае, приходим к заключению о пригодности формул (9)…(12) и для определения реакций дороги эластичного колеса, катящегося по деформируемой
36
37
vкVк
Pz
Px
O
β
z
N
R
T
O1
x
dr
Рис. 8
Рис. 8
дороге. Причинами смещения аш нормальной реакции Rz в этом
случае будут как потери, связанные с деформацией шины, так и
потери, связанные с деформацией грунта. В связи с этим можно
записать:
а = аг + аш
Профессор А. К. Бируля предложил следующую формулу для
оценки влияния состояния дорожного покрытия на коэффициент
сопротивления качению:
f = f p + 1,3 ⋅ 10− 7 ⋅ λ п S п va2 ,
(21)
На величину коэффициента сопротивления качению в общем
случае оказывают влияние следующие эксплуатационные и конструктивные факторы: тип и состояние дороги, скорость движения, давление воздуха в шинах, вес, приходящийся на колесо,
размеры колеса, конструктивные особенности шины, величина
передаваемого через шину момента.
На дорогах с твердым покрытием потеря энергии на качение
колеса в основном определяется деформациями шины. На коэффициент сопротивления качению в этом случае существенное
влияние оказывают динамические нагрузки, возникающие в результате движения колеса по неровностям дороги. Чем больше
таких неровностей и чем больше вызываемые ими динамические
нагрузки, тем больше коэффициент сопротивления качению. При
движении по абсолютно гладкой асфальтовой, бетонной или асфальтобетонной дороге для современных шин можно считать коэффициент сопротивления качению равным f = 0,005…0,01. При
движении по реальным дорогам того же типа увеличение коэффициента сопротивления качению, связанное с наличием неровностей, зависит от степени ровности дороги, скорости движения,
а также от качества подвески автомобиля и конструкции его ходовой части.
где fp – коэффициент сопротивления качению на ровной дороге
(fp = 0,005…0,01); λп – коэффициент, зависящий от конструкции
ходовой части автомобиля; Sп – коэффициент ровности покрытия.
Коэффициенты λп и Sп определяются опытным путем. В
среднем можно считать для легковых автомобилей λп = 4, для
грузовых автомобилей λп = 5,5. Для асфальтобетонного шоссе в
отличном состоянии Sп = 50…75, для того же шоссе в неудовлетворительном состоянии Sп > 300.
Для деформируемых дорог (грунтовые дороги, песок, снег и
др.) коэффициент сопротивления качению в общем случае определяется деформациями как шины, так и дороги. Величина коэффициента f на таких дорогах сильно зависит как от типа шин,
так и от состояния дороги. Средними значениями коэффициента
сопротивления на дорогах такого типа можно считать:
асфальтобетонное и цементобетонное шоссе:
в хорошем состоянии f = 0,001…0,015;
в удовлетворительном состоянии f = 0,015…0,025;
грунтовая дорога сухая, укатанная f = 0,025…0,04;
грунтовая дорога после дождя f = 0,05…0,15;
песок сухой f = 0,10…0,30.
С увеличением скорости движения коэффициент сопротивления движению, как правило, увеличивается. При малых и средних
скоростях движения это увеличение не очень существенно, если
дорога достаточно ровная и давление воздуха в шинах близко к
номинальному.
На неровных дорогах, как видно из формулы (21), даже при
средних скоростях движения коэффициент f может возрастать
довольно сильно с увеличением va.
Начиная с некоторого значения скорости, тем меньшего, чем
меньше давление воздуха в шине, коэффициент сопротивления
качению начинает быстро расти (рис. 9). При номинальном давлении воздуха в шине быстрый рост сопротивления качению начинается при скоростях 20…25 м/с (70…90 км/ч).
Имеется ряд эмпирических формул, позволяющих прибли-
38
39
и
aг aг + aш
=
= fг + fш = f ,
rd
rd
где f – коэффициент сопротивления качению в случае, когда деформируемыми являются как колесо (шина), так и дорога.
Поскольку практически всегда имеет место деформация как
шин, так и дороги, в дальнейшем в формулах (16)…(20) вместо
fш будем подставлять f.
Влияние эксплуатационных и конструктивных факторов
на коэффициент сопротивления качению
f,
0,2
PωPω==0,
0,015
015
0,16
PPωω=
0,25
=0,25
0,12
=0,3
PPωω=
0,3
0,08
0,04
0
50
100
150
200
км/ч
250 vVaa,,(км/ч)
Рис. 9. Зависимость коэффициента сопротивления качению от скорости
движения автомобиля
женно подсчитать коэффициенты сопротивления качению при
различных скоростях движения.
Достаточно близкие значения коэффициента f в пределах изменения скоростей 15…40 м/с (50…150 км/ч) дает эмпирическая
формула

v2 
f = f с 1 + a  ,
(22)
 1500 
где fс – коэффициент сопротивления качению при малой скорости
(fc = 0,015…0,02); va – скорость автомобиля, м/с.
При больших скоростях движения эта формула дает заниженные результаты.
Изменение давления воздуха в шине по-разному влияет на
величину коэффициента сопротивления качению на различных
дорогах.
На дорогах с твердым покрытием коэффициент f увеличивается
с увеличением давления воздуха в шине, достигая минимального
значения при давлении, близком к рекомендованному заводомизготовителем для данной шины. При чрезмерном увеличении
давления воздуха возрастают динамические нагрузки, возникающие в результате взаимодействия колеса с неровностями дороги
и действующие на подвеску, что может привести к некоторому
возрастанию коэффициента f. Чем ровнее дорога, тем большему
давлению воздуха соответствует минимум коэффициента f.
40
При движении по деформируемым дорогам уменьшение давления воздуха увеличивает потери, связанные с деформацией
шины. Одновременно с этим уменьшаются потери, связанные с
деформацией дороги. Поэтому можно подобрать такое давление
воздуха (обычно меньше давления, рекомендуемого для движения по дорогам с твердым покрытием), при котором сопротивление качению будет минимальным (рис. 10). Это оптимальное
давление воздуха в шине тем меньше, чем больше деформируемость дорожного полотна.
Такие зависимости коэффициента сопротивления качению от
давления воздуха используются для повышения проходимости
автомобилей, снабженных центральной системой давления воздуха в шинах.
Вес, приходящийся на колесо, почти не оказывает влияния на
коэффициент сопротивления качению по дорогам с твердым покрытием, но значительно увеличивает сопротивление качению на
деформируемых дорогах.
На дорогах с твердым покрытием коэффициент f мало зависит
от размеров колеса. На деформируемых дорогах коэффициент f
уменьшается с увеличением размеров шины, особенно диаметра
колеса.
Из конструктивных параметров шины основное влияние на
коэффициент сопротивления качению оказывают рисунок протектора, число слоев корда, конструкция каркаса. На дорогах с
f
0,4
Песок
0,3
Пашня
0,2
0,1
Твердое покрытие
0
0,5
1,0
1,5
2,0
2,5
3,0 Pω
Рис. 10. Зависимость коэффициента сопротивления качению от внутреннего
давления воздуха
41
твердым покрытием минимальное сопротивление качению имеют шины с гладким протектором. Применение в этих условиях
шин повышенной проходимости с сильно расчлененным протектором увеличивает коэффициент сопротивления качению на
20…25 %. Увеличение числа слоев корда увеличивает коэффициент f. Значительно (на 10…15 %) уменьшается коэффициент f у
шин с радиальным расположением нитей корда (шины типа R).
Увеличение передаваемого через колесо момента увеличивает сопротивление качению. Это объясняется увеличением потерь
на проскальзывание элементов контакта шин с дорогой. Зависимость коэффициента f от передаваемого через колесо крутящего
момента возрастает с увеличением последнего.
Коэффициент сцепления колеса с дорогой
Касательная реакция дороги Rx ограничена и не может превышать некоторого значения, обусловливаемого характером взаимодействия между колесом и дорогой (сцеплением колес с дорогой) и величиной нормальной реакции Rz.
Отношение максимально возможной по сцеплению касательной реакции Rx max к нормальной реакции Rz называют продольным коэффициентом сцепления φx:
R
ϕ x = x max . (23)
Rz
Коэффициент сцепления φх зависит от многих эксплуатационных и конструктивных факторов. Основными из них являются
тип и состояние дороги, скорость движения автомобиля, давление воздуха в шинах, размеры колес, вес, приходящийся на колесо, конструктивные особенности шины.
Наибольшее значение коэффициента сцепления достигается на
сухих и чистых дорогах с бетонным или асфальтобетонным покрытием. На таких дорогах в среднем коэффициент сцепления можно
считать равным φх = 0,7…0,8. Для некоторых типов шин в этом
случае коэффициент сцепления может быть равным φх = 1,0…1,1.
Наименьшее значение коэффициент сцепления имеет место на
обледенелых и заснеженных дорогах при температурах, близких
к нулю (φх = 0,05…0,15). При понижении температуры коэффициент сцепления на этих дорогах увеличивается и может достигать 0,3…0,35.
42
На влажных и загрязненных дорогах с твердым покрытием
коэффициент сцепления в полтора-два раза ниже, чем на сухих
и чистых. Особенно большое снижение происходит при высоких
скоростях качения или скольжении колеса.
Снижение шероховатости дорожного покрытия приводит к
уменьшению φх.
С увеличением скорости движения автомобиля φх уменьшается, особенно на влажных и загрязненных дорогах. Например, на
мокром асфальтобетоне при увеличении скорости движения от
25 до 80 км/ч φх уменьшается почти в два раза.
Давление воздуха в шинах по-разному влияет на величину коэффициента сцепления на дорогах с различным покрытием. На
сухих чистых дорогах с твердым покрытием увеличение давления воздуха в шинах уменьшает φх. На мокрых и грязных дорогах
с твердым покрытием увеличение давления воздуха в шинах до
некоторых пределов увеличивает φх в связи с тем, что в результате повышения удельных давлений улучшаются условия выдавливания из контакта пленки влаги или грязи.
На деформируемых дорогах (снег, песок, размокшая грунтовая
дорога) уменьшение давления воздуха, как правило, приводит к
увеличению коэффициента сцепления. Исключение составляют деформируемые дорожные поверхности с твердым подслоем. На таких дорогах при увеличении давления воздуха в шинах колесо продавливает верхний мягкий слой, в результате чего φх увеличивается.
2.5. Силы и мощности сопротивления движению
автомобиля
Силой сопротивления качению автомобиля Pk называют
сумму сил сопротивления качению всех его колес:
Pk = ∑ Rz f . (24)
Для двухосного автомобиля, обозначая величины, относящиеся к передней оси, индексом 1, а к задней – индексом 2, можно
записать:
Pk = Rz f1 + Rz f 2 .
1
2
Обычно считают f1 = f2 = f, тогда
Pk = f (Rz +Rz ) = Gaf cosα . 1
2
43
(25)
Мощность Nk, расходуемая на преодоление сопротивления качению, равна
Сумму сил сопротивления качению автомобиля и сопротивления подъему называют силой сопротивления дороги:
Pk va Ga f cos α
(26)
va , кВт, =
1000
1000
где va – скорость автомобиля, м/с; Ga – вес автомобиля, Н. Ga = Ма
g; Ма – масса автомобиля, кг.
Если va выражена в км/ч, Ga в кг и Nk в л. с., то
Pv
G f cos α
Nk = k a = a
vа .
3,6 ⋅ 75
270
Составляющую силы тяжести Gasinα, параллельную плоскости дороги, называют силой сопротивления подъему и обозначают Рп:
(27)
Pп = Ga sin α . Pк + Pп = Pд = Ga f cos α + Ga sin α = Ga ( f cos α + sin α). (30)
Nk =
Сумму
f cos α + f sin α ≈ f + i = ψ (31)
называют суммарным коэффициентом сопротивления дороги.
Мощность сопротивления дороги (л. с.):
Рис. 11. Определение уклона
Pд va Ga ψ
Gψ
(32)
=
va , кВт = a va . 1000 1000
270
При движении автомобиля в воздушной среде в результате
взаимодействия частиц воздуха с поверхностью автомобиля возникают элементарные силы, действующие в каждой точке поверхности автомобиля. Это аэродинамические силы, Составляющая
полной аэродинамической силы, направленная по продольной
оси автомобиля, называется силой сопротивления воздуха.
Составляющие аэродинамических сил создают давление на
поверхность автомобиля, различное по величине и направлению
в различных точках. В передней части автомобиля силы давления направлены против движения и значительно больше, чем в
задней, где они направлены по движению. Касательные к поверхности автомобиля составляющие элементарных сил взаимодействия автомобиля с воздухом (силы трения) всегда направлены
против движения.
Если автомобиль движется при наличии ветра, то в общем
случае, когда направление ветра составляет некоторый угол с направлением движения, различные по величине давления действуют и на боковые части автомобиля.
Равнодействующую всех элементарных сил взаимодействия
воздуха с автомобилем будем называть полной аэродинамической силой.
Согласно законам аэродинамики полная аэродинамическая
сила, действующая на любое тело, движущееся с относительной
скоростью v (м/с) в воздушной среде, может быть найдена по
формуле
1
Pω = cωρв Fv 2 , (33)
2
44
45
При небольших углах подъема (до 10°) синус в формуле (27)
может быть заменен тангенсом. В дорожном строительстве крутизну дорожных подъемов и спусков часто характеризуют величиной (i) уклона, представляющей собой отношение превышения
Н (рис. 11) к заложению В (i = H/B).
Поскольку tgα = H / B = i , то
Pп = Ga sin α ≈ Ga tgα = Ga i .
(28)
Мощность сопротивления подъему (л. с.) равна:
Pп va
G sin α Ga sin α
(29)
, кВт = a
=
va . 1000
1000
270
Сила Рп может быть направлена как против движения, так и
по движению, в зависимости от знака угла α (уклона i). Угол α и
уклон i считают положительными при подъеме и отрицательными при спуске.
Nп =
α
B
Nд =
где cω – безразмерный коэффициент аэродинамической силы, зависящий от формы тела и направления воздушного потока; ρв –
плотность воздуха, Н ∙ с2/м4; F – Миделево сечение тела, м2.
При изучении движения автомобиля действующая на него полная аэродинамическая сила разлагается на три составляющие:
1) cила сопротивления воздуха Рв, параллельная плоскости
дороги и продольной оси автомобиля:
1
(34)
Pв = c x ρв Fv 2 , 2
где cx – коэффициент обтекаемости;
2) боковая аэродинамическая сила Рв у, параллельная плоскости дороги и перпендикулярная к продольной оси автомобиля:
1
(35)
Pв у = c у ρв Fv 2 , 2
где cу – коэффициент боковой аэродинамической силы;
3) подъемная сила Рв z, перпендикулярная к плоскости дороги:
1
Pв z = c z ρв Fv 2 ,
(36)
2
где cz – коэффициент подъемной аэродинамической силы.
Коэффициенты cх, cу и cz определяются опытным путем. Наиболее точным способом определения этих коэффициентов является продувка автомобилей или их моделей в аэродинамической
трубе. Возможно также определение некоторых или всех указанных коэффициентов путем дорожных испытаний, однако такие
испытания дают менее точные результаты.
В процессе испытаний в аэродинамической трубе при неизменной скорости и направлении воздушного потока автомобиль
(или его модель) поворачивается под различными углами, что позволяет определить коэффициенты cх, cу и cz при различных углах
набегания воздушного потока.
В качестве Миделева сечения F у автомобилей принимается
площадь лобового сопротивления, равная площади проекции автомобиля на плоскость, перпендикулярную его продольной оси.
Принимая плотность воздуха постоянной (согласно ГОСТ
4401–64 на уровне моря считается ρв = 1,225 Н ∙ с2/м4), можно
c
произведение x ρв = kв считать зависящим от формы автомоби2
46
ля (в основном от формы и шероховатости поверхности кузова),
угла между продольной осью автомобиля и направлением относительной скорости воздушного потока. Это произведение называют коэффициентом сопротивления воздуха автомобиля.
Если рассматривать движение автомобиля в неподвижной
среде, то
(37)
Pв = kв Fvа 2 , H. Здесь va в м/с. Если же скорость автомобиля va задана в км/ч, то
k Fv 2
(37а)
Pв = в а , кгc. 13
При движении в неподвижной воздушной среде направление
скорости воздушного потока совпадает с продольной осью автомобиля. Для этого случая можно принимать kв следующим:
для легковых автомобилей 0,15…0,3 Н ∙ с2/м4 (кг/м3);
для автобусов 0,25…0,5 Н ∙ с2/м4 (кг/м3);
для грузовых автомобилей 0,5…0,7 Н ∙ с2/м4 (кг/м3).
Площадь лобового сопротивления приближенно может быть
найдена по формулам:
для грузовых автомобилей F = BHг; (38)
для легковых автомобилей
(38а)
F = 0,78BгHг, где В – колея автомобиля, м; Нг – габаритная высота автомобиля,
м; Вг – габаритная ширина автомобиля, м.
Произведение kв F = Wa называют фактором обтекаемости.
Формула (37) может быть использована и для подсчета силы
сопротивления воздуха автопоезда. В этом случае в формулу
подставляется величина F для звена, имеющего наибольшую
площадь лобового сопротивления, а коэффициент kв определяется по тягачу и увеличивается на 25 % на каждый прицеп.
При наличии ветра, направление которого составляет угол β
с направлением движения автомобиля, в формулу (37) надо вместо va подставить относительную скорость vp воздушного потока,
равную геометрической сумме скорости ветра vb, м/c, и скорости
движения автомобиля va, м/с. Величина относительной скорости
воздушного потока может быть найдена по формуле
vp = va2 + vb2 + 2va vb cos β . 47
(39)
Коэффициент сопротивления воздуха имеет различное значение в зависимости от угла τ между вектором равнодействующей
скорости vр и продольной осью автомобиля. Этот угол может
быть найден по формуле:
Подставляя значения Rx2 и Rx1 (считаем, что задние колеса являются ведущими, а передние – ведомыми), получим:
M eiтр ηтр I мiтр 2ηтр
Ga
I
I
ja =
−
ja − к 2 ja − Rz 2 f − к1 ja − Rz 1 f − Pп − Pв .
g
rd
rk rd
rk rd
rk rd
vb
sin β. M(40)
I мiтр 2ηтр
Ga
I
I
eiтр η тр
va
ja =
−
ja − к 2 ja − Rz 2 f − к1 ja − Rz 1 f − Pп − Pв .
g воздуха,
rd
rk rd
rk rd
rk rd
С увеличением угла τ коэффициент сопротивления
Перенесем все члены правой части, кроме первого, в левую
как правило, увеличивается.
часть, сгруппируем члены, содержащие множитель ja, и вынеПри встречном ветре β = 0; vp = va + vb, и формула (37) приG
нимает вид:
сем за скобку a ja ,
g
Рв = kв F (va + vb ) 2 . (41)
тогда
sin τ =
и
При попутном ветре β = 180°; vp = va – vb
Рв = kв F (va − vb ) 2 (41а)
Коэффициент сопротивления воздуха kв в обоих этих случаях
такой же, как и при движении автомобиля в неподвижной воздушной среде. Мощность Nв, расходуемая на преодоление сопротивления воздуха,
Pв va
Рv
, кВт = в a , л.с.
л. с.
(42)
1000
3500
В неподвижной воздушной среде, подставляя значение Pв из
формул (37) и (37а), получим:
k Fv 3
k Fv 3
N в = в a , кВт = в a , л.с.
л. с.
(42а)
1000
35 000
I мiтр 2ηтр + ΣI к g
M eiтр
Ga
,
ja (1 +
⋅ ) + f ( Rz 1 + Rz 2 ) + Pп + Pв =
g
rk rd
Ga
rd
M вiтр ηтр
где ΣIк = Iк1 + Iк2, но
((RR
rd
= PТт;
)ff = G
zz1 + Rzz 2)
1
2
a
L
Nв =
2.6. Уравнение движения автомобиля
Пользуясь схемой сил (рис. 12), можно записать:
f cos α = Pk .
A
B
PВ
HB
H
G
GGАAsinα
SINА
MK1
Z
X 1
GAG
COSΑ
a cosA
GА
Z2
Ga
ja = Rx − Rx − Pп − Рв . (43)
2
1
g
Здесь и дальше индекс 1 указывает, что величина относится к
передней оси, а индекс 2 – что к задней.
Рис. 12. Схема сил, действующих на автомобиль
48
49
1
X
2
α
Α
MK2
Обозначая
1+
получим
2
ηтр
I мiтр
+ ∑ Iк g
= δ вр , rk rd
Ga
Pт = Pк + Pп + Pв + Pи = Pд + Pв + Pи, (44)
(45)
g
δ вр ja – сила сопротивления разгону (приведенная
Ga
сила инерции).
Уравнение (45) называют уравнением силового (тягового)
баланса автомобиля.
Коэффициент δвр, входящий в выражение для определения
силы Ри, называют коэффициентом учета вращающихся масс
автомобиля.
Этот коэффициент позволяет учесть дополнительное сопротивление разгону автомобиля, связанное с раскруткой его вращающихся деталей (колес, маховика, дисков сцепления и др.).
Формулу для подсчета коэффициента вращающихся масс
удобно представить в следующей форме:
где Pи =
где
2
δ вр = 1 + δ1iк.п
+ δ2 , (46)
I мir2ηтр g
I g
δ1 =
; δ2 = ∑ к
.
(47)
rk rd Ga
rk rd Ga
Для большинства автомобилей при полной нагрузке значения
δ1 и δ2 изменяются в пределах: δ1 = 0,04…0,06, δ2 = 0,03…0,05.
При неполной нагрузке на автомобиль коэффициенты δ1 и δ2 увеG
личиваются в отношении a , где Ga – вес автомобиля при полGа.н
ной нагрузке; Gа.н – вес автомобиля при частичной нагрузке (в
частном случае нагруженного автомобиля).
2.7. Графические способы решения уравнения силового
баланса автомобиля
Аналитическое решение этого уравнения связано со следуюM еiтр ηтр
этого уравнения являетщими трудностями: член Pт =
rd
ся неявной функцией от vа, поскольку крутящий момент Me двигателя является функцией от числа оборотов коленчатого вала,
а число оборотов и скорость движения автомобиля связаны пропорциональной зависимостью. Точное аналитическое выражение
функциональной зависимости тяговой силы от скорости неизвестно. Использование для получения такой зависимости какойлибо из эмпирических формул (например, формулы Лейдермана),
во-первых, не дает достаточно точных результатов (из-за неточностей самих эмпирических формул) и, во-вторых, приводит к
сложному нелинейному дифференциальному уравнению в связи
с тем, что сила Рт имеет степенную зависимость от va. Нелинейность уравнения силового баланса связана также со степенной зависимостью от скорости силы сопротивления воздуха Рв.
Поэтому для решения уравнения силового баланса чаще всего
применяются графические методы. Решение при этом получается
достаточно простым и допускает использование в качестве исходных данных непосредственных результатов экспериментального определения внешней скоростной характеристики двигателя.
Рассмотрим два таких метода.
График силового баланса автомобиля
(тяговая диаграмма)
Сгруппируем в левой части члены, являющиеся известными функциями от va, не зависящими от дорожных условий. Такими членами являются тяговая сила Рт и сила сопротивления
воздуха Рв.
Разность Рт – Рв = Рсв называют свободной окружной силой.
Уравнение силового баланса в этом случае запишется так:
Pсв = Pд + Pи . (48)
Уравнение силового баланса представляет собой дифференциальное уравнение с переменной величиной va и производной
dv
от этой величины ja = a .
dt
Силы Рт, Рв и Рсв при каждом фиксированном значении va зависят только от конструктивных параметров автомобиля, и поэтому в координатах P1 va может быть построен график Pт = f(va)
и Рсв = f1(va), постоянный для автомобиля с заданными параметрами. Каждая кривая этого графика (рис. 13) характеризует за-
50
51
висимость от va тяговой силы (сплошные кривые) и свободной
окружной силы (пунктирные кривые) для различных ступеней
коробки передач.
Сила Рд является известной функцией от дорожных условий.
Если можно пренебречь зависимостью от скорости коэффициента сопротивления качению f (малые скорости), то Рд не зависит от
va. При больших скоростях движения для подсчета функциональной зависимости Рд = f(vа) можно воспользоваться эмпирической
зависимостью, связывающей f и va, например, формулой (22).
Сила Ри, являющаяся искомой функцией от скорости движения и дорожных условий, может быть найдена как разность
Pи = Pсв − Pд .
Вычитание может быть произведено графически.
Нанесем на графике рис. 13 зависимость Pд = f (va ) . Если
f = const, то это будет прямая, параллельная оси абсцисс. Если
f = f i (va ) , то сила Рд увеличивается с увеличением скорости
движения.
Ординаты, заключенные между кривыми Pсв = fi (va) и Pд =
= f (va), в принятом масштабе равны Ри.
Зная величину силы Ри, можно определить величину ускорений, которые может развивать автомобиль при различных скоростях движения на дороге с заданным коэффициентом ψ.
PНPн,
(КГкг
)
PТ
I
В точке пересечения кривых Pсв = fi (va) и Pд = f (va) ускорение
ja = 0, и, следовательно, абсцисса этой точки определяет максимальную скорость движения автомобиля при заданных дорожных условиях.
При помощи такого графического метода можно также определять подъемы, преодолеваемые автомобилем на различных
скоростях движения по различным дорогам, максимальные значения подъемов, преодолеваемых на различных передачах, и др.
График (рис. 13) называют графиком силового баланса, или
тяговой диаграммой автомобиля.
Для облегчения графических расчетов проф. А. Н. Островцев
предложил следующий номографический метод (рис. 14): слева
и справа от графика силового баланса строятся номограммы, позволяющие производить графическое умножение веса автомобиля на коэффициенты f или ψ (левая номограмма) и веса, приходящегося на ведущие колеса, на коэффициент сцепления φx (правая
номограмма).
По оси абсцисс обеих номограмм откладываются безразмерные величины: слева – в пределах, в которых для данного автомобиля могут изменяться значения ψ, а справа – в пределах, в
которых могут изменяться значения φx.
Наклонные прямые левой номограммы позволяют найти произведение любой безразмерной величины, отложенной по оси
НH=150%
= 150 %
PСВ
H=150%
P,P,кН
КН
PТ
I
P
H=100%
НH=150%
= 150 %
H=50%
H=0%
ψ,f ,i
0,3
0,2
0,1
0
0,2
0,4
H=150%
0,6
P
H=100%
H=50%
H=0%
ψ,f ,i
0,3
PСВ
Н H=100%
= 100 %
II
III
II
НH=50%
= 50 %
PД
vVaA max
MAX
М/С (КМ
/Ч )
vVa,A, м/с
(км/ч)
0
0,2
0,4
0,6
Н
= 100 %
H=100%
H=150%
P
H=50%
H=0%
ψ,f ,i
0,3
0,2
0,1
0
0,2
0,4
0,6
НH=50%
= 50 %
НH=0%
=0%
Н =H=0%
0%
Pи
0,1
H=100%
III
PВ
0,2
φΦ
Ψ, Ψ,
f F,,Ii
X
0
5
10 15 20
0
25 vVaA,, Мм/с
/С
Рис. 13. График силового баланса автомобиля
Рис. 14. График силового баланса с номограммой нагрузок
52
53
абсцисс, на вес автомобиля при полезной нагрузке Н, %. Наклонные прямые правой номограммы позволяют найти произведение
коэффициента сцепления на вес, приходящийся на ведущие колеса автомобиля при полезной нагрузке Н, %.
Для того чтобы найти Pд = Gа ψ , или Pk = Ga f , или Pп = Ga i
при заданном значении Н, достаточно по левой номограмме
определить ординату точки с абсциссой, равной заданному ψ, f
или i наклонной прямой, соответствующей заданной Н. Таким же
образом по правой номограмме определяется
Pт max = Gвед ϕ .
В остальном метод определения параметров, характеризующих тяговые свойства автомобиля, не отличается от описанного
выше метода графического решения с помощью обычного графика силового баланса.
Динамическая характеристика автомобиля
Тяговая диаграмма дает наглядное представление о балансе
сил, действующих на автомобиль. Однако для сравнительной
оценки тяговых свойств различных автомобилей она неудобна,
поскольку при одной и той же величине свободной окружной
силы у автомобилей с различным общим весом Ga тяговые свойства будут различными.
Для сравнительной оценки тяговых свойств автомобилей,
имеющих различный вес, удобнее пользоваться безразмерной величиной D, представляющей собой отношение свободной силы к
весу автомобиля.
Это отношение называют динамическим фактором:
а) DСц (φ
Φ = 0,8)
D
II
IMAX
D
I
DСц (φ
Φ = 0,6)
I
Ψ
б)
DСц (φ
Φ = 0,3)
DMAX – Ψ
III
IV
Ψ
F
va,A,max
V
MAX
II
vVaA,,(км/ч
КМ/Ч)
III
IV
vV
, КМ/Ч
a,Акм/ч
Рис. 15. Динамическая характеристика
При помощи динамической характеристики можно решать все
те задачи, которые можно решать при помощи тяговой диаграммы.
Максимальная скорость движения на дороге с заданным ψ
(рис. 15, а)
Pсв PТ − Pв
=
.
(49)
Ga
Ga
Если разделить на Ga обе части уравнения (49), то получим
уравнение силового баланса в безразмерной форме:
δ вр
D=ψ+
ja .
(50)
g
В связи с тем что и Рсв, и Рв являются функциями от va, то и
D = f (va). Графическую зависимость динамического фактора от
скорости называют динамической характеристикой (рис. 15).
Поскольку при максимальной скорости ja = 0, то уравнение
(41) перепишется так: D = ψ. Следовательно, максимальной будет та скорость, при которой динамический фактор равен коэффициенту ψ дорожного сопротивления. Для определения этой
скорости по оси ординат отложим заданное значение ψ и проведем из полученной таким образом точки прямую, параллельную
оси абсцисс. Абсцисса точки пересечения этой прямой с кривой
D = f(va) и даст искомую максимальную скорость движения.
Если автомобиль снабжен бензиновым двигателем, не имеющим ограничителя оборотов, то кривая D = f(va) может быть
всегда продолжена до пересечения с прямой ψ = f(va) (рис. 15, а).
Если автомобиль снабжен бензиновым двигателем, имеющим
ограничитель оборотов, либо дизелем, то в случае, когда прямая,
соответствующая заданному ψ, не пересекает кривую D = f(va),
величина va max определяется кинематически по формуле (7), в
которую следует подставить угловую скорость ωe0 (обороты ne0),
соответствующую срабатыванию ограничителя.
54
55
D=
Максимальный подъем, преодолеваемый автомобилем
с постоянной скоростью (va = const) на дороге с заданным f
на заданной передаче (рис. 15, а)
В этом случае уравнение (50) запишется так: Dmax = f + imax
, где Dmax – максимальный динамический фактор на заданной
передаче.
Разность Dmax – f можно найти графически, отложив по оси ординат величину f и проведя из полученной таким образом точки
прямую, параллельную оси абсцисс.
Максимальное ускорение на дороге с заданным ψ
на заданной передаче (рис. 15, б)
ДD
0,4
0,7
φΦxX==0,7
ja max =
Dmax − ψ
0,3
= 0,4
φΦ
x X=0,4
0,3
0,2
0,1
0,2
φΦx X==0,2
%
0,3
φ xΦ=X=0,3
II
0,2
0,1
III
φΦx X==0,1
0,1
Н,
H
Из уравнения (50)
= 0,6
Φ
φ xX=0,6
,5
=0
Φ
φ xX=0,5
0,4
I
0
20 40 60 80 100
5
10
15
20
25
v , м/с
30 VA,aМ/С
(51)
g. δ вр
Разность Dmax – ψ можно найти графически, проведя прямую,
параллельную оси абсцисс, на расстоянии ψ от этой оси.
Подобным же образом могут быть решены и другие задачи,
указанные выше.
Поскольку тяговая сила ограничена сцеплением колеса с дорогой, то и динамический фактор ограничен по сцеплению. Так
как буксование колес обычно имеет место при подведении к колесу большой силы тяги и на малых скоростях движения, то в
этом случае можно приближенно считать Pсв = Rz2φ, где Rz2 – нормальная реакция, действующая на ведущие колеса автомобиля.
R
Отношение Dсц = z ϕ x называют динамическим фактором
Ga
по сцеплению. Графически динамический фактор по сцеплению
изображается прямыми, параллельными оси абсцисс (рис. 15, а).
В отличие от Dφx динамический фактор D, определяемый формулой (49), называют динамическим фактором по тяге или по
двигателю.
Для облегчения расчетов в тех случаях, когда автомобиль
имеет переменную массу, например, в результате изменения
нагрузки в кузове, профессор Н. А. Яковлев предложил дополнить динамическую характеристику автомобиля номограммой
нагрузок (рис. 16), которая наносится сбоку от динамической
где Ga0 – вес снаряженного автомобиля; Gг – вес нагрузки в кузове; Ga – полный вес автомобиля.
56
57
Рис. 16. Динамический паспорт автомобиля
характеристики и состоит из ряда прямых, представляющих собой значения масштаба динамического фактора по двигателю Da
(сплошные линии) и по сцеплению Dφx (пунктирные линии). График, дополненный номограммой нагрузок, называют динамическим паспортом автомобиля.
Динамический паспорт автомобиля позволяет определить значения динамического фактора как по двигателю, так по сцеплению для любой величины нагрузки в кузове, начиная от H = 0, %.
При построении динамического паспорта автомобиля влево
по оси абсцисс номограммы откладывается нагрузка в кузове H
в процентах, причем H = 100% соответствует началу координат
динамической характеристики.
Масштаб динамического фактора, откладываемый по оси ординат, определяется следующим образом. Если при H = 100%
выбран масштаб динамического фактора, соответствующий величине а по оси ординат, то при любой другой нагрузке в кузове
H масштаб динамического фактора b определится из выражения
b = а (100Ga0 + GгH)/100Ga, (52)
Как видно из формулы (52), зависимость масштаба D от полезной нагрузки Н, выраженной в %, является линейной. Поэтому
для построения номограммы масштабов достаточно кроме произвольно выбираемого масштаба при Н = 100 %, найти масштаб
для любого другого значения Н. Удобнее всего определять зна100Ga0
чения масштаба для Н = 0. В этом случае δ н = δ
. Проведя
Ga
прямые через масштабные отметки при Н = 100 % и Н = 0 % для
различных значений D = a1, a2, …, получим номограмму масштабов для определения значений D при любом значении Н в пределах от Н = 100 % до H = 0 %.
Для динамического фактора по сцеплению масштаб выбирается так:
Rz
G
при Н = 100 % значению Dсц соответствует δ вед0 ≈ δ вед0
Ga
Ga
по оси ординат;
при Н = 0 % тому же значению Dсц соответствует
Rz
G
δ вед0 ≈ δ вед0 по оси ординат, где Rz вед и Rz вед0 – нормальGa
Ga
ные реакции на ведущих колесах соответственно при Н = 100 % и
Н = 0 %; Gвед и Gвед0 – вес, приходящийся на ведущие колеса,
соответственно при H = 100 % и Н = 0 %.
Порядок построения динамического паспорта
Чтобы не пересчитывать на каждое изменение нагрузки, строят номограмму нагрузок.
1. Ось абсцисс продолжают влево, и на ней откладывается отрезок произвольной длины. На этом отрезке наносят шкалу нагрузок Н в % (для грузовых автомобилей):
Н=
Ga
,
Gп
Масштаб для Dφx определяется по формуле:
aG
a0 = a 0 ,
Ga
где аа – масштаб шкалы динамического фактора для автомобиля
с полной нагрузкой; G0 – собственный вес автомобиля в снаряженном состоянии, включая вес водителя, Н; равнозначные деления шкал Dφx и D соединяют сплошными линиями.
Порядок построения графика контроля буксования
Динамический паспорт (рис. 17) показывает предельную возможность движения автомобиля по условиям сцепления.
1. Определяем динамический фактор по сцеплению:
G
Dϕ x = вед0 ϕ x ,
Ga
где Gвед0 – вес, воспринимаемый ведущими колесами без нагрузки.
2. Эти значения откладывают по оси ординат номограммы нагрузок и полученные точки соединяют штриховой линией, на которой указывают величину коэффициента φx .
Пользуясь графиком контроля буксования, можно учесть
ограничения, накладываемые на движение автомобиля (сцепления шин ведущих колес с дорогой).
Пользуясь графиком контроля буксования, можно определить
минимальный коэффициент сцепления φx, необходимый для движения автомобиля с заданной нагрузкой, скоростью движения
Dψ
Dφ
φ x = 0,12
где Gп – вес полезной нагрузки.
Для легковых автомобилей указывают число пассажиров.
2. Через нулевую точку шкалы нагрузок, параллельную оси
динамического фактора D, наносят шкалу динамического фактора Dφx для автомобиля без нагрузки.
Рис. 17. Динамический паспорт автомобиля
58
59
va, м/с
или с заданными нагрузкой и коэффициентом сопротивления дороги ψ.
Например:
1. При v = 25 м/с и Н = 80 %, φx = 0,12.
2. При Н = 40 % и ψ = 0,2, φx = 0,32.
3. При Н = 70 % и φx = 0,4, ψ = 0,27.
Если значение Pп имеет знак «+», автомобиль движется на
подъем, если знак «–», автомобиль движется на спуск.
Если значени Pи имеет знак «+», автомобиль движется с ускорением, если знак «–», автомобиль движется с замедлением.
Jа, ja,
2
(м/с
м/с)2
I
II
III
2.8. Приемистость автомобиля
Под приемистостью автомобиля понимают его способность
быстро изменять скорость движения.
Оценочными параметрами приемистости являются:
а) максимально возможное ускорение в различных условиях
движения;
б) время разгона;
в) путь разгона.
Максимально возможное ускорение (ускорение при работе
двигателя на внешней характеристике) для любых условий движения можно найти, пользуясь равенством (41). Решая это равенство относительно ja, получим
ja =
D −ψ
δ вр
g. (53)
Из равенства (53) видно, что максимальные ускорения различны для дорог с различными значениями ψ, а на одной и той же дороге (при ψ = const) изменяются с изменением скорости движения
и включенной передачи, поскольку D = f (va iê.ï ) и δ вр = f i (iк.п )
. Имея динамическую характеристику и зная значения δвр, можно для различных дорог построить графики зависимости ускорения от скорости (рис. 18). Оценку приемистости различных автомобилей можно производить, сравнивая графики зависимости
ja = f (va ) при движении по дорогам с одинаковым значением ψ
(обычно ψ = 0,015…0,02).
Однако точная оценка по этим графикам затруднительна, поскольку у различных автомобилей могут отличаться не только
максимальные значения ускорений на каждой передаче, но и ха60
Рис. 18. График ускорений
vvaa,,м/с
м/с
(км/ч)
рактер изменения ускорений с изменением скорости. Кроме того,
различные автомобили могут иметь трансмиссии с различным
числом ступеней.
Более удобными и наглядными оценочными параметрами
приемистости автомобиля являются время и путь разгона автомобиля в заданном интервале скоростей.
Для теоретического определения времени и пути разгона
предложено несколько способов. Наиболее известными являются графические способы, предложенные Е. А. Чудаковым и Н. А.
Яковлевым.
Метод Н. А. Яковлева состоит в том, что расчетный интервал
скоростей разбивается на более мелкие (элементарные) интервалы, для каждого из которых ускорение jа считается постоянным,
равным среднему для данного интервала (рис. 18).
Тогда для каждого такого элементарного интервала можно записать:
va 2 = va1 + jср ∆t , (54)
где va1 – скорость (м/с) в начале интервала; vа2 – скорость (м/с)
в конце интервала; Δt – время (с), за которое скорость движения
автомобиля увеличивается от va1 до va2.
Определяя из равенства (54) Δt, получим:
va − va1
∆t = 2
.
(55)
jср
61
Полное время разгона от некоторой начальной скорости до конечной скорости van n-го элементарного интервала равно сумме
Δt1 + Δt2 +…+ Δtn значений времени разгона на каждом элементарном интервале.
Путь, проходимый при равноускоренном движении, определяется формулой
jсрt 2
.
S = va1 t +
2
Путь ΔS, проходимый за время Δt, соответствующий некоторому элементарному интервалу, равен
jср ∆t 2
.
2
Подставив значение Δt из формулы (55), после преобразования получим:
va22 − va21
(56)
∆S =
= va. ср ∆t , 2 jср
va21 + va22
где va. cp =
– средняя скорость на элементарном интер2
вале.
Определив путь разгона на каждом из элементарных интервалов, можно подсчитать полный путь разгона от скорости va1 до
скорости va n:
S1− n = ∆S1 + ∆S 2 + ... + ∆S n .
∆S = va 1 ∆t +
Если скорость va выражается в км/ч, то
va − va1
∆t = 2
;
3,6 jср
∆S =
va22 − va21
=
va. ср ∆t
ja, м2/с
.
26 jср
3,6
Принимая на каждом элементарном интервале ускорение постоянным, мы, конечно, делаем ошибку. Эта ошибка будет тем
меньшей, чем меньшими берутся элементарные интервалы.
Для повышения точности расчета интервалы скоростей берут
в пределах 0,5–1 м/с2 на первой передаче, 1–3 м/с2 на промежуточных и 3–4 м/с2 на высшей.
62
Подсчитав время и путь разгона для различных интервалов изменения скорости, строят график (рис. 19), по которому можно
найти время и путь, необходимые для увеличения скорости автомобиля в любом заданном интервале.
Методом Н. А. Яковлева можно пользоваться как для подсчета времени и разгона в некотором интервале скоростей на какойлибо одной передаче, так и для подсчета времени и пути разгона
с переходом от любой низшей передачи к высшей.
При подсчете времени и пути разгона с переключением передач необходимо знать, при каких скоростях происходит переключение передачи. В реальных условиях момент перехода определяется водителем и может быть различным. Условно считают, что
при отсутствии ограничителя (или регулятора) оборотов переключение передач происходит при скоростях, соответствующих
пересечению кривых ja = f(va) (рис. 18) на различных передачах.
При наличии ограничителя (регулятора) переключение передач
происходит либо при скоростях, соответствующих пересечению
указанных кривых, либо, если в пределах оборотов, допустимых
ограничителем (регулятором), такое пересечение невозможно –
при скоростях, соответствующих оборотам по ограничителю (регулятору).
В момент переключения передач происходит разрыв потока
мощности от двигателя к ведущим колесам, в результате чего в
течение некоторого времени происходит уменьшение скорости
движения за счет действия на автомобиль сил сопротивления.
Время tп , в течение которого двигатель оказывается отсоединен-
jср
jср
jср
jср
va, м/с
va, км/ч
va1
va, min
va2 ∆v1 ∆v2 ∆v3 ∆v4
va1
vaN va, max
Рис. 19. График ускорения, времени и пути разгона
63
Рис. 20. График времени и пути разгона
В действительности, трогание автомобиля с места и разгон его
после включения той или иной передачи происходят следующим
образом. При выключенном сцеплении двигатель работает на холостом ходу с малой подачей топлива на оборотах, подобранных
так, чтобы в момент включения сцепления двигатель не заглох.
Плавно включая сцепление, водитель одновременно увеличивает
подачу топлива таким образом, чтобы двигатель не глох и в то же
время нарастание ускорения движения автомобиля не вызывало
неприятных ощущений у пассажиров или больших динамических
нагрузок в агрегатах автомобиля. При этом в течение некоторого
периода времени из-за пробуксовки сцепления между оборотами
двигателя и скоростью движения автомобиля нет прямой пропорциональности.
После полного включения сцепления и прекращения его пробуксовки водитель увеличивает подачу топлива в двигателе до
полной, и оставшееся время разгон происходит так, как это принято при расчете, т. е. с полной подачей топлива.
Таким образом, в течение некоторого времени в результате
пробуксовки сцепления и неполной подачи топлива разгон происходит с ускорениями, меньшими, чем принимаемые при расчетах.
2. Внешняя скоростная характеристика двигателя, являющаяся исходной для построения графика ускорения, соответствует установившемуся режиму работы двигателя, т. е. каждая ее
точка снимается при неизменной частоте вращения коленчатого
вала.
При разгоне частота вращения коленчатого вала непрерывно
изменяется.
Как показывает опыт, при переменной частоте вращения коленчатого вала внешняя скоростная характеристика двигателя
не совпадает с внешней скоростной характеристикой, соответствующей установившемуся режиму. У современных двигателей
внутреннего сгорания (ДВС), в зависимости от их типа и конструктивных особенностей (характеристики приборов системы
питания, форма камеры сгорания и др.), при одних и тех же значениях частоты вращения мощность при полной подаче топлива
на неустановившихся режимах может быть либо меньше, либо
больше, чем при установившихся.
Это обстоятельство также вызывает изменение фактических
времени и пути разгона по сравнению с расчетными.
64
65
ным от ведущих колес (время переключения передач), зависит
как от ряда конструктивных особенностей автомобиля (особенно
коробки передач), так и от квалификации водителя. При хорошей
квалификации водителя время переключения передач в зависимости от конструктивных особенностей автомобиля (коробки
передач и типа двигателя) изменяется в пределах tп = 0,5…5 с.
Величина снижения скорости за время переключения передач
зависит от типа дороги, скорости движения автомобиля и параметров его обтекаемости. При небольших скоростях движения
можно считать
∆va = −9,3tп ψ , м/с. (57)
Путь, проходимый автомобилем за время переключения передач, можно приближенно определить, пренебрегая падением скорости за это время.
Тогда
Sп = va .п tп , (58)
где vа.п – скорость, достигнутая к моменту переключения передачи.
Пример графиков времени и пути разгона на передачах показан на рис. 20.
При теоретических расчетах процесс разгона обычно рассматривается упрощенно.
1. Считается, что разгон полностью происходит при работе
двигателя с полной подачей топлива и начинается со скорости,
соответствующей минимально устойчивым оборотам двигателя
при полной подаче топлива.
t
t
tп
S
Sп
v
vmin
Таким образом, описанный выше теоретический метод определения времени и пути разгона является приближенным и может
давать результаты, существенно отличающиеся от реальных.
В настоящее время имеются более точные методы, однако они
являются сложными и требуют знания ряда величин, определяемых экспериментальным путем.
2.9. Определение нормальных реакций, действующих
на колеса передней и задней осей при разгоне
автомобиля
Составим уравнение моментов относительно центра тяжести
автомобиля (см. рис. 11).
В общем случае можно записать:
dωyy
dω k
I
− ΣI k
= ( Rx − Rx )hg + Rz 1 a − Rz 2 b + M k1 +
2
1
dt
dt
(59)
+ M k 2 + Pв (hв − hg ),
где ωy – угловая скорость вращения автомобиля относительно оси
у, проходящей через центр тяжести автомобиля перпендикулярно
плоскости чертежа; Mk1 = Rz1f1rd1 – момент сопротивления качению передних колес; Mk2 = Rz2f2rd2 – момент сопротивления качению задних колес.
Будем считать, что коэффициенты сопротивления качению и
динамические радиусы одинаковы для передних и задних колес.
В общем случае, если продольный профиль дороги имеет криволинейную форму, угловое ускорение ωу определяется формой
профиля.
Если рассматривать движение автомобиля по дороге, которая
может быть представлена в виде плоскости, расположенной под
углом α к горизонтали, то ωy = 0 и dωy/dt = 0.
Обычно также пренебрегают разностью hв – hд, условно считая, что высота центра парусности hв равна высоте центра масс hд.
dωk ja
= , равенство (59)
Тогда, принимая во внимание, что
dt
rk
можно записать так:
(R
x2
− Rx
1
)h
g
+ Rz 1 a + Rz 2 b + Ga frd cos α + ∑ I к
66
ja
= 0. (60)
rk
Кроме того, имеем:
Rz 1 + Rz 2 = Ga frd cos α . (61)
Решая совместно равенства (60) и (61), получим:
hg ∑ I к ja
b − frd
− Rx − Rx
−
;
Rz 1 = Ga cosα
2
1
L
L
rk L
(
)
(
)
hg ∑ I к ja
a − frd
+ Rx − Rx1
+
.
2
L
L
rk L
GG
Из равенства (34) RRxx22 −−RRxx11 === aa jjaa ++PPbb ++PPпп , тогда
gg
Rz 2 = Ga cosα
((
)))
 hg
I j
b − frd  Ga
k Fv 2
− 
ja + в a + Ga sin α  − ∑ к a ; (62)(62)
L
rk L
13
 g
 L
 hg ∑ I к ja
a + frd  Ga
kв Fva2
Rz = Ga cos α

 +
+
+
+
α
j
G
sin
. (63) (63)
a
a
2
 g
 L
L
13
r
L
k


У неподвижного автомобиля на горизонтальной дороге
a
b
Rz1 = G1 = Ga ; Rz 2 = G2 = Ga ,
L
L
где G1 и G2 – вес, приходящийся на колеса соответственно передней и задней осей.
Отношения нормальных реакций на колесах у движущегося
автомобиля к статическим нагрузкам, приходящимся на соответствующие оси, называют коэффициентами динамического изменения реакций
Rz
m p1 = 1 ;
G1
Rz
m p2 = 2 .
G2
Если пренебрегать мало влияющей на эти коэффициенты силой сопротивления воздуха (для обычных негоночных автомобилей), то
I j
 hg
j
r 

m p1 = 1 − f d  cos α −  a + sin α  − ∑ к a ; (64)
b
G1rk b

b
g
Rz1 = Ga cos α
67
I j
 hg
j
r 

(65)
m p 2 = 1 − f d  cos α +  a + sin α  − ∑ к a . b
G2 rk b

b
g
Максимальные значения коэффициентов динамического изменения реакций для двухосных автомобилей с одной ведущей
осью можно считать равными: mp1 = 0,85…0,9; mp2 = 1,05…1,1.
Если скорость движения выражается в км/ч, мощность –
в л. с., а силы – в кгс, то уравнение мощностного баланса запишется следующим образом:
G fv cos α Ga va sin α kв Fva 3 Ga δвр va ja
+
+
+
=
N e ηтр = a a
270
270
3500
270 g
2.10. Мощностной баланс. График мощностного баланса
=
Выше было показано, как находить параметры, определяющие
тяговые свойства автомобиля при помощи уравнения силового
баланса. Для этой же цели может быть использовано уравнение,
полученное из условия, что мощность Nт , подведенная к ведущим
колесам, должна быть равна сумме мощностей, расходуемых на
преодоление сил сопротивления движению.
Используя уравнение силового баланса, можно записать:
Nт = Nk + Nп + Nв + Nи = Nд + Nв + Nи. (66)
Уравнение (66) называют уравнением мощностного баланса.
Определение тяговой мощности Nт, мощности сопротивления
качению Nк, мощности сопротивления подъему Nп и мощности
сопротивления воздуха Nв было приведено выше.
Для определения мощности сопротивления разгону умножим
силу сопротивления разгону на скорость движения автомобиля,
тогда
G va δ вр ja
Nи = a
, кВт. (67)
g 1000
Учитывая выражения для мощностей, входящих в обе части
равенства (66), можно уравнение баланса мощности записать в
развернутом виде (va , м/с; Ga, Н; N, кВт):
Pп va
G sin α
G sin α
, кВт = a
va , кВт = a
va , л. с.
с. (67а)
1000
1000
270
3
δ вр
cosαα GG
sinα α kвkFv
Fv3 GaG
GG fvfv cos
v vsin
a δvвр
a jvaa ja
= aa aa
++ a aa a
+ + в a a+ +
= =
N eηтр
тр =
1000
1000
1000 1000
1000
1000
1000
1000
g g
Ga ψva kв Fva 3 Ga δ вр va ja
v
k Fv 2
j
+
+
= a (Ga ψ + В a + Ga δ вр a )..(69)
270
3500
270 g
270
13
g
Решая уравнение (68) относительно Ne, получим:
va
j
(Ga ψ + kв va 2 + Ga δ вр a ) =
Ne =
1000ηтр
g
va
k Fv 2 Ga δ вр
ja .
+ в a +
(70)
270ηтр
13
g
Для определения тяговых свойств автомобиля при помощи
уравнения мощностного баланса используется графический метод, подобный тому, который применяется для решения уравнения силового баланса.
Сущность этого метода заключается в следующем: строится график Nт = f(va) для каждой передачи (рис. 21), зависимость
Nт = f(va) в некотором масштабе повторяет зависимость Ne = f(ωe).
Причем по оси ординат масштаб не зависит от того, какая передача включена в коробке передач (если не учитывать различие
в КПД трансмиссии на различных передачах), а по оси абсцисс
=
Ne
Nтр
Ne
Nз
Nд + Nв
Nт
А
Nп =
=
vavjaa ja vava
ψvvaa kkввFv
Fva a33 GGa δa δврвр
Gaaψ
ja ja
2 2
+
ψk+в Fv
).
kв aFv
+
++
==
(G(aG
ψa +
+a G+a δGврa δ вр
) . (68)
1000
3500
1000
1000
1000
3500
1000
g g 1000
g g
68
Nд
Nв
Nд
vmax
v
Рис. 21. График мощностного баланса
69
на разных передачах масштаб различен, поскольку одной и той
же частоте вращения коленчатого вала двигателя на различных
передачах соответствуют тем меньшие скорости, чем больше
передаточное число коробки передач. В связи с этим для каждой
передачи на графике (см. рис. 21) наносится своя кривая зависимости Nт = f(va).
На этом же графике наносятся зависимости Ne = f1(va), Nв =
f1(va), Nд = f(va).
Форма кривой Nд = f(va) определяется зависимостью коэффициента ψ от скорости.
Если считать ψ = const, то зависимость Nд = f(va) изображается прямой, проходящей через начало координат. Если учитывать, что коэффициент сопротивления качению f, являющийся
одним из слагаемых коэффициента ψ, возрастает с увеличением
скорости, то зависимость изображается кривой параболической
формы. Зависимость Nв = f 1(va) представляет собой кубическую
параболу.
Откладывая ординаты зависимости Nв = f1(va) от кривой Nд =
f(va), получим кривую Nд + Nв = f2(va). График (см. рис. 21) называют графиком мощностного баланса автомобиля.
Мощность Nи, которая при работе двигателя по внешней характеристике может быть израсходована на разгоне автомобиля, определяется как разность ординат Nт и Nд + Nв (см. рис. 21),
умноженная на масштаб мощностей. Зная Nи, преобразовав формулу (67), можно определить для каждой скорости движения автомобиля ускорение ja на каждой передаче.
Из рис. 21 видно, что с увеличением скорости движения автомобиля Nи сначала увеличивается, а затем уменьшается. Точки
пересечения кривых Nт и Nд + Nв на каждой из передач определяют скорости, при которых Nи, а следовательно, и ja равны нулю,
т. е. максимальные для данной передачи скорости движения.
Пользуясь графиком мощностного баланса, можно найти также
максимальные подъемы, которые может преодолевать автомобиль при заданной постоянной скорости движения на различных
передачах.
Для этого на графике мощностного баланса наносят кривую
Nk + Nв = fз(va). Разность ординат кривых Nт = f(va) и (Nk + Nв) =
fз(va), умноженная на масштаб мощности, и дает мощность Nп,
которая может быть при полной подаче топлива затрачена на
преодоление подъема.
Зная Nп по формуле (67а), можно найти углы подъема α (или
при малых углах подъема уклон i).
70
71
Порядок построения мощностного баланса автомобиля
Для анализа динамичности автомобиля вместо соотношения
сил силового баланса можно использовать сопоставление тяговой мощности с мощностью, необходимой для преодоления сопротивления движению.
N т = N с − N тр = N п + N k + N в + N и .
Порядок построения:
1. Строим внешнюю скоростную характеристику N e = f (V ).
Скорость движения автомобиля определяется по формуле
ne ⋅ rст
.
iтр
Затем строится график зависимости Ne = f (va) на передачах.
Определяем для всех значений скорости для каждой передачи тяговую мощность по формуле и откладываем от кривой
Ne = f (va) на графике
v = rкωe /iтр или v = 0,377
Nт = Ne – Nтр ,
где Nтр – мощность, затраченная на преодоление сил трения в
трансмиссии.
Если значение Nтр неизвестно, то тяговая мощность определяется по формуле:
N т = N e ηтр .
2. Затем наносим кривую мощности сопротивления дороге Nд.
Значение Nд определяется по формуле:
Gψv
Nд =
.
1000
Если f = const, то график – прямая, проходящая через начало координат. Коэффициент сопротивления качения f зависит от
скорости
f = f р + 1,3 ⋅ 10 − 7 λS п v 2 .
3. Вверх от кривой мощности сопротивления дороги Nд откладываем значения мощности сопротивления воздуха Nв. Отрезки
ординат между кривой Nд + Nв представляют собой сумму мощностей ∑N , затрачиваемую на преодоление сопротивления дороги и воздуха.
Отрезок Nз между кривыми характеризует запас мощности,
который может быть использован для преодоления повышенного
сопротивления дороги или разгона.
vmax находится как абсцисса пересечения Nт и Nд + Nв, при
этом дальнейшее увеличение скорости невозможно без снижения
сил сопротивления движению.
72
Глава 3
ТОРМОЗНЫЕ СВОЙСТВА АВТОМОБИЛЯ
3.1. Общие положения
Под тормозными свойствами АТС понимается его способность быстро снижать скорость движения вплоть до полной остановки, сохранять заданную скорость движения на затяжных спусках, а также оставаться неподвижным на стоянке на уклонах или
при действии каких-либо возмущающих сил.
Тормозные свойства автомобиля – важнейшие эксплуатационные свойства, определяющие его активную безопасность,
поэтому они регламентированы рядом международных документов. Эти документы изложены в правилах № 13 Комитета по
внутреннему транспорту Европейской экономической комиссии Организации Объединенных Наций (ЕЭК ООН). На основании этих документов в странах разрабатываются национальные
стандарты. Действующий в нашей стране ГОСТ Р 51709–2001
«Автотранспортные средства. Требования безопасности к техническому состоянию. Методы проверки», введенный в действие с 01.01.2002, а также и другие стандарты разработаны на
основании этих правил. В соответствии с этими стандартами
каждое АТС (стандарт не распространяется на АТС, максимальная скорость которых, установленная изготовителем, не превышает 25 км/ч, и на внедорожные АТС, т. е. на АТС, максимальная нагрузка на ось у которых превышает 10 т) должно иметь
рабочую, запасную и стояночную тормозные системы, а АТС,
работающие в горной местности, большегрузные автомобили
и автопоезда и автобусы большой вместимости должны иметь
еще и вспомогательную тормозную систему. На АТС также
должно быть не менее двух независимых органов управления
разных тормозных систем.
Рабочая тормозная система предназначена для снижения скорости движения АТС в любых условиях движения.
73
Основное требование к вспомогательной тормозной системе –
поддержание определенной скорости движения на затяжных спусках или регулирование ее в других условиях движения. В качестве вспомогательной тормозной системы на современных АТС
используются тормоза-замедлители либо моторные тормоза.
Запасная тормозная система предназначена для снижения скорости АТС при выходе из строя рабочей тормозной системы.
Стояночная тормозная система служит для удержания АТС
неподвижным при стоянке.
Вспомогательная тормозная система предназначена для
уменьшения энергонагруженности тормозных механизмов рабочей тормозной системы АТС (длительного поддержания скорости движения АТС на затяжных спусках постоянной или для
ее регулирования в пределах, отличных от нуля). Ее применение
существенно увеличивает долговечность тормозных механизмов
рабочей тормозной системы и повышает безопасность движения
автомобиля.
Основным требованием, предъявляемое к рабочей тормозной
системе, – обеспечение регулирования скорости движения АТС
с заданной эффективностью и в заданных пределах вне зависимости от величины скорости, нагрузки, уклонов дороги и прочих
условий эксплуатации, для которых автомобиль предназначен.
Рабочая тормозная система должна действовать на все колеса
АТС.
Запасной тормозной системой может быть как специальная
автономная система, так и контуры рабочей. Основное требование – предписанная эффективность действия должна обеспечиваться при любом отказе рабочей тормозной системы. В качестве
тормозных механизмов рабочей и запасной тормозных систем
АТС используются колесные тормоза.
Основным требованием к стояночной тормозной системе
является требование надежности: она должна вне зависимости
от присутствия водителя обеспечивать неподвижность АТС на
уклонах или при действии каких-либо возмущающих сил; усилие, удерживающее тормозные механизмы стояночной тормозной системы в заторможенном состоянии, не должно создаваться
ни гидравликой, ни пневматикой, а исключительно за счет упругой деформации какого-либо твердого тела, например, тросов,
тяг или пружин.
В качестве тормозных механизмов стояночной тормозной системы АТС используются колесные или трансмиссионные тормоза.
Орган управления стояночной тормозной системой и механизм привода должны быть независимы от рабочей тормозной
системы.
Оценочными показателями эффективности рабочей и запасной тормозных систем при испытаниях в дорожных условиях
являются: минимальный тормозной путь ST – расстояние, проходимое автомобилем от начала торможения (момента нажатия
на тормозную педаль) до остановки; установившееся замедление
jуст, соответствующее движению автомобиля при постоянном
усилии воздействия на тормозную педаль в условиях, оговоренных ГОСТ; время срабатывания тормозного привода tср – время
от начала торможения до достижения jуст.
При стендовых испытаниях оценочными показателями эффективности рабочей и запасной тормозных систем по ГОСТ
51709–2001 являются удельная тормозная сила γт и относительная разность тормозных сил колес оси.
Оценочным показателем стояночной тормозной системы при
испытаниях в дорожных условиях является уклон дороги, на котором удерживается АТС неподвижным, при стендовых испытаниях – удельная тормозная сила γт.
Требования к тормозным системам и методы проверки их
эффективности для АТС, находящихся в эксплуатации и предназначенных для движения по автомобильным дорогам России,
изложены в ГОСТ Р 51709–2001 «Автотранспортные средства.
Требования безопасности к техническому состоянию. Методы
проверки» (введен 01. 01. 2002).
Данным стандартом предусматривается два вида проверки эффективности тормозных систем АТС: в дорожных условиях и в
стендовых.
Рабочая тормозная система АТС должна обеспечивать выполнение нормативов эффективности торможения при проверке
в дорожных условиях согласно табл. 1 (начальная скорость – 40
км/ч), а при проверке на стенде – табл. 2. Масса АТС при проверках не должна превышать разрешенной максимальной.
74
75
3.2. Показатели, измерители и нормативы тормозных
свойств автомобиля
Таблица 1
Нормативы эффективности торможения АТС рабочей тормозной системой при проверках в дорожных условиях
АТС
КатегоУсилие
Тормозрия
на органе
ной
АТС
управления путь Sт,
Рп, Н,
м,
не более
не более
Установившееся
замедление
jуст, м/с,
не менее
Время срабатывания
тормозной
системы tср,
не более
Пассажирские и
грузопассажирские
автомобили
М1
490
15,8
5,2
0,6
М 2 М3
686
17,7
4,5
0,8 (1,0)
Легковые с
прицепом
М1
490
15,8
5,2
0,6
Грузовые с
прицепом
N 1 N2 N3
686
17,7
4,5
0,8 (1,0)
Таблица 2
Нормативы эффективности торможения АТС
запасной тормозной системой при проверках в дорожных условиях
Усилие
Тормозной
Установивна органе
путь
шееся
управления
Sт, м
замедление jуст
Рп, Н,
не более
м/с, не менее
не более
Время срабатывания
тормозной
системы
tс, не более
Пассажирские и
М1,
грузопасса- М2, М3
жирские
490 (392*)
686 (589*)
25,3
30,6
2,9
2,5
0,6
0,8 (1,0**)
Легковые с
прицепом
М1
490 (392*)
25,3
2,9
0,6
N1, N2,
N3
686 (589*)
33,8
2,2
0,8 (1,0**)
Грузовые с N1, N2,
N3
прицепом
686 (589*)
35,0
2,2
0,9 (1,3**)
АТС
Грузовые
Категория
АТС
* Для АТС с ручным управлением запасной тормозной системой.
** Для АТС, изготовленных до 01.01.1981 г., 20 %.
76
При проверках на стендах допускается относительная разность
тормозных сил колес оси (в процентах от наибольшего значения)
для осей АТС с дисковыми колесными тормозными механизмами
не более 20 % и для осей с барабанными колесными тормозными
механизмами не более 25 %. Для АТС категорий М до окончания
периода приработки допускается применение нормативов, установленных изготовителем в эксплуатационной документации.
Рабочая тормозная система автопоездов с пневматическим
тормозным приводом в режиме аварийного (автоматического)
торможения должна быть работоспособна.
Стояночная тормозная система считается работоспособной в
том случае, если при приведении ее в действие достигается:
● для АТС с технически допустимой максимальной массой:
• значение удельной тормозной силы не менее 0,16;
• неподвижное состояние АТС на опорной поверхности с
уклоном (16 ± 1) %;
● для АТС в снаряженном состоянии:
• расчетная удельная тормозная сила, равная меньшему из
двух значений: 0,15 отношения технически допустимой максимальной массы к массе АТС при проверке или 0,6 отношения
снаряженной массы, приходящейся на ось (оси), на которую воздействует стояночная тормозная система, к снаряженной массе;
• неподвижное состояние АТС на поверхности с уклоном
(23 ± 1) % для АТС категорий М1–М3 и (31 ± 1) % для категорий
N1–N3. Усилие, прикладываемое к органу управления стояночной тормозной системы для приведения ее в действие, не должно
превышать более 392 Н для АТС категории М1 и 588 Н – для
остальных категорий АТС.
Вспомогательная тормозная система, за исключением моторного замедлителя, при проверках в дорожных условиях в диапазоне скоростей 25–35 км/ч должна обеспечивать установившееся
замедление не менее 0,5 м/с2 для АТС разрешенной максимальной массы и 0,8 м/с2 – для АТС в снаряженном состоянии с учетом массы водителя.
Запасная тормозная система, снабженная независимым от
других тормозных систем органом управления, должна обеспечивать соответствие нормативам показателей эффективности
торможения АТС в дорожных условиях согласно табл. 3, либо
на стендах согласно табл. 4. Начальная скорость торможения при
проверках в дорожных условиях – 40 км/ч.
77
Стандартом допускается падение давления воздуха в пневматическом или пневмогидравлическом тормозном приводе при
неработающем двигателе не более чем на 0,05 МПа от значения
нижнего предела регулирования регулятором давления в течение:
30 мин – при выключенном положении органа управления тормозной системы; 15 мин – после полного приведения в действие
органа управления тормозной системы. Утечки сжатого воздуха
из колесных тормозных камер не допускается.
Нормативы эффективности торможения АТС
рабочей тормозной системой при проверках на стендах
АТС
Пассажирские
и грузопассажирские
автомобили
Грузовые автомобили
Таблица 3
Категория
АТС
Усилие на органе
управления Рп, Н,
не более
Удельная тормозная сила γт,
не менее
М1
М2, М3
490
686
0,53
0,46
N1, N2, N3
686
0,46
Таблица 4
Нормативы эффективности торможения АТС
запасной тормозной системой при проверках на стендах
АТС
Категория
АТС
Усилие на органе
управления Рп, Н,
не более
Удельная тормозная сила γт,
не менее
Пассажирские и грузопассажирские автомобили
М1
М2, М3
490 (392*)
686 (589*)
0,26
0,23
N1, N2, N3
686 (589*)
0,23
Грузовые автомобили
Для АТС с двигателем давление на контрольных выводах ресиверов пневмопривода при работающем двигателе допускается
в пределах, установленных изготовителем в эксплуатационной
документации.
Наличие видимых мест перетирания, коррозии, механических
повреждений, перегибов или нарушения герметичности трубопроводов или соединений в тормозном приводе, подтекания тормозной жидкости, деталей в тормозном приводе с трещинами и
остаточной деформацией не допускается. Система сигнализации
и контроля тормозных систем, манометры пневмо- и пневмоги78
дравлического тормозного привода, устройства фиксации органа
управления стояночной тормозной системы должны быть работоспособны. Расположение и длина гибких тормозных шлангов
должны обеспечивать герметичность соединений с учетом максимальных деформаций упругих элементов подвески и углов поворота колес АТС. Набухание шлангов под давлением, трещины
и наличие видимых мест перетирания не допускаются. Расположение и длина соединительных шлангов пневмопривода тормозов автопоездов должны исключать их повреждения при взаимных перемещениях тягача и прицепного звена.
Давление на контрольном выводе регулятора тормозных сил
в составе тормозного пневмопривода в положении разрешенной
максимальной массы и снаряженного состояния АТС или усилие
натяжения свободного конца пружины регулятора, снабженного
рычажной связью с задним мостом, в составе тормозного гидропривода должно соответствовать значениям, указанным в установленной на АТС табличке изготовителя или эксплуатационной
документации.
АТС, оборудованные АБС, при торможениях в снаряженном состоянии (с учетом массы водителя) с начальной скоростью не менее 40 км/ч должны двигаться в пределах коридора движения без
видимых следов увода и заноса, а их колеса не должны оставлять
следов юза на дорожном покрытии до момента отключения АБС
при достижении скорости движения, соответствующей порогу отключения АБС (не более 15 км/ч). Функционирование сигнализаторов АБС должно соответствовать ее исправному состоянию.
Показателями эффективности рабочей и запасной тормозных систем при стендовых испытаниях является значение общей
удельной тормозной силы. Стендовые испытания проводятся
путем торможения АТС рабочей тормозной системой с силой на
органе управления, значение которого не должно превышать указанного в табл. 3 и 4. Там же приведены и нормативные значения
удельной тормозной силы.
Общая удельная тормозная сила γт – отношение суммы тормозных сил на колесах АТС к его весу.
γт = ∑Рт / (Мg), (71)
где ∑Рт – сумма максимальных тормозных сил на колесах АТС,
Н; M – фактическая масса проверяемого АТС, кг; g – ускорение
свободного падения, м/с2.
79
Кроме показателей эффективности для рабочей тормозной системы при испытаниях определяются показатели устойчивости
АТС при торможении. Оценочным показателем устойчивости
АТС при торможении в процессе дорожных испытаний является
его линейное отклонение. В дорожных условиях при торможении рабочей тормозной системой с начальной скоростью торможения 40 км/ч АТС не должно ни одной своей частью выходить
из нормативного коридора движения шириной 3 м. Показателем
устойчивости при торможении при стендовых испытаниях является относительная разность тормозных сил колес одной оси
(в процентах от наибольшего значения) (по абсолютной величине) – F = I [(Рт.пр – Рт.л) / Рт max] I ∙ 100 %.
Оценочными показателями эффективности стояночной тормозной системы является величина уклона в %, на котором удерживается автомобиль (время не ограничено), и значение общей
удельной тормозной силы на колесах. Нормативные значения
приведены ранее.
В эксплуатации тормозные свойства определяются ГОСТом
51709–2001 и Правилами дорожного движения. Согласно этим
правилам, при торможении автомобиля с начальной скоростью
30 км/ч (8,34 м/с) на сухой горизонтальной дороге с твердым покрытием (φх = 0,6) тормозной путь не должен превышать, а максимальное замедление быть меньшим величин, указанных в таблице 5.
3.3. Уравнение движения автомобиля при торможении
Движение автомобиля по дороге представляет собой процесс
взаимодействия его со средой, в первую очередь с покрытием
дороги. Как известно, взаимодействующие между собой материальные объекты прикладывают друг к другу равные и противоположно направленные силы, которые ускоряют или замедляют
движение объектов, поэтому для изменения скорости движения
автомобиля, например, торможения, необходимо, чтобы со стороны дороги на него начала действовать соответствующая сила,
которую можно было бы к тому же целенаправленно изменять,
т. е. регулировать. Для торможения автомобиля используют
силы, которые возникают в плоскости контакта колес с дорогой
при создании сопротивления вращению колес. Однако и остальные силы, приложенные к автомобилю извне (сопротивление качению, воздуха, подъема), также оказывают влияние на его движение. Тогда, пользуясь рис. 22, можно записать:
Ga
jа = − Rx − R x 2 − Pп − Pв ,
1
g
откуда jа = −
Rx + Rx + Pп + Pв
1
2
Gа
L
Таблица 5
Тип транспортного средства
Тормозной путь
ST, м,
не более
Максимальное
замедление
jЗ , м/с2,
не менее
7,2
5,8
Легковые автомобили
Грузовые автомобили с максимальным весом до 8 т и автобусы с
длиной до 7,5 м
9,5
Грузовые автомобили с максимальным весом более 8 т и автобусы с
длиной более 7,5 м
11,0
80
5,0
4,2
g.
a
Pв
b
hhb b
h
g
Gaаsinα
sinα
Rz1
Mтт11
M
cosα
GGа acosα
RRxx11
Rz2
Ga
R
Rxx22
αα
M
Mтт22
Рис. 22. Схема сил, действующих на автомобиль при торможении
81
Вводя обозначение –ja = jз, получим:
Rx + Rx + Pп + Pв
2
(72)
jз = 1
g .
Gа
Рассмотрим некоторые конкретные случаи торможения. Виды
торможения различают по их интенсивности. Так, торможение,
целью которого является максимально быстрая остановка автомобиля, называют экстренным. Экстренное торможение, совершаемое с целью предотвращения ДТП, называют аварийным
(ja = 8…9 м/с). Плавное торможение, когда заранее известно место остановки или скорость, до которой необходимо снизить скорость движения АТС, называют служебным (ja = 2,5…3,0 м/с).
Если конечная скорость автомобиля при торможении равна нулю,
торможение называют полным, если не равна – частичным.
Процесс торможения в этом случае может быть представлен
следующим образом. Заметив какое-либо препятствие, водитель
оценивает обстановку и, если сочтет нужным, решает тормозить,
для чего переносит ногу с педали управления подачей топлива на
педаль тормоза и нажимает на эту педаль. Время tp.в , которое затрачивается на перенос ноги с педали управления подачей топлива на педаль тормоза, когда замечена опасность, до начала торможения называют временем реакции водителя. Время реакции
водителя tр.в включает в себя две фазы – время принятия решения
′ и время физической реакции tр.в
″ (перенос ноги с педали газа
tр.в
на педаль тормоза). В зависимости от индивидуальных качеств,
квалификации водителя, степени его утомленности, дорожной
обстановки и т. п. время реакции водителя может изменяться в
пределах 0,2…1,5 с. При расчетах принимают среднее значение
tр.в = 0,8 с.
Время tз от начала торможения (момент времени, в который
тормозная система получает сигнал о необходимости осуществить торможение) до момента появления замедления (тормозной силы), т. е. до соприкосновения фрикционных накладок с
тормозными дисками или барабанами (затрачивается на нарастание давления жидкости или воздуха в трубопроводах и рабочих аппаратах и на перемещение элементов тормозного приво-
да на величину зазоров, имеющихся между ними в исходном
положении), называют временем запаздывания тормозной
системы.
Время запаздывания зависит от типа тормозного привода и
типа тормозных механизмов, а также технического состояния
тормозной системы. У технически исправной тормозной системы с гидроприводом и дисковыми тормозными механизмами tз = 0,05…0,07 с, с барабанными тормозными механизмами
tз = 0,15…0,20 с, у системы с пневмоприводом tз = 0,2…0,4 с. Время запаздывания возрастает при увеличении зазоров в тормозном
приводе, попадании воздуха в гидросистему или падении давления в ресивере пневмопривода и др.
Время от момента появления замедления до момента, в который замедление достигает установившегося значения, называют
временем нарастания замедления tн. В зависимости от типа автомобиля, состояния дороги, состояния тормозной системы и др.
время нарастания может изменяться в пределах tн = 0,05…2,0 с.
Оно возрастает с увеличением массы АТС, размеров рабочих аппаратов тормозного привода и коэффициента сцепления шин с
дорогой.
В расчетах можно принимать следующие значения tн = 0,05…
0,2 с – для легковых автомобилей; 0,1…0,4 с – для грузовых автомобилей с гидроприводом; 0,15…1,5 с – для грузовых автомобилей с пневмоприводом; 0,2…1,3 с – для автобусов. Интервал
времени от начала торможения (касания педали тормоза) до момента времени, в котором замедление принимает установившееся
значение, называют временем срабатывания тормозной системы, tср. После появления тормозной силы на тормозных колодках
она постепенно увеличивается от нуля до своей максимальной
величины. Время tн, в течение которого происходит увеличение
тормозной силы (время увеличения тормозной силы), при аварийном торможении составляет в среднем 0,5 с.
При торможении тормозные силы на колесах, а значит и замедление, не остаются неизменными. Во-первых, водитель может
изменять усилие воздействия на педаль, и тормозные моменты
изменяются за счет изменения коэффициента трения фрикционных пар. Во-вторых, изменяется и коэффициент сцепления шин с
дорогой в результате изменения скорости движения, скольжения
колеса и температуры шины. Однако при расчетах переменное
значение замедления условно заменяют средним и считают уста-
82
83
Аварийное торможение (торможение
при полном использовании сил сцепления)
новившимся. Время торможения с установившимся замедлением
tуст называют временем установившегося замедления.
Установившееся замедление jа.уст – среднее значение замедления за время установившегося торможения, т. е. за время торможения от момента окончания периода нарастания замедления
до конца торможения (торможение с постоянной эффективностью).
Время от начала отпускания тормозной педали до возникновения зазоров между фрикционными элементами называют временем растормаживания tраст.
При полном торможении в начале растормаживания замедление автомобиля равно нулю, а при частичном – установившемуся. В процессе растормаживания замедление снижается до нуля.
После достижения своей максимальной величины в течение
некоторого времени tт тормозная сила остается приблизительно
неизменной. Время tт называют временем полного торможения.
Графическое изображение изменения по времени замедления
и скорости движения автомобиля называют диаграммой торможения (рис. 23).
Найдем сначала путь полного торможения.
Будем считать, что усилие, прилагаемое водителем к тормозной педали, достаточно для получения значений касательных реакций, максимально возможных по сцеплению, и что конструк2
, м/с
/с vaV
a, м/с
jjзз,, мм2/с
(км/ч)
(км/ч)
vVaa
J jз
Va
jз max
Tp
Tср
Tн
Tуст
Рис. 23. Диаграмма торможения
84
Tpас
ция рабочей тормозной системы обеспечивает одновременное
достижение максимально возможных по сцеплению тормозных
сил на колесах обеих осей. Тогда
(
)
Rx + Rx = Rz1 ϕ x + Rz 2 ϕ x = Rz1 + Rz 2 ϕ x = Ga ϕ x cos α . (73)
1
2
На дорогах с твердым покрытием при скоростях движения менее 30 м/с сумма Rx1+Rx2 значительно больше силы сопротивления воздуха. Поэтому силой Рв обычно пренебрегают, тогда
Ga ϕ x cos α + Ga sin α
= (ϕ x cos α + sin α )g = (ϕ x + i )g . (74)
Ga
Если коэффициент сцепления φх и подъем дороги i постоянны,
то jз = const.
Найдем для этого случая величину пути, проходимого автомобилем при установившемся замедлении.
Если обозначить скорость движения в начале торможения vao
м/с, то через время t скорость движения (м/с) будет равна
va = va 0 − jзt . (75)
dS
dS
Но va =
, следовательно
= va 0 − jзt .
dt
dt
После разделения переменных и интегрирования получим
t2
S = va 0t − jз + C.
2
При t = 0, S = 0, откуда C = 0,
t2
(76)
S = va 0t − jз . 2
Из равенства (75)
v −v
(77)
t = a0 a . jз
Подставляя это значение t в равенство (65), получим:
v2 − v2
S = a0 a . (78)
2 jз
Если скорость выразить в км/ч, то
jз =
S=
va20 − va2 .
26 jз
85
(78а)
Подставляя в формулы (78) в (78а) значение jз, из равенства
(74), получим:
v2 − v2
(79)
S = a 0 a (va в м/с ).; 2(ϕ x + i )g
va20 − va2
v2 − v2
≈ 0,004 a 0 a (va в км/ч ). (80)
26(ϕ x + i )g
ϕx + i
При торможении до полной остановки (va = 0) на горизонтальной дороге
v2
S т = 0,05 a 0 (va0 в м/с );
ϕx
v2
S т = 0,004 a 0 (va0 в км/ч ). (80а)
ϕx
Путь, проходимый автомобилем от момента, когда водитель
заметил препятствие, до полной остановки автомобиля, называют остановочным путем Sост.
Остановочный путь складывается из пути, проходимого автомобилем за время реакции водителя, срабатывания тормозного
привода, увеличения тормозной силы и пути полного торможения. Величина остановочного пути подсчитывается по формуле:
S 0 = va 0 (t p + tпр + 0,5t y ) + S т при va 0 в м/с;
S=
va20
при va0 в км/ч. (82)
ϕx
Коэффициент эффективности торможения при φх > 0,4 берут
равным:
для легковых автомобилей Kэ = 1,2;
для грузовых автомобилей Kэ = 1,3…1,4.
При φx < 0,4 для всех автомобилей Kэ = 1.
S т = 0,004 K э
Служебное торможение
va 0
(t p + tпр + 0,5t y ) + S т при va0 в км/ч. (81)
3,6
Формулы (74)…(81) получены при некоторых допущениях,
в результате чего они дают только приближенные значения замедлений и тормозного пути. Наибольшую ошибку дает допущение о том, что распределение тормозных сил между осями всегда
обеспечивает одновременное доведение колес передней и задней
осей до предела скольжения (юза).
Чтобы приблизить результаты расчетов к результатам экспериментов, Д. П. Великанов ввел поправочный коэффициент
Kэ, названный им коэффициентом эффективности торможения.
С учетом этого формулы для определения замедления и тормозного пути примут вид:
v2
S т = 0,05K э a 0 при va0 в м/с;
ϕx
Служебным называют торможение, производимое с целью
уменьшения скорости движения до нужной величины или до
полной остановки в случае, когда нет необходимости создавать
на колесах тормозные силы, максимально возможные по сцеплению.
Служебное торможение можно производить следующими различными способами:
1. Торможение двигателем, осуществляемое без приведения
в действие тормозных систем. Водитель уменьшает или полностью прекращает подачу топлива (горючей смеси) в цилиндры
двигателя, в результате чего мощность, развиваемая двигателем
при данном числе оборотов, оказывается недостаточной для преодоления сил трения деталей двигателя, и двигатель превращается в тормоз. Кинетическая энергия, запасенная автомобилем, при
этом расходуется как на преодоление внешних сопротивлений,
так и на преодоление трения в двигателе и механизмах трансмиссии. В результате этого скорость автомобиля уменьшается.
Такой вид торможения применяется главным образом для
уменьшения скорости движения в случае, когда замедления
должны быть небольшими.
2. Торможение с отсоединенным от трансмиссии двигателем является основным видом служебного торможения и применяется в тех случаях, когда торможение двигателем не обеспечивает нужного замедления. При таком способе торможения
отключают двигатель от трансмиссии (выключая сцепление или
устанавливая нейтральную передачу в коробке передач) и плавно
нажимают на педаль тормоза.
3. Торможение с не отсоединенным от трасмиссии двигателем является в ряде случаев выгодным с точки зрения увеличе-
86
87
S0 =
ния долговечности тормозных механизмов и затраты водителем
энергии на приведение в действие тормозной системы. Кроме
того, на дорогах с малым коэффициентом сцепления такой способ торможения уменьшает возможность возникновения заноса
автомобиля.
Торможение с не отсоединенным от трасмиссии двигателем
является наиболее общим видом служебного торможения, поскольку в этом случае касательные реакции Rx1 и Rx2 создаются
как за счет действия тормозных моментов, так и за счет тормозного момента двигателя, передаваемого на колесо через трансмиссию, и трения в трансмиссии.
Если вывести уравнения для определения замедления и тормозного пути при торможении с неотсоединенным двигателем,
то, как частный случай, можно получить уравнения для торможения двигателем и торможения с неотсоединенным двигателем.
Для определения замедлений воспользуемся равенством (72).
Касательные реакции Rx1 и Rx2 найдем из рассмотрения качения колеса, используя формулу (10). Для колес, не связанных с
двигателем, момент М, подводимый к колесу, создается только
тормозными механизмами. Обозначая этот момент Мтор, и принимая во внимание, что он направлен в сторону, противоположную,
вращению колес, получим:
Iк

 M тор1
(83)
Rx1 = −
+ Rz1 f + 1 ja ..
r
r
r
d
k
d


Знак «минус» уже учтен при выводе уравнения (72), поскольку в схеме сил, по которой выводилось это уравнение, Rx1 и Rx2
были направлены в сторону, противоположную движению.
Принимая это во внимание, а также подставляя jз вместо ja получим:
M тор1
Iк
Rx =
+ Rz1 f − 1 ja . (84)
1
rd
rk rd
У колес, связанных с двигателем, момент М равен сумме момента Мтор2, создаваемого тормозными механизмами колес, и момента, подводимого к колесу полуосью в результате тормозящего действия двигателя и механизмов трансмиссии.
Для определения момента М воспользуемся теоремой живых
сил. Поскольку двигатель и трансмиссия в этом случае выполняют роль дополнительных тормозов, то для их вращения необ-
ходимо от колес через полуоси подвести некоторую мощность.
Кроме того, мощность трения в двигателе и механизмах трансмиссии частично компенсируется за счет энергии вращающихся
деталей двигателя и трансмиссии, отдаваемой при замедлении
вращения этих деталей.
Тогда теорему живых сил можно записать:
dA
= − N кол − N тор2 − N тр − N тр.д , (85)
dt
где А – кинетическая энергия вращающихся деталей двигателя и
трансмиссии; Nкол – мощность, подводимая к тормозу от трансмиссии, двигателя и колеса; Nтр – мощность, теряемая на трение
в механизмах трансмиссии; Nтр.д – мощность, теряемая на трение
в двигателе; Nтор2 – мощность, теряемая в тормозных механизмах
колес, связанных с двигателем.
Кинетическая энергия вращающихся деталей двигателя и
трансмиссии равна:
I ω2
(85а)
A= м в , 2
где Iм – момент инерции вращающихся деталей двигателя и трансмиссии, приведенный к маховику двигателя.
Подставив выражение (85а) в (85), получим:
2
2
I мiтр
I мiтр
ωк
ωк
dA
dωв
2 dωк
ja = −
jз . (86)
= I м ωв
= I м ωк iтр
=
dt
dt
dt
rk
rk
Принимая во внимание, что Nкол = Mωк; Nтор2 = Мтор2ωк,
Nтр = (Nкол – Nтор2)(1 – ηтр) = (M – Mтор2)ωк(1 – ηтр); Nтр.д = Mтр.
дωкiтр, из равенств (85) и (86) получим:
2
M тр.дiтр I мiтр
(87)
M = M тор 2 +
−
jз . ηтр
rk
Подставляя найденное значение в формулу (74) и принимая
во внимание, что момент М направлен против вращения колеса,
найдем:
88
89
2
 M тор ηтр + M тр.д iтр
Iк
I м iтр
2

Rx 2 = −
−
jз − 2 jз + R z 2

rd ηтр
rk rd ηтр
rk rd

Знак минус уже учтен при выводе уравнения (72).

f .. (88)


Подставляя значения Rx1 и Rx2 в формулу (72) и решая полученное равенство относительно jз, будем иметь:
 ∑ M тор ηтр + M тр.дiтр Pb
 g
,
(89)
+
+ ψ
jз = 

δ
η
G
r
G
a d тр
a

 вр.т
где
(90)
∑ M тор = M тор1 + M тор 2 ; 2
I мiтр
+ ∑ I к ηтр g
.
(91)
rk rd ηтр
Ga
Коэффициент учета вращающихся масс при торможении δврт
несколько отличается от коэффициента δвр учета вращающихся
масс при тяговом режиме. Можно для определения замедления
при торможении пользоваться теми же значениями δвр, что и при
расчете ускорений на тяговом режиме.
Введем обозначение:
∑ M тор = P , M тр giтр = P .
∑ тор r η
тр.д
rd
d тр
Силы Ртор и Pтр.д называют соответственно тормозная сила автомобиля и тормозная сила двигателя.
Тогда равенство (88) перепишется так:
 g
 ∑ Pтор + Pтр.д + Pв
jз = 
.
+ ψ 
(92)
Ga
 δ вр.т

∑ Pтор + Pтр.д + Pв = D тормозБудем называть отношение
т
Ga
ным фактором автомобиля. Тогда величина замедления может
быть выражена формулой:
D +ψ
jз = т
g. (93)
δ вр.т
Если известны зависимости ΣРтор и Pтр.д от скорости движения
автомобиля, то могут быть построены графики Dт = f(va), которые называют тормозной характеристикой автомобиля. Пользуясь этими графиками, можно построить графики замедлений
jз = f(va), и далее теми же методами, которые использовались для
определения времени и пути разгона, определить время и путь
торможения.
Уравнения (79) и (82) являются общими и могут быть использованы для определения замедлений, времени и пути торможения при любых режимах торможения. Например, если для
уменьшения скорости движения автомобиля, не выключая сцепления, закрывают дроссельную заслонку, не пользуясь тормозами (торможение двигателем), то в формуле (83) следует считать
Pтор + Pтр.д + Pв
Dт =
. Если торможение производится при помоGa
щи тормозов, но с отключенным от трасмиссии двигателем, то
Pтор + Pв
.
Dт =
Ga
При этом изменяется также коэффициент учета вращающихся
масс δвр.
Поскольку вращающиеся детали трансмиссии, обладающие
наибольшей кинетической энергией (маховик со сцеплением,
вращающиеся детали двигателя), отключаются при подсчете
δвр.т, можно считать Iм = 0. Следовательно, при торможении с отключенным от трасмиссии двигателем
I g
δ вр.т = 1 + ∑ к .
(94)
rk rd Ga
Если торможение производится одновременно и тормозами и
двигателем, то тормозной фактор подсчитывается по формуле:
Pтр.д + Pв + Pтор
Dт =
,
Ga
а коэффициент учета вращающихся масс определяется из формулы (91).
Сравнивая способы торможения с отсоединенным и не отсоединенным от трасмиссии двигателем, можно заметить, что во
втором случае при прочих равных условиях тормозной фактор
увеличивается (за счет слагаемого Ртр.д). Одновременно с этим
I i2 g
).
увеличивается коэффициент δвр.т (за счет слагаемого м тр
rk rd ηтр Ga
Поскольку в равенстве (93) Dт стоит в числителе, а δвр.т в знаменателе, то для получения желаемого значения замедления jз в
одних условиях при торможении с неотсоединенным двигателем
тормозные силы Pтор должны быть меньшими, а в других услови-
90
91
δ вр.т = 1 +
Распределение тормозных сил между осями автомобиля
ях большими, чем при торможении с отсоединенным от трасмисси двигателем.
Очевидно, что торможение с неотсоединенным двигателем
должно применяться только тогда, когда его применение уменьшает тормозную силу, необходимую для получения желаемого
замедления. Это имеет место при малых значениях jз на высших
передачах в коробке передач.
Формулой (93) можно пользоваться также для подсчета замедлений при движении накатом (свободном выбеге) автомобиля, т. е. при свободном движении автомобиля после отключения
трансмиссии от двигателя путем установки нейтральной передачи в коробке передач. В этом случае в выражении для тормозного фактора следует считать ΣPтор = Ртр.д = 0. Для того чтобы
учесть влияние мощности трения в трансмиссии на замедление
автомобиля, в числителе выражения для определения Dт добав270 N тр x
, представляющий собой силу трения
ляется член Pтр x =
va
в трансмиссии при движении автомобиля накатом, приведенную
к ведущим колесам. Мощность Nтр х или непосредственно сила
Ртр х, как функция от va, определяется опытным путем. Таким образом, при движении накатом
Pтр x + Pв
Dт =
.
Ga
Коэффициент учета вращающихся масс в этом случае должен
подсчитываться по формуле (84). Определив по формуле (83) замедление как функцию от скорости, построив трафик j3 = f(va),
можно определить путь и время движения автомобиля накатом,
пользуясь той же методикой и теми же формулами, которые используются для определения времени и пути разгона.
В результате анализа различных способов торможения установлено, что торможение с не отсоединенным от трансмиссии
двигателем целесообразно применять на дорогах с низким коэффициентом сцепления, при высоких начальных скоростях движения и при необходимости плавного снижения скорости на дорогах
с высоким коэффициентом сцепления. Кроме того, торможение
двигателем или торможение с не отсоединенным от трансмиссии
двигателем широко используется для поддержания желаемой постоянной скорости на спусках.
Для вывода формул, определяющих замедление, время торможения и тормозной путь при экстренном торможении, было принято допущение, что в процессе торможения у колес передней и
задней осей автомобиля тормозные силы одновременно достигают величины, максимально возможной по сцеплению. Это допущение имеет очень важное значение. Опыт показывает, что максимальное значение тормозной силы у каждого из колес достигается
в случае, когда колеса находятся на пределе полного скольжения
(юза), но еще катятся. При этом происходит качение колеса с некоторым проскальзыванием. Максимальное значение тормозных
сил достигается при проскальзывании порядка 15…30 %.
При дальнейшем увеличении проскальзывания тормозная
сила уменьшается, причем после доведения колеса до полного
юза тормозная сила значительно меньше максимально возможной. Чем больше скорость движения автомобиля, тем в большей
степени уменьшается тормозная сила, соответствующая юзу
колеса, по сравнению с максимально возможной. При больших
скоростях движения на мокрой дороге это уменьшение может составлять 50…60 %. Поэтому для обеспечения минимального тормозного пути нецелесообразно при торможении доводить колеса
до полного юза.
Есть еще одна причина нецелесообразности доведения колес
до полного скольжения (юза). Колесо в таком случае не может
воспринимать боковой силы. Поэтому даже небольшие боковые
силы или моменты, действующие на автомобиль при его торможении с полным скольжением колес какой-либо из осей, вызывают боковое скольжение этой оси. Боковое скольжение колес
задней оси, как будет показано в главе «Управляемость и устойчивость», вызывает занос автомобиля, а скольжение колес передней оси – потерю управляемости.
Если тормозная сила на колесах какой-либо из осей достигнет
величины, максимально возможной по сцеплению, то водитель
вынужден будет прекратить дальнейшее нажатие на педаль во
избежание заноса или потери управляемости автомобиля. В результате этого суммарная тормозная сила колес обеих осей окажется меньше максимально возможной по сцеплению, а тормозной путь значительно увеличится по сравнению с теоретическим,
подсчитанным по формуле (82).
92
93
Посмотрим, можно ли так спроектировать тормозную систему автомобиля, чтобы при всех эксплуатационных условиях обеспечить одновременное достижение тормозными силами колес
передней и задней осей величин, максимально возможных по
сцеплению.
Максимально возможные по сцеплению значения касательных реакций, действующих на колеса при торможении, равны:
Rx1 = Rz1 ϕ x и Rx = Rz ϕ x . Коэффициенты сцепления передних
2
2
и задних колес в общем случае могут отличаться. Будем, однако,
для упрощения считать их одинаковыми.
M тор
M
1
и Pтор 2 = тор2 можОтношение тормозных сил Pтор1 =
rd
rd
но без большой погрешности приближенно считать равным отноR
P
R
шению касательных реакций тор1 ≈ x1 = z1 . Следовательно,
Pтор 2 Rx 2 Rz 2
тормозная система должна быть спроектирована таким образом,
чтобы обеспечить соотношение тормозных моментов на колесах
M тор1 Rz1
=
.
передней и задней осей в пропорции
M тор 2 Rz 2
Найдем реакции Rz1 и Rz2, действующие на колеса автомобиля в процессе торможения на горизонтальной дороге. Схема сил,
LL
h
1
1
2
2
Rz1 + Rz 2 = Ga ϕ .
При аварийном торможении на горизонтальной дороге (α = 0)
Rx1 + Rx 2 = Ga ϕ .
Тогда
Rz1 a − Rz 2 b = Ga ϕ x hg ; (95)
Rz1 + Rz 2 = Ga . (96)
Решая систему уравнений (95) и (96), получим
b + ϕ x hg
Rz1 = Ga
;
L
a − ϕ x hg
Rz 2 = Ga
;
L
Rz1
b + ϕ x hg
M тор1
Pтор1
Рис. 24. Схема сил нормальных реакций при торможении
(97)
.
Rz 2 a − ϕ x hg M тор 2 Pтор 2
Все величины, входящие в правую часть равенства (97), являются переменными. Координата центра тяжести автомобиля а, b
и hg изменяются с изменением нагрузки на автомобиль, а φх различно для различных дорог. Поэтому для выполнения требования об одновременном доведении тормозных сил, действующих
на колеса автомобиля в процессе торможения, до значений, максимально возможных по сцеплению, соотношение между тормозными моментами на передних и задних колесах автомобиля
должно быть переменным.
Тормозные системы современных автомобилей выполняются:
– с постоянным (нерегулируемым) распределением тормозных сил;
94
95
bБ
аA
HgG
G
действующих на автомобиль в этом случае, показана на рис. 24.
Будем, как и прежде, при рассмотрении экстренного торможения пренебрегать силой сопротивления воздуха. Кроме того, как
показывают расчеты, при экстренном торможении на дорогах с
твердым покрытием можно пренебрегать моментами сопротивления качению.
Напишем уравнение моментов автомобиля относительно его
центра тяжести и уравнение проекций сил на вертикальную плоскость:
Rz a – Rx + Rx hg – Rz b = 0;
GAa
G
RRz1
Z1
RRz2
Z2
Rx1
X1
Rx2
X2
=
=
=
– с регулируемым по осям распределением тормозных сил без
обратной связи;
– с регулируемым распределением тормозных сил по колесам
или осям и c обратной связью.
При постоянном распределении тормозных сил невозможно
во всех случаях движения обеспечить одновременное достижение тормозными силами величин, максимально возможных по
сцеплению. В этом случае выбираются какие-то определенные
условия, для которых подбирается распределение тормозных моментов (а следовательно, и тормозных сил) согласно равенству
(97). Обычно в качестве таких условий выбирается движение автомобиля с полной нагрузкой по дороге с некоторым коэффициентом сцепления φопт = 0,4…0,45.
При движении по дорогам с коэффициентом сцепления, большим, чем φопт, у таких автомобилей первыми блокируются (переходят на юз) задние колеса, что приводит к возможности возникновения заноса, а при движении по дорогам с коэффициентом
сцепления меньше φопт первыми блокируются передние колеса,
что приводит к возможности потери управляемости.
Принято характеризовать тормозную систему коэффициентом
распределения суммарной тормозной силы, равным отношению
тормозной силы, действующей на передние колеса, к суммарной
тормозной силе:
Pтор1
b + ϕ x hg
βт =
=
.
(98)
z
∑ Pтор
Для легковых автомобилей коэффициент βт получается больше 0,5, т. е. тормозной момент на передних колесах больше, чем
на задних, а для грузовых наоборот.
Нужное распределение тормозных моментов может быть получено различными конструктивными приемами. Чаще всего
либо на передних и задних колесах применяются одинаковые по
конструкции и размерам тормоза, но с разными диаметрами рабочих тормозных цилиндров или тормозных камер, либо на передних и задних колесах устанавливаются разные по конструкции
(реже по размерам) тормоза, обеспечивающие при одинаковых
размерах тормозных цилиндров или камер различные тормозные
моменты.
Так, например, на некоторых современных легковых автомобилях для передних колес применяются колодочные тормоза с
разнесенными опорами, позволяющие при одинаковых диаметрах рабочих тормозных цилиндров создавать тормозные моменты, на 30…40 % большие, чем у тормозов с односторонним расположением опор, применяемых для задних колес.
Применение тормозных систем с регулируемым по осям распределением тормозных сил позволяет получать оптимальное
распределение тормозных моментов в более широком диапазоне
условий. Для регулируемого распределения тормозных сил применяются специальные регуляторы тормозных сил. Регуляторы
тормозных сил могут быть статические, позволяющие изменять
распределение тормозных сил в зависимости от изменения распределения веса между осями автомобиля, например, при изменении полезной нагрузки, или динамические, позволяющие
изменять распределение тормозных сил в зависимости от динамического перераспределения нормальных реакций Rz1 и Rz2.
При регулировании тормозных сил без обратной связи не исключается возможность блокировки и движения юзом всех колес автомобиля. Для исключения такой возможности в настоящее время начинают внедряться тормозные системы, обеспечивающие
регулирование тормозных сил по осям или колесам с обратной
связью (противоблокировочные устройства).
При нерегулируемой тормозной системе давление в приводе тормозных механизмов колес передней и задней осей будет
одинаковым, поэтому и распределение тормозных сил будет постоянным. Такая тормозная система может создать оптимальное
торможение, т. е. одновременное доведение всех колес до границы блокирования только при одном определенном коэффициенте
сцепления φх опт.
Кроме того, нерегулируемое соотношение тормозных моментов в условиях переменной нагрузки на автомобиле приводит
к нестабильности тормозных свойств. Эта нестабильность особенно сильно проявляется у грузовых автомобилей, прицепных
звеньев и автобусов, т. е. у АТС, соотношение между полной и
снаряженной массой которых изменяется в широких пределах.
96
97
Регулирование тормозных моментов на колесах АТС.
Регуляторы
Распределение тормозных моментов будет идеальным, если к
каждому колесу будет подведен тормозной момент, пропорцио-
нальный динамической нагрузке на него, а отношение касательной реакции к нормальной в каждый момент времени будет равно коэффициенту сцепления колес с дорогой в каждый момент
времени при торможении. Для регулирования тормозных сил по
осям АТС применяют регуляторы (статические, динамические) и
противоблокировочные системы.
Статические регуляторы тормозных сил изменяют соотношение тормозных сил в соответствии со статической нагрузкой на
оси АТС. Кроме того, они обеспечивают нужное соотношение
между тормозными силами отдельных звеньев автопоезда при
различной нагрузке на них или между осями автомобиля при различных состояниях дорожного покрытия. Статические регуляторы устанавливают на таких АТС, у которых соотношение между
полной и снаряженной массами меняется в широких пределах.
Это прицепные звенья, грузовые автомобили и автобусы.
Регулирование может осуществляться ступенчато или бесступенчато. В первом случае рукоятку регулятора в нужное положение устанавливает водитель, а во втором регулирование осуществляется в зависимости от хода подвески или давления воздуха в
баллонах пневмоподвески. Давление закрытия клапана зависит
от величины сжатия пружины (закрутки торсиона), которое в
свою очередь зависит от нагрузки на ось автомобиля, на которую
установлен регулятор.
Благодаря наличию регулятора, кроме того, при интенсивном
торможении, когда нагрузка на заднюю ось уменьшается, а на
переднюю увеличивается, тормозной момент на задних колесах
не возрастает с увеличением давления в тормозной системе, чем
предупреждается их блокирование. Преимущества: удельные
тормозные силы для автомобиля полной массы довольно близки
к оптимальному значению.
Лучшие результаты по регулированию тормозных сил между
осями автомобиля дает применение регуляторов лучевого типа.
Такие регуляторы автоматически изменяют соотношение давления на входе и выходе пропорционально углу поворота рычага
регулятора, соединенного с балкой моста автомобиля. Характеристики таких регуляторов выражаются семейством лучей с различным соотношением давлений R = Р1/Р2, каждый из которых
соответствует определенному угловому положению рычага. Регуляторы лучевого типа при правильном подборе длины рычага
и начального угла установки позволяют получить однозначную
характеристику при торможении как груженого, так и негруженого АТС.
Конструктивно лучевые регуляторы выполняются нескольких типов. Основное отличие заключается в принципе следящего механизма, изменяющего соотношение давлений на входе
и выходе регулятора пропорционально ходу подвески автомобиля. Наибольшее распространение получили лучевые регуляторы с рычагом переменной длины (Кнорр-бремзе), с переменной площадью диафрагмы (Вестингауз-бремзе) и с переменной
наклонной плоскостью (Клайтон-Девандр). На отечественных
автомобилях с пневматическим приводом тормозов (КамАЗ,
ЗИЛ, МАЗ, КрАЗ) для регулирования давления воздуха в тормозных камерах задних осей (оси) автомобиля и осей прицепа в
зависимости от нагрузки в кузове применяется регулятор типа
Вестингауз-бремзе (с переменной активной площадью диафрагмы). Эти регуляторы требуют высокой точности установки рычага и выбора его длины.
98
99
Антиблокировочные системы
Все регуляторы изменяют тормозные силы по осям в зависимости от статической нагрузки. Они не реагируют на изменение
динамической нагрузки при торможении, не учитывают разницы коэффициентов сцепления колес одной оси, т. е. они лишь в
ограниченной степени улучшают эффективность торможения и
устойчивость АТС. Более полно решаются эти вопросы при использовании антиблокировочных систем (АБС).
АБС предназначена для обеспечения устойчивости и управляемости АТС вне зависимости от условий торможения и оптимального использования тормозных сил на всех колесах.
К АБС предъявляются следующие требования:
– обеспечение курсовой устойчивости АТС в любых условиях, при этом φх может меняться от 0,05 до 1,0 и быть различным
под разными колесами одной оси АТС, начальная скорость может достигать максимального значения для данного автомобиля,
нагрузка в кузове может меняться о нуля до максимальной, приложение усилия к тормозной педали может быть максимально
быстрым;
– АБС не должна препятствовать нормальной работе тормозной системы при любом отказе элементов АБС;
– АБС должна выполнять свои функции некоторое время при
выключении двигателя;
– минимальная скорость движения автомобиля, при которой
должна срабатывать АБС, должна быть не более 5…7 км/ч;
– АБС не должна требовать изменения навыков управления
автомобилем, значительно увеличивать стоимость АТС, усложнять ТО и ТР.
АБС состоит из следующих элементов: датчика, блока управления и модулятора давления в тормозном приводе. В качестве
датчика используются датчики угловой скорости колеса, углового ускорения колеса, ускорения автомобиля, давления в тормозном приводе и т. д. Существующие в настоящее время АБС,
несмотря на обилие конструктивных вариантов, различаются,
в основном, по закону управления (алгоритму). В большинстве
АБС используют алгоритм, в котором обратная связь осуществляется согласно изменению замедления колеса в относительном
движении.
100
Глава 4
ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
4.1. Общие положения
Экономное и рациональное использование топливно-энергетических ресурсов – одна из наиболее важных народнохозяйственных проблем любой страны. Особенно остро она стоит на автомобильном транспорте, относящемся к числу наиболее
энергоемких отраслей во всем мире. На его долю в нашей стране
приходится более 40 % добываемого топлива нефтяного происхождения. В индустриально развитых странах мира потребление топлива автомобильным транспортом находится в пределах от 12 %
(Япония) до 56 % (США). Причем около 50 % топлива на транспорте в этих странах расходуется легковыми автомобилями.
Количество автомобилей в мире с каждым годом возрастает, а
с ними также увеличиваются и затраты на производство топлива,
и учитывая то, что запасы нефти не являются неисчерпаемыми,
можно с уверенностью сказать, что проблема нехватки топлива в
мире будет вставать все острее и острее. Поэтому во всех индустриально развитых странах развернулись интенсивные исследования, направленные на поиск новых видов энергии и топлива.
Возникающий нефтяной кризис отражается, прежде всего, на автомобильном транспорте.
В настоящее время существуют и используются два основных
пути решения проблемы транспортной энергетики. Первый заключается в более экономичном и эффективном использовании
традиционных топливно-энергетических ресурсов, что позволит
уменьшить потребление топлива на душу населения без всякого
ущерба в удовлетворении транспортных потребностей общества
и народного хозяйства. Второй связан с поиском и поэтапным
переходом на использование альтернативных источников энергии на автомобильном транспорте, что снизит рост абсолютного
потребления топлива нефтяного происхождения.
101
Более эффективное использование топлива на автомобильном транспорте может быть достигнуто за счет специальных
конструкторско-технологических мероприятий при разработке
и создании автомобилей, совершенствования организационнотехнических служб, более рационального управления автомобилями и т. п. При этом главное внимание необходимо уделять
двигателю. Современные автомобильные двигатели внутреннего
сгорания преобразуют непосредственно в полезную работу всего
около 1/3 общей энергии, выделяющейся при сгорании топлива,
а остальная исчезает в виде тепловых потерь в атмосферу. Так
как автомобильный двигатель основную часть времени работает
не с полной нагрузкой, то его КПД будет даже меньше 20 %. Существуют и другие пути уменьшения расходования жидкого топлива нефтяного происхождения на автомобильном транспорте,
такие как более существенное использование газового топлива;
применение добавок к бензинам, позволяющих использовать более дешевый низкооктановый бензин в современных двигателях
с высокой степенью сжатия; использование топлива, полученного способом гидрогенизации (сжижения) угля или из нефтеносных песков и сланцев, запасы которых на планете значительны;
использование спирта, получаемого из биомассы, и др. Современная технология добычи нефти обеспечивает ее извлечение
из нефтеносного пласта в количестве не более 30 %. Внедрение
прогрессивных и, как правило, более дорогостоящих способов
повышения нефтедобычи обеспечит извлечение нефти из пласта
до 75 % и даже больше. В качестве альтернативных источников
энергии для использования на автомобильном транспорте могут
быть рекомендованы: сжиженный нефтяной газ; диметиловый
эфир; синтетический бензин; биотопливо; аквазин; водородное
топливо, а также электрическая энергия и энергия солнечного излучения.
Большинство из этих видов энергии требует предварительных затрат для их возможного использования на автомобильном
транспорте. В качестве источников энергии для предварительной
подготовки могут быть использованы: геотермальная энергия,
ядерная энергия, энергия приливов и отливов морей и океанов
планеты.
Сжиженный нефтяной газ (СНГ) обладает всеми качествами
полноценного топлива для ДВС. Во всем мире СНГ признан как
дешевое, экологически чистое топливо, по многим свойствам
превосходящее бензин. Использование СНГ не требует существенного изменения конструкции двигателя и позволяет использовать бензин.
Нефтяной газ представляет собой смесь пропана, бутана и незначительного количества (около 1 %) непредельных углеводородов. В настоящее время на автомобильные газонаполнительные
станции поступают две марки СНГ, регламентируемые соответствующими стандартами (ГОСТ): зимняя (85…95 % пропана) и
летняя (45…55 % пропана).
Основные преимущества нефтяного газа перед бензином следующие:
– детонационная стойкость составляет 103…105 о. ч., что
практически исключает детонацию;
– газ не содержит вредных присесей (свинец, сера), которые
химическим способом разрушают элементы двигателя;
– более качественное смесеобразование, так как газ поступает
в паровой фазе, не смывает масло со стенок цилиндра и не разбавляет масло в картере;
– газ сгорает медленнее бензина, что снижает динамические
нагрузки на детали двигателя, двигатель работает «мягче»;
– содержание вредных веществ в отработавших газах снижается на 25…30 % по сравнению с бензином;
– снижается расход топлива, увеличивается ресурс двигателя
на 35…40 %, масла и свечей – в два раза, снижаются эксплуатационные и ремонтные затраты.
Недостатки:
– снижение мощности двигателя на 5…7 %;
– затруднения с пуском холодного двигателя;
– ухудшение динамики разгона автомобиля на 3…5 %,
– увеличение металлоемкости автомобиля на 30…40 кг.
Группой сотрудников Института нефтехимического синтеза
РАН разработан метод перевода дизельных двигателей на диметиловый эфир (ДМЭ). Преимущества использования ДМЭ:
– отработавшие газы дизеля при работе на ДМЭ содержат СО
в 6 раз меньше, чем допускается EURO-4, введенным в действие
в 2005 г., в четыре раза меньше СН и в четыре раза меньше выбросов твердых частиц (сажи), на 20 % меньше выбросов окислов
азота (NОx);
– двигатель уверенно запускается при низких температурах
(до –50 °С).
102
103
Для оценки уровня расхода топлива автомобилями желательно было бы иметь единую, стандартную характеристику или показатель, получаемые при определенных условиях
эксплуатации и учитывающие весь спектр разнообразия параметров автомобилей. Анализируя эти характеристики или
показатели, можно было бы провести сравнительную оценку
топливных свойств любых автомобилей. Однако на современном этапе в мире такая методика отсутствует, и поэтому провести сравнительную оценку топливных свойств разнотипных
автомобилей, и тем более в различных условиях эксплуатации,
крайне трудно.
Поскольку потребление топлива автомобилями зависит от
многих объективных факторов, таких как совершенство техникоэксплуатационных качеств подвижного состава и автомобильных
дорог, организация транспортного процесса и режимов движе-
ния, качество технической эксплуатации и ремонта подвижного
состава и др., поэтому при анализе влияния различных эксплуатационных факторов и конструктивных параметров на топливные свойства автомобилей удобнее рассматривать два понятия –
топливную экономичность автомобиля и эксплуатационный
расход топлива. Однако на практике в большинстве работ, посвященных этим вопросам, они употребляются взаимозаменяемо
и даже отождествляются. Хотя фактически они противоположны
друг другу, а их физический смысл и методы определения различаются. Высокая топливная экономичность соответствует низкому расходу топлива, и наоборот.
Под топливной экономичностью понимается способность
АТС выполнять транспортную работу (перевозку грузов, пассажиров и др.) в регламентируемых (оговоренных стандартами)
условиях с минимально возможными затратами топлива, т. е.
способность автомобиля минимально расходовать топливо.
Показатели, характеризующие топливную экономичность
АТС, являются идеализированными. Топливная экономичность
АТС непосредственно связана с достижениями науки и техники
в автомобилестроении, т. е. зависит от степени совершенства рабочего процесса двигателя, конструкции и используемых материалов агрегатов и узлов автомобиля, характеристик двигателя,
трансмиссии, ходовой части и т. п. Поэтому логично понятие топливной экономичности отнести только к новым (не бывшим в
эксплуатации) автомобилям.
Эксплуатационный расход топлива характеризует использование топлива автомобилями в реальных условиях эксплуатации, т. е. потребление топлива автомобилями при их конкретном
техническом состоянии и в конкретных условиях.
На эксплуатационный расход топлива помимо топливной
экономичности существенное влияние оказывают техническое
состояние узлов и агрегатов автомобиля, тип и состояние дорожного покрытия, атмосферные условия, стиль вождения, тип
и сложность маршрута, интенсивность движения, скоростные и
нагрузочные режимы и т. п.
Топливная экономичность автомобилей оценивается определенными показателями, оговоренными в ГОСТ 20306–85, а эксплуатационный расход топлива оценивается по путевому расходу
(в литрах) на 100 км пути, проходимого автомобилем в реальных
условиях эксплуатации, или в кг/ч.
104
105
При выборе все источники энергии следует оценивать комплексно, т. е. учитывать их функциональность, надежность, безопасность, экономичность. При оценке эффективности автомобиля следует учитывать все возникающие расходы – от затрат для
получения энергии до затрат на ее преобразование в механическую энергию для движения автомобиля.
Анализ тенденций развития автомобильного транспорта свидетельствует о существенных экономических и технических
трудностях на пути полной замены в ближайшем будущем на автомобилях традиционных силовых установок на принципиально
новые.
В ближайшее десятилетие на автомобильном транспорте в качестве силовых установок будут использоваться преимущественно традиционные бензиновые и дизельные ДВС, и лишь на отдельных видах транспортных средств получат распространение
газотурбинные двигатели и электродвигатели.
Уменьшение расхода топлива на автомобильном транспорте
представляет многоплановую задачу, связанную с дальнейшим
совершенствованием конструкции и технологии производства
подвижного состава, с созданием индустриальных методов его
технической эксплуатации и ремонта, с оптимизацией организации дорожного движения, перевозки грузов и пассажиров.
4.2. Основные понятия и определения
Основным измерителем топливной экономичности автомобиля в нашей стране и в большинстве европейских стран является
расход топлива в литрах на 100 км пройденного пути (путевой
расход) qп , л.
Для оценки эффективности использования топлива при выполнении транспортной работы используют расход топлива на
единицу транспортной работы (л/(100 тыс. км)), отношение фактического расхода топлива к выполненной транспортной работе.
Согласно ГОСТ 20306–90 «Автотранспортные средства. Топливная экономичность. Методы испытаний» оценочными показателями топливной экономичности служат:
• контрольный расход топлива (КРТ);
• расход топлива в магистральном цикле на дороге (РТМЦд);
• расход топлива в городском цикле на дороге (ГЦд);
• расход топлива в городском цикле на стенде (ГЦс);
• топливная характеристика установившегося движения;
• топливно-скоростная характеристика на магистрально-холмистой дороге (ТСХ).
Для каждого автотранспортного средства устанавливается
государственная норма путевого расхода топлива. Эти нормы
указываются в технических характеристиках АТС и в справочниках. В зимнее время, при работе в особо легких (магистрали
с усовершенствованным покрытием) или в особо тяжелых условиях (грунтовые дороги в осеннюю или весеннюю распутицу,
бездорожье), при работе в качестве тягача, в период обкатки
и т. д. нормы могут либо увеличиваться, либо уменьшаться согласно специальным указаниям. С целью оценки соответствия
топливной экономичности автомобилей, выпускаемых заводами, техническим условиям для каждого автомобиля устанавливается контрольный расход топлива, представляющий собой
путевой расход в некоторых контрольных условиях движения
(горизонтальная дорога с твердым покрытием, специальная
подготовка автомобиля). Для сравнительной оценки топливной
экономичности автомобилей различной грузоподъемности или
пассажировместимости определяется расход топлива qп.у, в литрах или килограммах на единицу транспортной работы (qп.у,
л/(т · км) или qп.у, л/(пасс. · км)).
Эти показатели не имеют нормированных значений, и их используют для сравнительной оценки топливной экономичности
различных автомобилей отечественного производства серийных
или опытных образцов или с зарубежными аналогами. Эти показатели могут быть использованы также для косвенной оценки
изменения технического состояния автомобилей в процессе эксплуатации.
Контрольным расходом топлива называется средний расход
топлива АТС при движении с номинальной нагрузкой по ровной
горизонтальной дороге с твердым покрытием на высшей передаче с заданной постоянной скоростью. Для определения КРТ
автомобиль должен совершить пробег в двух противоположных
направлениях по измерительному участку дороги на высшей передаче с заданной скоростью, а также со скоростями меньше и
больше заданной на 5 км/ч. Рекомендуемые значения задаваемых
скоростей регламентируются стандартами. Для АТС полной массой больше 3,5 т (кроме магистральных автопоездов, городских,
междугородных и туристских автобусов) КРТ определяют при
va = 60 и 80 км/ч, а если vmax = 80 км/ч, то при 40 и 60 км/ч. Для
городских автобусов КРТ определяют при va = 40 и 60 км/ч, для
магистральных автопоездов, междугородных и туристских автобусов – при 60 и 80 км/ч (если vmax = 80 км/ч, то при 40 и 60 км/ч).
Замеренные расходы топлива при проезде измерительного участка пересчитываются на 100 км пути, и по полученным
данным строится средняя зависимость Qs = f(va). По этой зависимости определяют значение КРТ для рекомендуемой скорости
движения.
КРТ – это норма расхода топлива для указанных скоростей
при установившемся режиме движения технически исправного
автомобиля. Значение КРТ определяет и устанавливает для каждой модели автомобиля предприятие-изготовитель, и поэтому его
обычно указывают в технической характеристике автомобиля.
В условиях эксплуатации значение КРТ используют в качестве
параметра для оценки технического состояния узлов и агрегатов
автомобиля и определения запаса хода. КРТ не является эксплуатационной нормой расхода топлива для автомобиля.
Расходы топлива в магистральном и городском циклах на
дороге представляют собой средние расходы топлива при движении автомобиля по измерительному участку согласно специальным картам и схемам циклов, соответствующих категории
106
107
4.3. Измерители и показатели топливной
экономичности. Нормы расхода топлива
испытываемого АТС. Эти циклы включают участки разгона,
движения с постоянной скоростью и замедления. Отличием являются только характеристика операций по операционной карте
и схема цикла.
РТМЦ определяют для АТС всех категорий, кроме городских
автобусов. РТГЦ определяют для АТС всех категорий, за исключением магистральных автопоездов, междугородных и туристских автобусов.
Отсчеты расхода топлива и времени движения проводятся в моменты пересечения границ начала и конца измерительного участка. Разгон в интервалах заданных скоростей начинают на той передаче, на которой максимальная скорость выше начальной скорости
разгона не менее чем на 5 км/ч, и осуществляют при полной подаче
топлива. После достижения максимальной скорости цикла движение осуществляется с постоянной скоростью на возможно более
высокой передаче, при которой частота вращения коленчатого
вала двигателя превышает минимально устойчивую не менее чем
на 20 рад/с. Высшая передача должна включаться при скорости
больше 40 км/ч. Замедление в заданном интервале скоростей и на
заданном пути осуществляется при включенной передаче на режиме принудительного холостого хода двигателя. Расходы топлива в
ездовых циклах весьма сходны с результатами эксплуатационных
расходов топлива на типичных маршрутах. На основе результатов
испытаний в ездовых циклах для каждого автомобиля определяют
так называемые базисные расходы топлива, по которым и производят сравнительную оценку топливной экономичности, а также
используют базисные расходы в качестве исходных при установлении эксплуатационных норм расхода топлива. На автомобильном транспорте в нашей стране действует прогрессивная система
нормирования эксплуатационного расхода топлива, учитывающая
особенности подвижного состава и условия эксплуатации.
Расход топлива в городском ездовом цикле на стенде (ГЦс)
определяют только для автомобилей полной массой менее 3,5 т.
Испытания проводятся на стенде с беговыми барабанами, по ездовому циклу в соответствии с операционной картой и схемой
цикла. Инерционные массы выбираются в зависимости от массы
автомобиля. Операционная карта испытаний включает одиннадцать беспрерывных ездовых циклов, состоящих из пуска холодного двигателя, холостого хода, разгона, постоянной скорости и
замедления.
Специальные требования по пользованию коробкой передач и
особенностями ездового цикла сформулированы в ГОСТ 20306–
90 (холостой ход, разгон, постоянная скорость, замедление).
Топливная характеристика установившегося движения
представляет собой зависимость расхода топлива от скорости
при установившемся движении в заданных дорожных условиях.
Точки характеристики находят путем измерения израсходованного топлива при проезде автомобилем с заданной, установившейся скоростью измерительного участка в прямом и обратном
направлениях. Испытания проводятся на ровном горизонтальном
участке дороги с усовершенствованным покрытием. Движение
осуществляется на высшей передаче, начиная с максимально возможной скорости до минимально устойчивой. Промежуточные
значения скорости должны быть кратны десяти. Топливная характеристика установившегося движения используется также для
исследования влияния на расход топлива различных факторов.
С увеличением скорости движения путевой расход топлива,
как правило, сначала несколько уменьшается и достигает минимума при некоторой, зависящей от условий движения, скорости.
Затем по мере увеличения скорости расход топлива довольно
быстро возрастает. При малой скорости движения и, соответственно, малой мощности, развиваемой двигателем, расход топлива увеличен вследствие низкого механического КПД двигателя (увеличивается относительная доля механических потерь) и
ухудшения условий сгорания горючей смеси в цилиндрах двигателя из-за плохого перемешивания смеси и значительного коэффициента остаточных газов. При большой скорости движения
автомобиля возрастают сопротивления движению и воздуха, при
достижении мощности двигателем более 80 % от максимальной
срабатывает экономайзер (при наличии карбюратора), что приводит к обогащению горючей смеси и, соответственно, уменьшению эффективного КПД двигателя, а значит, к увеличению расхода топлива.
Зависимость расхода топлива от скорости более сильно выражена у автомобилей с бензиновыми двигателями, поскольку
удельный эффективный расход топлива у последних значительно сильнее, чем у дизелей, и зависит от степени использования
мощности. Обычно минимальное значение расхода топлива на
ТХ для автомобиля с номинальной нагрузкой представляет собой контрольный расход топлива. Топливная характеристика
108
109
установившегося движения дает лишь приближенную оценку
топливной экономичности автомобилей. В то же время имеется
определенная связь между этой характеристикой и эксплуатационным расходом топлива. Исследованиями, выполненными в
ряде стран, установлено, что эксплуатационный путевой расход
топлива примерно на 10 % больше расхода по ТХ по дорогам с
усовершенствованным покрытием при движении со скоростью,
составляющей 2/3 от vmax для автомобилей с дизельными двигателями и 3/4 – с бензиновыми.
Топливно-скоростная характеристика на дороге с переменным продольным профилем представляет собой зависимость среднего путевого расхода топлива от средней скорости
движения по дороге с усовершенствованным покрытием и заданным в вертикальной плоскости профилем. Используется эта
характеристика для оценки и анализа топливной экономичности
автомобилей, работающих на дорогах магистрально-холмистого
типа (магистральные автопоезда, междугородные и туристские
автобусы), а также для исследования влияния различных факторов на расход топлива.
При определении ТСХ автомобиль совершает пробег по измерительному участку с различными скоростями. При определении каждой точки этой характеристики движение должно происходить при возможно большей скорости, но не превышающей
допустимую для данной точки (даже на спусках) скоростью. Скорость для грузовых автомобилей и автопоездов задается от максимальной до 30 км/ч и должна быть кратна десяти. Движение
должно осуществляться на возможно высшей передаче, а переключение на низшую передачу необходимо производить тогда,
когда частота вращения коленчатого вала двигателя при включении этой передачи будет соответствовать ωeN. Переключение
на высшую передачу при разгоне надо осуществлять при частоте
вращения коленчатого вала двигателя ωeN. Разгоны осуществляются при полной подаче топлива.
По результатам испытаний строится график зависимости
Qs = f(va.ср). Замеры расхода топлива и времени движения производятся в моменты пересечения начала и конца измерительного
участка. Объем и условия проведения испытаний автомобилей
на топливную экономичность оговорены в ГОСТ 20306–90 и в
технической документации на АТС предприятия-изготовителя.
Испытания как серийных, так и опытных образцов автомобилей
проводятся только после завершения их обкатки и проведения
работ по обслуживанию и регулировке узлов и агрегатов. Комплектность автомобиля и распределение нагрузки по осям должно соответствовать требованиям технической документации
предприятия-изготовителя для автомобиля полной массы.
Измерительный участок для определения контрольного расхода топлива, расхода топлива в магистральном и городском
ездовых циклах на дороге и топливной характеристики установившегося движения должен быть прямолинейным, горизонтальным, длиной не менее 4 км, с цементобетонным или асфальтобетонным ровным покрытием, допускаемые уклоны не более 0,5 %
на участках длиной не более 50 м.
Измерительный участок для определения топливно-скоростной
характеристики на дороге с переменным продольным профилем
должен быть длиной 13...15 км с цементобетонным или асфальтобетонным покрытием. На участке должно быть не менее одного
подъема и одного спуска длиной 600...800 м с уклоном не менее
4 %. Радиусы поворотов должны быть не менее 1000 м. Начальная и конечная точки измерительного участка должны находиться на одной высоте над уровнем моря.
Испытательные заезды во всех случаях проводятся не менее двух раз в обоих направлениях движения. В каждом заезде
определяют время прохождения измерительного участка и количество израсходованного топлива. Окончательные результаты
берутся как средние арифметические значения полученных при
замерах данных. На практике испытаний на автополигоне получили распространение методики определения эксплуатационных
расходов топлива путем моделирования трех типичных режимов
движения: магистрального, городского и горного. Каждый маршрут включает измерительные участки и дороги полигона, чередующиеся в определенной последовательности, движение по которым осуществляется по определенной карте.
За рубежом в разных странах методы оценки топливной экономичности автомобилей весьма различны. В ряде стран Западной
Европы (ФРГ, Великобритания, Франция) оценка топливной экономичности производится по расходу топлива в литрах на 100 км
для установившегося и неустановившегося движения. Топливная
экономичность при установившемся движении определяется на
высшей передаче на горизонтальной дороге с усовершенствованным покрытием или на динамометрическом стенде при движе-
110
111
Факторы, влияющие на расход топлива автомобилями, могут быть классифицированы и объединены в три основные
группы: технологические, конструктивные и эксплуатационные.
Влияние технологических факторов на расход топлива связано,
в основном, с величиной допусков и качества обработки основных элементов автомобиля, с качеством проведения сборочных
и контрольно-регулировочных операций, а также с эффективностью метрологического обеспечения ОТК автомобилестроительных и ремонтных заводов, автотранспортных предприятий и
станций технического обслуживания.
Особое влияние на топливную экономичность автомобилей с
бензиновыми двигателями оказывают размеры топливных и воздушных жиклеров карбюраторов, размеры отверстий распылителей и др. Также существенное влияние на топливную экономичность оказывают различие в пропускной способности главных
жиклеров отдельных камер карбюратора, негерметичность и неоптимальное включение клапана экономайзера, наличие заусениц в
диффузорах карбюратора, дефекты в топливных и эмульсионных
каналах, неплотность в системе ускорительного насоса и т. п.
У дизельных двигателей существенную роль играют зазоры
у сопрягаемых деталей топливной аппаратуры, т. е. плотность
плунжерных пар насоса высокого давления и пары «запорная
игла – распылитель» форсунок, герметичность запирающих элементов линии высокого давления топлива и ее гидравлическое
сопротивление, правильность и точность регулировок форсунок
и клапанов по давлению их открытия, равномерность цикловой
подачи топлива и начала впрыскивания различных секций топливного насоса и т. п.
К наиболее важным эксплуатационным факторам, определяющим эффективность топливоиспользования в условиях транспортного процесса, относят: организацию дорожного движения;
техническое состояние подвижного состава и автомобильных дорог; мастерство водителей; атмосферные условия; коэффициенты использования грузоподъемности и пробега автомобиля и др.
К конструктивным факторам, определяющим базовый расход
топлива (топливную экономичность), относятся: весовые и аэродинамические параметры автомобиля, тип и конструктивные особенности двигателя (способ смесеобразования, степень сжатия,
форма камеры сгорания, количество цилиндров, ход и диаметр
поршней, частота вращения коленчатого вала двигателя и т. д.),
совершенство рабочего процесса двигателя, неравномерность
112
113
нии с определенной скоростью (90 и 120 км/ч – ФРГ и Франция;
80 км/ч – Великобритания). Топливную экономичность неустановившегося движения оценивают по результатам имитации на
динамометрическом стенде условий движения автомобилей в
городе с использованием ездового цикла ЕСЕ и действующих
Европейских правил по определению токсичности отработавших
газов. В ФРГ для оценки топливной экономичности автомобилей используется также испытательный ездовой цикл ЕСЕ со
средней скоростью движения 19 км/ч. Кроме того, практикуются регулярные дорожные испытания автомобилей и автопоездов
по 6–7 типичным дорогам общей протяженностью 600...700 км
с определением средних эксплуатационных расходов топлива на
каждой дороге, а также средневзвешенного расхода.
В США практически каждая крупная автомобилестроительная
фирма имеет свои методы оценки топливной экономичности, принципиально отличающиеся друг от друга. В последние годы общество инженеров-автомобилестроителей, американское общество
испытаний и материалов и агентство по охране окружающей среды (ЕРА) совместно разработали и утвердили в качестве стандарта
(SAE) федеральную методику испытаний (FTP) для определения
топливной экономичности и токсичности отработавших газов.
По этой методике при дорожных испытаниях определяется
расход топлива легковых автомобилей в трех ездовых циклах –
городском, пригородном и магистральном. В качестве измерителя топливной экономичности автомобилей в США, в отличие от
общепринятого в Европе (л/(100 км)), используется пройденный
путь на определенном объеме топлива. За единицу длины обычно
принимают милю (1,609 км), а за единицу объема – галлон (3,785 л)
(1 галлон /1 милю = 2,35 л/км).
Технические специалисты США считают, что максимально
возможное значение показателя топливной экономичности закрытого четырехместного легкового автомобиля с дизельным
двигателем с наддувом и неразделенной камерой сгорания составит 100 миль/галлон.
4.4. Влияние конструктивных и эксплуатационных
факторов на топливную экономичность автомобиля
распределения горючей смеси (топлива) по цилиндрам, система
обезвреживания отработавших газов, тип и характеристики шин
и трансмиссии, конструкция ходовой части и т. п.
На топливную экономичность оказывает влияние также правильный выбор передаточного отношения главной передачи, числа передач и передаточных чисел коробки передач. Увеличение
числа передач улучшает топливную экономичность автомобиля.
В связи с этим на современных грузовых автомобилях получили
распространение многоступенчатые коробки передач (8…10 ступеней). Увеличение числа ступеней ограничено, поскольку чем
больше число ступеней, тем сложнее управление автомобилем.
Для высокоскоростных автомобилей на топливную экономичность существенное влияние может также оказывать обтекаемость кузова.
Из эксплуатационных факторов наибольшее влияние на топливную экономичность оказывают скорость движения, степень
использования грузоподъемности и выбор передачи в коробке
передач.
Из топливно-экономической характеристики (рис. 26) видно,
что с увеличением скорости движения путевой расход топлива
при малых скоростях уменьшается, достигает минимального значения при некоторой оптимальной скорости движения, а затем
существенно возрастает. Такая зависимость путевого расхода топлива от скорости движения объясняется тем, что с изменением
скорости одновременно изменяются две величины, входящие в
уравнение расхода топлива установившегося движения автомобиля, а именно удельный расход топлива и сила сопротивления
воздуха.
При малых скоростях движения сила сопротивления воздуха
невелика и почти не оказывает влияния на топливную экономичность. Основное влияние в этом случае оказывает изменение
удельного расхода топлива, зависящего от изменения степени
использования мощности двигателя U. При увеличении скорости
движения степень использования мощности двигателя возрастает, в связи с чем, как видно из экономической характеристики
двигателя (рис. 27), удельный расход топлива уменьшается, а
следовательно, уменьшается также и путевой расход топлива.
Начиная с некоторой скорости движения сила сопротивления воздуха начинает оказывать существенное влияние на расход топлива, и уменьшение расхода замедляется. Начиная с той
скорости движения, которая на топливно-экономической характеристике обозначена va.опт, увеличение расхода топлива за счет
возрастания силы сопротивления воздуха перекрывает уменьшение его за счет снижения удельного расхода топлива.
Увеличение веса груза, перевозимого автомобилем, всегда приводит к увеличению путевого расхода топлива. Однако
удельный путевой расход топлива qп.у , т. е. путевой расход, отнесенный к единице перевозимого груза, при этом может как увеличиваться, так и уменьшаться. Для того чтобы проанализировать
изменение удельного путевого расхода топлива при изменении
веса перевозимого груза, удобнее представить уравнение расхода
топлива в таком виде:

g e (Gгр + Gсн )ψ + Pв
ge
q
Pв 
qп.у = п =
=
(1 + γ т ) ψ +
,
Gгр
Gгр 
36 000ρТ ηтрGгр
36 000ρ т ηтр 
(99)
114
115
где Gгр – вес перевозимого груза; Gсн – снаряженный вес автомобиля (вес автомобиля без груза); γт – коэффициент тары (γт =
= Gсн/Gгр).
Из формулы (99) видно, что при увеличении веса перевозимого груза два члена множителя, стоящего в квадратных скобках,
уменьшаются. Кроме того, до определенных пределов уменьшается также удельный расход топлива gе, поскольку увеличивается степень использования мощности двигателя. Только при
больших степенях использования мощности двигателя gе может
увеличиваться, и при этом может увеличиваться удельный расход топлива qп.у. Увеличивать вес полезного груза, перевозимого непосредственно на автомобиле, можно лишь в пределах
номинальной грузоподъемности автомобиля. Дальнейшее улучшение топливной экономичности возможно за счет применения
автопоездов. Кроме того, так как снаряженная масса прицепных звеньев значительно ниже снаряженной массы автомобилей такой же грузоподъемности, то масса перевозимого груза
с использованием прицепных звеньев увеличивается примерно
вдвое, в то время как снаряженная масса автопоезда возрастает всего на 50...60 %. В результате удельный путевой расход
топлива автопоездов значительно ниже, чем у одиночных автомобилей. Однако, как отмечалось ранее, максимальная масса
автопоезда ограничивается минимальной удельной мощностью
Рис. 25. Влияние выбора передачи на расход топлива
правильность выбора способа вождения автомобиля. Непосредственно из рисунка можно сделать заключение, что UI < UII < UIII,
т. е. что степень использования двигателя уменьшается при переходе с высшей передачи на низшую.
Поскольку с уменьшением степени использования мощности
двигателя, как правило, удельный расход топлива возрастает, а
мощность Nт , расходуемая на движение автомобиля, остается
неизменной, то путевой расход топлива при движении на низших передачах, как правило, больше, чем на высших. Только
в тех случаях, когда на высшей передаче степень использования двигателя близка к 100 %, может оказаться, что переход на
низшую передачу приведет к некоторому снижению расхода
топлива.
Наибольшее влияние на топливную экономичность автомобиля оказывает техническое состояние и правильность регулировок
приборов систем питания и зажигания. Например, неисправность
экономайзера может увеличить расход топлива на 15 %. Отказ
в работе одной свечи зажигания у автомобиля с шестицилиндровым двигателем приводит к увеличению расхода топлива на
20…25 %, неправильная установка зажигания может привести к
увеличению расхода топлива на 60…80 %. Расход топлива увеличивается также при неправильной установке схождения колес,
ненормальном давлении воздуха в шинах, отсутствии гарантированного зазора в тормозных механизмах, нарушениях в работе
механизма газораспределения и т. д.
Большое влияние на топливную экономичность оказывает соответствие применяемого сорта топлива рекомендациям заводаизготовителя. Например, применение бензина с октановым числом более низким, чем рекомендуется заводом, может привести
к перерасходу топлива до 15…20 %. Уменьшение температуры
охлаждающей жидкости с 95° (оптимальная температура для современных двигателей) до 65° увеличивает расход топлива почти
на 15 %.
Передовые водители добиваются существенной экономии топлива за счет правильного использования режимов движения. Режимы движения подбираются такими, чтобы двигатель работал
по возможности в области низких удельных расходов топлива и
мощность, расходуемая на разгон автомобиля при увеличении
его скорости, как можно более полно использовалась для движения автомобиля в процессе снижения его скорости.
116
117
двигателя, характеристикой трансмиссии и дорожными условиями. Поэтому увеличивать массу автопоезда можно только до
определенных пределов.
Если при движении с одной и той же скоростью по одной и
той же дороге использовать различные передачи в коробке передач, то и расход топлива будет разным.
Для объяснения причин изменения расхода топлива при движении на различных передачах воспользуемся графиком мощностного баланса автомобиля (рис. 25).
Пусть зависимость от скорости мощности, необходимой
для движения автомобиля по дороге с некоторым коэффициентом дорожного сопротивления ψ, изображается кривой Оа. При
скорости vа1 возможно движение автомобиля на любой из трех
передач. При этом степень использования мощности двигателя на различных передачах будет различной: на первой передаδ
δ
δ
че U Ι в ; на второй передачеU ΙΙ в ; на третьей передаче U ΙΙΙ в .
δд
δг
δг
Существенное влияние на топливную экономичность автомобиля оказывают: техническое состояние его механизмов и систем, соответствие применяемых эксплуатационных материалов (топливо, смазки, охлаждающие жидкости) рекомендуемым
заводом-изготовителем, соблюдение тепловых режимов, а также
NEe,,лл..Сс..
N
NNEeII
NNEeIIII
е
III
NNE eIII
NNGG+N
+ NBB
А
Д
Г
В
Б
vV
,КМ/Ч
а, Aкм/ч
VA
1
Основным конструктивным фактором, влияющим на топливную экономичность автомобиля, является тип и конструктивные
особенности двигателя. Как было указано выше, минимальные
удельные расходы топлива у дизелей приблизительно на 30 %
ниже, чем у бензиновых двигателей. Преимущества дизелей, с
точки зрения топливной экономичности, заключаются также в
меньшей зависимости удельных расходов от степени использования мощности двигателя. При уменьшении степени использования мощности двигателя до U = 10 % у бензиновых двигателей удельный расход топлива увеличивается приблизительно
в три раза, а у дизелей только на 30 %. В результате снижения
минимальных удельных расходов и уменьшения зависимости
удельного расхода топлива от степени использования мощности
двигателя путевой расход топлива у автомобилей одинаковой
грузоподъемности при установке дизеля в среднем на 50 % меньше, чем при установке бензинового двигателя.
Более высокая топливная экономичность автомобилей с дизельным двигателем по сравнению с бензиновыми является
основной причиной быстрой дизелизации грузового автопарка
практически во всех странах мира (за исключением США). Топливная экономичность автомобилей, снабженных бензиновыми
двигателями, в значительной степени зависит от степени сжатия
двигателей. Считают, что повышение степени сжатия стандартных двигателей на две единицы позволяет снизить расход топлива на 15 %. Однако повышение степени сжатия требует применения бензинов с повышенными детонационными свойствами
(октанового числа), но с повышением детонационной стойкости
бензина его производство усложняется и стоимость увеличивается. Кроме того, при больших степенях сжатия увеличивается
токсичность отработавших газов.
Применение дизельных двигателей на автомобилях обусловлено, прежде всего, достаточно высокой топливной экономичностью и использованием менее дорогих видов топлива по сравнению с бензином. Поэтому дизельные двигатели находят все
более широкое применение на грузовых автомобилях, автобусах
и даже на легковых автомобилях. К настоящему времени дизели практически вытеснили во всех развитых странах двигатели с
принудительным зажиганием в грузовом автотранспорте и постепенно начинают вытеснять их в легковых автомобилях (исключая США, где довольно низкие налоги и стоимость бензина).
Дизельные двигатели экономичнее бензиновых благодаря более высокой степени сжатия и коэффициенту избытка воздуха,
более точному дозированию топлива на основных эксплуатационных режимах, что обеспечивает более полное сгорание топлива в цилиндрах двигателя. Термический КПД дизеля на 10...13 %
выше по сравнению с бензиновым. Минимальный удельный эффективный расход топлива у современных дизелей составляет
190...210 г/(кВт · ч) что на 25...28 % меньше по сравнению с бензиновыми двигателями. По сообщениям зарубежных фирм, уже
созданы экспериментальные образцы дизелей с минимальным
удельным расходом топлива 175...185 г/(кВт ∙ ч).
При магистральных перевозках расход топлива на единицу
транспортной работы автомобиля средней грузоподъемности
с дизельным двигателем на 30…35 % меньше по сравнению с
бензиновым такой же мощности. В условиях бездорожья относительная экономичность автомобилей с дизельными двигателями
еще более значительна.
По мере увеличения скорости движения относительная величина топливной экономичности дизельного двигателя несколько
уменьшается. Однако в городских условиях эксплуатации, для
которых характерны невысокие скорости движения, дизельные
двигатели обеспечивают более 40 % экономии топлива на единицу транспортной работы.
Повышенный интерес к дизельным двигателям в последнее
время дополнительно объясняется еще и тем, что они в меньшей
степени загрязняют окружающую среду продуктами неполного
сгорания (СО и СН), хотя количество твердых частиц и окислов
азота в отработавших газах дизелей существенно больше, чем у
бензиновых двигателей. Введение более жестких норм токсичности на отдельные компоненты может привести к тому, что дизели не будут удовлетворять этим требованиям, что может явиться
серьезным препятствием на пути их широкого внедрения на автомобильном транспорте. Другой отличительной особенностью
дизельных двигателей является то, что удельные эффективные
расходы топлива у них меньше зависят от степени использования мощности.
В результате всего вышеперечисленного у одномарочных автомобилей при установке дизельного двигателя вместо бензинового путевой расход топлива уменьшается в среднем на 40 %
(табл. 6).
118
119
Существенным фактором, сдерживающим широкое применение дизелей, особенно на легковых автомобилях, являются их
большие, по сравнению с бензиновыми двигателями той же мощности, размеры и масса, худшая динамика разгона автомобиля, а
также повышенные стоимость и шумность при работе (более резкое нарастание давления при самовоспламенении). Кроме того, в
последние годы появляется все больше противников дизельных
двигателей в связи с пересмотром взглядов на относительную
агрессивность вредных веществ в отработавших газах дизелей и
бензиновых двигателей. Снижение скорости нарастания давления
в цилиндрах дизелей, особенно для легковых автомобилей, компенсируется применением форкамер, вихревых камер сгорания и
пленочного способа смесеобразования. Согласно статистическим
данным, применение дизельных двигателей предпочтительнее на
грузовых автомобилях средней и большой грузоподъемности,
что также в достаточной мере отвечает структуре топливноэнергетического баланса и нефтехимической отрасли.
Другим не менее эффективным способом повышения мощности и экономичности двигателей является применение турбо-
наддува. Его применяют на бензиновых и дизельных двигателях. Применение турбонаддува на дизелях повышает мощность
двигателя до 25 %, а топливную экономичность на 6...8 % по
сравнению с двигателями без наддува. Экономия топлива на
бензиновых двигателях с наддувом достигает 5...7 %. Наибольший эффект дает применение наддува в сочетании с одновременным снижением максимальной частоты вращения коленчатого вала двигателя. Для обеспечения надежной работы
двигателей с турбонаддувом необходимо проведение дополнительных конструктивно-технологических мероприятий: увеличение прочностных характеристик цилиндро-поршневой группы,
масляное охлаждение поршней и др.
Совершенствование топливной аппаратуры дизелей обеспечит
снижение расхода топлива в целом до 6,5 и дымности до 25 %.
Для достижения перспективных норм токсичности отработавших
газов на транспортных дизелях необходимо использовать двухрежимный регулятор топливного насоса высокого давления.
В области совершенствования рабочего процесса дизелей эффективным является применение пленочного способа смесеобразования, обеспечивающего снижение расхода топлива на 10...12
г/(кВт · ч), замена механических устройств впрыска топлива форсунками на индивидуальные для каждого цилиндра насос – форсунки со сложной схемой управления по образцу систем электронного впрыска бензиновых двигателей.
В последние годы ряд фирм Европы и США ведут интенсивные работы над двухтактными автомобильными двигателями.
Как известно, двухтактные двигатели при одинаковых параметрах позволяют почти в два раза увеличить мощность. Основные
недостатки двухтактных двигателей – большой расход топлива и
высокая токсичность ОГ – постепенно устраняются применением
электронного управления и организацией подачи топлива в цилиндры только после закрытия выпускных окон или клапанов.
Анализ развития двигателей традиционных схем показывает,
что за последние 20 лет их основные удельные показатели улучшились почти вдвое (табл. 7).
Наиболее реальной альтернативой жидкого топлива нефтяного
происхождения на автомобильном транспорте является перевод
определенной части автомобильного парка на питание сжиженным нефтяным газом (СНГ) и сжатым природным газом (СПГ).
Эти газы являются полноценным моторным топливом. При ис-
120
121
Основные параметры автомобилей АЗЛК с дизельным
и бензиновым двигателями
№
Параметр
п/п
1 Снаряженная масса, кг
Таблица 6
«Алекодизель»
1164
«АЗЛК21412»
1080
140
145
23,4*
19,7
2
Максимальная скорость, км/ч
3
Время разгона с места до 100 км/ч, с
4
5
Расход топлива, л/100 км:
vа = 90 км /ч
vа = 120
в городском цикле
Модель двигателя
6
Число цилиндров / рабочий объем, см4
7
Степень сжатия
8
Максимальная мощность, кВт/при об/мин
43/4750
53/5500
9
Максимальный крутящий момент,
Н · м/при об/мин
100/2750
106/3200
4,9
6,3
6,9
8,6
6,7
10,0
«Форд-КНД» УЗАМ-331.10
6/1753
4/1478
21,5
9,5
* При полной массе автомобиля.
пользовании природного газа не требуется большой технологической переработки системы питания бензинового двигателя.
Степень унификации газобаллонных автомобилей, работающих
на СПГ и СНГ, по сравнению с автомобилями действующего производства по основным агрегатам двигателя, системы питания и
зажигания составляет 95 %. Октановое число газового топлива
соответствует 110 ед. Высокая антидетонационная стойкость газовых топлив и их хорошая смешиваемость с воздухом позволяют форсировать газовые автомобильные двигатели по степени
сжатия до 10...11 (например, двигатель ЗИЛ-130 с 6,5 до 8,0, а
двигатель ЗМЗ-53 с 6,7 до 8,5).
Более высокое содержание водорода в газовом топливе обеспечивает его более полное сгорание в цилиндрах двигателя.
Пределы воспламенения у газового топлива более широкие, чем
у бензина, это позволяет на основных эксплуатационных режимах наиболее эффективно обеднять горючую смесь. Применение
СПГ и СНГ в качестве моторного топлива обеспечивает существенное снижение токсичности отработавших газов по основным контролируемым параметрам. Результаты лабораторнодорожных испытаний газобаллонных автомобилей ЗИЛ и ГАЗ
показали, что при эксплуатационных экономических скоростях
движения они расходуют по объему на 10...14 % топлива меньше,
чем при работе на бензине.
Перевод бензинового двигателя на газ при оптимальной степени сжатия ведет к снижению удельного эффективного расхода топлива на 5...6 % (по внешней скоростной характеристике).
Снижение шума в зависимости от режимов работы двигателя достигает 7...8 дБ. Моторесурс у газовых двигателей, работающих
на СНГ и СПГ, на 30...35 % больше, чем у бензиновых.
Серьезным недостатком газобаллонных автомобилей является снижение максимальной мощности двигателя при неизменной
степени сжатия на 10...19 %, что связано с меньшей скоростью
распространения фронта пламени в камере сгорания и более низким коэффициентом наполнения цилиндров (на 8...10 %), а это
ведет к уменьшению максимального давления и температуры
рабочего цикла. Кроме того, увеличивается снаряженная масса
автомобиля на 5...18 %, что соответственно приводит к снижению полезной грузоподъемности. У газобаллонных автомобилей
увеличивается минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала двигателя (минимальная устойчивая скорость движения) примерно в 2 раза, что вызывает ряд дополнительных трудностей, связанных с эксплуатацией и управлением, выполнением
маневров при движении в городских условиях и снижением надежности работы некоторых систем автомобиля.
Топливная экономичность автомобилей, снабженных бензиновыми двигателями, существенно зависит от величины степени
сжатия. Повышение степени сжатия увеличивает не только термодинамический, но и относительный КПД. Увеличение степени
сжатия целесообразно до тех пор, пока улучшения показателей
работы двигателя достигают без каких-либо признаков детонации. Повышение степени сжатия на 1 ед. в пределах 6,5...9,0
снижает расход топлива на 4...6 %. Повышение степени сжатия
свыше 9,0 уже недостаточно эффективно из-за уменьшения приращения экономии топлива, повышения стоимости высооктановых бензинов, увеличения потерь нефтяных фракций при нефтепеработке и уменьшения эффекта приращения КПД двигателя.
Увеличение степени сжатия ведет также к ухудшению пусковых
качеств, сокращению срока службы двигателя и существенному
увеличению токсичности отработавших газов.
Кроме того, повышение степени сжатия требует применения
бензина с более высоким октановым числом или усложнения си-
122
123
Таблица 7
Тип двигателя
Литровая
мощность, кВт/л
Минимальный
удельный расход
топлива, г/(кВт∙ч)
30…50
40…65
245…290
265…315
45…75
233…276
20…32
26…37
215…270
215…265
35…43
212…255
13…25
15…28
210…218
200…210
17…36
186…205
Бензиновые легковые автомобили:
без наддува
с наддувом
с наддувом и промежуточным
охлаждением
Дизели для легковых автомобилей:
без наддува
с наддувом
с наддувом и промежуточным
охлаждением
Дизели для грузовых автомобилей
полной массой свыше 10 т:
без наддува
с наддувом
с наддувом и промежуточным
охлаждением
стемы управления работой двигателя. Производство неэтилированного бензина с высоким октановым числом, необходимого для
двигателей с высокой степенью сжатия, требует дополнительных
затрат энергии. Так, экономия затрат вследствие повышения топливной экономичности при одинаковых характеристиках при
увеличении степени сжатия с 8,3 до 9,2 составляет 5,8 %, в то
время как затраты энергии на производство бензина с более высоким октановым числом, необходимым для двигателя с более
высокой степенью сжатия, оцениваются в 9,5 %. Таким образом,
при переходе к более высокой степени сжатия общие затраты могут возрасти.
Вытеснение карбюраторов системами электронного впрыска
топлива (первое механическое устройство впрыска топлива под
давлением на 4-тактном двигателе появилось в 1894 г., а первая
электронная система впрыска – в 1957 г. в США на автомобилях
Chevrolet) обусловлено улучшением основных показателей двигателей. Это объясняется более качественным смесеобразованием (за счет большего перепада давлений, чем создается диффузорами), более точным дозированием и оптимизацией состава
смеси на всех режимах работы двигателя. За счет этого улучшается процесс сгорания и контроль за продуктами сгорания. Применение впрыска топлива позволяет повысить на 1–2 единицы
степень сжатия, а это дополнительно приводит к увеличению
мощностных и экономических показателей работы двигателя.
Причем высокая экономичность обеспечивается в более широком диапазоне рабочих режимов, чем у двигателей с карбюраторами. При этом существенно снижается токсичность отработавших газов, поскольку двигатели работают на обедненных смесях
(1,5…1,7). В настоящее время двигатели с впрыском при тех
же конструктивных параметрах имеют мощность на 10…15 %
больше, расход топлива на 15…20 % меньше, а токсичность в
несколько раз меньше по сравнению с карбюраторными. Однако даже при таком улучшении экологических свойств они не
удовлетворяют требованиям Евростандарта «Евро-3», и тем более новым стандартам «Евро-4» и «Евро-5» и стандарту SAE
США. Дальнейшим шагом в создании систем впрыска является непосредственный впрыск топлива в цилиндры бензинового
двигателя. Ряд японских фирм в результате 10-летней работы
создали образцы двигателей с непосредственным впрыском.
Так двигатель D-4 Toyota со степенью сжатия 12,5 работает
на переобедненной смеси с давлением впрыска более 10 МПа.
Специально для такого класса систем фирмой разработаны быстродействующие пьезоэлектрические инжекторы повышенной
точности. Предполагается, что с помощью таких систем будет
достигнута двадцатипроцентная экономия топлива по сравнению с двигателями с впрыском топлива.
Основным средством повышения производительности автомобильного транспорта является увеличение грузоподъемности
и средней скорости движения транспортных средств. Это требует увеличения энерговооруженности автомобилей и автопоездов,
обеспечиваемой повышением как абсолютной мощности двигателей, так и удельной мощности (кВт/т). Максимальные скорости
современных автопоездов большой грузоподъемности достигли
в Европе более 90 км/ч, а в США они превысили 100 км/ч.
Топливная экономичность автомобилей в значительной степени зависит от мощности применяемого двигателя. Сравнительную оценку автомобилей обычно производят по их удельной мощности Nуд – отношению максимальной эффективной
мощности двигателя к полной массе автомобиля или автопоезда
(кВт/т). Минимальное значение удельной мощности для автотранспортных средств большой грузоподъемности и автопоездов
в большинстве стран обычно регламентировано, что способствует выравниванию скоростей потока автотранспорта на дорогах.
Согласно прогнозам, сделанным зарубежными специалистами,
в большинстве стран с развитой автомобильной промышленностью минимальная удельная мощность автомобилей должна стабилизироваться на уровне 7,5 кВт/т. В настоящее время в большинстве стран Европы в качестве оптимальной минимальной Nуд
рекомендуют 5,2 кВт/т.
Результаты экспериментальных исследований магистральных
автопоездов свидетельствуют о существенном влиянии удельной
мощности на среднюю скорость движения и путевой расход топлива. Уменьшение Nуд до определенных пределов способствует,
как правило, снижению расхода горючего и стоимости автомобильных перевозок. Снижение удельной мощности автопоезда с
6,0 до 4,5 кВт/т позволяет уменьшить путевой расход топлива в
обычных условиях эксплуатации на 4...5 %. В то же время при
слишком малой удельной мощности (мене 4,0 кВт/т) путевой расход топлива может увеличиться за счет более частого использования промежуточных ступеней в коробке передач.
124
125
Минимальный путевой расход топлива имеет место при различных значениях Nуд в зависимости от дорожных условий. При
дальнейшем увеличении удельной мощности происходит увеличение путевого расхода топлива из-за уменьшения степени использования мощности двигателя.
Важным условием эффективной реализации мощности двигателя в различных условиях эксплуатации автомобиля является
рациональный выбор параметров трансмиссии: передаточного
числа главной передачи, количества ступеней и диапазона передаточных чисел коробки передач и закономерности построения
ряда передаточных чисел. Увеличение числа ступеней в коробке
передач улучшает топливную экономичность автомобиля. Однако реальное количество ступеней в коробке передач ограничено,
поскольку чем больше число ступеней, тем сложнее управлять
автомобилем и водитель не всегда правильно ориентируется в
выборе нужной передачи. Это в конечном итоге приводит к тому,
что потенциальные возможности многоступенчатых коробок передач оказываются нереализованными.
В коробках передач современных автомобилей как с ручным,
так и с автоматическим переключением реализуется лишь ограниченный набор передаточных чисел. Вследствие этого невозможно добиться абсолютно полного соответствия режима работы двигателя и движения автомобиля на всех режимах, поэтому,
как правило, двигатель работает в условиях, не оптимальных для
достижения наилучших показателей топливной экономичности.
Последние достижения в области разработки бесступенчатых
коробок передач вселяют некоторую надежду, и если эти коробки
окажутся приемлемыми по стоимости, долговечности и технологии изготовления, то по прогнозам их использование позволит на
10 % повысить топливную экономичность автомобилей. Однако,
к сожалению, разработка бесступенчатых коробок передач еще
далека до завершения.
Передаточное число главной передачи также является важной
характеристикой соответствия режима работы двигателя и автомобиля. Поэтому подбор передаточных чисел агрегатов трансмиссии
при проектировании автомобиля является задачей оптимизации.
Таким образом, удельная мощность и характеристики трансмиссии оказывают существенное влияние на показатели топливной экономичности автомобилей всех типов. На практике
установлено, что при правильном выборе значения удельной
мощности и характеристик трансмиссии можно снизить эксплуатационные расходы топлива автобусов, грузовых автомобилей и
автопоездов до 10...15 % без снижения их производительности, а
иногда и при ее повышении.
Автомобильный двигатель в реальных условиях эксплуатации
только незначительную часть времени работает на режимах максимальной мощности. Причем чем больше значение удельной
мощности, тем реже используется максимальная мощность двигателя. В зависимости от угловой скорости коленчатого вала удельный эффективный расход топлива будет разным: минимальный –
270 г/(кВт ∙ ч), максимальный – 357 г/(кВт ∙ ч). Очевидно, что
наиболее выгодным будет режим работы двигателя, при котором
удельный эффективный расход топлива будет минимальным.
Отклонение режима работы двигателя от оптимального сопровождается увеличением удельного эффективного расхода
топлива. Увеличение расхода топлива при пониженной частоте
вращения коленчатого вала и малой мощности обусловлено ростом относительных механических, насосных и тепловых потерь,
а также ухудшением процессов смесеобразования и условий сгорания смеси. Для обеспечения стабильности воспламенения на
этих режимах рабочую смесь обогащают, что ведет к увеличению
удельного эффективного расхода топлива.
Повышение удельного расхода топлива на режимах максимальных или близких к ним нагрузок вызвано у карбюраторных
двигателей обогащением рабочей смеси экономайзером. Наиболее экономичный режим работы карбюраторного двигателя
при частичных нагрузках с постоянной частотой вращения коленчатого вала соответствует мощности, составляющей 75...80 %
от максимального ее значения для данного скоростного режима
(так называемый «предэкономайзерный»), а для автомобилей с
использованием карбюраторов с последовательным включением
камер – начало включения дополнительной камеры. Как показывают исследования, экономичная область работы двигателей грузовых автомобилей и автобусов с карбюраторными двигателями
находится в пределах 150...200 рад/с, легковых – 250...300, а для
высокооборотных дизелей – 210...230 рад/с при нагрузке, составляющей 70...80 % от максимальной.
В городских условиях автомобильные двигатели чаще всего
работают вне экономичной области, поэтому подобрать экономичные режимы работы двигателя по разным причинам сложно.
126
127
В табл. 8 приведены статистические данные по продолжительности работы автомобилей на различных режимах, в условиях
крупного города, в зависимости от общего баланса времени пребывания на линии и путевой расход топлива на этих режимах.
Таблица 8
Режимы работы
автомобилей
Продолжительность работы
автомобилей, %
легковых
грузовых
автобусов
Расход
топлива,
%
Холостой ход
22
17
29
10…14
Ускорение
37
42
38
45…51
Постоянная скорость
12
16
9
20…23
Замедление
29
25
24
8…12
Из таблицы следует, что режимы разгона наиболее представительные как по продолжительности, так и по расходу топлива.
Во время разгона автомобиль расходует топлива в 1,35...1,45 раза
больше, чем при равномерном движении на этом же участке. Расход топлива на режимах разгона, прежде всего, зависит от средней величины ускорения автомобиля, производительности ускорительного насоса, частоты и режима переключения передач,
суммарного числа оборотов коленчатого вала двигателя, приходящегося на единицу пути. С точки зрения обеспечения наиболее
экономичных режимов работы двигателя в различных условиях
эксплуатации и при различных режимах движения наилучшим
будет применение бесступенчатых трансмиссий или трансмиссий
с большим числом ступеней с автоматическим переключением
передач. Использование таких трансмиссий позволит также существенно повысить средние скорости движения автомобилей.
В последнее время многие зарубежные фирмы применяют на
большегрузных автомобилях-тягачах многоступенчатые передачи с системами автоматического переключения и системами
управления работой двигателя, созданными на базе специализированных ЭВМ. Внедрение таких систем на магистральных автопоездах позволяет уменьшить путевой расход топлива на 10...15 %
при одновременном повышении их тягово-скоростных свойств.
Еще больший эффект может дать применение таких систем на
автомобилях, работающих с сильно изменяющимися условиями
128
эксплуатации. Снижение расхода топлива при одновременном
повышении тягово-скоростных свойств автомобиля может быть
достигнуто за счет уменьшения сил сопротивления движению:
сопротивления качению и сопротивления воздуха. Исследования
показали, что при снижении коэффициента сопротивления качению грузового автомобиля средней грузоподъемности на 10 %
расход топлива при скорости движения 50 км/ч уменьшается на
8,0 %, а у автопоезда – на 9 %. Снижение коэффициента сопротивления воздуха магистральных автопоездов на 12 % уменьшает
расход топлива на 20...25 %.
Часто при конструировании шин, стремясь увеличить их срок
службы, увеличивают толщину протектора. Однако это приводит
к увеличению коэффициента сопротивления качению и, следовательно, к увеличению расхода топлива. При этом в некоторых
случаях экономические потери, связанные с увеличением расхода топлива, могут существенно превысить ту экономию, которую
можно получить в результате увеличения срока ходимости шин.
Эффективное влияние на расход топлива оказывает масса автомобиля и его размеры, так как от них напрямую зависят
силы сопротивления движению. Сила сопротивления качению
в одних и тех же условиях прямо пропорциональна массе автомобиля. Поэтому увеличение массы автомобиля всегда приводит к увеличению расхода топлива. Для грузовых автомобилей
путевой расход топлива практически пропорционален их массе,
у легковых автомобилей такой пропорциональности не просматривается. Объясняется это тем, что основной составляющей сил
сопротивления движению у грузовых автомобилей является сопротивление качению, пропорциональное их массе, а у легковых
автомобилей сопротивление воздуха оказывается соизмеримым
с сопротивлением качению, а при больших скоростях движения – доминирующим.
Влияние условий эксплуатации автомобиля
на расход топлива
Основное влияние из природно-климатических условий на
расход топлива оказывает температура окружающего воздуха.
Изменение температуры, как известно, сказывается на работе
двигателя, трансмиссии и всей ходовой части, особенно шин. В
зависимости от температуры и влажности окружающего воздуха
129
благоприятно сказывается на эффективности работы автомобилей, в частности, значительно снижается доля неустановившихся
режимов движения, увеличивается средняя скорость движения и
степень использования мощности двигателя, а значит, эксплуатационный расход топлива будет уменьшаться.
Продольный профиль дороги, ее криволинейность в плане,
ширина проезжей части, наличие пересечений, ровность покрытия и тип покрытия оказывают большое влияние как на среднюю
скорость движения, так и на эксплуатационный расход топлива.
Экспериментально установлено, что неровности дорог с усовершенствованным покрытием оказывают значительно большее
влияние на расход топлива, чем продольный профиль дороги.
Это объясняется, прежде всего, увеличением коэффициента сопротивления качению, а также снижением скорости движения.
Транспортные условия также влияют на использование топлива автомобильным транспортом. Однако основное влияние они
оказывают на эффективность использования автомобилей, т. е.
на удельный путевой расход топлива (на единицу транспортной
работы).
расходы топлива существенно меняются, так как помимо изменения суммарного сопротивления движению и потерь в трансмиссии и шинах изменяются условия сгорания топлива в цилиндрах
двигателя. Так, например, при снижении температуры окружающего воздуха от +10 до –30 °С эксплуатационный расход топлива увеличивается примерно на 25 %. При увеличении влажности
воздуха расход топлива также растет.
На изменение путевого расхода топлива в реальных условиях эксплуатации автомобилей основное влияние оказывают дорожные условия. Дорожные условия, как уже отмечалось ранее,
делятся на постоянные и переменные. К постоянным относятся
продольный профиль дороги, тип и состояние дорожного покрытия, план трассы, ширина проезжей части, количество и тип пересечений с другими дорогами. К переменным дорожным условиям
следует отнести: скорость, интенсивность и плотность движения,
состав транспортного потока, частоту и продолжительность остановок, число циклов разгона и замедления, сцепление колес с дорогой и видимость.
Из перечисленных факторов, определяющих изменение путевого расхода топлива, следует выделить тип и состояние дорожного покрытия и рельеф местности, по которой пролегает дорога,
так как именно от этих факторов зависит сила сопротивления дороги. Так, если принять путевой расход топлива на дороге с асфальтобетонным покрытием в равнинной местности за 100 %, то
на таком же покрытии в пересеченной местности расход топлива
возрастет на 30 %, на равнинных дорогах с гравийным покрытием он возрастет на 20 %, а на булыжных мостовых и грунтовых
дорогах – на 30...60 %.
Параметром, дающим интегральную оценку влияния дорожных условий на скорость движения автомобиля и расход топлива,
может быть коэффициент сопротивления дороги. Он позволяет
учитывать в комплексе влияние постоянных дорожных условий
на путевой расход топлива. При циклическом движении на расход топлива основное влияние оказывают допускаемые скорости
движения на отдельных участках маршрута, наличие ограничений и помех, интенсивность и продолжительность разгона и замедления, расстояние между остановками и другие факторы.
Степень интенсивности движения влияет на скоростные и
нагрузочные режимы, а те – на расход топлива. Таким образом,
можно считать, что снижение интенсивности движения в целом
Помимо экспериментальных методов для оценки топливной
экономичности автомобилей могут быть использованы и расчетные методы. Расчетные методы осуществляются значительно
быстрее экспериментальных и с наименьшими материальными
затратами. В настоящее время расчетные методы являются достаточно приближенными и поэтому используются как предварительные или ориентировочные. Показатели КРТ и ТХ рассчитываются при установившемся движении, а остальные показатели
топливной экономичности, кроме установившегося движения,
включают режимы разгона, торможения и холостого хода.
Комплексным измерителем экономичности автомобилей по
расходу топлива является топливно-экономическая характеристика (рис. 26), представляющая собой график зависимости путевого расхода топлива qп от скорости vа при установившемся
движении по дорогам с различным коэффициентом дорожного
сопротивления ψ. Такой график может быть построен для каждой
передачи.
130
131
4.5. Топливно-экономическая характеристика
автомобиля
GПкм
,
Gп , л/100
л/
100
Α
КМ
ψ15
Ψ
ψ
Ψ24
Расход
РАСХОД ПРи ПОлНОй
при
полной
подаче топлива
ПОДАЧе
ТОПлиВА
ψ
Ψ33
ψΨ42
ψ
Ψ51
vmin
VMIN
vопт (ψ1)
va max (Ψ1)
v ,Vкм/ч
VA MAX (Ψ1) a A, КМ/Ч
VОПТ (Ψ1)
Рис. 26. Топливно-экономическая характеристика автомобиля
В общем случае кривые зависимости qп = f (va ) имеют минимум; причем скорости, при которых путевой расход топлива
минимальный, тем меньше, чем больше ψ. Иногда, например у
дизельных автомобилей, зависимость qп = f (va ) не имеет минимума. Путевой расход в этих случаях повышается с увеличением
скорости движения.
Слева семейство кривых qп = f (va ) ограничивается кривой,
соединяющей точки, соответствующие минимально устойчивым скоростям движения. Обычно эти скорости тем больше, чем
тяжелее условия движения. Для упрощения часто считают минимальные скорости одинаковыми для всех значений ψ. Тогда
семейство кривых qп = f (vа ) слева ограничивается прямой, параллельной оси ординат.
Справа и сверху график ограничен огибающей параболой, соответствующей расходу топлива при его полной подаче дозирующими органами. Для бензиновых двигателей это соответствует
полному открытию дроссельной заслонки, а для дизелей – положению рейки насоса «до упора».
стве основного оценочного параметра экономичности двигателя
обычно принимают удельный расход топлива ge в граммах на эффективный киловатт в час (г/(кВт · ч)). Удельный расход топлива
ge является функцией от угловой скорости ωe (числа оборотов)
двигателя и степени использования U его мощности.
Степенью использования мощности двигателя U называют отношение мощности двигателя при некоторой частичной
подаче топлива и заданной угловой скорости (числе оборотов)
коленчатого вала к мощности двигателя при той же угловой скорости (числе оборотов), но полной подаче топлива. Например, у
бензинового двигателя степень использования U определяется
отношением мощности при частичном открытии дроссельной заслонки к мощности при полном ее открытии.
Если заданы условия движения автомобиля (va, ψ, jа) и его
конструктивные параметры, то степень использования двигателя
может быть подсчитана по формуле
N + Nв + Nи Nд + Nв + Nи
U= д
=
,
(100)
N e ηтр
Nт
где Nе – мощность двигателя при полной подаче топлива и угловой скорости ωe (оборотах), соответствующей на заданной передаче в коробке передач заданной скорости движения.
На рис. 27 показана примерная зависимость удельного расхода топлива от степени использования мощности двигателя U для
gG
e ,E,г (кВт · ч)
Г/КВТ∙Ч
ωωyY
ωω11
ωω2
ω32
ω3
4.6. Уравнение расхода топлива
Топливно-экономическая характеристика может быть построена либо по результатам стендовых или ходовых испытаний автомобиля, либо расчетным путем.
Для расчетного определения путевого расхода топлива нужно иметь характеристики расхода топлива двигателем. В каче-
Рис. 27. Экономическая характеристика двигателя
132
133
10
85...90 100 U, %
85…90
100 U, %
10
бензинового двигателя при различных угловых скоростях (числах оборотов) его коленчатого вала. Для каждого значения угловой скорости удельные расходы топлива ge имеют минимальное
значение при некоторой степени использования мощности U,
близкой к 100 %. При малых значениях U удельные расходы топлива возрастают из-за уменьшения механического КПД двигателя и ухудшения условий сгорания горючей смеси в цилиндрах
двигателя. При больших U удельные расходы также возрастают в
связи с обогащением горючей смеси экономайзером.
Для бензиновых двигателей характерно резкое увеличение
удельного расхода топлива при малой степени использования
двигателя (удельный расход топлива при малых U увеличивается
по сравнению с минимальным в несколько раз). При U = 100 %
расход топлива по сравнению с минимальным увеличивается на
10…15 %.
В меньшей степени удельный расход топлива зависит от угловой скорости (числа оборотов) коленчатого вала. Расход топлива
получается минимальным при угловой скорости, средней между
угловой скоростью ωN, соответствующей максимальной мощности, и угловой скоростью ωм, соответствующей максимальному
крутящему моменту. При максимальных и минимальных угловых скоростях коленчатого вала удельный расход топлива увеличивается по сравнению с минимальным на 15…25 %.
У дизелей удельный расход топлива в меньшей степени зависит от степени использования U, чем у бензиновых двигателей.
Максимальный расход топлива при малых значениях U отличается от минимального не более, чем в 1,5 раза.
Зная удельный расход топлива и мощность Ne, необходимую
для движения автомобиля, можно найти часовой расход Gт по
формуле
g N
g N
Gт = e e = e т =
1000 1000ηтр
(101)
g
gv
= e ( N д + N в + N и ) e a ( Рд + Рв + Ри )10 − 6.
1000
ηтр
Путевой расход связан с часовым расходом зависимостью
G
кг
Gт
л
qп = т 1000 ,
=
1000
,
(102)
36va
100 км 36va ρ т
100 км
134
где ρт – плотность топлива, г/см³ или кг/л. При расчете, если отсутствуют точные сведения о плотности применяемого топлива,
можно считать для бензина 700...750 г/см³, для дизельного топлива 820...850 г/см³.
Подставляя значение Gт из (101) в (102), получим:
qп =
ge
ge
л
( Nд + Nв + Ne ) =
( Рд + Рв + Ри )
.
36va ρ т ηтр
36 000ρ т ηтр
100 км (103)
В формулах (101)…(102) мощность выражена в кВт, скорость –
м/с, силы – Н. Если мощность выражена в л/с, скорость – км/ч,
силы – кг, то
ge
ge
л
qп =
( Nд + Nв + Ne ) =
( Рд + Рв + Ри )
.
10va ρ т ηтр
2700ρ т ηтр
100 км
(103а)
Для тех случаев, когда графики зависимости удельного расхода топлива от степени использования мощности двигателя и
угловой скорости ωe (числа оборотов ne) отсутствуют, доцент
И. С. Шлиппе предложил приближенный способ определения gе
по формуле:
g в = g N K и K ω , г/кВт · ч , (104)
где gN – эффективный удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя Nmax; Kи – коэффициент, учитывающий
зависимость удельного расхода топлива от степени использования мощности двигателя; Kω – коэффициент, учитывающий зависимость удельного расхода топлива от угловой скорости (числа
оборотов) коленчатого вала двигателя.
Коэффициенты Kω и Kи определяются по графикам, полученным обработкой статистических данных по удельным расходам
топлива большого числа бензиновых двигателей и дизелей (рис.
28).
Порядок построения топливно-экономической
характеристики автомобиля по методу И. С. Шлиппе
1. Задаемся коэффициентом дорожного сопротивления ψ.
2. Для нескольких скоростей при принятом значении ψ опре135
1,2
Kω
1,1
1,0
0,9
0
0,2
0,4
0,6
0,8
1
1,2
ωωeЕ// ω
ωNN,,
(N
/
(NeE NNNN))
Kи
2,5
Карбюраторный
КАРБЮРАТОРНый
2,0
1,5
1,0
0,5
Дизельный
ДиЗелЬНый
0
20
40
60
80
100
U, %
Рис. 28. Коэффициенты Kω и Kи
деляем Nд и Nв, а также соответствующую угловую скорость коva lтр
.
ленчатого вала двигателя по формуле ωв =
rk
ω
3. Для тех же значений скоростей определяем отношение в
ωN
и по графику (рис. 28) находим Kω.
Зная для каждой скорости значение соответствующей угловой
скорости (числа оборотов), по внешней характеристике двигателя
находим соответствующие значения его эффективной мощности,
определив по формуле (100) степень использования мощности,
по графику (рис. 28) определяем коэффициент Kи. Эти коэффициенты могут быть определены:
• для бензиновых двигателей
(105)
Kи = 3,27 – 8,22U + 9,13U – 3,18U; • для дизелей
(106)
Kи = 1,2 + 0,14U – 1,8U + 1,46U; • для всех типов двигателей
Kе = 1,25 – 0,99Е + 0,98Е – 0,24Е.
136
4. Поскольку в справочной литературе в характеристиках двигателей приводится обычно значение минимального удельного
эффективного расхода топлива, то его и удобнее использовать в
расчетах.
При определении степени использования мощности двигателя
по формуле (101) следует считать Nи = 0, поскольку топливноэкономическая характеристика строится для установившегося
движения. Если имеется график мощностного баланса (мощностная характеристика автомобиля), то для каждой принятой скорости можно непосредственно по этому графику определить тяговую мощность.
5. Путевой расход для каждой принятой скорости определяется по формуле:
K K g
Kи Kω g N
qп = и ω N ( N д + N в ) =
( Рд + Рв ) . (107)
36va ρ т ηтр
36 000va ρ т ηтр
Поскольку в технических условиях и справочниках обычно
указывается не gN, a ge min, то нужно по имеющемуся значению
определить gN. Приближенно можно считать gN = (1,05…1,1).
Минимальные удельные расходы топлива у современных бензиновых двигателей в зависимости от их конструктивных особенностей колеблются в пределах от 240 до 280 г/(кВт · ч), а у дизелей – в пределах от 200 до 220 г/(кВт · ч).
137
В настоящее время трансмиссии некоторых типов автомобилей снабжаются гидропередачами, а именно гидростатическими
и гидродинамическими.
Гидростатическими (гидрообъемными) называются передачи, использующие для передачи энергии статическое давление жидкости, создаваемое в объемном гидронасосе (например,
поршневом или шестеренчатом), связанном с двигателем. Это
давление используется для приведения во вращение объемного
гидромотора, связанного с ведущими колесами. Гидростатические передачи применяются главным образом в активных автопоездах (т. е. автопоездах, у которых ведущими являются не только
колеса тягача, но и прицепов). Для остальных типов автомобилей
гидростатические передачи применяются пока только на экспериментальных образцах.
Гидродинамическими называют передачи, использующие
для передачи энергии кинетическую энергию жидкости, приводимую в движение лопатками гидродинамического насоса, вращаемого двигателем. Гидродинамические передачи получили
широкое распространение на легковых автомобилях США. Такими передачами снабжаются также трансмиссии отечественных
и западноевропейских автомобилей высокого класса, а также некоторых западноевропейских автомобилей среднего класса. Довольно широкое распространение гидродинамические передачи
получили на автобусах и карьерных самосвалах. В дальнейшем
под термином гидропередача мы будем понимать только гидродинамические передачи.
Основным достоинством гидропередач является значительное
облегчение работы водителя. Кроме того, применение гидропередач позволяет увеличить долговечность двигателя, улучшить
проходимость автомобиля по тяжелым дорогам и бездорожью, а
также несколько улучшить динамичность автомобилей.
Имеется два типа гидродинамических передач: гидромуфты и
гидротрансформаторы.
Гидромуфта (рис. 29, а) представляет собой гидродинамическую передачу, состоящую из двух рабочих колес – насоса
Н, связанного непосредственно или через дополнительный редуктор с коленчатым валом двигателя, и турбины Т, связанной
через ряд механизмов трансмиссии с ведущими колесами автомобиля.
Гидротрансформатор (рис. 29, б) в простейшем случае состоит из трех рабочих колес – насоса Н, турбины Т и реактора
(направляющего аппарата) Р. Насос непосредственно или через
дополнительный редуктор связан с коленчатым валом двигателя. Турбина через механизмы механической части трансмиссии
связана с ведущими колесами автомобиля. Реактор в простейшем случае закреплен неподвижно. Во многих конструкциях гидротрансформаторов реактор устанавливается на муфте
свободного хода. В автомобилестроении применяются и более
сложные гидротрансформаторы, имеющие несколько турбин и
реакторов. Как самостоятельный механизм гидромуфты почти
не применяются на современных автомобилях. Однако довольно распространенными являются гидротрансформаторы, имеющие такую конструкцию, которая при определенных условиях
обеспечивает их превращение в гидромуфту (переход на режим
гидромуфты). Также гидротрансформаторы называются комплексными.
Рассмотрим основные характеристики гидромуфты и гидротрансформатора, определяющие особенности тяговых и
топливно-экономических свойств автомобиля, снабженного гидропередачей.
Кинематические свойства гидропередачи характеризуются передаточным отношением i, равным отношению угловой скорости
(числа оборотов) к угловой скорости (числу оборотов) насоса:
ω
n
i= Т = Т .
ωН nН
138
139
Глава 5
ОСОБЕННОСТИ ТЯГОВЫХ И ТОПЛИВНОЭКОНОМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ АВТОМОБИЛЕЙ,
СНАБЖЕННЫХ ГИДРОПЕРЕДАЧЕЙ
5.1. Исходные характеристики гидропередач
Иногда кинематические свойства гидропередачи характеризуют также скольжением (%):
ω − ωТ
S= Н
100 = (1 − i )100.
ωН
Силовые (преобразующие) свойства гидропередачи характеризуются коэффициентом трансформации K, равным отношению
M тур
.
момента на валу турбины к моменту на валу насоса: K =
Mн
Соотношение между моментами на валах турбины и насоса
у гидромуфты и гидротрансформатора можно найти из условия
равенства нулю суммы моментов внешних сил, действующих на
гидропередачу.
Для гидромуфты внешними моментами будут только МН и
МТ. Следовательно, можно записать:
М Н + (− М Т ) = 0 , (108)
Н
Р
Т
Т
Н
Р
Следовательно, коэффициент трансформации Kгт гидротрансформатора
M
M + MР
MР
.
K гт = Т = Н
= 1+
MН
MН
MН
Рис. 29. Схемы гидропередач
Если МР > 0, то МТ > 0, MТ > MН + MР.
При закрепленном реакторе момент МР может быть в принципе как положительным, так и отрицательным. Однако для автомобильных гидропередач рабочий диапазон ограничивается
обычно случаем, когда МР > 0 и Kгт > 1.
У комплексных гидротрансформаторов, у которых реактор
установлен на муфте свободного хода, момент Мр не может быть
отрицательным, поскольку механизм свободного хода не препятствует вращению реактора в сторону действия отрицательного
момента МР. У таких гидротрансформаторов Kгт не может быть
меньшим единицы. При уменьшении МР до нуля такой гидротрансформатор работает как гидромуфта (МТ = МН; Kгм = 1).
Энергетические свойства гидропередачи характеризуются коэффициентом полезного действия (КПД ηгт), равным отношению
мощности, отводимой от турбины, к мощности, подводимой к насосу
MТωТ
NТ
ηгт = –––– = –––––– = Kгтi ,
NH
MHωH
а для гидромуфты ηгм = iгм, поскольку Kгм = 1. Как коэффициент
трансформации, так и КПД гидропередачи изменяются с изменением передаточного отношения i. График зависимости K и ηгм от
iгм называют исходной (безразмерной) характеристикой гидропередачи.
Для гидромуфты зависимость K = f(i) изображается прямой,
параллельной оси абсцисс, а зависимость ηгм = f(i) – прямой, проходящей через начало координат под углом 45° к координатным
осям (ηгм = iгм) (рис. 30, а).
В зависимости от передаточного отношения КПД гидромуфты может изменяться от нуля до величины, близкой к единице.
При неподвижном вале турбины iгм = ηгм = 0. Максимальные зна-
140
141
откуда МН = МТ (момент МТ взят со знаком минус потому, что его
направление противоположно направлению момента MН). Следовательно, гидромуфта не изменяет момента, подводимого к валу
насоса, и коэффициент трансформации гидромуфты Kгм всегда
равен единице (Kгм = 1).
Для гидротрансформатора кроме моментов МН и МТ добавляется внешний момент МР, действующий на реактор. Следоваа) б)
T
H
H
T
P
ωН
тельно, условие равенства нулю суммы внешних моментов запишется так:
М + М – М = 0, откуда М = М + М .
ωТ
ωН
ωТ
чения передаточного отношения и КПД гидромуфты тем выше,
чем меньше нагрузка на вале турбины. Обычно конструкцию гидромуфты подбирают таким образом, чтобы при передаче максимальной мощности двигателя КПД было равным ηгм = 0,97…0,975
(скольжение 2,5…3 %). При частичных нагрузках скольжение несколько меньше и КПД ближе к единице.
Безразмерная характеристика гидротрансформатора показана
на рис. 30, б.
Зависимость Kгт = f(i) выражается пологой кривой, близкой к
прямой.
Преобразующие свойства гидротрансформатора принято характеризовать максимальным коэффициентом трансформации
Kгт max, который получается при неподвижном вале турбины,
т. е. iгт = 0 (стоповый коэффициент трансформации). В трансмиссиях легковых автомобилей обычно применяются гидротрансформаторы с максимальным коэффициентом трансформации Kгт max =
= 2…2,5, а у грузовых автомобилей и тягачей Kгт = 2,2…4,0.
Зависимость ηгт = f(i) выражается кривой, близкой к квадратичной параболе.
При iгт = 0 и Kгт = 0 – ηгт = 0.
Максимальное значение КПД современных автомобильных
гидротрансформаторов в зависимости от их конструкции составляет ηгт = 0,88…0,92, а передаточное отношение, соответствующее ηгт mах , обычно выбирается равным iопт = 0,7…0,8. С увеличением Kгт max значение КПД несколько снижается и передаточное
число, соответствующее ηгт mах, уменьшается.
а)
б)
Kгм
ΗМ,%
ΗМ,%
ΗМ,%
80
80
80
80
3,5
3,5
60
60
60
60
2,5
2,5
40
40
40
40
1,5
1,5
20
20
20
20
0
0
ηгм
K
ΗМ,
KГТ
ΗМ,%
0,20,2 0,2
0,4
0,4 0,8
0,6 0,8
0,4 0,6
0,6
0,8
1,0
ΗМ,
KГТ
K
0,5
0,5
ηгт
0,2 0,4
0,4 0,8
0,8 1,0
1,0
1,0 0,2 0,4
0,2
0,6
0,6 1,0
0,8
Рис. 30. Исходные характеристики гидропередач
142
5.2. Совместная работа двигателя с гидропередачами
Момент МН, необходимый для вращения насоса, определяется
по формуле
M Н = λ Н ρ ж D 5ω2Н ;.
(109)
Момент MТ, развиваемый турбиной:
M Т = λ Т ρ ж D 5ωТ2 , (110)
где D – активный диаметр гидротрансформатора, т. е. максимальный габаритный размер рабочей полости гидротрансформатора,
м; ρж – плотность рабочей жидкости, кг/м3; ωН – угловая скорость
насоса, рад/с; ωТ – угловая скорость турбины, рад/с; λН – коэффициент крутящего момента насоса; λТ – коэффициент крутящего
момента турбины.
Коэффициент λН у одних гидротрансформаторов является постоянной величиной, зависящей только от конструктивных параметров гидротрансформатора, а у других – изменяется с изменением передаточного отношения i. В первом случае (λН = const)
гидротрансформатор называется непрозрачным, а во втором
(λН = f(iгт)) – прозрачным.
Коэффициент λН различных прозрачных гидротрансформаторов по-разному зависит от iгт. Оценка зависимости коэффициента
от iгт производится по степени прозрачности П:
П=
λ Н max
λ Н при k =1
,
где λН max – коэффициент крутящего момента при iгт = 0; λН – коэффициент крутящего момента при k = 1.
Обычно прозрачными принято называть гидротрансформаторы, у которых П > 1,5. Гидротрансформаторы с малой степенью
прозрачности обычно условно относят к непрозрачным.
График, на котором нанесены кривые зависимости от оборотов крутящего момента двигателя и крутящего момента, необходимого для вращения насоса, называют нагрузочной характеристикой системы двигатель–гидротрансформатор.
Для непрозрачного гидротрансформатора на этом графике
(рис. 31, а) зависимость Мн = f(ω) выражается одной параболой
второй степени мррп
143
а)
б)
MM
e1E1
MM
e2E2
MM
e3E3
MM
e4E4
MEe
M
ωωe E ωe = ω
ωEN=ωN
Iгт=IГТ0=0
IIгт′'
ГТ
5.3. Методика построения тяговой диаграммы
автомобиля с гидропередачей
II″гт''ГТ
Iгт
I'''
′″′ГТ
ωEe3
ω 4 ωE = ω
ωωE1e1 ωωE2e2 ω
ωeN = ωN
3 ωEe4
Рис. 31. Нагрузочная характеристика системы двигатель–гидротрансформатор
Зависимость Мe = f(ωe) наносится как для полной подачи
топлива, так и для частичных нагрузок. Для определения тяговых свойств автомобиля достаточно одной кривой зависимости
Me = f(ωe) при полной подаче топлива (для бензиновых двигателей – при полном открытии дроссельной заслонки).
Для прозрачного гидротрансформатора зависимость MН = f(ωe)
представлена пучком парабол второй степени, каждая из которых соответствует определенному передаточному отношению
(рис. 31, б). Наиболее крутая парабола соответствует iгт = 0 (начало движения автомобиля). Чем больше передаточное отношение, тем более пологой параболой характеризуется зависимость
MН = f (ωe).
По нагрузочной характеристике можно определить параметры
совместной работы двигателя и гидротрансформатора, а именно,
угловую скорость ωe (обороты ne) и крутящий момент Мe, при
которых возможна такая совместная работа.
Для непрозрачного гидротрансформатора совместная работа
при неизменной подаче топлива возможна только при одной определенной угловой скорости, неизменной при изменении передаточного отношения. Этой угловой скорости соответствует и строго определенная величина крутящего момента. Для прозрачного
гидротрансформатора угловые скорости, при которых происходит
совместная работа двигателя с гидротрансформатором, не одинаковые при различных передаточных отношениях. Различными будут и соответствующие значения крутящего момента.
144
Автомобиль c непрозрачным гидротрансформатором
1. По нагрузочной характеристике находим момент Ме и угловые скорости ωе (обороты nе), соответствующие совместной работе двигателя с гидротрансформатором.
2. Задаемся различными передаточными отношениями iгт гидротрансформатора от iгт = 0 до передаточного отношения, соответствующего коэффициенту трансформации K = 1. Для выбранных значений передаточного отношения определяем по
формулам:
va =
ωeiгт rbk
(м/с);
iтр
neiгт rbk
( км/ч) , (111)
iтр
где iтр – передаточное число механических передач, расположенных между турбиной и ведущими колесами (механическая коробка передач, главная передача).
В формуле (98) изменяется только iгт, a ωe (ne) остается постоянным.
3. По исходной (безразмерной) характеристике гидротрансформатора для тех же значений iгт находим значения коэффициva =
а)
РТ
РТ MAX
0
б)
РТ
vV
a max
A MAX
РТ MAX
0
vV
a max
A MAX
Рис. 32. График силы тяги автомобиля с гидротрансформатором
145
У автомобилей с гидропередачей кривая Pт = f(va) начинается
от va = 0, причем этому значению скорости соответствует макси-
мум Pт. У автомобилей со ступенчатой коробкой кривая Pт = f(va)
начинается с некоторой скорости, соответствующей минимальным устойчивым значениям угловой скорости коленчатого вала
двигателя при полной подаче топлива. Максимальное значение
тяговой силы при ступенчатой механической коробке на каждой
передаче имеет место при скоростях, соответствующих угловой
скорости ωmax коленчатого вала двигателя. В связи с этим при наличии гидропередачи работа двигателя является устойчивой во
всем диапазоне скоростей от va = 0 до va = va max. При ступенчатой
коробке работа двигателя является неустойчивой при скоростях,
меньших критической скорости va.кр, соответствующих на каждой передаче максимуму тяговой силы.
Диапазон изменения тяговой силы у автомобиля с гидротрансформатором значительно больше диапазона изменения тяговой
силы для каждой отдельно взятой передачи автомобиля со ступенчатой коробкой передач. У автомобиля с непрозрачным гидротрансформатором диапазон изменения тяговой силы равен
диапазону изменения максимального коэффициента трансформации Kгт max = 3…4; у автомобилей с прозрачным гидротрансформатором – несколько больше Kгт max. Однако у прозрачных
гидротрансформаторов этот коэффициент обычно меньше, чем у
непрозрачных (Kгт max = 2…3). У ступенчатой коробки передач
диапазон изменения тяговой силы на каждой передаче приблизительно равен коэффициенту приспосабливаемости двигателя,
равному в среднем 1,25 для карбюраторных двигателей и 1,15 –
для дизелей.
В результате указанной особенности автомобиль при установке гидротрансформатора приобретает свойство автоматически
приспосабливаться к изменению внешних сопротивлений в сравнительно широких пределах.
Диапазон изменения тяговой силы у автомобиля с гидротрансформатором обычно меньше общего диапазона изменения тяговой силы, получаемого при механической ступенчатой коробке
передач за счет переключения передач от высшей до низшей. У
автомобиля со ступенчатой коробкой передач этот диапазон равен отношению передаточного числа низшей передачи в трансмиссии к передаточному числу высшей передачи, умноженному
на коэффициент приспосабливаемости двигателя.
Диапазон изменения тяговой силы у автомобиля, снабженного гидротрансформатором, можно считать достаточным для обе-
146
147
ента трансформации Kгт и далее соответствующие значения тяговой силы по формуле
M Т iтр η тр M e K гтiтр η тр
=
Pт =
,
(112)
rd
rd
где ηтр – КПД механических передач, расположенных между турбиной и ведущими колесами автомобиля.
В формуле (112) изменяются только Kгт, а Мe остается постоянным.
4. Строим зависимость Рт = f(va) (рис. 32, а).
Автомобиль с прозрачным гидротрансформатором
1. Задаемся передаточными отношениями гидротрансформатора и по нагрузочной характеристике находим моменты Ме и
угловые скорости ωе (обороты nе), соответствующие совместной
работе двигателя с гидротрансформатором. Моменты Me и угловые скорости ωe (обороты nе) различны для различных iгт.
2. По формуле (111) для выбранных значений iгт подсчитываем
скорость движения автомобиля va. В формуле (111) различным значениям iгт будут соответствовать также различные значения ωe (nе).
3. По безразмерной характеристике гидротрансформатора для
тех же значений iгт находим значения Kгт по формуле (112) и тяговую силу Pт. В формуле (112) каждому значению iгт соответствует свое значение Kгт и Ме.
4. Строим зависимость Pт = (vа) (рис. 32, б).
Из методики построения тяговой диаграммы для автомобиля с непрозрачным гидротрансформатором следует, что кривая
Pт = f(vа) в некотором масштабе копирует кривую Kгт = f(i). Для
автомобиля с прозрачным гидротрансформатором кривая Pт = (vа)
изменяется круче, чем кривая Kгт = f(i), поскольку с увеличением
iгт уменьшается не только Kгт, но и Мe.
5.4. Особенности тяговой диаграммы автомобилей
с гидропередачей по сравнению с автомобилями,
снабженными ступенчатой механической коробкой
передач
спечения движения в различных условиях эксплуатации только
у легковых автомобилей с большим запасом мощности. Для грузовых автомобилей и даже для легковых автомобилей с не очень
большим запасом мощности диапазон изменения тяговой силы,
обеспечиваемый гидротрансформатором, недостаточен для движения автомобиля во всех встречающихся условиях, поэтому
практически всегда гидропередачу применяют в сочетании со
ступенчатой коробкой, имеющей две-три, реже четыре передачи.
Трансмиссия, включающая гидротрансформатор и ступенчатую
коробку передач, называется гидромеханической. Ступенчатые
коробки гидромеханических трансмиссий обычно имеют автоматическое управление.
5.5. Динамическая характеристика и параметры
Зная величину тяговой силы при каждой скорости движения,
можно по тем же формулам, что и для автомобиля с механической трансмиссией, найти для каждой скорости движения величину динамического фактора и построить динамическую характеристику (рис. 33). Если автомобиль имеет гидромеханическую
передачу, то динамическая характеристика имеет столько кривых, сколько передач в механической коробке передач.
Для определения коэффициента вращающихся масс δвр, входящего в формулу, нельзя использовать равенство, выведенное
для механической трансмиссии, поскольку при наличии гидропередачи нет жесткой связи между ведущими колесами и вращающимися деталями, связанными с двигателем (вращающиеся
детали двигателя, маховик, насосное колесо). Поэтому угловое
ускорение этих деталей не пропорционально ускорению ja автомобиля. Для определения δвр нужно так же, как это было сделано
для автомобиля с механической трансмиссией, составить уравнение движения автомобиля.
Повторяя преобразования, найдем, что δвр при гидромеханической передаче определяется формулой
dω Н
2
2
I Н K гтiтр
η тр
η тр + ∑ I k
+ I Т iтр
dωТ
,
(113)
δ вр = 1 +
rk rd M a
где IН – момент инерции насосного колеса и всех жестко связанных с ним деталей, Н · м · с2; IТ – момент инерции турбинного
148
колеса и приведенных к нему вращающихся деталей, расположенных между турбиной и ведущими колесами, Н ∙ м · с2; iтр –
передаточное число механизмов трансмиссии, расположенных
между турбиной и ведущими колесами; ηтр – КПД механизмов
трансмиссии, расположенных между турбиной и ведущими колесами; Kгт – коэффициент трансформации гидротрансформатора;
ωН – угловая скорость насоса, рад/с; ωТ – угловая скорость турбины, рад/с; Ма – масса автомобиля, кг.
dωН
Отношение
зависит как от ускорения автомобиля, так и
dωТ
от степени прозрачности гидротрансформатора. Чем больше степень прозрачности, тем больше при одинаковом jа это отношение.
У непрозрачного гидротрансформатора при изменении угловой скорости ωТ турбины угловая скорость ωН насоса остается
dωН
неизменной. Поэтому
= 0, и, следовательно, первый член
dωТ
числителя в формуле (113) равен нулю.
5.6. Топливно-экономическая характеристика
автомобиля с гидропередачей
Для подсчета путевого расхода топлива автомобилем с гидропередачей можно воспользоваться теми же уравнениями расхода
топлива, что и для автомобиля с механической трансмиссией.
Основная трудность при этом связана с тем, что при заданной скорости движения частота вращения коленчатого вала двигателя ωе
и степень использования его мощности U зависят от передаточD
vVaA
Рис. 33. Динамическая характеристика автомобиля с гидропередачей
149
ного отношения гидротрансформатора, которое устанавливается
автоматически в зависимости от сопротивления движению. Это
затрудняет определение величины удельного расхода топлива,
зависящего как от ωе, так и от U.
Предложено несколько способов построения экономической
характеристики автомобиля с гидропередачей. Вот один из этих
способов.
Строится нагрузочная характеристика гидротрансформатора
(рис. 34), на которой, кроме кривой зависимости от ωe крутящего
момента двигателя при полной подаче топлива, наносятся также
кривые зависимости крутящего момента двигателя при различных степенях использования мощности двигателя.
Пользуясь этой характеристикой и графиком исходной характеристики гидротрансформатора (см. рис. 30), строят два вспомогательных графика:
• график зависимости Rт = f (va) как при полной подаче топлива,
так и при различной степени использования мощности двигателя
(рис. 35, а), методика построения этого графика такая же, как методика построения тяговой характеристики. На этом же графике
наносят зависимость Рт = f (vа) для различных значений ψ;
• график зависимости ωe коленчатого вала двигателя от скорости движения при разной степени использования двигателя U
(рис. 35, б); для построения этого графика задаются различными
передаточными отношениями и по нагрузочной характеристике
для какого-либо значения U находят соответствующую ωe; затем
iгт=0
i′гт
i″гт
Ме
i″′гт
100 %
80 %
60 %
ωе
Рис. 34. Нагрузочная характеристика гидротрансформатора
а) PтPт(P(Pg+Pв)
g + Pв)
б)
ωe
ωе
U = U=100%
100 %
U =U=80
80 %
U =U=60
60 %
U =U=40
40 %
ψΨ33
ψΨ22
Ψ
ψ11
Ψ=0
ψ=0
U = 100 %
100%
U80= 80 %
U60= 60 %
U40= 40 %
va
Va
vaVa
Рис. 35. Нагрузочная характеристика гидротрансформатора
ωeiгт rk  м 
  подсчитывают скорости движения
iт  с 
автомобиля при различных iгт и строят кривую зависимости
ωe = f(va) для принятого значения U; таким же образом строят зависимость ωe от vа для других значений U.
Задаваясь значением ψ и различными скоростями движения
по графику рис. 35, а, находим степень использования двигателя
U, соответствующую заданным условиям движения.
По графику рис. 35, б находим для принятых значений va и соответствующих найденных значений U угловые скорости ωe.
Зная ωe и U, находим соответствующие удельные расходы топлива либо по графикам ge = f(U), либо по методике И. С. Шлиппе.
По формуле (103а) определяем путевые расходы топлива для
разных значений va.
То же повторяется для каждого из заданных значений ψ.
Если автомобиль снабжен гидромеханической передачей, то
топливно-экономическая характеристика может быть построена
для всех ступеней коробки передач, устанавливаемой за гидротрансформатором.
Топливно-экономическая характеристика автомобиля с гидропередачей имеет такой же вид, как и топливно-экономическая
характеристика автомобиля с механической передачей (рис. 36).
В большинстве случаев расходы топлива у автомобилей с гидропередачей несколько (на 3…7 %) выше и больше изменяются с
изменением скорости движения, чем у автомобиля с механиче-
150
151
по формуле va =
gп, gп ,
л/100
л/100 км
км
Рис. 36. Топливно-экономические характеристики автомобилей:
– – – гидравлическая и ––– механическая передачи
ской трансмиссией. Это объясняется сравнительно низким КПД
гидропередач и изменением КПД с изменением передаточного
отношения гидротрансформатора, а следовательно, и скорости
движения.
5.7. Способы улучшения тяговых свойств и топливной
экономичности автомобилей с гидропередачами
Применение блокируемых гидротрансформаторов
Такие гидротрансформаторы имеют специальную фрикционную муфту, позволяющую соединять (блокировать) между собой
насос и турбину, в результате чего передача крутящего момента
от вала насоса к валу турбины происходит без потерь. Блокировка обычно осуществляется автоматически при достижении коэффициентом трансформации значения, близкого к единице.
На рис. 37, а показаны зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя КПД и тяговой силы для блокируемого
гидротрансформатора. На участке а–в тяговая сила изменяется с
изменением скорости движения, как у автомобиля с механической коробкой на прямой передаче.
Применение комплексных гидротрансформаторов
Применение комплексных гидротрансформаторов основано
на том, что при Kгт < 1 КПД гидротрансформатора меньше, чем
КПД гидромуфты. Если работу гидротрансформатора ограничить
152
только зоной высоких КПД (обычно ηгт > 0,7), то диапазон изменения передаточных отношений, а следовательно, и диапазон
изменений скоростей движения автомобиля будет небольшим
(рис. 37, б). В результате перехода гидротрансформатора при
Kгт = 1 на режим гидромуфты значительно увеличивается диапазон передаточных отношений, соответствующих высоким значениям КПД.
Переход гидротрансформатора на режим гидромуфты происходит автоматически в связи с тем, что реактор установлен на
муфте свободного хода, а при Kгт < 1 момент Ме меняет знак (108)
и заставляет реактор вращаться как одно целое с насосом.
а) a
ηгт, %
a
Pт
Блокировка
100
100
80
80
60
60
40
40
20
20
Блокировка
va
va
б) б
ηгт, %
Pт
100
100
80
60
40
20
в) в
ηгт, %
100
100
80
60
40
20
va
va
Pт
va
va
Рис. 37. Характеристики различных гидропередач
153
Применение гидромеханической коробки передач
Применение гидротрансформатора в сочетании со ступенчатой коробкой передач (гидромеханическая передача) позволяет,
во-первых, увеличить диапазон изменения тяговой силы (при заданном коэффициенте Kгт трансформации) и, во-вторых, увеличить диапазон скоростей, соответствующих высоким значениям
КПД гидротрансформатора (рис. 37, в). Чем больше число ступеней коробки, тем выше преобразующие свойства гидромеханической передачи и больше диапазон скоростей, при которых
гидротрансформатор имеет высокий КПД (лучше топливной экономичности автомобиля). Однако с увеличением числа ступеней
механической части гидромеханическая передача усложняется.
Поэтому обычно число передач ограничивается двумя-тремя.
Переключение передач обычно производится автоматически.
154
Глава 6
ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ
6.1. Задачи тягового расчета
Задачей тягового расчета является определение конструктивных параметров автомобиля, обеспечивающих его заданные тяговые свойства.
В процессе тягового расчета подбираются:
а) внешняя характеристика двигателя;
б) передаточные числа трансмиссии.
Задаваемыми параметрами обычно являются:
а) тип автомобиля;
б) грузоподъемность или максимальное число пассажиров;
в) максимальная скорость движения Ма max по шоссе с заданным коэффициентом дорожного сопротивления ψv;
г) максимальное дорожное сопротивление ψmax на низшей передаче в трансмиссии.
Указывается также тип двигателя (бензиновый, дизельный),
иногда – желаемый тип трансмиссии (механическая, гидромеханическая и т. д.).
Для проведения тягового расчета приходится выбирать ряд
параметров, входящих в формулы для определения расчетной
мощности двигателя и передаточных чисел трансмиссии проектируемого автомобиля. К таким параметрам относятся: полная
масса автомобиля Ма и распределение ее по осям, коэффициент
полезного действия трансмиссии ηтр, радиусы колес rk и rd, коэффициент сопротивления воздуха Kв, площадь лобового сопротивления F.
Полную массу автомобиля Ма определяют как сумму собственной массы автомобиля (снаряженной массы автомобиля) и
массы груза и пассажиров, включая водителя. Собственная масса
автомобиля подбирается в зависимости от его типа по статистическим данным с учетом конструктивных изменений, предполагаемых в проектируемом автомобиле.
155
У двухосных грузовых автомобилей при предварительных расчетах можно считать, что на сдвоенные колеса задней оси приходится две трети массы полностью груженого автомобиля, принимая при этом во внимание, что у автомобилей, предназначенных
для движения по дорогам группы Б, масса, приходящаяся на заднюю ось, не должна превосходить 6000 кг, а у автомобилей, предназначенных для движения по дорогам группы А, – 10 000 кг.
Для определения номинальных размеров шины пользуются
ГOCT по шинам исходя из массы, приходящейся на наиболее
нагруженное колесо. В этих же таблицах ГОСТ указан размер
статического радиуса rст колеса. При тяговых расчетах считают
rd = rk = rст.
Коэффициент сопротивления воздуха выбирается по статистическим данным в зависимости от формы и размеров кузова.
Для приблизительного подсчета площади лобового сопротивления используют данные по автомобилям, близким по типу к
проектируемому, а впоследствии намечают габаритные размеры
автомобиля (колея, высота, ширина) и определяют F по эмпирическим формулам.
Чаще всего в справочной литературе приводится сухая масса,
т. е. масса автомобиля без полезной нагрузки, антифриза, масла,
топлива, комплекта инструмента, радиооборудования. Для легковых автомобилей сухая масса подбирается в зависимости от
класса автомобиля и предполагаемого литража двигателя, который ориентировочно выбирается еще до начала тягового расчета
и окончательно уточняется после подбора внешней характеристики двигателя.
Масса снаряжения легкового автомобиля также определяется
по статистическим данным в зависимости от класса. Согласно этим
данным масса снаряжения для автомобилей различных классов колеблется в пределах от 30…50 кг для автомобилей особо малого
класса до 180…195 кг для автомобилей высшего класса.
Расчетная масса одного пассажира в нашей стране, как и в
большинстве западных стран, принята равной 70 кг, а масса багажа на каждого пассажира – 10 кг.
Для грузовых автомобилей масса снаряженного автомобиля
может быть найдена по коэффициенту тары ηт, равному отношению снаряженной массы автомобиля к номинальной грузоподъемности. Для определения этого коэффициента также используют статистические данные.
Для автомобилей с различной грузоподъемностью коэффициент тары различен. Обычно чем больше грузоподъемность,
тем меньше коэффициент тары. Для современных автомобилей
средней грузоподъемности (3…5 т) коэффициент тары близок к
единице. У грузовых автомобилей повышенной проходимости
коэффициент тары значительно выше, чем у автомобилей, предназначенных для движения по дорогам.
Полная масса проектируемого грузового автомобиля равна заданной грузоподъемности, умноженной на (1 + ηт), плюс масса
пассажиров (включая водителя).
Распределение массы по осям также подбирается исходя из
статистических данных по автомобилям, близким по типу к проектируемому. Для легковых автомобилей, выполненных по классической схеме, при предварительных расчетах можно считать,
что полная масса распределяется поровну между обеими осями.
Для переднеприводных автомобилей в большинстве случаев
масса, приходящаяся на переднюю ось, равна 50…55 %, а для
автомобилей с задним расположением двигателя – 40…45 % от
полной массы автомобиля.
Для подбора внешней характеристики двигателя вначале определяют мощность Nev, необходимую для обеспечения заданной
максимальной скорости на дороге с заданным дорожным сопротивлением ψv. Поскольку при максимальной скорости движения
ja = 0, то из уравнения мощностного баланса найдем:
va max
N ev=
Ga ψ v + K в Fva max , (114)
1000η тр
где Ga = Mg; скорость va max выражена в м/с, а мощность Nev в кВт.
В общем случае ωv двигателя при vа max не равна ωN, соответствующей максимальной мощности двигателя, и, следовательно,
Nev ≠ Nmax.
ω
Отношение v у современных автомобилей равно:
ωN
• для бензиновых двигателей легковых автомобилей (не имеюω
щих ограничителя числа оборотов) v = 0,9…1,1;
ωN
156
157
6.2. Подбор внешней характеристики двигателя
(
)
• для бензиновых двигателей, снабженных ограничителем
оборотов, обычно устанавливаемых на грузовых автомобилях,
ωv
= 0,8…1,0;
ωN
• для всех дизельных двигателей – 1.
ω
В тех случаях, когда v ≠ 1, максимальную мощность двигаωN
теля можно найти, пользуясь формулой С. Р. Лейдермана, в которую вместо Ne следует подставить найденное по формуле (114)
ω
ω
значение Nev , вместо e подставить v , а Nmax считать искомой
ωN
ωN
величиной.
ω
Решая полученное v образом уравнение относительно Nmax,
ωN
найдем:
Меньшие значения часоты вращения (числа оборотов) относятся к двигателям большего литража.
Выбрав ωN (число оборотов nN), задаются различными промежуточными значениями ωе (число оборотов nе) от ωmin до ωv
и, определив по формуле (114) текущие значения мощности Ne,
строят внешнюю скоростную характеристику двигателя.
Зная текущие значения Ne, соответствующие текущим значениям ωe, по формуле
Ne
(116)
ωe
определяют текущие значения крутящих моментов и строят график Me = f(ωe).
M e = 1000
6.3. Выбор передаточных чисел трансмиссии
ωv
= 1, то NeN = Nmax.
ωN
Определив Nmax двигателя, можно подобрать искомую внешнюю характеристику либо по имеющимся в наличии двигателям,
либо пользуясь эмпирическими формулами, например, формулой
С. Р. Лейдермана.
Прежде всего выбирают частоту вращения ωN (число оборотов nN), соответствующую Nmax.
Для современных двигателей принимаются следующие ωN
(числа оборотов nN):
• бензиновые двигатели легковых автомобилей – 400…700
рад/с (4000…7000 об/мин);
• бензиновые двигатели грузовых автомобилей и автобусов –
300…450 рад/с (3000…4500 об/мин);
• дизели легковых автомобилей – 350…450 рад/с (3500…4500
об/мин);
• дизели грузовых автомобилей – 200…320 рад/с (2000…3200
об/мин).
Передаточное число iг главной передачи определяется из условий обеспечения максимальной скорости движения на высшей
передаче в коробке передач.
Предварительно выбирается передаточное число коробки
передач на высшей передаче. В большинстве случаев высшей
является прямая передача (iк.в = 1). У грузовых автомобилей
иногда высшая передача имеет передаточное число, меньшее
единицы (ускоряющая передача). Особенно часто ускоряющая
передача применяется у дизельных автомобилей. Передаточное
число ускоряющей передачи грузовых автомобилей выбирается
в пределах 0,7…0,85. У некоторых легковых автомобилей, снабженных двухвальными коробками передач, передаточное число
высшей передачи может быть как меньшим единицы (обычно
0,85…0,98), так и большим единицы (1,03…1,05).
Пользуясь формулой (7), можно определить передаточное
число главной передачи
rк ωv
.
iг =
(117)
iк.вiд va max
У автомобилей с одной ведущей осью дополнительная коробка не ставится, тогда iг = 1.
Полученное по формуле (117) передаточное число главной
передачи сравнивают с существующими.
Для получения достаточного дорожного просвета и простой
158
159
N max =
N ev
2
 ω
 ωv  
v
 
1 +
+
ω N  ω N  ω N  


ω
ωvv
Если
.
(115)
Полученное по формуле (120) передаточное число первой передачи нужно проверить по условиям буксования. Буксования не
будет, если выполняется неравенство
M e max iг iдiк1η тр
≤ ∑ Rz вед ϕ , (121)
x
rd
где ΣRz – сумма нормальных реакций, действующих на ведувед
щие колеса автомобиля; φx – коэффициент сцепления, который
считают одинаковым для всех колес.
Из равенства (121)
∑ Rz вед ϕ x rd
(122)
ik1 ≤
.
M e max iг iд η тр
Для двухосного автомобиля с одной задней ведущей осью
конструкции главной передачи не рекомендуется превышать следующие значения передаточных чисел главной передачи:
– легковые автомобили – iг не более 5;
– грузовые автомобили с грузоподъемностью до 4…5 т – iг не
более 7;
– тяжелые грузовые автомобили – iг не более 10.
Выбор передаточных чисел коробки передач производится в
следующей последовательности.
Вначале определяют передаточное число ik1 первой передачи.
Используем уравнение силового баланса установившегося
движения автомобиля Pт = Рд + Рв.
Поскольку на первой передаче скорости движения автомобиля
не велики, то силой сопротивления воздуха можно пренебречь.
Тогда, принимая во внимание выражение для Pт и Pд, можно записать:
M a iтр η тр
= Ga ψ . (118)
rd
Передаточное число первой передачи выбирается таким, чтобы при включении этой передачи и максимальном моменте двигателя автомобиль мог двигаться с постоянной скоростью по дороге с ψmax, заданным для проектируемого автомобиля. Для этого
необходимо, чтобы равенство (118) приняло вид:
M e max iг iд ik1η тр
= Ga ψ max , (119)
rd
откуда искомое передаточное число ik1 первой передачи будет
равно:
Ga ψ max rd
.
ik1 =
(120)
M e max iд η трiг
Максимальное значение ψmax суммарного коэффициента сопротивления дороги должно быть задано. Величина этого коэффициента зависит от типа автомобилей. Средние значения ψmax:
– для легковых автомобилей – 0,35…0,5;
– для грузовых автомобилей – 0,35…0,4;
– для автомобилей повышенной проходимости – 0,7…0,9.
Передаточное число высшей ступени дополнительной коробки
iд чаще всего берется равным единице. У двухосных автомобилей
с одной ведущей осью дополнительные коробки отсутствуют.
где m2, m1, mт – коэффициенты динамического изменения реакций
соответственно задней и передней осей двухосного автомобиля и
тележки трехосного автомобиля; G2 , G1 и Gт – веса, приходящиеся на заднюю и переднюю оси и тележку.
Проверка по сцеплению ведется для хорошего сухого шоссе
(φx = 0,6…0,8).
Если передаточное число iК1 по формуле (122) получается
меньшим, чем по формуле (120), то прежде всего следует проверить возможность увеличить нагрузку, приходящуюся на ведущие колеса. Такое увеличение возможно за счет изменения
предусмотренной ранее компоновки автомобиля и может потребовать изменения размеров шин. В последнем случае тяговый
расчет проводится заново.
Если увеличение веса, приходящегося на задние колеса автомобиля, в пределах, обеспечивающих равенство передаточных
чисел по формулам (120) и (122), невозможно, тогда передаточное число первой передачи коробки передач производится из
условия отсутствия буксования по формуле (122).
160
161
вед
= Rz2 = m2G2;
вед
= Rz1 = m1G1;
ΣRz
для двухосного переднеприводного автомобиля
ΣRz
для трехосного автомобиля с неведущей передней осью
ΣRz = Rzm = mтGт ,
вед
Следует, однако, иметь в виду, что при этом автомобиль не
сможет двигаться по дороге с заданным заказчиком коэффициентом ψmax.
Выбор числа передач
Число передач зависит от типа автомобиля, запаса мощности
(отношения максимальной мощности Nmax двигателя к полному
весу Ga автомобиля) и предполагаемых условий эксплуатации.
Современные легковые автомобили обычно имеют 4 передачи, лишь при большом запасе мощности – 3 передачи.
Для грузовых автомобилей малой и средней грузоподъемности число передач равно 4 или 5, а для тяжелых автомобилей,
особенно часто работающих в качестве тягачей, – 6…10 (иногда
12…15).
Для автомобилей повышенной проходимости применяются
либо четырех- и пятиступенчатые коробки передач в сочетании с
двухступенчатыми (реже трехступенчатыми) дополнительными
коробками, либо многоступенчатые коробки (8…15 ступеней).
Выбор передаточных чисел промежуточных передач
От выбора промежуточных чисел коробки передач зависят как
тяговые, так и экономические свойства автомобиля. В настоящее
время используется много методик выбора передаточных чисел
коробок передач. Одни из этих методик предусматривают получение наилучших разгонных свойств автомобиля, другие – оптимальной топливной экономичности, третьи – наибольшей средней скорости в некоторых заданных условиях движения.
Рассмотрим один из простейших методов выбора передаточных чисел промежуточных передач, в основу которого положено
наиболее полное использование мощности двигателя при разгоне
автомобиля начиная с первой до высшей передачи.
Если бы коробка передач была бесступенчатой, то разгон можно было бы производить, не изменяя угловой скорости коленчатого вала двигателя, только за счет изменения передаточных
чисел. При этом можно было бы работать на угловой скорости
ωN, используя в процессе всего разгона максимальную мощность
двигателя и получая в результате этого максимально возможные
для данного автомобиля ускорения. При ступенчатой коробке
162
передач для наилучшего использования мощности двигатель на
всех передачах должен работать в некотором неизменном диапазоне угловых скоростей от ω1 до ω2 (рис. 38).
Будем по оси ординат кроме мощностей откладывать скорости движения автомобиля и нанесем на график внешней характеристики прямые, характеризующие зависимость скорости движения от угловой скорости коленчатого вала. Если пренебрегать
падением скорости в процессе переключения передач, то каждый
раз при переключении передач скорость движения автомобиля,
достигнутая перед моментом переключения на низшей передаче
при угловой скорости ω2, равна скорости на следующей высшей
передаче сейчас же после ее включения при угловой скорости ω1,
т. е.
vI max = vII min ; vII max = vIII min; (123)
rω
rω
Принимая во внимание, что vI max = кk ; VII max = к 1 и т. д.,
iг ikкIIII
iг ikкII
из равенства (123) получим:
i
iк II ω
ω2 ω1 ω2 ω1
=
;
или i кkII = kII = 2 = q. (124)
=
ikкIII
ω1
кkIIII
iкkII ikкIIII iкkIIII ikкIII
III
III
Из равенства (124) видно, что для наилучшего использования
мощности двигателя передаточные числа должны подбираться
по геометрической прогрессии со знаменателем q.
va
N
Nee
NNe
e
va max
vIII max
vIII min
vII max
vII min
vI max
ω1
ω2
ωe
Рис. 38. Определение передаточных чисел промежуточных передач
163
Из предварительного расчета известны передаточные числа
первой и высшей передачи. Пользуясь равенством (124), можно
найти передаточные числа промежуточных передач для коробки
передач с любым числом ступеней.
Для трехступенчатой коробки iIII = iк.в, тогда из равенства
(124)
iikkII = ikкIIiк.в
iк.в.. (125)
Для четырехступенчатой коробки можно записать:
ikкII ikкIIII ikкIII
=
= III ,
iкkIIII ikкIII
iк.в
III
откуда
ik 2II = ik I ik II ; (126)
ik 2III= ik II iк.в
(127)
.
ки без повышающей передачи
iII
iIII
iI
= 1,6…1,8;
iII
iIV
iV
= 1,3…1,4;
iIII
iIV
= 1,4…1,6;
= 1,8…2,0.
У коробок грузовых автомобилей, имеющих повышающую
передачу, последняя выбирается из условий обеспечения хорошей топливной экономичности негруженого автомобиля и автомобиля с грузом при движении по хорошим дорогам с малыми
подъемами. Передаточное число повышающей передачи в этом
случае выбирают в пределах 0,7…0,85. Это передаточное число
не входит в геометрический ряд, и высшей передачей в этом случае ее считают как ускоряющую передачу.
Выбор передаточных чисел дополнительной коробки
Практикой установлено, что для обеспечения хорошей топливной экономичности автомобиля, удобства переключения передач
и долговечности синхронизаторов знаменатель прогрессии геометрического ряда передаточных чисел у грузовых автомобилей,
работающих в условиях внутригородских и местных перевозок,
не должен быть большим q = 1,3…1,4.
Для грузовых автомобилей и автопоездов, работающих в
условиях междугородних перевозок, можно увеличить по сравнению с геометрической прогрессией отношение передаточных
чисел низших передач. Например, для пятиступенчатой короб-
Дополнительные коробки бывают трех типов: делители, демультипликаторы и раздаточные.
Делитель – это дополнительный редуктор, который устанавливается перед основной коробкой передач и служит для деления
(увеличения) интервалов между передачами основного ряда. Делитель позволяет получить удвоенное число передач при обеспечении высокого КПД трансмиссии, так как число пар зацеплений
равно двум. Преимуществом автомобилей с делителями является
значительная степень унификации, так как возможно использоватль основную коробку передач автономно (без делителя). В делителе обычно имеется прямая передача и повышающая, позволяющая увеличить скорость движения автомобиля. Передаточное
чило повышающей передачи принимается равным iд = 1/ √qср, о,
где qср, о – среднее значение шага всего ряда передаточных чисел
основной коробки передач, входящей в состав многоступенчатой
коробки передач.
Демультипликаторы применяются в трансмиссиях многоосных автомобилей (трехосных и четырехосных) с неведущими
передними осями в тех случаях, когда автомобили такого типа
изготовляются на базе агрегатов серийного двухосного автомобиля. Вес, приходящийся на ведущие колеса многоосного автомобиля, как правило, существенно больше веса, приходящегося
на ведущие колеса серийного двухосного автомобиля, а условия
работы многоосного автомобиля требуют большее число пере-
164
165
Подставляя значения iкIII из равенства (127) в равенство (126),
после преобразования получим:
iкkIII = 3 ikк22IIiiê.â
(128)
к.в . Подставив значение ikII в равенство (127), получим:
22 . iкkIII = 3 ikкIIiiк.в
к .в .
(129)
Пользуясь выражениями передаточных чисел промежуточных
передач для трех- и четырехступенчатой коробок, можно вывести
общую формулу для коробки передач с n ступенями.
Если m – номер передачи, то
m −1
.
im = iкknI− miк.в
(130)
дач в трансмиссии, чем это может обеспечить коробка передач
серийного автомобиля. Применение демультипликатора позволяет соответствующим образом увеличить передаточное число
низшей ступени и число передач трансмиссии.
Для определения передаточного числа iдн низшей передачи
демультипликатора можно воспользоваться равенством (131).
Пользуясь этим уравнением, найдем:
Ga ⋅ ψ max ⋅ rd
iдн =
,
(131)
M e max ⋅ iкk1 ⋅ iг ⋅ η тр
где iк1 – передаточное число первой передачи коробки передач серийного автомобиля.
Максимальный коэффициент суммарного сопротивления дороги для трехосных автомобилей с передней неведущей осью
обычно выбирается в пределах Ψmax = 0,4…0,55.
Раздаточные коробки применяются на многоприводных автомобилях со всеми ведущими осями.
Если в трансмиссии такого автомобиля используются агрегаты стандартного базового автомобиля, то раздаточная коробка
объединяется с демультипликатором, чаще всего двухступенчатым. Передаточное число низшей передачи такой раздаточной
коробки может быть определено по формуле (131), причем коэффициент суммарного сопротивления дороги Ψmax берут равным
0,8…1,0.
Кроме того, рекомендуется проверить выбранное значение
передаточного числа низшей передачи из условий обеспечения
минимальной скорости va min движения при минимальном устойчивом числе оборотов двигателя.
Минимальная скорость выбирается в пределах 0,4…0,7 м/с
(1,5…2,5 км/ч).
Исходя из этих условий
r ⋅ω
iдн = e min . (132)
ikк1 ⋅ iг ⋅ Vmin
166
Глава 7
УПРАВЛЯЕМОСТЬ И УСТОЙЧИВОСТЬ
АВТОМОБИЛЯ
7.1. Основные понятия и определения
В предыдущих главах были рассмотрены эксплуатационные
свойства автомобилей для случаев прямолинейного движения.
Однако в общем случае траекторию движения любого автомобиля всегда можно рассматривать как криволинейную с изменяющейся кривизной. Если кривизна траектории близка к нулю, то
такое движение условно принято называть прямолинейным. Криволинейность движения обусловлена необходимостью совершать
повороты в соответствии с задаваемой водителем траекторией, а
также неизбежным отклонением автомобиля от заданной траектории вследствие действия внешних возмущений.
Криволинейное движение автомобиля характеризуется изменением во времени положения его продольной и вертикальной осей,
а также наличием продольных и, главным образом, поперечных
ускорений. Процесс изменения траектории состоит из входа в поворот, движения с постоянным радиусом (этот этап иногда может
отсутствовать) и выхода из поворота. При входе в поворот и выходе из него кривизна траектории центра масс автомобиля меняется
по закону, близкому к линейному, что соответствует приблизительно равномерному повороту рулевого колеса. Количество криволинейных участков, их протяженность и радиусы кривизны на
дорогах различных категорий существенно отличаются (табл. 9).
Движение по грунтовым дорогам (V категории) характеризуется почти беспрерывным воздействием водителя на рулевое колесо. Время условного прямолинейного движения в этом случае
составляет всего 30…35 % от общего времени движения.
Способность АТС совершать движение по задаваемым траекториям оценивается двумя свойствами: управляемостью и устойчивостью.
167
Относительная длина криволинейных участков
на дорогах различных категорий, %
Радиус закругления, м
Таблица 9
Категория
дороги
1000…600
600…300
300…100
> 100
I
1,85
0,05
–
–
1,9
Всего
II
3,80
1,2
0,235
–
5,235
III
6,6
2,2
0,8
0,1
9,7
IV
8,3
3,21
1,4
0,4
13,31
Под управляемостью понимается эксплуатационное свойство ТС, характеризующее его способность изменять параметры
движения под воздействием водителя.
Управляемость автомобиля тесно связана со свойствами
устойчивости. При движении автомобиля на него, кроме управляющих сил, действуют различного рода случайные силы за счет
взаимодействия колес с неровностями дороги, ее наклона, сил
инерции, аэродинамических сил и др.
Эти силы, а также их кинематические последствия называют
возмущающими. Влияние возмущающих сил на характер движения автомобилей различно. Эти влияния будут рассмотрены при
изучении вопросов устойчивости.
Под устойчивостью понимается эксплуатационное свойство
ТС, характеризующее его способность сохранять заданные параметры движения или положения, т. е. свойство противодействовать силам, стремящимся отклонить его от заданных параметров
движения или положения.
Устойчивость и управляемость автомобиля взаимосвязаны,
поскольку они определяются, в основном, одними и теми же
конструктивными параметрами: компоновкой автомобиля, габаритами и массой, колеей, базой, координатами центра масс, точками нейтральной поворачиваемости, расположением сцепного
устройства на тягаче и прицепе, распределением массы по осям,
массой прицепного звена, особенностями конструкции и характеристиками рулевого управления (размеры рулевого колеса, передаточное число рулевого механизма и всего привода, наличие
усилителя), характеристиками подвески и ее составных частей
(упругих элементов, амортизаторов, направляющих устройств,
168
стабилизаторов поперечной и продольной устойчивости), конструкцией и выходными характеристиками шин (конструкция
каркаса и брекера, толщина и рисунок протектора, давление воздуха в шине, размеры колеса, коэффициент сцепления, нормальная, радиальная и крутильная жесткость и др.), конструкцией и
характеристиками управляемого моста и его составных частей
(балки, шкворни, поворотные цапфы, шаровые опоры, углы установки управляемых колес и осей их поворота).
Принципиальное же различие между понятиями управляемости и устойчивости заключается в том, что управляемость –
это способность автомобиля выходить на задаваемую водителем траекторию движения, а устойчивость – это способность
сохранять движение по заданной траектории при действии возмущающих сил. Поэтому влияние одних и тех же параметров
автомобиля на устойчивость и управляемость может быть различным. Например, с увеличением массы автомобиля увеличивается его момент инерции, а увеличение момента инерции
относительно вертикальной оси, проходящей через центр масс,
улучшает устойчивость при прямолинейном движении автомобиля и ухудшает управляемость при поворотах. То есть при
проектировании автомобиля выбор параметров, обеспечивающих наилучшие характеристики управляемости и устойчивости, является задачей оптимизации.
7.2. Управляемость АТС
Анализ особенностей криволинейного движения АТС в различных условиях позволяет разделить эти режимы на два вида:
• повороты автомобиля с малыми радиусами и невысокими
скоростями движения;
• повороты автомобиля с большими радиусами и высокими
скоростями движения.
Первый режим движения обычно относят к свойствам маневренности (поворачиваемости), второй – к управляемости.
При повороте автомобиля с малыми скоростями возникающие
центробежные силы незначительны, поэтому при рассмотрении
свойств маневренности действие боковых сил на автомобиль не
учитывается. При высоких скоростях движения боковые силы
достигают значительной величины и вызывают деформацию некоторых элементов автомобиля (подвески, шин и др.), поэтому
169
их обязательно необходимо учитывать при рассмотрении свойств
управляемости.
Опыт показывает, что для различных автомобилей одни и те же
управляющие воздействия, совершаемые в одних и тех же условиях движения, вызывают неодинаковые кинематические и силовые
реакции автомобиля. Так, например, поворот рулевого колеса на
один и тот же угол вызывает поворот различных автомобилей с
различными угловыми скоростями и боковыми ускорениями.
При теоретическом рассмотрении управляемости движение
автомобиля как механической системы может определяться траекторией какой-либо ее точки (направляющей точки) и углом поворота некоторой прямой, связанной с автомобилем, относительно выбранной системы координат с учетом положения отдельных
элементов автомобиля относительно направляющей точки.
При рассмотрении вопроса управляемости одиночного автомобиля в качестве направляющей точки удобнее всего выбрать
центр его масс, а для автопоезда – центры масс его звеньев. Зная
ускорение центров масс, можно непосредственно определить
силы инерции, действующие на систему.
В качестве прямой для автомобиля или звена автопоезда принимают его продольную ось, положение которой определяется
курсовым углом γ между ее проекцией на плоскость дороги и
неподвижной прямой, принадлежащей этой плоскости. При теоретическом рассмотрении управляемости автомобиля ограничиваются рассмотрением законов изменения γ, бокового смещения
центра масс Y и их производных по времени – угловой скорости
γ' = ωа и углового ускорения γ'' = εа, боковой скорости Y' = vа у и
бокового ускорения Y'' = Jа у.
Скорости и ускорения автомобиля в продольном направлении
определяют при рассмотрении тягово-скоростных и тормозных
свойств.
В первом приближении при изучении управляемости можно
пренебречь перемещением отдельных масс автомобиля или звеньев автопоезда относительно их центров масс за исключением
поворотов управляемых колес или мостов. При более детальном
рассмотрении управляемости это все следует учитывать, а также
следует учитывать повороты кузова в поперечной и продольной
плоскостях и повороты звеньев автопоезда относительно тягача.
Поворот ТС может осуществляться за счет поворота управляемых колес (передних или задних, или тех и других) относительно
оси (шкворня), поворота тележки, подводом избыточного тягового или тормозного моментов к колесам одного из бортов автомобиля, складыванием звеньев ТС.
У подавляющего большинства автомобилей изменение траектории движения осуществляется в результате поворота передних
управляемых колес. В результате взаимодействия шин с дорогой
происходит изменение курсовых и боковых параметров движения автомобиля. Характер функциональной зависимости между
управляющими воздействиями водителя и реакциями на них автомобиля может служить оценкой его свойств как управляемого
объекта.
Оценка управляемости АТС может быть произведена как экспериментальными, так и теоретическими методами.
При теоретическом рассмотрении вопросов управляемости
автомобиля его представляют как математическую модель и ее
поведение описывают дифференциальными уравнениями.
В качестве основных расчетных оценочных показателей
управляемости используют следующие характеристики автомобиля при круговом движении:
• вход в поворот;
• выход из поворота;
• «рывок» рулевого колеса;
• движение по синусоиде («змейка»).
Задаваемыми параметрами являются технические параметры
автомобиля – угол поворота рулевого колеса и скорость движения. Основными критериями оценки управляемости автомобиля
являются радиус поворота, угловая скорость поворота, угловое
ускорение, угол поперечного (бокового) смещения, скорость бокового смещения, боковое ускорение.
170
171
7.3. Кинематика поворота
При повороте автомобиля, кроме сил, действующих по продольной оси, возникают силы в перпендикулярном направлении.
Эти силы называются боковыми. Движение автомобиля по дуге
происходит под действием центростремительных сил, возникающих в результате поворота управляемых колес и действующих в
плоскости соприкосновения колес с дорогой. Центростремительные силы уравновешивают центробежные силы, стремящиеся
вернуть автомобиль к прямолинейному движению. Равнодей-
ствующую центробежных сил считают приложенной к центру
масс автомобиля и направленной по радиусу окружности от центра, называемого центром поворота автомобиля.
Качение колеса при действии на него боковых сил.
Понятие об уводе эластичного колеса
До сих пор мы рассматривали прямолинейное движение автомобиля и считали, что все внешние силы, действующие на него,
направлены либо по движению, либо против движения. При повороте автомобиля, кроме этих сил, возникают также силы, перпендикулярные направлению движения, которые будем называть
боковыми силами.
Из механики известно, что движение любого тела по дуге
окружности возможно только в результате действия на это тело
центростремительной силы. У автомобиля центростремительной
силой является сумма боковых сил Y сцепления колес с дорогой
(рис. 39), возникающих в результате поворота его управляемых
колес. Центростремительная сила уравновешивает центробежную силу, стремящуюся сохранить прямолинейное движение
автомобиля. Центробежную силу считают приложенной в центре тяжести автомобиля и направленной по радиусу окружности,
описываемой центром тяжести в сторону от центра этой окружности, называемого центром поворота автомобиля.
Боковые силы сцепления колес с дорогой возникают также и
при движении автомобиля по любой другой криволинейной траектории.
Таким образом, при повороте автомобиля на каждое из его
колес действуют три силы взаимодействия с дорогой (рис. 40):
нормальная реакция Rz, касательная реакция Rx и боковая реакция Ry. Соответственно, сила, действующая на колесо со стороны
автомобиля, также будет иметь три составляющие: нормальную
нагрузку Pz, толкающую силу Рх и боковую силу Рy .
Будем называть плоскость симметрии колеса, перпендикулярную его оси вращения, плоскостью качения колеса, а точку пересечения оси вращения с плоскостью качения – центром колеса.
Скорость центра колеса будем называть скоростью колеса. Если
колесо, на которое действует боковая сила, считать жестким, и
величина боковой реакции дороги не превосходит некоторого
значения Ry max , определяемого сцеплением колеса с дорогой, то
вектор скорости колеса всегда расположен в плоскости его качения. Силу Ry max можно найти следующим образом.
Равнодействующие сил Rx и Ry, лежащих в плоскости дороги,
не могут превышать силу сцепления с дорогой, равную Rz φ, где
φ – коэффициент сцепления колеса с дорогой.
Поэтому можно записать неравенство:
R y 2 + Rx 2 ≤ (Rz ϕ) ;
2
Ry ≤
(Rz ϕ)2 − Rx 2 ;
R y max =
(Rz ϕ)2 − Rx 2 .
Y2Н
Y1Н
X2Н
X1Н
PPx
x
P
Pzz
ц.т
RZz
RXx
Y1В
X2В
X1В
Y2В
Rzφ
zφ
RYy
ц.п
Рис. 39. Схема сил, действующих на автомобиль при повороте
Рис. 40. Силы, действующие на колеса автомобиля при повороте
172
173
(133)
Если Rx = 0 или малó по сравнению с Ryφ,то Ry max = Rz φy, где
φy – коэффициент сцепления колеса с дорогой в поперечном направлении (поперечный коэффициент сцепления).
Если учитывать эластичность колеса, то при действии на него
любой по величине боковой силы вектор скорости колеса отклоняется от плоскости качения на некоторый угол δ (рис. 41). Явление отклонения вектора скорости колеса от плоскости качения
называют боковым уводом (или просто уводом) колеса, а угол
δ – углом увода.
Угол увода является функцией боковой силы (см. рис. 41) и
определяется опытным путем. Обычно при испытаниях задают
угол увода и определяют соответствующую этому углу боковую
силу. Поэтому на графике δ откладывается по оси абсцисс, а Рy –
по оси ординат.
При изменении δ от нуля до некоторого значения, различного
для различных шин, различных нормальных нагрузок на колесо
и коэффициентов сцепления колеса с опорной поверхностью,
боковая сила изменяется почти пропорционально изменению δ
(участок a-b рис. 41).
Для этого случая можно записать:
Ру = Kуδ.
(134)
Коэффициент Kу называется коэффициентом сопротивления
уводу.
Коэффициент сопротивления уводу численно равен боковой силе, вызывающей увод либо на 1°, либо на 1 рад. В первом
случае коэффициент сопротивления уводу выражается в кг/град
(Н/град) а во втором – в кг/рад (Н/рад).
Pу
b
а
c
c
d
d
c
d
Величина коэффициента сопротивления уводу зависит, прежде всего, от размеров шины. Чем больше размеры шины, тем
больше Kу. Например, для шин 6,45-13 автомобиля «Москвич412» коэффициент сопротивления уводу при номинальной погрузке и номинальном давлении воздуха в шине равен 55 кг/град
(3150 кг/рад), а для шин 260-508 автомобиля ЗИЛ-130 Ky = 170
кг/град (9700 кг/рад). Коэффициент Kу увеличивается с увеличением давления воздуха в шине. При увеличении нормальной
нагрузки Kу вначале возрастает, а затем, достигнув максимума,
падает (рис. 42).
Ky
Pz
Рис. 42. Зависимость коэффициента сопротивления уводу от нормальной
нагрузки
При изменении коэффициента сцепления колеса с дорогой коэффициент сопротивления уводу почти не изменяется, но угол,
при котором линейная часть зависимости Рy = f(δ) переходит в
нелинейную, тем меньше, чем меньше φy .
Уравнением (134) можно пользоваться и для нелинейного
участка зависимости Рy = f(δ) (кривая bc, рис. 41), считая при
этом, что Ky является функцией от δ. Чем больше δ, тем на этом
участке меньше Ky.
Если δ возрастает настолько, что боковая сила достигает величины, максимально возможной по сцеплению, начинается
боковое скольжение колеса (прямая cd, см. рис. 41). Значение
максимальной по сцеплению боковой силы подсчитывается по
формуле (134).
Радиус поворота и угловая скорость поворота
b
b
δ
Рис. 41. Зависимость боковой силы от
δ угла увода
При изучении кинематики поворота автомобиля его рассматривают как твердое тело. Мгновенный центр поворота твердо-
174
175
го тела можно найти, если известно направление скоростей двух
любых его точек. Воспользуемся этим положением для нахождения мгновенного центра поворота автомобиля.
Будем считать, что известно направление скоростей vА и vБ
точек А и Б, являющихся серединами соответственно задней и
передней осей автомобиля (рис. 43).
Направление скоростей vА и vБ зависит от направления скоростей колес соответствующих осей. Если бы колеса были жесткими, то скорости обоих колес задней оси располагались в плоскостях их качения, параллельных продольной оси автомобиля. В
этом случае направление скорости vА совпадало бы с продольной
осью автомобиля. Из-за явления увода, вызванного наличием боковых сил, всегда действующих на колеса при повороте автомобиля, направления скоростей колес отклоняются от плоскостей
их качения. В связи с этим и направление скорости vА располагается относительно продольной оси автомобиля под некоторым
углом δ2, который будем называть углом увода задней оси.
Поскольку передние колеса автомобиля для его поворота
устанавливаются под некоторым углом к продольной оси, то
даже при жестких колесах вектор скорости точки Б будет располагаться под некоторым углом θ к продольной оси автомобиля.
Если бы оба колеса поворачивались на одинаковый угол, то угол
L
a
vb
θ
2
b
va
Б
●
δ1
В
θ был бы равен углу поворота колес. Однако поскольку колеса
связаны между собой рулевой трапецией, они поворачиваются на
θ + θн
разные углы. Можно принять, что θ ≈ в
, где θв и θн – углы
2
поворота колес соответственно внутреннего и наружного по отношению к центру поворота.
Из-за увода передних колес, вызванного действующими на
них боковыми силами, вектор скорости vБ отклоняется от того
направления, которое имела бы скорость точки Б при жестких
колесах, на некоторый угол δ1 (угол увода передней оси). Угол
между вектором vБ и продольной осью автомобиля с учетом увода равен θ – δ1 .
Для определения положения мгновенного центра поворота автомобиля восстановим в точках А и Б перпендикуляры к направлениям векторов скоростей vА и vБ.
Точка пересечения этих перпендикуляров и будет мгновенным центром поворота 0п автомобиля. Будем определять положение этой точки расстояниями R до продольной оси автомобиля
и с до его задней оси.
Опустим из центра поворота перпендикуляр ОпB на продольную ось автомобиля, тогда
(135)
AB = с = R tg δ ; δ2
ц.т
А
●
В
R
ВБ = R tg (θ –δ1). (136)
Складывая (135) и (136), получим
L
L
R=
≈
.
(137)
tg (θ − δ1 ) + tg δ 2 θ + δ 2 − δ1
Радиусом поворота автомобиля называют расстояние от центра поворота 0п до колеи переднего наружного колеса (рис. 43):
Рис. 43. Схема поворота автомобиля с уводом колес: Rп – радиус поворота автомобиля; R – радиус поворота центра масс автомобиля
B
2 ,
(138)
Rп =
cos (θ − δ1 )
где В – колея автомобиля.
При достаточно больших R (и, следовательно, не очень больших θ) можно пренебречь величиной B / 2 по сравнению с R и
считать сos (θ – δ1) равным единице; тогда Rп ≈ R.
176
177
Rп
θ – δ1
R+
δ2
Оп ●
c
В дальнейшем, если это не оговорено особо, будем пренебрегать разницей между R и Rп, называя R радиусом поворота.
Зная расстояние от центра поворота до продольной оси автомобиля, можно найти угловую скорость поворота автомобиля.
Угловая скорость ωa автомобиля равна скорости vВ точки В продольной оси автомобиля, выраженной в м/с, деленной на R:
vB vA
v
= [tg (θ − δ1 )+ tg δ 2 ]≈ A (θ + δ 2 − δ1 ).
R
L
L
Поскольку ОпВ – перпендикуляр к продольной оси, то скорость vВ направлена по продольной оси автомобиля и, следовательно, является скоростью автомобиля, тогда если vА в м/с, то
v
v
ωa = a [tg (θ − δ1 ) + tg δ 2 ]≈ a (θ + δ 2 − δ1 ). (139)
3,6 L
3,6 L
Если уводом колес можно пренебрегать, считая колеса жесткими, то, пользуясь уравнениями (135) и (136), получим:
ωа =
R = L / tg θ ≈ L / θ при с = 0. (140)
Следовательно, при отсутствии увода центр поворота всегда
лежит на продолжении осей задних колес автомобиля. Из уравнений (137) и (138) в этом случае
Rп = L / sin θ + B / 2 cos θ ≈ L / sin θ. (141)
Наконец, пользуясь уравнением (139), получим:
v
ωa = a θ;
L
v
ωa = a θ. (142)
3,62
Cравнивая формулы, по которым определялись R и ωa без учета (141) и (142) и с учетом увода (137) и (139), увидим, что в
первом случае как радиус поворота, так и угловая скорость однозначно определяются углом поворота управляемых колес, а во
втором (при одном и том же угле поворота управляемых колес) –
могут быть различными в зависимости от разности углов увода
δ2 – δ1.
Если δ2 – δ1 = 0, то радиус поворота и угловая скорость автомобиля так же, как и у автомобиля с жесткими колесами, зависит
только от угла поворота θ.
178
Такой случай движения называют нейтральной поворачиваемостью автомобиля.
Хотя при нейтральной поворачиваемости радиус поворота и
угловая скорость с учетом увода такие же, как у автомобиля с
жесткими колесами, траектории движения автомобиля различны,
поскольку, как видно из равенства (137), при δ2 ≠ 0; с ≠ 0 и, следовательно, центр поворота с учетом увода и в этом случае не
лежит на продолжении осей задних колес, т. е. не совпадает с
центром поворота автомобиля с жесткими колесами.
Если δ2 – δ1 > 0, то радиус поворота с учетом увода при одинаковых θ меньше радиуса поворота автомобиля с жесткими колесами, а угловая скорость с учетом увода больше, чем у автомобиля с жесткими колесами.
Такой случай движения называют недостаточной поворачиваемостью.
Поворачиваемость автомобиля зависит как от характера движения (вход и выход из поворота, круговое движение и др.), так
и от его конструктивных особенностей. Автомобили, у которых
при круговом движении имеет место нейтральная, избыточная
или недостаточная поворачиваемость, называют автомобилями
соответственно с нейтральной, избыточной и недостаточной
поворачиваемостью.
Для предотвращения избыточной поворачиваемости, что
опасно, так как автомобиль при этом автоматически входит в
«спираль» на повороте, на всех автомобилях делают недостаточную поворачиваемость. Это достигается увеличением давления в
шинах задних колес при одинаковой нагрузке на колеса передней
и задней осей, установкой сдвоенных шин или одновременно тем
и другим или уменьшением нагрузки на заднюю ось при одинаковом давлении воздуха в шинах.
7.4. Силы, действующие на автомобиль, при повороте
в общем случае движения
Для определения сил, действующих на автомобиль при его повороте, когда угол поворота управляемых колес и скорость движения автомобиля переменны, найдем вначале силы инерции.
Для этого воспользуемся следующим приемом. Найдем абсолютные ускорения центра тяжести автомобиля, рассматривая автомобиль как твердое тело. Умножив затем полученные ускорения
179
на массу автомобиля, найдем силы инерции, а затем, считая другие силы, действующие на автомобиль, заданными, определим
реакции дороги.
Пусть автомобиль движется относительно неподвижной системы координат ξ0η, причем в рассматриваемый момент времени его продольная ось расположена под углом β к оси 0η этой
системы, а колеса повернуты, как показано на рис. 44, а, на угол
θ. Зная средний угол поворота управляемых колес, можно способом, описанным ранее, найти положение центра поворота Оп.
Скорость vc центра тяжести с автомобиля направлена перпендикулярно радиусу и равна vс = ωaОпс. Обозначим γ угол между
продольной осью автомобиля и вектором скорости vс. Проекции
скорости vc на неподвижные оси координат равны
Согласно рис. 44, б, сумма проекций jx ускорений jη и jξ на продольную ось автомобиля равна:
v = v cos (β + γ) = vc cos β cos γ − vc sin β sin γ = v x cos β − vγβ ;
η
(143)
dβ
+ jξ sin β .
(147)
dt
Сумма jy проекций jη и Jξ на поперечную ось автомобиля
равна:
dβ
j y = jξ cos β + jη sin β . (148)
dt
Подставляя в равенства (147) и (148) значения jη и jξ из равенств
(145) и (146), после соответствующих преобразований получим:
dv y
;
j x = ja − v y ωa ; j y = v x ωa +
dt
v x = va ; v y = vC sin γ = v x tg γ = va tg γ. (149)
v = vc sin (β + γ) = vc sin β cos γ − vc sin β cos γ = v x sin β − vγ cos β ,
ξ
(144)
а)
где vx = vc cos γ – проекция скорости vc на продольную ось x автомобиля (продольная составляющая скорости движения автомобиля); vx = vc cos γ – проекция скорости vc на поперечную ось
автомобиля (скорость бокового смещения автомобиля).
Продифференцировав равенства (143) и (144) по времени, получим проекции на оси неподвижной системы ускорения центра
масс автомобиля:
dv
dβ dv y
dβ
sin β − v y cos β ; (145)
jη = x cos β − v x sin β −
dt
dt dt
dt
dv y
j x = jη cos β
jjξξ
б)
jjyy
Oaпn
ξ
xx
β
jjηη
Сc
γ
jjxx
γ
y
δ2
δ1
δ2
vVc c
vVvу
R
●
θ
δ1
dv x
dβ
dβ
sin β + v x cos β +
cos β − v y sin β . (146)
dt
dt
dt
dt
Поскольку положение автомобиля относительно неподвижной
системы координат непрерывно меняется, то положение ускорений jη и jξ относительно продольной и поперечной осей также
изменяется. Удобнее иметь дело с ускорениями, а следовательно,
и силами, не изменяющими свое направление относительно автомобиля. Поэтому спроектируем полученные в неподвижной системе ускорения на продольную и поперечную оси автомобиля.
0О
Рис. 44. Схема для определения сил, действующих на автомобиль
при повороте
180
181
jξ =
cС
δ2
●
А
δ2
γ
vAа
V
β
dd
vx V
x
a
b
η
Пользуясь рис. 44, а, найдем:
b(θ − δ1 ) − aδ 2
a b − Rδ1 b(θ − δ1 ) − aδ 2
tg γ = =
−
, v y = va
,
L
R
R
L
dv
j
v
откуда y = a [b(θ − δ1 )− aδ 2 ]+ a [b(θ′ − δ1′ )− aδ′2 ],
dt
L
L
где штрихами обозначены первые производные по времени.
dv y
Подставляя полученные значения vy и
в равенства (149),
dt
найдем:
v
j x = ja − a [b(θ − δ1 )− aδ 2 ]ωa ; (150)
L
v
j
j y = va ωa + a [b(θ′ − δ1′ )− aδ 2 ]+ a [b(θ − δ1 )− aδ 2 ]. . (151)
L
L
Продольная и поперечная составляющие сил инерции, действующих на автомобиль при повороте, равны произведению
массы автомобиля на продольную и поперечную составляющие
ускорения центра масс автомобиля и направлены в сторону, противоположную направлению соответствующих ускорений.
Продольная составляющая силы инерции
Ga 
b
b 
(155)
 va ωa + va θ′ + ja θ ..
g 
L
L 
Из формул (154) и (155) видно, что как с учетом увода, так и
без него поперечная составляющая Py силы инерции может быть
представлена в виде трех составляющих:
Ру = Рy+Рy′+Ру″. (156)
Py =
Первая из этих составляющих является центробежной силой:
2
G 
vω
Ga

(152)
j x = a  ja − a a [b(θ − δ1 )− aδ 2 ] g
g 
L

направлена в сторону, противоположную движению автомобиля.
Поперечная составляющая силы инерции
G
G 
v
j

Py = a j y = a va ωa + a [b(θ′ − δ1′ )− aδ′2 ]+ a [b(θ − δ1 )− aδ 2 ]
g
g 
L
L

(153)
направлена от центра поворота автомобиля.
Пользуясь формулами (151), (152), можно, как частный случай, получить формулы для определения продольной и поперечной составляющих сил инерции без учета увода (у автомобиля с
жесткими колесами).
Принимая δ1 = δ2 = δ'1 = δ'2 = 0, получим:
G 
bθ 
Px = a  ja − va ωa  ; (154)
g 
L
G
Gv
Ga
(157)
va ωa = a va ωa = a a .
g
g
gR
Как видно из равенства (157), если заданы R и va, то выражения для центробежной силы одинаковы как с учетом, так и без
учета увода.
В формулах (152)–(157) скорость va выражена в м/с. Если задана скорость в км/ч, то в этих формулах вместо va нужно поставить
va / 3,6.
Вторая составляющая Ру′ поперечной силы инерции возникает
в результате изменения угла поворота управляемых колес и изменения углов увода. Для автомобиля с жесткими колесами эта
составляющая всегда положительна при входе автомобиля в поворот и отрицательна при выходе из него. Если скорости изменения углов увода велики, то эта составляющая может быть отрицательной при входе в поворот и положительной при выходе.
Третья составляющая Py″ поперечной силы инерции возникает
в результате изменения скорости движения автомобиля. Для автомобиля с жесткими колесами эта составляющая положительна
при ускоренном движении и отрицательная при замедлении. При
небольших углах θ и больших углах увода положительное значение третьей составляющей поперечной силы может иметь место
и в процессе торможения.
В большинстве случаев движения автомобиля центробежная
сила значительно больше остальных составляющих. Поэтому в
качестве основных критериев устойчивости автомобиля обычно принимаются предельная по устойчивости скорость или предельный радиус поворота при круговом движении, когда две последние составляющие поперечной силы инерции равны нулю.
В некоторых случаях при больших радиусах поворота, больших
скоростях движения, а также резком изменении углов поворота
182
183
Px =
Py =
управляемых колес и кривизны траектории движения автомобиля существенную роль может играть составляющая Ру′.
Составляющая Py″ в большинстве случаев мала. Только при
резком торможении влияние этой составляющей на устойчивость
автомобиля может быть заметным.
7.5. Распределение поперечной составляющей силы
инерции между осями автомобиля
На управляемость и устойчивость автомобиля оказывает влияние не только величина поперечной составляющей силы инерции, но и распределение этой силы между осями автомобиля.
Для определения поперечных реакций дороги, действующих
на переднюю (Y1) и заднюю (Y2) оси, составим уравнение моментов (рис. 45 и 46):
d 2β
J z 2 = J z ω′a = Y1a − Y2b , (158)
dt
где Jz – момент инерции автомобиля относительно вертикальной
оси Z, проходящей через центр тяжести автомобиля.
С другой стороны, из условия равенства нулю проекций внешних сил на поперечную ось автомобиля можно записать:
P y = Y 1 + Y 2. (159)
Решая совместно уравнения (158) и (159), получим:
va
j
(160)
(θ′ + δ′2 − δ1′ ) + a (θ + δ 2 − δ1 ). L
L
Момент инерции Jz удобнее представить в виде произведения
массы автомобиля Ga / g на квадрат радиуса инерции ρz2 относительно оси Z:
G
2
J z = a ρz .
g
Подставляя в равенство (160) значения Рy из формулы (157),
ωa и Jz после преобразований, получим, считая va, м/с:
G1va2 1 2
Y1 = ––––
+ ––2 va (θ – δ1) + ja (θ – δ1) (pz2 + b2) +
gR
L
+ (va2δ2 + jaδ2) (pz2 – ab) ;
(161)
{[
]}
{[
y1н
y1
Во многих случаях можно считать ρ2z = ab, тогда
G1va2 b 2
Y1 = ––––
+ –– va (θ' – δ1') + ja (θ – δ1) (ρz2 + b2) ; (163)
gR
L
[
y2н
y2
ωd
a
b
y1в
y2в
L
Рис. 45. Распределение боковых сил
184
Рис. 46. Боковые силы, действущие между осями автомобиля на
колеса автомобиля при повороте
]}
va2 (θ – δ1) + ja (θ – δ1) (pz2 – ab) +
G2va2 1
Y2 = –––– – ––2 =
. (162)
+ (va2δ2 jaδ2) (pz2 – a2)
gR
L
Py
ω′ =
]
2
G2 va
a 2
− (va δ′2 + ja δ 2 ) . gR
L
Если уводом можно пренебречь, то
Y2 =
2
G v2
b
Y1 = 1 a + (va θ′ + ja θ) ; gR
L
22
(164)
(165)
G2va
.
(166)
gR
Таким образом, когда углы увода и скорости их изменения
невелики, скорость поворота управляемых колес и изменение
скорости движения автомобиля в основном оказывают влияние
только на величину боковых реакций, действующих на передние
Y2 =
185
колеса. При входе в поворот реакций Y1 увеличивается, а при выходе из поворота уменьшается.
Когда углы увода и скорость их изменения значительны, скорость поворота управляемых колес и изменение скорости движения автомобиля оказывают влияние на величину боковых реакций как передних, так и задних колес. В зависимости от условий
движения и конструктивных особенностей автомобиля при входе
в поворот боковые реакции, действующие на передние колеса, в
одних случаях увеличиваются при одновременном уменьшении
боковых реакций на задних колесах, а в других случаях наоборот.
При больших скоростях движения, как правило, Y2 > Y1.
Если θ′ = 0; δ1′ = δ′2 = 0; ja = 0 (установившееся круговое движение), то
В результате действия на автомобиль возмущающих сил он
может отклоняться от заданных параметров движения или положения. Движение автомобиля в этом случае будет неустойчивым.
При изучении устойчивости автомобиля рассматривают условия устойчивости по боковому смещению, угловой скорости и
опрокидыванию в поперечной и продольной плоскостях.
Оценочные показатели устойчивости
Как уже отмечалось, устойчивость – это эксплуатационное
свойство ТС, характеризующее его способность сохранять заданные параметры движения или положения.
Чтобы получить желаемый курсовой угол и траекторию движения автомобиля, водитель, поворачивая рулевое колесо, создает управляющие силы. Однако кроме управляющих сил на автомобиль действуют различного рода случайные силы, такие как
взаимодействие колес с неровностями дороги, наклон дороги, неуравновешенность колес, аэродинамические силы и др. Эти силы
называют возмущающими и они имеют случайный характер.
В качестве расчетных оценочных показателей устойчивости
при теоретическом рассмотрении вопроса используются критические (граничные) состояния движения или положения автомобиля, такие как:
а) критические скорости и радиусы поворота по боковому
скольжению vа.ск, Rск и боковому опрокидыванию vа.оп, Rоп;
б) критические углы косогора по боковому скольжению βск и
боковому опрокидыванию βоп;
в) коэффициент поперечной устойчивости ηп.у = В / 2hg;
г) критическую скорость по курсовой устойчивости автомобиля vкр ω;
д) критическую скорость автопоезда по вилянию прицепа
vкр.а/п;
е) устойчивость при торможении автомобиля.
Кроме указанных оценочных показателей, в теории и практике исследования устойчивости автомобиля используют и другие,
прямо или косвенно характеризующие устойчивость ТС, например, следующие:
• критический угол продольного уклона по буксованию αкр φ
(характеризует, скорее всего, тягово-скоростные свойства и проходимость);
• критический угол по опрокидыванию в продольной плоскости αкр.оп, характеризующий возможность движения автомобилей
повышенной проходимости по горным дорогам и бездорожью;
• скорость движения автомобиля при появлении курсовых колебаний vк.к;
• угол дрейфа βд, представляющий собой угол между продольной осью автомобиля и направлением вектора скорости центра
поворота при круговом движении. Угол дрейфа характеризует склонность автомобиля к заносу. Рекомендуется, чтобы при
186
187
Y1 =
2
G1va ;
gR
2
G2 va
.
(167)
gR
Отношение боковой силы, действующей на ось, к весу, приходящемуся на колеса этой оси, называют удельной боковой
силой, которая для передней и задней осей при θ = 0 и j0 = 0 одинакова и равна
2
v
Y
Y
η= 1 = 2 = a .
G1 G2 gR
Y2 =
7.6. Устойчивость автомобиля
боковом ускорении Jа у = 4 м/с2 в пределах скоростей движения
vа = 40…100 км/ч угол дрейфа βд ≤ 7°.
Поперечная устойчивость автомобиля
на горизонтальной дороге
Если на автомобиль действуют поперечные силы, то возможны два вида потери устойчивости – боковое скольжение одной
или обеих осей и опрокидывание автомобиля в поперечной плоскости.
При движении автомобиля по горизонтальной плоскости и отсутствии бокового ветра потеря автомобилем устойчивости возможна в результате действия поперечной силы инерции Рy. При
прямолинейном движении автомобиля по косогору потеря устойчивости возможна в результате действия составляющей силы
веса, а при повороте на косогоре – в результате совместного действия поперечной силы инерции и составляющей силы тяжести.
Критические скорости автомобиля
по боковому скольжению
Рассмотрим круговое движение автомобиля по горизонтальной плоскости с постоянной скоростью va (см. рис. 45). В этом
случае поперечной силой инерции будет составляющая центробежной силы, перпендикулярная продольной оси автомобиля.
Эту силу можно получить из уравнения (155), считая в этом уравнении θ′ = δ1′ = δ′2 = 0; ja = 0 , тогда
2
Gv
(168)
Py = a a . gR
Центростремительной силой, обеспечивающей движение автомобиля по дуге окружности с радиусом R, заданной соответствующим поворотом управляемых колес, является сумма проекций боковых реакций всех колес на ось, перпендикулярную его
продольной оси.
Если на автомобиль не действуют никакие другие силы, перпендикулярные его продольной оси, то должно выполняться равенство (156).
Величины боковых сил Y1 и Y2 ограничиваются сцеплением
колес с дорогой (рис. 47).
188
Будем вначале для упрощения считать, что касательная сила,
действующая на каждое из колес автомобиля, равна нулю, тогда
Y1 = Rz1φy1cos θ;
Y2 = Rz2φy2 ,
где φy1 и φy2 – коэффициенты сцепления в поперечном направлении соответственно колес передней и задней осей.
Если считать эти коэффиценты одинаковыми для каждой оси,
то предельная по сцеплению центростремительная сила равна
Y1max+Y2max = φy(Rz1 cos θ + Rz2).
Для того чтобы не было бокового скольжения автомобиля, необходимо выполнение неравенства:
Py ≤ φy (Rz1 cos θ + Rz2). (169)
В большинстве случаев без большой ошибки можно считать
сos θ = 1. Тогда, принимая во внимание, что на горизонтальной
площадке Rz1 + Rz2 = Ga и подставляя в неравенство (169) вместо
Py ее значение из равенства (168), получим условия отсутствия
бокового скольжения автомобиля в следующем виде:
2
va
(170)
≤ ϕy . gR
Из формулы (170) для дороги с известным значением φy можно найти либо предельную скорость, которую сможет развивать
автомобиль при движении по дуге окружности с заданным радиусом без бокового скольжения, либо радиус закругления дороги,
который без бокового скольжения может пройти автомобиль с
заданной скоростью движения.
Будем называть такую скорость va φ критической скоростью
автомобиля по боковому скольжению, а такой радиус поворота
Rφ – критическим радиусом поворота автомобиля по боковому
скольжению.
Тогда из формулы (170)
va ϕ ≤ gRϕ y = 3,13 Rϕ y ; Rϕ =
2
2
va
v
≈ 0,1 a . gϕ y
ϕy
189
(171)
(172)
Часто бывает важно выяснить, одновременно ли (при достижении одной и той же скорости движения) начинается боковое
скольжение передней и задней осей.
Условиями, определяющими отсутствие бокового скольжения
колес передней и задней осей, будут:
2
2
G2 va
Gv
≤ Rz1 cos θϕ y ; 2 a ≤ Rz 2 ϕ y 2 .
(173)
gR
gR
Если считать cos θ = 1; Rz1 = G1, Rz2 = G2 (т. е. пренебречь динамическим перераспределением нормальных реакций между
осями автомобиля) и φy1 = φy2, то, пользуясь неравенствами (173),
можно найти:
va1ϕ = va 2 ϕ = va ϕ = 3,1313 Rϕ y , (174)
где vа1φ и vа2 φ – критические скорости по боковому скольжению
соответственно для передних и задних колес автомобиля.
Таким образом, при принятых выше допущениях боковое
скольжение колес обеих осей начинается одновременно (при
одной и той же скорости движения автомобиля).
Однако из практики известно, что в одних случаях может
иметь место боковое скольжение передней оси без бокового
скольжения задней, а в других случаях наоборот. Следовательно, принятые выше допущения не всегда справедливы при решении вопроса об определении критической скорости по боковому
скольжению для каждой из осей автомобиля.
Прежде всего далеко не всегда справедливо допущение о равенстве коэффициентов сцепления колес передней и задней осей.
Одной из причин неравенства этих коэффициентов является наличие касательных реакций, действующих на колеса. Для ведомых колес этими силами являются силы сопротивления качению,
для ведущих колес – тяговая сила, а при торможении – тормозные силы.
Как было показано ранее, при наличии касательной силы максимальное по сцеплению значение боковой силы определяется
формулой:
Ymax = ( Rz ϕ) 2 − Rx 2 = Rz ϕ2 −
190
Rx 2
Rz 2
.
Rx
= ϕ т и будем называть это отношение в заRz
висимости от направления реакции Rx коэффициентом тяги или
удельной тормозной силой, тогда
Обозначим
YYmax
22
22
(175)
== ϕϕ22−−ϕϕтт . YYmax
Rzz ϕϕ22−−ϕϕтт ,;,ϕϕyy == max
max ==R
RRzz
Поскольку Rz1 = M1 G1, а Rz2 = M2 G2, то критические скорости
по условиям начала скольжения колес передней и задней осей,
согласно неравенствам (173), могут быть найдены по формулам:
va1ϕ = 3,13 M 1Rϕ y1 cos θ ; va 2 ϕ = 3,13 M 2 Rϕ y 2 , (176)
где M1 и M2 – коэффициенты динамического изменения нормальных реакций; φy1 и φy2 – поперечные коэффициенты сцепления
соответственно колес передней и задней осей.
Коэффициенты сцепления могут быть найдены для колес каждой из осей по формуле (174), если известны суммарные коэффициенты сцепления φ1 и φ2 и коэффициенты тяги или удельные
тормозные силы для каждой из осей. Для ведомых колес φ1 = f.
При повороте на горизонтальной дороге в большинстве случаев коэффициенты m1 и m2 мало отличаются от единицы, и основное влияние на величину критических скоростей по боковому
скольжению передней и задней осей оказывают значения φy1
и φy2.
Если φ1 > φ2, то на тяговом режиме меньшее значение поперечного коэффициента сцепления всегда будет у ведущей оси, и, следовательно, у автомобилей с задней ведущей осью критическая
скорость по боковому скольжению у задней оси будет меньшей,
чем у передней, а у переднеприводных автомобилей наоборот.
При торможении автомобиля значения критических скоростей по боковому скольжению колес передней и задней осей и их
соотношение зависят от характера распределения тормозных сил
между осями. В главе 3 было показано, что если тормозные силы
распределяются пропорционально распределению нормальных
реакций, то боковое скольжение колес обеих осей начинается
одновременно, если чрезмерно большой тормозной момент подводится к тормозным механизмам задних колес, то критическая
скорость по боковому скольжению задней оси меньше, чем передней, и наоборот. Характер движения автомобиля при боковом
191
скольжении задней оси существенно отличается от его движения
при боковом скольжении передней оси.
Рассмотрим вначале движение автомобиля, у которого по
каким-то причинам критическая скорость по боковому скольжению колес задней оси меньше, чем передней (va1φ > va2φ). Для
упрощения будем рассматривать автомобиль с жесткими колесами.
Если скорость автомобиля va1φ < va2φ, то вектор скорости va
точки А (рис. 47, а) направлен по продольной оси, а вектор vБ
скорости точки Б направлен под углом θ к продольной оси. Центр
поворота, как уже было показано, лежит на продолжении осей задних колес в точке 0. Если скорость автомобиля превысит va2φ , но
останется меньшей, чем va1φ , то колеса задней оси начнут скользить в боковом направлении и скорость va точки А станет равной
геометрической сумме скорости vа, направленной по продольной
оси автомобиля, и скорости скольжения vy2. Вектор скорости точки Б сохранит свое направление относительно продольной оси
автомобиля.
Центр поворота автомобиля при этом переместится в точку О1,
и расстояние R от центра поворота до продольной оси уменьшится. В результате этого, как видно из формул (174), возрастут при
неизменной скорости движения и боковые силы, действующие
на колеса обеих осей. Возрастание боковых сил вызовет увеличение скорости бокового скольжения задней оси и в результате этого дальнейшее уменьшение R. При некотором значении боковой
силы Рy начнется боковое скольжение и передней оси. Однако
скорость бокового скольжения задней оси все время будет расти
быстрее, чем у передней, в связи с чем будет иметь место непрерывное уменьшение радиуса R. Автомобиль будет перемещаться
в боковом направлении, одновременно с этим двигаясь по спирали с непрерывно уменьшающимся радиусом.Такое движение автомобиля называют заносом. Занос может начаться и при прямолинейном движении автомобиля, если под действием каких-либо
внешних сил возникнет скольжение задней оси.
Если критическая скорость по боковому скольжению передней оси меньше, чем задней (va1φ < va2φ ), то в случае, когда скорость автомобиля больше, чем va1φ , но меньше, чем vа2φ, начнется
скольжение передней оси со скоростью vy1 и вектор скорости vБ
точки Б займет положение, показанное на рис. 47, б. Вектор скорости точки А останется направленным по продольной оси АБ. В
результате этого центр поворота из точки О (центр поворота автомобиля при отсутствии скольжения обеих осей) переместится
в точку О1, а расстояние R от центра поворота до продольной оси
автомобиля увеличится.
192
193
а)
vА
vА
Б
Б
β
β
vа
vа
vБ
vБ
О1
О1
б)
vу2
vу2
Б
Б
R
R
О
О
vа= vк
vа= vк
VБ
vVББ
в)
vу2
vу2
А
А
А
А
О
О
R
R
О1
О1
в)
в)
vа Б
Б
vа
Б
vБ
vy1vу1
vБ
vу1
PyPу
Pу
С
С
А
А
PbPb
Pb
R
R
О
Рис. 47. Схема движения автомобиля при скольжении задней
и передней осей
О
Согласно формуле (174), если va1φ < va2φ, то при боковом
скольжении колес передней оси даже при неизменной скорости
движения автомобиля боковые силы уменьшатся и уменьшатся
боковые силы, действующие на колеса обеих осей. Уменьшение
боковой силы, действующей на переднюю ось, вызовет снижение скорости бокового скольжения колес до такой величины,
при которой боковое скольжение передних колес в сочетании
с их поворотом на угол θ обеспечит движение по окружности
с прежним радиусом. Следовательно, автомобиль, у которого
критическая скорость по боковому скольжению передних колес
меньше, чем у задних, не может входить в занос. Однако при
достижении критической скорости по боковому скольжению
va1φ такой автомобиль частично теряет управляемость. Это выражается в том, что водитель при неизменной скорости не может уменьшить радиус поворота автомобиля за счет увеличения
угла θ, а при увеличении скорости движения радиус поворота
при неизменном θ автоматически увеличивается так, что всегда
удовлетворяется равенство (172):
2
2
v
v
Rϕ = a ≈ 0,1 a .
gϕ y
ϕy
Увеличение же радиуса поворота автомобиля поворотом
управляемых колес в сторону их нейтрального положения возможно.
Если при прямолинейном движении автомобиля под действием какой-либо постоянной внешней силы Рв возникнет скольжение колес передней оси, то прямолинейность движения автомобиля нарушится (рис. 47, в). При этом в результате поворота
автомобиля возникнет поперечная составляющая Рy силы инерции, направленная в сторону, противоположную действию внешней силы, и уменьшающая скорость скольжения колес передней
оси.
В результате совместного действия сил Рy и внешней силы
установится некоторая постоянная скорость скольжения передних колес и, следовательно, некоторый постоянный радиус поворота автомобиля, тем меньший, чем больше разность между
внешней силой, вызывающей скольжение передних колес, и максимальной возможной по сцеплению поперечной реакцией дороги, действующей на оба колеса передней оси.
194
Критическая скорость автомобиля по опрокидыванию
Поскольку равнодействующая поперечной составляющей Рy
силы инерции, возникающей при повороте автомобиля, приложена на расстоянии hg от опорной поверхности (рис. 48), то в результате ее действия создается опрокидывающий момент Моп = Pvhg,
стремящийся опрокинуть автомобиль в сторону действия силы Ру.
Момент, препятствующий опрокидыванию (восстанавливающий
момент), создается силой веса автомобиля на плече, равном расстоянию m от прямой, соединяющей центр контактов переднего и
заднего наружных по отношению к центру поворота автомобиля
колес, до линии действия силы тяжести Ga автомобиля.
Величина плеча m восстанавливающего момента Мвос зависит
от размера колеи B1 передних и B2 задних колес и расположения центра масс автомобиля в поперечной плоскости. Положение центра масс зависит от многих факторов. Во-первых, сама
конструкция автомобиля может быть либо симметричной, либо
в той или иной мере несимметричной. Во-вторых, на положение
центра масс оказывает влияние расположение полезной нагрузки. Наконец, при действии на автомобиль опрокидывающего момента происходит наклон как всего автомобиля в целом из-за деформации шин, так и его подрессоренных масс (кузова со всеми
Pу
Ga
hg
∑Rzн
∑Rzвн
Oн
Oв
∑Yн
∑Yвн
B
Рис. 48. Схема сил, вызывающих опрокидывание автомобиля
195
укрепленными к нему механизмами и агрегатами) из-за деформаций упругих элементов подвески. В результате этих наклонов
расстояние m уменьшается с увеличением Py.
Обычно при определении условий опрокидывания автомобилей, выполненных по стандартным схемам, разницей в колеях
передних и задних колес пренебрегают, считая B2 = В1. Если при
этом считать, что центр масс автомобиля всегда лежит в плоскости продольной симметрии автомобиля, то m = B / 2. До тех пор
пока опрокидывающий момент меньше восстанавливающего,
действие последнего только вызывает перераспределение нормальных реакций на внутренних и наружных по отношению к
центру поворотах колес автомобиля.
Для определения суммарной нормальной реакции ΣRz вн, действующей на оба внутренних колеса, запишем условие равенства
нулю суммы моментов относительно центра Он контактной площадки наружного колеса
∑Rz вн = B + Pyhg – GaB / 2 = 0,
откуда
∑Rz вн = Ga / 2 – Pyhg / B. (177)
Таким же образом из условия равенства нулю суммы моментов сил, действующих на автомобиль относительно точки Ов,
получим величину суммарной нормальной реакции наружных
колес:
ΣRz н = Ga / 2 + Pyhg / B.
(178)
Из равенств (177) и (178) видно, что в результате действия Моп
нормальные реакции на внутренних колесах уменьшаются, а на
наружных – увеличиваются.
Если в результате увеличения силы Ру опрокидывающий момент станет равным восстанавливающему, т. е. Ga / 2B = Pyhg, то,
как видно из равенств (177) и (178), суммарная нормальная реакция на внутренних колесах станет равной нулю, а на наружных –
Ga. Если после этого Ру увеличить теоретически на любую сколь
угодно малую величину, то автомобиль начнет поворачиваться
относительно прямой, соединяющей центры контактных площадок наружных колес, при неизменной величине реакций Rzвн и
Rzн. При этом за счет уменьшения плеча m восстанавливающий
момент будет уменьшаться.
196
Когда автомобиль повернется в поперечной плоскости на такой угол, при котором вектор силы веса автомобиля пройдет через точку Он, восстанавливающий момент станет равным нулю.
При дальнейшем повороте автомобиля в поперечной плоскости
на любой сколь угодно малый угол сила тяжести будет увеличивать Моп, и если даже Рy станет равной нулю, то автомобиль
будет продолжать опрокидываться. До тех пор пока Мвос больше
нуля при уменьшении силы Рy (например, за счет уменьшения va)
до такой величины, при которой будет иметь место неравенство
Ga / 2B ≥ Pyhg, опрокидывание автомобиля может прекратиться,
и он либо встанет на дорогу всеми колесами, либо при Ga / 2B =
= Pyhg будет двигаться на колесах наружного борта, сохраняя некоторый постоянный угол поворота в поперечной плоскости.
Таким образом, равенство Rz вн = 0 еще не означает, что обязательно произойдет опрокидывание автомобиля. Однако после
достижения этого равенства движение автомобиля без какихлибо мероприятий, позволяющих уменьшить Рy, невозможно. Поэтому скорость vкр.оп автомобиля и радиус его поворота
Rкр.оп, соответствующие равенству опрокидывающего и восстанавливающего моментов, называют критическими по поперечному опрокидыванию автомобиля.
При круговом движении Ру определяется равенством (168).
С учетом этого из равенства опрокидывающего и восстанавливающего моментов найдем:
vа.кр.оп = 2,21 R
Rкр.оп = 0,205
hg
B
;
ηg
2
va . (179)
(180)
B
Формулы (167), (168) выведены при допущении о расположении центра масс в плоскости, продольной симметрии автомобиля.
При точном расчете критических скоростей движения и радиусов
поворота необходимо учитывать возможное смещение центра
тяжести относительно этой плоскости. Наиболее существенной
причиной такого смещения является крен кузова, вызываемый
деформацией упругих элементов подвески под действием момента, создаваемого Ру (рис. 49).
Крен кузова происходит относительно некоторой оси, положение которой определяется конструктивными особенностями
197
направляющих элементов передней и задней подвесок. Эту ось
называют осью крена. Расстояние hкр центра подрессоренных
масс до оси крена называют плечом крена.
В результате крена кузова плечо m восстанавливающего
момента оказывается меньшим, чем B / 2. Это уменьшение тем
значительнее, чем больше Ру, hкр и меньше угловая жесткость
подвески, т. е. величина момента Руhкр , необходимого для поворота кузова на угол, равна одному радиану.
Для подсчета vа.кр.оп и Rкр.оп с учетом смещения центра подрессоренных масс в равенства (179), (180) нужно подставить 2m
вместо В.
Уменьшение плеча m в результате крена кузова у современных автомобилей в зависимости от их конструктивных особенностей снижает критическую скорость движения на 3…10 % и
увеличивает критический радиус поворота на 5…15 %.
Pу
Rкр.оп = 0,1
a
h
PPy
уP
sinββ
Pyуsin
Gyacos
cosββ
hg
∑Rzвн
∑Yн
m
B
B + 2hg tg β
2
va . (181)
Pyуcos β
∑Rzн
Oн
2hg − Btg β
hкр
GGа
g
уклоном, который расположен так, что при движении автомобиля центробежная сила и составляющая сила веса автомобиля,
вызванная поперечным уклоном, направлены в разные стороны
(рис. 50).
Такой участок дороги можно рассматривать как часть внутренней конической поверхности, считая, что центр масс автомобиля
описывает дугу окружности, плоскость которой перпендикулярна вертикально расположенной оси конуса. В этом случае Моп =
= (Pycos β – Gasin β)hg, а Mвос = (Pyсos β – Gasin β)B / 2 (без учета
смещения центра подрессоренных масс в результате крена).
Принимая во внимание значение Рy из формулы (168), при
равенстве опрокидывающего и восстанавливающего моментов,
найдем критическую скорость и критический радиус по опрокидыванию при движении на вираже:
B + 2hg tg βR
vvаa.кр.оп
;
.кр.оп = 3,13
2hg − Btg β
Oв
G
Gа
∑Yвн
Рис. 49. Влияние крена кузова на опрокидывание
7.7. Поперечная устойчивость автомобиля на виражах
Ga sin β
Oн
a
∑Rzн
∑Yн
B
∑ZRвнz вн
Oв
∑Yвн
Для улучшения поперечной устойчивости автомобилей на некоторых закруглениях автомобильных дорог, предназначенных
для движения автомобилей с высокими скоростями, делаются
виражи. Виражом называют закругления дороги с поперечным
Рис. 50. Схема опрокидывания автомобиля на вираже
198
199
β
Критическую скорость va φ и критический радиус Rφ по боковому скольжению определим из условия равенства разности
сил Рy cоs β и Ga sin β, приложенных в центре масс автомобиля,
предельной по сцеплению боковой реакции (Рy sin β + Ga cоs β)φy
колес автомобиля. Учитывая при этом значение Рy из формулы
(168), найдем
ϕ y + tg β
va ϕ = 3,13
;
(182)
1 − ϕ y tg β
1 − ϕ y tg β
Rϕ = 0,1
2
va .
(183)
ϕ y + tg β
Из формул (181)–(183) видно, что на виражах поперечная
устойчивость улучшается тем в большей степени, чем больше
поперечный угол наклона β. Однако по ряду причин на обычных дорогах поперечные уклоны виражей делаются небольшими
(β = 2…10 %) и тем меньшими, чем больше радиус закругления.
На специальных гоночных треках или испытательных полигонах уклоны дороги на виражах могут быть значительно больше
(до 60…70 %). Иногда такие виражи имеют переменный уклон
(параболический профиль), увеличивающийся от центра закругления к его периферии.
7.8. Критические углы по устойчивости автомобиля на
дороге с поперечным уклоном (критический угол
косогора)
Из рис. 50 при Рy = 0 видно, что критический по опрокидыванию угол βкр.оп, при котором Моп = Gahg sin β, равен Mвос =
= GaB / 2 cos β, будет
(184)
βкр.оп = arctg B / (2hg). Из равенства поперечной составляющей веса автомобиля
Gq sinβ и продольной по сцеплению боковой реакции всех колес
автомобиля Gq φy cosβ можно определить критический угол βφ по
боковому скольжению
βφ = arctg φy . (185)
7.9. Коэффициент поперечной устойчивости
автомобиля
Из двух видов потери устойчивости – опрокидывание и боковое скольжение – первый является наиболее опасным. Поэтому автомобиль стараются спроектировать таким образом, чтобы
критическая скорость по боковому скольжению была меньшей,
чем критическая скорость по опрокидыванию.
Пользуясь формулами (167) и (168), можно установить, что
условие va φ < vа.кр.оп выполняется, если соотношение между колеей автомобиля и высотой расположения его центра масс удовлетворяет неравенству:
B/2hg > φy. (186)
Если поперечный уклон дороги велик, а Рy мала (малые скорости движения, большие радиусы поворота), то составляющая
силы веса Ga sin β может быть больше составляющей центробежной силы Рy cоs β. В этом случае возможно опрокидывание или
боковое скольжение автомобиля в сторону действия поперечной
составляющей силы веса.
Наиболее опасный в этом отношении случай, когда Рy = 0, т. е.
при скорости движения автомобиля, равной нулю, или при прямолинейном движении автомобиля (R = ∞).
Предельные по опрокидыванию и боковому скольжению автомобиля поперечные уклоны дороги при Рy = 0 называют критическими углами косогора.
Сравнивая формулы (179) и (180), можно показать, что это же
неравенство обеспечивает выполнение условия va φ < vа.кр.оп и при
движении на вираже.
Наконец, сравнивая формулы (184) и (185), найдем, что при
выполнении неравенства (186) критический угол β косогора по
боковому скольжению βφ оказывается меньшим, чем критический угол косогора по опрокидыванию βкр.оп. Это также уменьшает опасность, связанную с потерей поперечной устойчивости.
Неравенство (186) включает как конструктивные параметры
автомобиля, так и дорожные условия. Конструктивный параметр
B / 2hg = ηп.y, имеющий важное значение для оценки поперечной
устойчивости автомобиля, называют коэффициентом поперечной устойчивости автомобиля. Коэффициент поперечной
200
201
устойчивости автомобиля – величина переменная, поскольку высота hg расположения центра масс автомобиля зависит от степени
загрузки автомобиля, характера и расположения груза. Для сравнительной оценки поперечной устойчивости различных автомобилей обычно приводятся значения коэффициента ηп.у , соответствующие полностью груженому автомобилю при равномерном
распределении груза, наиболее характерного для данного типа
автомобиля. Иногда приводятся также значения ηп.у для негруженого автомобиля.
7.10. Колебания управляемых колес относительно осей
поворота (шкворней)
да которого зависят от физической сущности сил, действующих
на управляемые колеса.
Основными причинами возникновения сил, вызывающих
колебания управляемых колес относительно осей поворота, являются: неуравновешенность (дисбаланс) управляемых колес,
особенности кинематики подвесок передних колес и рулевого
управления, гироскопические моменты, возникающие в результате как наклонов колес относительно вертикальной плоскости,
так и поворотов колес относительно шкворней (автоколебания
управляемых колес), взаимодействие колес с неровностями дороги.
Колебания, вызываемые неуравновешенностью
управляемых колес
Управляемые колеса автомобиля могут поворачиваться относительно осей поворота не только в результате поворота рулевого колеса, но и при его неизменном положении. Повороты
управляемых колес при неподвижном рулевом колесе вызываются внешними силами, возникающими от неуравновешенных
моментов, действующих на управляемые колеса и стремящихся
повернуть их относительно осей поворота.
Управляемые колеса связаны с рулевым колесом упругими
звеньями рулевого привода и рулевого механизма. В зацеплении рабочей пары рулевого механизма, его подшипниках, а
также шарнирах рулевого привода неизбежны зазоры, за счет
которых возможен свободный поворот управляемых колес при
неподвижном рулевом колесе (или, наоборот, свободный поворот рулевого колеса при неподвижных управляемых колесах).
У современных автомобилей при неизношенном и правильно
отрегулированном рулевом управлении допускается свободный поворот рулевого колеса (люфт руля) до 10°…25° в зависимости от типа автомобиля. Такому люфту рулевого колеса
соответствует свободный поворот управляемых колес около
20I…40I. Дополнительный поворот управляемых колес может
происходить за счет деформаций упругих звеньев рулевого механизма и рулевого привода.
Самопроизвольные повороты управляемых колес приводят к
отклонениям автомобиля от параметров движения, задаваемых
водителем, т. е. нарушают управляемость автомобиля. В большинстве случаев повороты управляемых колес относительно
осей поворота носят колебательный характер, частота и амплиту-
Если колесо уравновешено, то элементарные центробежные
силы, действующие в каждой точке колеса, взаимно уравновешиваются, т. е. сумма их равна нулю (колесо статически сбалансировано) и сумма моментов этих сил также равна нулю (колесо
динамически сбалансировано). Если центр масс колеса не совпадает с его осью вращения, но находится в продольной плоскости
симметрии, то сумма элементарных центробежных сил не равна
нулю, т. е. нарушается статическая балансировка (рис. 51, а),
а если центр масс колеса совпадает с осью вращения, но расположен не в продольной плоскости симметрии колеса, то сумма моментов элементарных центробежных сил не будет равна нулю, т. е. нарушается динамическая балансировка колеса
(рис. 51, б).
Неуравновешенность колеса удобнее оценивать некоторой
условной дополнительной массой, сосредоточенной в одной
точке полностью уравновешенного колеса (рис. 51, б). Центробежная сила Рц, создаваемая этой дополнительной массой в результате ее вращения вместе с колесом, направлена по радиусу
колеса (рис. 51, в) и непрерывно изменяет свое положение относительно оси поворота колеса. Составляющая Px силы Рц, перпендикулярная оси поворота, создает момент Рхlц (рис. 51, г),
стремящийся повернуть колеса относительно оси поворота. Величина и направление силы Рх и момента зависят от положения условной массы, вращающейся вместе с колесом. Согласно
рис. 51, в, Рх – Рц sin β = Pц sin (ωкt). Следовательно, момент
202
203
Мну, стремящийся повернуть каждое управляемое колесо относительно оси поворота, равен
2
M ну = Pцlц sin (ωк t ) = M ну rm ϖ
ω к lц sin (ωк t ) ,
(193)
где Mну – неуравновешенная масса; rm – плечо приложения массы
центробежной силы от Mну.
Обычно допустимый дисбаланс задается моментом Мдб, равным произведению силы тяжести Pну неуравновешенной массы
v
на плечо rm ее приложения. Принимая во внимание, что ωк = a
rkк
Pну
, получим
и M ну =
g
M дб vа
M ну =
grkк
2
2
lц sin(ωк t ) (vа м/с) ;
нения этого момента равна частоте вращения колеса, а амплитуда пропорциональна моменту дисбаланса и квадрату скорости
движения автомобиля. Поскольку управляемые колеса связаны
между собой рулевой трапецией, то моменты Мну на каждом из
колес алгебраически складываются. Наиболее неблагоприятным
является случай, когда неуравновешенные массы колес смещены по фазе на угол 180° (рис. 51, г). Для уменьшения колебаний
управляемых колес относительно осей поворота, вызываемых их
неуравновешенностью, на автомобильных заводах и при эксплуатации колеса автомобилей балансируются, для чего предусмотрено крепление на ободе специальных балансировочных грузиков.
Колебания, вызываемые особенностями передней подвески
и рулевого управления
Рис. 51. Колебания управляемых колес относительно шкворней
Поскольку управляемые колеса связаны с кузовом двойной
связью – через детали подвески и через детали рулевого привода –
то перемещения колес относительно кузова могут вызывать их
поворот относительно осей поворота.
При зависимой подвеске передней оси поворот управляемых
колес может возникать в результате ее вертикальных колебаний
относительно кузова. В качестве примера на рис. 52 показана передняя ось, связанная с кузовом полуэллиптическими рессорами,
причем спереди рессора соединена с рамой простым (одинарным)
шарниром 1, а сзади – серьгой 5. При вертикальных колебаниях
относительно кузова передняя ось 6 вместе с укрепленными в
ней шкворнями поворотных цапф будет описывать дугу окружности с центром в точке Ош, лежащей на оси шарнира 1 обеих
рессор. Колеса могут перемещаться вместе с осью без поворота
относительно шкворней лишь в том случае, если обеспечивается
возможность движения по такой же дуге их любой точки, в том
числе и любой точки, жестко связанной с колесами поворотных
рычагов рулевого привода. В частности, центр шарового пальца 2
поворотного рычага 7 при отсутствии поворота управляемых колес относительно шкворней должен был бы описывать дугу ММ.
Но поворотный рычаг левого колеса через продольную рулевую
тягу 3 связан с шарниром 4 рулевой сошки. При неподвижном
рулевом колесе, а следовательно, и рулевой сошке, конец продольной рулевой тяги, шарнирно связанный с поворотным рычагом, должен описывать дугу NN с центром в точке Ос. В связи с
204
205
M дб vа
M ну =
2
l sin(ωк t ) (vа км/ч).
2 ц
13grkк
Как видно из равенства (193), в результате неуравновешенности колеса при его вращении создается переменный по величине
и знаку синусоидальный момент, стремящийся вызвать колебания каждого из колес относительно оси поворота. Частота измеa
a)
б)б
)
)
PPz
ось
шкворня
в)
в
y
)
PPц
ц
Px
P
x
ц.т
г)
г
)
PPц
β
lц
lц
x
PPц
x
этим шаровой палец поворотного рычага должен участвовать в
двух движениях: поворот по дуге ММ вместе с передней осью и
поворот вместе с колесом относительно шкворня на такой угол,
при котором центр шарового пальца 2 опишет дугу PP. Проекция
этой дуги на вертикальную плоскость, параллельную продольной
оси автомобиля (совпадающую на рис. 52 с плоскостью чертежа),
равна расстоянию aa между дугами ММ и NN. Вместе с поворотным рычагом повернется относительно шкворня на угол θ и левое
управляемое колесо. Через поперечную рулевую тягу поворот левого колеса вызовет поворот правого. Для того чтобы вертикальные колебания передней оси не вызывали поворот управляемых
колес, необходимо, чтобы ось одинарных шарниров крепления
рессор к раме проходила через центр шарового пальца рулевой
сошки. Это условие может выполняться только для какого-либо
одного положения рулевой сошки, например, для ее положения,
соответствующего прямолинейному движению.
Обычно точное выполнение указанного условия связано с
конструктивными затруднениями и может быть выполнено только с большим или меньшим приближением. При этом колебания
управляемых колес относительно шкворней, вызываемые колебаниями передней оси в вертикальной плоскости, лишь уменьшаются, но не устраняются полностью.
У некоторых типов независимых подвесок повороты управляемых колес относительно осей поворота вызываются поперечными колебаниями (кренами) кузова. Частоты колебаний управляемых колес, вызванных особенностями кинематики подвески
и рулевого управления, равны частотам колебаний автомобиля
(частотам вертикальных колебаний кузова и осей или колес, частотам поперечных колебаний кузова и др.). Амплитуды колебаний колес относительно осей поворота в этом случае зависят как
от амплитуд колебаний автомобиля, так и от особенностей кинематики подвески и рулевого управления.
Автоколебания управляемых колес (шимми)
Рис. 52. Схема поворота колес, вызываемого особенностями
кинематики подвески и рулевого управления
При больших скоростях движения автомобиля возникает особый вид колебаний управляемых колес – автоколебания. Их особенность в том, что для их поддержания не нужна периодически
изменяющаяся внешняя сила. Для покрытия затрат энергии, рассеиваемой при таких колебаниях на неизбежное трение, достаточно иметь постоянную по величине и направлению силу, действующую на систему, обладающую свойствами, необходимыми
для возбуждения автоколебаний. Примером автоколебаний может, например, служить колебательное движение скрипичной
струны, вызываемое равномерным движением по ней смычка.
Явление шимми проявляется в том, что в определенном диапазоне скоростей у автомобиля с вполне исправным рулевым
управлением и полностью уравновешенными колесами на абсолютно гладкой дороге могут возникать незатухающие колебания
колес относительно осей поворота при полностью неподвижном
рулевом колесе. Частота этих колебаний, в зависимости от конструктивных особенностей рулевого управления и подвески, лежит в пределах 10…30 Гц, а амплитуда (при неблагоприятных
условиях) может достигать нескольких градусов. Наличие таких
колебаний существенно затрудняет управление автомобилем и,
кроме того, приводит к ускоренному износу шин и шарниров рулевых тяг, а иногда и к поломкам деталей рулевого управления.
Одной из основных причин возникновения автоколебаний
управляемых колес автомобиля является наличие гироскопической и упругой связи между колебаниями управляемой оси автомобиля в поперечной плоскости и поворотами колес относительно
осей поворота. Из теории гироскопов известно, что при повороте
206
207
N
M
0ш
N
M
θ
оси вращения быстро вращающегося тела (гироскопа) возникает
момент, действующий на эту ось в плоскости, перпендикулярной
той, в которой происходит ее поворот (гироскопический момент).
На рис. 53 гироскопический момент будет действовать перпендикулярно плоскости чертежа. Каждое из управляемых колес автомобиля также представляет собой гироскоп, ось которого может
наклоняться как в вертикальной плоскости за счет деформации
шин (рис. 53), так и в горизонтальной относительно оси поворота колеса. Как уже отмечалось, из-за упругости деталей рулевого
управления поворот управляемых колес относительно осей поворота может происходить и при закрепленном рулевом колесе.
На рис. 53 упругое рулевое управление условно заменено пружиной Ср.у.
Пусть в результате какого-либо единичного импульса произойдет наклон передней оси, как показано на рис. 53. Такой единичный импульс может явиться, например, следствием наезда
одного из колес на единичную неровность, расположенную на
дороге. Если бы такой наклон произошел у неподвижного автомобиля (при невращающихся колесах), то в результате упругости
шин возникли бы колебания оси в поперечной плоскости (плоскости чертежа), однако из-за трения в деталях подвески, потерь
на гистерезис в шинах и особенно сопротивления амортизаторов
подвески эти колебания были бы быстро погашены.
При движении автомобиля и повороте оси вращения колеса на
каждое колесо будет действовать гироскопический момент Мг1,
стремящийся повернуть колеса вокруг оси поворота даже при
неподвижном рулевом колесе. Этот поворот вызовет появление
гироскопического момента Мг2, который по законам теории гироскопа будет действовать в плоскости, перпендикулярной плоскости поворота колес вокруг осей поворота, т. е. в вертикальной
плоскости (рис. 53), и вызывает поворот оси за счет деформации
шин.
При определенных условиях (скорость движения, параметры
подвески и рулевого управления) направление гироскопического
момента совпадает с направлением действия упругих сил шин,
т. е. поддерживает колебания в вертикальной плоскости. Таким
же образом гироскопические моменты, возникающие в результате наклона осей колес в вертикальной плоскости, поддерживают
колебания колес вокруг осей поворота. В связи с этим возникающие колебания, несмотря на потери энергии, сопровождающие
колебания колес в вертикальной плоскости и относительно осей
поворота, оказываются незатухающими.
Для восполнения потерь энергии при колебаниях колес необходим посторонний источник, в то время как гироскопические упругие моменты являются внутренними силами системы
«подвеска–рулевое управление». Внешним источником, восполняющим потери, является энергия двигателя. При поворотах
колес относительно осей поворота увеличивается сопротивление их качению, а следовательно, и необходимая для движения
автомобиля мощность двигателя. Если при возникновении автоколебаний не увеличить мощность, подводимую к ведущим
колесам, то скорость автомобиля будет уменьшаться, а вместе
с этим будут затухать и автоколебания. Таким образом, упругогироскопическая связь между колебаниями колес в вертикальной
и горизонтальной плоскостях служит только для преобразования
постоянной по направлению внешней силы сопротивления качению в периодически изменяющиеся внутренние силы, поддерживающие колебательный процесс.
Наличие упруго-гироскопической связи между колебаниями
колес в поперечной плоскости и поворотами колес относительно
осей поворота является не единственной причиной возникновения автоколебаний управляемых колес. Например, изучая причины автоколебаний носового колеса трехколесного шасси тяжелых самолетов, М. В. Келдыш установил, что возникновение
автоколебаний управляемых колес возможно без их наклонов в
поперечной плоскости. В этом случае причиной автоколебаний
являются особые процессы, происходящие в контакте эластичных колес с опорной поверхностью при их качении с уводом. Работы, проведенные в последнее время, показывают, что выводы
М. В. Келдыша могут быть распространены и на управляемые
колеса автомобиля.
208
209
Мг1
Мг2
Сру
Рис. 53. Схема возникновения автоколебаний
Основным способом устранения или, по крайней мере, уменьшения автоколебаний является применение независимых подвесок передних колес.
Стабилизация управляемых колес
Стабилизацией управляемых колес называют их свойство сопротивляться отклонению под действием внешних сил от положения, соответствующего прямолинейному движению автомобиля (нейтральное положение), и автоматически возвращаться к
этому положению после прекращения действия внешних сил.
Это свойство обусловливается тем, что наряду с силами, вызывающими моменты, стремящиеся отклонить колеса от нейтрального положения (дестабилизирующие моменты), всегда
действуют стабилизирующие моменты, стремящиеся вернуть
колеса в нейтральное положение, подобно тому, как при действии на упругое тело внешних сил, вызывающих изменение его
размеров и формы, возникают упругие силы, стремящиеся восстановить равновесное положение. Отклонение управляемых
колес от нейтрального положения возможно либо в результате
поворота водителем рулевого колеса для изменения направления
движения автомобиля, либо в результате случайных внешних
воздействий, например, сил взаимодействия колес с дорожными
неровностями, сил, вызываемых неуравновешенностью колес, и
др. В первом случае действие стабилизирующих моментов несколько увеличивает силу, необходимую для поворота рулевого
колеса, но зато для возвращения к прямолинейному движению
автомобиля по новому направлению достаточно только отпустить рулевое колесо. Под действием стабилизирующих моментов при идеальной стабилизации управляемые колеса вернутся в
нейтральное положение без участия водителя, что обеспечивает
удобство управления автомобилем.
В реальных условиях движения по ряду причин колеса могут
не полностью возвращаться в нейтральное положение, либо возвращаться к этому положению недостаточно быстро, тогда водителю приходится корректировать положение управляемых колес
поворотами рулевого колеса. Чем меньше необходимость в такой корректировке, тем качественнее стабилизация и тем лучше
управляемость автомобиля. Случайные внешние силы вызывают
случайные отклонения управляемых колес от положения, задава210
емого водителем в результате воздействия на рулевое колесо. В
большинстве случаев внешние силы, действующие на управляемые колеса, переменны по величине и направлению и вызывают
колебания колес относительно осей поворота. Наличие стабилизирующих моментов может существенно уменьшить амплитуды
этих колебаний, что улучшает управляемость автомобиля.
Возникновение стабилизирующих моментов связано с двумя
основными причинами: а) особенностями процессов, происходящих в контакте с опорной поверхностью эластичного колеса, катящегося с уводом; б) наклонным расположением осей поворта
колес.
При качении колеса с уводом в результате действия боковой
силы Ру (рис. 54, а) его обод перемещается не только в направлении плоскости качения колес, но и в боковом направлении.
Элементы контактной площадки при отсутствии скольжения
остаются неподвижными относительно опорной поверхности.
В результате этого возникают боковые деформации элементов
шины в области ее контакта с опорной поверхностью, и элементарные боковые реакции будут разными в разных точках контакта. В точках, только входящих в контакт, элементарные реакции
равны нулю, а по мере приближения к выходу из контакта постепенно возрастают (см. рис. 54, а).
Это объясняется тем, что чем дальше расположен элемент
контактной площадки от ее переднего края, тем на большую веvк
a)
в)
еe
P
y
Py
G3
б)
P
y
G2
eе
G1
yy
Рис. 54. Стабилизирующий момент шины
211
δ, град
личину успевает сместиться обод колеса относительно указанного элемента и тем большую упругую силу вызывает связанная с
этим смещением деформация. Поэтому при отсутствии скольжения элементов контактной площадки относительно опорной поверхности эпюра элементарных боковых реакций имеет форму,
близкую треугольнику (см. рис. 54, а). В задней части контактной
площадки, где боковые деформации наибольшие, величина элементарных боковых реакций может превысить силы сцепления с
опорной поверхностью, в результате чего эпюра элементарных
боковых сил примет форму, показанную на рис. 54, б.
Боковая реакция Ry, являющаяся равнодействующей элементарных боковых реакций, приложена на расстоянии e от центра контакта площадки, в результате чего реакция Ry создаст момент Мc.ш,
который называют упругим стабилизирующим моментом шины:
Мс.ш = Ry е = Kуδе.
(194)
Y1лев
vvаa== vкк
eе
Мс.ш
vа
Y1п
vа= vк
р
δ=β
δ=β
eе
Мс.ш
Рис. 55. Схема стабилизации управляемых колес в результате действия стабилизирующего момента
Как видно из рис. 54, б, упругий стабилизирующий момент
шины вначале увеличивается с увеличением угла увода δ, затем, достигнув максимального значения при углах увода порядка 3…6°, начинает уменьшаться. Такое протекание зависимости
Мс.ш = f(δ) объясняется тем, что с увеличением угла увода, а следовательно, и боковой силы Ру, возрастает область контакта, в
которой элементарные боковые реакции достигают предела по
сцеплению, в результате чего уменьшается плечо е.
Если при прямолинейном движении автомобиля управляемые колеса случайно повернутся, то в связи с тем, что в первое
мгновение автомобиль по инерции будет продолжать движение в
прежнем направлении (рис. 55), эти колеса будут катиться с уводом, и в их контакте с опорной поверхностью возникнут касательные реакции Ry, (рис. 55). Моменты Мс.ш, создаваемые этими
реакциями, будут стремиться вернуть колеса в нейтральное положение. Таким же образом реакция Ry, возникающая при повороте
автомобиля, создаст момент Мс.ш, обеспечивающий стабилизацию колес в этом случае. Из сказанного следует, что в какой-то
степени стабилизация управляемых колес обеспечивается даже
без специальных конструктивных мероприятий за счет свойств
катящихся с уводом эластичных автомобильных колес. Однако
упругий стабилизирующий момент шины не всегда и не при всех
условиях движения оказывается достаточным для обеспечения
оптимальной стабилизации. Дополнительные стабилизирующие
моменты получают в результате наклонного расположения осей
поворота колес (шкворней поворотных цапф).
У большинства современных автомобилей оси поворота управляемых колес наклонены как в продольной, так и в поперечной
плоскостях.
За счет положительного продольного наклона оси поворота
(рис. 56) для боковой реакции Ry создается дополнительное плечо
е', равное расстоянию от центра контакта до оси поворота колеса.
Это приводит к возникновению стабилизирующего момента
212
213
M су = R y е′ = R y rd sin β ш ≈ R y rd β ш , (195)
где βш – угол наклона шкворня в продольной плоскости.
vа
βш
rd
центр
контакта
Рис. 56. Схема возникновения стабилизирующего момента в результате продольного наклона шкворня
Величина угла βш у различных автомобилей различна. Чаще
всего βш назначается в пределах 0…4°. У некоторых легковых
автомобилей, у которых в связи с особенностями кинематики
подвески наклон осей поворота колес может изменяться в зависимости от нагрузки, угол βш выполняют значительно больше (до
10...12°). Иногда для уменьшения автоколебаний управляемых
колес у легковых автомобилей наклон осей поворота в продольной плоскости делают отрицательным.
В результате поперечного наклона оси поворота на угол αш
(рис. 57), если колесо отклонено от положения, при котором ось
поворота и ось поворотной цапфы находятся в одной плоскости
(равновесное положение колеса), нормальная реакция Rz создаст
момент относительно оси шкворня, стремящийся вернуть колесо
в равновесное положение. Если ось поворота колеса наклонена
только в поперечной плоскости, равновесное положение совпадает с нейтральным. При этом в нейтральном положении момент
Мсz у каждого из управляемых колес равен нулю, а при отклонении в любую сторону является стабилизирующим, т. е. стремится
вернуть колеса в нейтральное положение. Если ось поворота наклонена одновременно и в поперечной и в продольной плоскостях, то равновесное положение каждого из колес расположено
α
относительно нейтрального под углом θ 0 = ш , где αш – угол на
βш
клона шкворня в поперечной плоскости. При этом на каждое из
колес действует момент Мсz, стремящийся отклонить колеса от
нейтрального положения к равновесному (дестабилизирующий
момент). В нейтральном положении моменты, действующие на
каждое из колес, равны и направлены в противоположные сто-
роны. Суммарный момент, действующий на оба управляемых
колеса, равен нулю. Если колеса в этом случае поворачиваются
относительно нейтрального положения, то суммарный момент
оказывается стабилизирующим и приближенно может быть подсчитан по формуле
(196)
∑ M z = G1lц α ш sin θ , где G1 – вес, приходящийся на переднюю ось; lц – длина поворотной цапфы (см. рис. 57).
Поперечные наклоны осей поворота колес, кроме создания
стабилизирующего момента Mсz, выполняют еще одну функцию. Поскольку внешние силы, стремящиеся повернуть каждое
из управляемых колес относительно оси поворота, действуют на
плече С (см. рис. 57), равном расстоянию от центра контакта до
оси шкворня (плечо обкатки колеса), то чем больше угол наклона шкворня αш, тем, при прочих равных условиях, меньше плечо
обкатки и меньше дестабилизирующие моменты, стремящиеся
вывести управляемые колеса из нейтрального положения. Это не
только улучшает стабилизацию управляемых колес, но и уменьшает напряжения в деталях рулевого управления, вызываемые
действием на управляемые колеса внешних сил. У большинства
современных автомобилей углы αш составляют 4…10°.
7.11. Оценочные показатели, используемые
при экспериментальном определении
управляемости и устойчивости АТС
Рис. 57. Поперечный наклон шкворня
В настоящее время оценка показателей управляемости и
устойчивости АТС в РФ осуществляется в соответствии с ГОСТ
Р 52302–2004 «Автотранспортные средства. Управляемость и
устойчивость. Технические требования. Методы испытаний»,
распространяемым на все категории M, N и O по ГОСТ Р 52051–
2002, кроме следующих ТС:
• имеющих максимальную скорость менее 40 км/ч;
• прицепов-тяжеловозов и полуприцепов-тяжеловозов;
• не предназначенных для экплуатации на дорогах общего
пользования.
В соответствии с этим стандартом в качестве оценочных показателей управляемости и устойчивости используются следующие:
214
215
lц
αш
αш
с
• усилие на рулевом колесе;
• стабилизация рулевого управления;
• поперечная статическая устойчивость при испытаниях
«опрокидывание на стенде»;
• устойчивость при испытаниях «рывок руля»;
• управляемость и устойчивость при испытаниях «поворот» и
«переставка»;
• управляемость при испытаниях «прямая»;
• управляемость и устойчивость при испытаниях «пробег в
эксплуатационных режимах движения».
Помимо перечисленных оценочных показателей при проведении оценки управляемости и устойчивости ТС экспериментальным методом (кроме ТС, максимальная скорость которых, установленная изготовителем, не превышает 25 км/ч, внедорожных
ТС, прицепов и полуприцепов-тяжеловозов) определяется устойчивость при торможении.
Условия проведения испытаний и требования при определении устойчивости при торможении изложены в ГОСТ Р 51709–
2001 «Автотранспортные средства. Требования безопасности
к техническому состоянию и методы проверки» и Изменениях
№ 1 от 26.08.2005 г.
216
Глава 8
ПЛАВНОСТЬ ХОДА АВТОМОБИЛЯ
8.1. Измерители и показатели плавности хода
автомобиля
Плавностью хода автомобиля называют совокупность его
свойств, характеризующих возможность длительного движения
по неровным дорогам в интервале эксплуатационных скоростей
без возбуждения неприятных ощущений и быстрой утомляемости у водителя и пассажиров, повреждения грузов и возникновения чрезмерных динамических нагрузок в элементах самого
автомобиля.
Основными оценочными показателями плавности хода являются уровни вибронагруженности водителя, пассажиров, грузов
и характерных элементов шасси и кузова. Оценка уровня вибронагруженности производится по средним квадратичным значениям ускорений колебаний (виброускорений) или скоростей
колебаний (виброскоростей) в вертикальном и горизонтальном
направлениях.
Любая реальная дорога представляет собой поверхность со
случайно расположенными неровностями. При наезде колес автомобиля на дорожные неровности возникают динамические
силы, передающиеся на все его элементы, водителя и пассажиров, находящихся в автомобиле, а также перевозимые грузы.
Основными элементами, защищающими автомобиль от динамических воздействий дороги и сводящими колебания и вибрации к
приемлемому уровню, являются подвеска и шины.
Колебания автомобиля, вызываемые неровностями дороги,
ведут, как правило, к ухудшению всех его эксплуатационных
свойств тем в большей степени, чем хуже качество дороги и
плавность хода автомобиля. В частности, из-за необходимости
ограничивать скорости движения и увеличивать простои, вызываемые отказами, возникающими в результате больших дина217
мических нагрузок в различных узлах автомобиля, ухудшение
плавности хода приводит к снижению производительности автомобиля, возрастанию расходов на техническое обслуживание и
ремонты, что, в конце концов, ведет к увеличению себестоимости
перевозок.
Быстрая утомляемость водителя у автомобилей с плохой плавностью хода оказывает существенное влияние на безопасность
движения.
Приемлемость уровня колебаний, возникающих у автомобилей при их движении по реальным дорогам, прежде всего, оценивается по результатам влияния этих колебаний на водителя и
пассажиров. Известно много работ, направленных на отыскание
измерителей и показателей ощущений, служащих для оценки
плавности хода автомобилей. Однако в результате этих работ
пока еще не выработаны общепризнанные показатели и нормы,
которые позволили бы всесторонне оценивать плавность хода
различных автомобилей.
Приближенную оценку плавности хода можно осуществлять,
сравнивая измерители колебаний, возникающих при движении
автомобиля по реальным дорогам, с соответствующими измерителями, характеризующими колебания человека в процессе
ходьбы. К таким колебаниям человек привыкает с детства, и если
показатели его колебаний в автомобиле не превышают возникающих при ходьбе, то плавность хода автомобиля будет приемлемой.
Оценка указанных колебаний может производиться по двум
основным параметрам – частоте и среднеквадратичным вертикальным ускорениям. Наиболее приемлемыми можно считать
частоты колебаний, равные 1,2…2 Гц.
Среднеквадратичные вертикальные ускорения не должны при
этом превышать:
• для предела комфорта – 0,1 g;
• для предела удобной езды – 0,25 g;
• при непродолжительном действии – 0,40 g.
Обычно эти массы делят на подрессоренные и неподрессоренные.
Подрессоренной называют массу всех элементов автомобиля,
вес которых нагружает упругие элементы подвески (кузов с укрепленными на нем двигателем, механизмами трансмиссии и др.).
Массы элементов, вес которых не передается через упругие
элементы подвески, называют неподрессоренными (колеса, мосты).
Некоторые элементы автомобиля (упругие элементы и рычаги
подвески, амортизаторы, карданные передачи) частично относят
к подрессоренным, а частично к неподрессоренным массам.
Общее число степеней свободы всех масс автомобиля весьма
велико.
Из механики известно, что каждое твердое тело может иметь
шесть степеней свободы (поступательные перемещения вдоль
трех координатных осей и угловые перемещения относительно
каждой из этих осей). Следовательно, число степеней свободы
автомобиля, как механической системы в общем случае можно
считать равным числу масс автомобиля, связанных между собой
упругими связями, умноженному на шесть. При решении задачи
об определении параметров колебаний автомобиля для упрощения часть упругих связей заменяют жесткими и пренебрегают некоторыми степенями свободы.
В простейшем случае колебательную систему, эквивалентную
автомобилю, представляют в виде трех масс (рис. 58): подрессоренная масса Мп, рассматриваемая как твердое тело, в которое
MMп n
Ср1
Cp
8.2. Автомобиль как колебательная система
Автомобиль представляет собой колебательную систему, состоящую из нескольких масс: кузова, мостов, колес, двигателя и
других, связанных между собой упругими связями.
218
1
С
Cш1
ш
1
К
Kр1
1
Ср2
Cp
2
m11
m
КKр22
m
m22
Сшш2
C
К
Kш1
ш
2
1
Рис. 58. Колебательная система автомобиля
219
К
Kш2
ш
2
включены все упруго связанные с ней массы; неподрессоренные
массы m1 и m2, соединенные с подрессоренной упругими элементами Ср1 и Ср2, соответствующими упругим элементам передней
и задней подвесок, и амортизаторами K1 и K2, характеризующими
гасящее устройство передней и задней подвесок. Неподрессоренные массы опираются на дорогу через упругие шины Сш1 и Сш2
и гасящие элементы Kш1 и Kш2, отражающие гасящие свойства
шин.
Считают, что подрессоренные массы имеют две степени свободы – вертикальное перемещение и поворот в продольной плоскости (совпадающей на рис. 60 с плоскостью чертежа), а каждая
из неподрессоренных масс – только одну степень свободы: вертикальное перемещение. Таким образом, рассматриваемая колебательная система имеет четыре степени свободы.
8.3. Свободные колебания без затухания
Рассмотрим вначале колебания только подрессоренной массы
без учета влияния на эти колебания неподрессоренных масс.
Как спереди, так и сзади подрессоренная масса опирается на
дорогу через два последовательно включенных упругих элемента: упругий элемент подвески, имеющий жесткость Ср, и шину,
обладающую жесткостью Сш .
Покажем, что два (в общем случае несколько) упругих элемента можно при расчетах заменить одним, жесткость Спр которого называют приведенной жесткостью.
Обозначим fпр суммарный прогиб двух последовательно включенных упругих элементов под действием некоторой силы Р.
Прогиб каждого из этих элементов равен
С p + Сш
P
1
1
P
fp =
)= p
; fш =
, но f пp = f p + f ш = p ( +
,
Ср
С p Сш
С р Сш
Сш
откуда
С р Сш
P
Спp =
=
.
(197)
f пр Сp + Сш
Пользуясь понятием о приведенной жесткости, можно, если
не учитывать влияния неподрессоренных масс на подрессоренные, колебательную систему представить в виде массы Мп с моментом инерции относительно поперечной оси OY, проходящей
220
через центр масс, равным Jу, опирающейся на упругие элементы
Спр1 и Спр2 (рис. 59).
Будем рассматривать колебания такой системы по двум степеням свободы – перемещение центра тяжести 0 по вертикали (в
направлении оси OZ) и поворот в продольной плоскости (вокруг
оси OY, перпендикулярной плоскости чертежа).
Положительными будем считать перемещение вверх и поворот балки против часовой стрелки.
Уравнения движения при этом запишутся так:
− M y z0′′ = P1 + P2 ; J y α′0′ = P2b y − P1α y ,
где z0 – текущее перемещение центра тяжести 0 по оси z; α – текущий угол поворота балки относительно оси OY; P1 и P2 – силы
упругости соответственно переднего и заднего упругих элементов.
Если обозначить Z1 и Z2 текущие значения деформации соответственно переднего и заднего упругих элементов, то
P1 = Cпр1z1 и P2 = Cпр2z2.
Тогда
− M П z0′′ = Спр1 z1 + Спр 2 z 2 ; 2
J y α′0′ = M пρ y α = Cпр 2 z 2bп − Cпр1 z1aп , (198)
(199)
где ρy – радиус инерции подрессоренных масс автомобиля относительно оси ОY.
L
aп
Z1
bп
Mп1
Mп2
Z2
ц.т .
Cp1
ξ1
Cp2
m1
m2
Cш1
CСш2
ш2
Рис. 59
221
ξ2
В два уравнения (198) и (199) входят четыре неизвестных: z1,
z2, z0 и α. Однако эти неизвестные связаны между собой, и любая
пара из них может быть выражена через другую пару.
Выразим неизвестные z0 и α через z1 и z2.
Непосредственно из рис. 60 можно записать:
z1 = z0 + aп α,
z 2 = z0 − bп α.
а)
А
Cp1
(200)
Из уравнений (188) получим:
z −z
z b + z 2 aп
z0 = 1 п
α= 1 2; Z
.
L
L
Подставляя значения α и z0 в равенства (199) и (200), получим:
z ′′b + z 2′′aп
Mп 1 п
= Cпр1 z1 − Cпр2 z 2 ; (201)
L
B
L
б)
А
B
Cp2
Рис. 60. Схема для определения парциальных частот
z2 = 0 . (205)
2
2
2
2
bп + ρ y
( aп + ρ y ) M п
Система уравнений (204) и (205) является связанной, поскольку в уравнение (204), кроме z1′′ и z1 , входит также z 2′′ , а в уравнение (205), кроме z 2′′ и z 2 , входит z1′′ .
Однако, если выполняется условие апbп = ρy2, тo в уравнении
(205) остаются только перемещение z2 и ускорение z 2′′ передней
части автомобиля, а в уравнении (204) только перемещение z2 и
ускорение z 2′′ задней части автомобиля, т. е. уравнения (204) и
(205) оказываются не связанными друг с другом. Это означает,
2
что при апbп = ρ y колебания передней части автомобиля не оказывают влияния на колебания его задней части и наоборот.
2
При апbп ≠ ρ y колебания передней и задней частей автомобиля оказываются связанными. Влияние колебаний одной части
автомобиля на другую тем больше, чем больше коэффициенты
при вторых членах уравнений (204) и (205).
Поэтому эти коэффициенты называют коэффициентами связи:
2
2
апbп − ρ y
апbп − ρ y
K c1 = 2
Kc2 = 2
(206)
2 ,
2 .
aп + ρ y
bп + ρ y
2
Рассмотрим случай, когда апbп ≠ ρ y .
В теории колебаний имеется понятие «парциальная частота
системы», под которым понимается частота колебаний по одной
из степеней свободы в случае, когда движение по всем остальным степеням свободы устранено. Если считать, что закреплена
точка В (рис. 60, а), т. е. z2 = 0, то уравнение (205) может быть
записано в виде:
2
(206)
z1′′ + λ1 z1 = 0 .
222
223
z1′′ − z 2′′
(202)
= Cпр2 z 2bп − Cпр1 z1aп . Z
После преобразования получим два дифференциальных уравнения:
M пρ y
2
2
M п z1′′
bп + ρ y
+ M п z ′2′
L
2
M п z 2′′
2
an + ρ y
L
2
+ M п z1′′
aпbп − ρ y 2
L
aпbп − ρ y
2
L
+ Cp1 zz1 = 0;
+ Cp 2 zz 2 = 0. (203)
Разделим обе части каждого из уравнений (203) на коэффициенты при z1′′ и z 2′′ . Тогда
2
aпbп − ρ y
Cp1 z 2
′
′
(204)
z1′′ + 2
z
+
z1 = 0 ;
2 2
2
2
bп + ρ y
(bп + ρ y ) M п
z 2′′ +
aпbп − ρ y
2
z1′′ +
Cp 2 z 2
В случае, когда закреплена точка А (рис. 60, б), т. е. z1 = 0,
уравнение (205) принимает вид:
2
z1′′ + λλ222 z 2 = 0 . (207)
Коэффициенты при перемещениях представляют собой соответственно частоты колебаний точки А при закрепленной шарнирно точке В и колебаний точки В при закрепленной точке А, т.
е. парциальные частоты колебаний подрессоренной массы авто2
мобиля в случае, когда апbп ≠ ρ y . В действительности как точка
А, так и точка В совершают сложные колебания, которые для точки А можно рассматривать как сумму колебаний относительно
точки В и колебаний точки В, а для точки В как сумму колебаний
относительно точки А и колебаний точки А.
Зависимость от времени перемещений точек А и В можно
определить по формулам:
для точки А
z1 = z11 sin ω1t + z12 sin ω2t ; (208)
для точки В
z 2 = z 21 sin ω1t + z 22 sin ω2t , (209)
где z11 и z21 – амплитуды колебаний соответственно точек А и В
с частотой ω1; z12 и z22 – амплитуды колебаний соответственно
точек А и В с частотой ω2.
Частоты ω1 и ω2 могут быть найдены по парциальным и коэффициентам связи Kс1 и Kс2 , пользуясь уравнениями:
1
λ 2 + λ 2 − (λ 2 − λ 2 ) 2 + 4 K K λ 2 λ 2  ;
2
2
1
c1 c2 1 2 
 1
 −
2
(
1
K
K
)
c1 c 2 
(210)
1
λ 2 + λ 2 + (λ 2 − λ 2 ) 2 + 4 K K λ 2 λ 2  .
ω2 =
1
2
2
1
c1 c2 1 2 
 2(1 − K c1K c2 ) 
стей автомобиля могут рассматриваться независимо друг от друга. Колебательная система в этом случае может быть представлена, как показано на рис. 61.
Здесь Mпi – масса подрессоренных частей, приходящаяся на
переднюю (i = 1) или заднюю (i = 2) подвески; mi – масса передних (i = 1) или задних (i = 2) неподрессоренных частей.
Уравнение движения подрессоренной массы
M n1 z1′′ + Cpi ( z1 − ξi ) = 0 . (212)
Уравнение движения неподрессоренной массы
mi ξ′i′ + (Cpi + Cшi )ξ1 − Cpi zi = 0 , где zi – перемещение подрессоренной массы; ξ1 – перемещение
неподрессоренной массы; Cpi – жесткость обоих упругих элементов подвески.
Для передней части автомобиля С = 1, для задней i = 2. Уравнения (201) и (202) могут быть представлены в таком виде:
Cpi
Cpi

ξ1 = 0;
M пi
M пi


2
zi′′ + ω 2 zi − ω0 ξ i = 0. 
zi′′ +
z1 −
Cpi + Cшi
(214)
Cpi

z i = 0;
mi
mi

2
2

ξξ''i i + ω k ξ i − ω k z i = 0.

ξξ''i i +
ω1 =
ξ1 −
ап
z1
(215)
bп
Mп1
Mп2
zz22
ц.т.
(211)
Свободные колебания с учетом неподрессоренных масс
(213)
Cp1
ξ1
Cp2
m1
m2
С
Cш2ш1
CСш2
ш2
Для изучения совместных колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс рассмотрим случай, когда aпbп = ρy2. В этом
случае, как указывалось выше, колебания передней и задней ча-
Рис. 61. Колебания с учетом неподрессоренных масс
224
225
ξ2
Здесь ω0i =
C pi
– парциальная частота колебаний подрес-
M пi
соренной массы (частота колебаний подрессоренной массы при
закрепленной неподрессоренной массе) – рис. 62, а;
Cpi + Cшi
ω ki =
– парциальная частота колебаний неподресmi
соренной массы (частота колебаний неподрессоренной массы
при закрепленной подрессоренной массе) – рис. 62, б;
Cpi
– частота колебаний неподрессоренной массы при
ω ki =
ϖ
m
неподвижной подрессоренной массе Сшi = 0 (рис. 62, в).
Уравнения (214) и (215) являются связанными, поскольку в
каждое из них входит и zi и ξi. Это показывает, что колебания
подрессоренных масс взаимосвязаны с колебаниями неподрессоренных масс. Систему двух уравнений второго порядка (214)
и (215) можно заменить одним уравнением четвертого порядка,
которое имеет характеристическое уравнение четвертой степени
(биквадратное):
4
2
2
2
2
2
ωi − (ω ki + ω0i )ωi + (ω ki − ωki ) = 0 .
Корни этого уравнения являются частотами связанных колебаний колебательной системы, показанной на рис. 61. Решая ха-
а) б) в)
Cp
Cp
Mп
m
Cpi
Cш
m
рактеристическое уравнение, получим две частоты (два других
корня являются мнимыми).
Низкая частота
1
2
2
2
2
2
2
2
Ωi =
[ω k + ω0 − (ω k − ω0 ) 2 + 4(ω k − ωk )ω0 ] ; (214)
2
1
2
2
2
2
2
2
2
[ω k + ω 2 + (ω k − ω0 ) 2 + 4(ω k − ωk )ω0 ] . (215)
2
Следовательно, двухосный автомобиль имеет четыре собственные частоты – две низкие (Ω1 и Ω2) и две высокие (Ωk1 и
Ωk2). Подсчеты показывают, что низкие частоты близки к парциальным частотам ω0 колебаний подрессоренных масс, а высокие
– к парциальным частотам ωk колебаний неподрессоренных масс.
Взаимная связь колебаний подрессоренных и неподрессоренных
масс уменьшает низкие и увеличивает высокие частоты.
Во многих случаях взаимным влиянием подрессоренных и
неподрессоренных масс можно пренебречь, считая, что Ω ≈ ω0
и Ω k ≈ ω k .Основное влияние на степень отклонения частоты Ω
от ω0 оказывает соотношение между жесткостью шин и рессор.
Если Сш ≥ 10Cp , то ошибка от замены частоты Ω частотой ω0 не
превышает 5 %. При Сш ≈ Cp низкая частота собственных колебаний ω0 приблизительно увеличивается на 30 %.
Степень отклонения Ωk от ωk зависит как от соотношения Сш
и Сp , так и от соотношения между подрессоренной и неподрессоренной массой. Если Сш >2Cp и Mп > 4m, то ошибка от замены частоты Ωk частотой ωk не превышает 1 %. У современных
автомобилей с хорошей подвеской собственные частоты имеют
следующие значения.
Низкая частота Ω1: у легковых автомобилей 0,8…1,2 Гц
(50…75 кол./мин); у грузовых автомобилей 1,2…1,5 Гц (75...90
кол./мин).
Высокая частота Ωk: у легковых автомобилей 8…12 Гц
(500…720 кол./мин); у грузовых автомобилей 6,5…9 Гц
(400…550 кол./мин).
Выводы этого параграфа пригодны и для случая, когда
2
2
апbп ≠ ρρyy2, но разницаρρyy2 − апbп не превышает ±20 %.
Ω ki =
Рис. 63
226
227
8.4. Свободные колебания с учетом затухания
Рассмотрим
колебания автомобиля, у которого выполняется
2
равенство ρ y ≈ апbп , с учетом затухания, вызываемого гасящим
устройством подвески. Гасящими свойствами шин будем пренебрегать. Колебательная система в этом случае может быть представлена, как показано на рис. 64.
Силы сопротивления, вызывающие затухание колебаний, различны по своей природе. Сюда относятся сопротивления амортизаторов, межлистовое трение в рессорах, трение во втулках,
шарнирах и др.
Силы сопротивления амортизаторов можно в первом приближении считать пропорциональными скорости перемещения (
z ′ − ξ ) подрессоренных частей относительно неподрессоренных.
Такое же допущение может быть принято и в том случае, когда
гашение колебаний обеспечивается частично амортизаторами,
частично межлистовым трением в рессорах или сочетанием сопротивления амортизаторов и трения в шарнирах рычагов подвески.
Принимая это во внимание, можно уравнения движения подрессоренных и неподрессоренных масс записать так:
M пi zi′′ + K i ( zi′ − ξ′i ) + Cpi ( zi − ξ i ) = 0 ; (216)
mi ξ′i′ + K i (ξ′i − zi′ ) + Cpi (ξ i − zi ) = 0 , где Ki – коэффициенты сопротивления амортизаторов.
z
Mп
C
Cpp
K
Kp
ξ
m
(217)
K
Ki
и hki = i называют парциальными
mi
M пi
коэффициентами затухания подвески. Тогда, принимая во внимание обозначения, введенные ранее для парциальных частот,
можно записать:
2
2
zi′′ + h0i zi′ + ω0i zi − h0i ξ′i − ω0 ξ = 0 ;
(218)
Отношения h0i =
2
2
ξ′i′ + hki ξ′i′ + ω ki ξ i − hki z ′ − ω ki z = 0 . Как видно из формул (218) и (219), колебания подрессоренных и неподрессоренных частей оказываются взаимосвязанными. Однако, как было показано в предыдущем разделе, во многих
случаях можно считать, что колебания как подрессоренных, так
и неподрессоренных частей происходят с частотами, близкими к
парциальным, т. е. считать равными нулю ξi в равенстве (218) и zi
в равенстве (219). Тогда из этих равенств получим:
zi = z 0 i e
− h0i t
sin( ω0i − h0i t + ϕ0i ) = z0i e
− hki t
sin( ω ki − hki t + ϕki ) = ξ 0i e
ξ i = ξ 0i e
2
2
− h0i t
sin (ω'0i t + ϕ0i ) ;(220)
2
2
− hki t
sin(ω'ki t + ϕki ) ,(221)
228
′
′
где z0i и ξ0i – начальные отклонения подрессоренных и неподрес-
2
2
соренных масс; ω′0i = ω0i − h0i – частота колебаний подрес2
2
соренных масс с учетом затухания; ω ki = ω ki − hki – частота
колебаний неподрессоренных масс с учетом затухания; φ0i и
φki – фазовые углы колебаний подрессоренной и неподрессоренной масс.
−h t
−h t
Множители e 0i и e ki указывают на то, что колебания являются затухающими. Проследим, как убывают размахи колебаний
подрессоренных масс в результате действия гасящего устройства
подвески. Пользуясь уравнением (221), найдем, как изменяются
отклонения через промежутки времени, равные периоду колебаний подрессоренных масс T0 = 2π / ω0:
− n0i
при t = 0 zi0 = z0i sin φ0i; при t = T0 zi1 = 2 πz0i e
− n0i
Рис. 64
(219)
t = nT0 zin = 2 πz0i e
ω′0
sin ϕ0i .
229
ω′0
sin ϕ0i ; при
Очевидно, что отношение двух любых соседних отклонений
будет равно:
zin
h
2 n 0i
ω′
e 0
.
(222)
=
zi ( n −1)
Из формулы видно, что колебания убывают по геометрической
прогрессии, и основной величиной, характеризующей величину
знаменателя этой прогрессии, а следовательно, и интенсивность
h
затухания, является отношение 0i = φ i . Это отношение называω′0
ют относительным коэффициентом сопротивления подвески или
коэффициентом апериодичности.
Таким же образом может быть найден относительный коэффиh
циент сопротивления подвески неподрессоренных масс φ ki = ki .
ω′ki
Для современных автомобилей с хорошими амортизаторами ψi =
0,15…0,25; ψki = 0,25…0,45.
При таких значениях ψi и ψki затухание колебаний происходит
достаточно быстро. Если, например, взять ψi = 0,2, то р = 3,56,
т. е. после двух колебаний амплитуда колебаний уменьшается в
3,562 (13 раз).
Частота
колебаний
с
учетом
затухания,
равная
C pi
2
2
.
ω′0i = ω0i − h0i , меньше парциальной частоты ω0i =
M пi
Уменьшение частоты ω0i' по сравнению с ω0i тем значительнее,
чем больше коэффициент затухания подвески h0i. При значениях
относительных коэффициентов сопротивления подвески, характерных для современных автомобилей, это уменьшение невелико
ω′
и им можно пренебрегать. Например, при ψ = 0,2 0i ≈ 0,96 .
ω 0i
P=
230
Глава 9
ПРОХОДИМОСТЬ АТС
9.1. Основные положения
Под проходимостью понимается эксплуатационное свойство ТС, определяющее его способность двигаться в тяжелых
дорожных условиях, в том числе по грунтам с повышенным сопротивлением движению и малым коэффициентом сцепления
и преодолевать естественные и искусственные препятствия без
вспомогательных средств.
Проходимость ТС – комплексное свойство, характеризующее
его подвижность и экономичность. Потеря проходимости может
быть полной или частичной. Полной потерей проходимости является застревание – прекращение движения. Возможность движения по проходимости выражается неравенством
∑Рφ ≥ Рт ≥ ∑Рψ.
Частичная потеря проходимости связана со снижением скорости движения, т. е. уменьшением производительности, а также с
ростом расхода топлива.
Проходимостью должны обладать АТС всех марок и типов, но
в зависимости от назначения – в разной степени. По уровню проходимости АТС подразделяются на автомобили дорожной (обычной) проходимости и повышенной. Конструктивным признаком
проходимости является «колесная формула», показывающая количество всех колес и количество ведущих колес на автомобиле,
например 4×2.
К АТС дорожной проходимости относятся автомобили, предназначенные преимущественно для использования на дорогах с
твердым покрытием. Это неполноприводные АТС с шинами с дорожным или универсальным рисунком протектора. В таких автомобилях используются простые, неблокируемые дифференциалы.
231
Автотранспортные средства повышенной проходимости
предназначены для использования на дорогах как с твердым покрытием, так и по бездорожью. Они создаются специально для
работы в тяжелых дорожных условиях и должны преодолевать
встречающиеся на пути препятствия – канавы, уступы, подъемы,
водные преграды и т. п.
Такие автомобили отличаются своеобразной компоновочной
схемой, полноприводностью, наличием в трансмиссии блокируемых дифференциалов, применением шин специальной конструкции (размеры, рисунок протектора, регулируемое давление).
В соответствии с ГОСТ Р 52051–2003 «Механические транспортные средства и прицепы. Классификация и определения» к
транспортным средствам повышенной проходимости (категория
G) относятся транспортные средства категорий M и N, ели они
имеют:
• одновременный привод всех колес, включая транспортные
средства, в которых привод одной оси может отключаться;
• по меньшей мере один механизм блокировки дифференциала или один мехенизм аналогичного действия.
Кроме того, они должны удовлетворять определенным требованиям по параметрам проходимости:
• в случае одиночного транспортного средства преодолевать
подъем 30 % для категорий M1 и N1 и 25 % – для остальных категорий;
• угол въезда должен быть не менее 25°;
• угол съезда должен быть не менее 20° для категорий M1 и N1
и 25° – для остальных категорий;
• угол продольной проходимости должен быть не менее 20°
для категорий M1 и N1 и 25° – для остальных категорий;
• дороржный просвет под передней и задней осями должен
быть не менее 180 мм для категорий M1 и N1 и 250 мм – для
остальных категорий;
• межосевой дороржный просвет должен быть не менее 200
мм для категорий M1 и N1 и 300 мм – для остальных категорий.
Кроме того, имеются специальные по проходимости транспортные средства, которые создаются для работы в определенных условиях: на Крайнем Севере, заболоченной или песчаной
местности и др. Они имеют специальную компоновку, выдвижные катки для преодоления канав, очень часто являются плавающими и имеют специальный движитель и т. п.
232
АТС может потерять подвижность вследствие недостаточной силы тяги по сцеплению, задевания выступающими частями
на неровности, опасности опрокидывания или невозможности
преодоления подъема по условиям недостаточной тяговой силы,
невозможности преодоления поверхности из-за слабой несущей
способности. В соответствии с этим различают профильную и
опорно-сцепную проходимость. Профильная проходимость характеризует возможность преодолевать неровности и препятствия на пути.
Опорно-сцепная проходимость определяет возможность движения по участкам с низким коэффициентом сцепления и по деформируемым грунтам со слабой несущей способностью. Однако на труднопроходимых участках маршрутов встречаются те и
другие виды участков.
9.2. Профильная проходимость
Большинство оценочных показателей профильной проходимости представляет собой геометрические параметры автомобиля и прицепного звена.
Для оценки профильной проходимости в соответствии со
стандартами используются следующие показатели:
• дорожный просвет;
• передний и задний свесы;
• углы переднего и заднего свеса;
• продольный радиус проходимости;
• наибольший угол преодолеваемого подъема;
• наибольший угол преодолеваемого косогора.
Применительно к автопоездам (помимо перечисленных показателей) дополнительно используют в качестве оценочных вертикальный и горизонтальный углы гибкости.
Часто к оценочным показателям профильной проходимости
дополнительно относят:
• поперечный радиус проходимости;
• угол перекоса мостов;
• коэффициент совпадения следов передних и задних колес.
Для полноприводных автомобилей основнымы оценочными
показателями профильной проходимости являются ширина преодолеваемого в поперечном направлении рва и высота преодолеваемой вертикальной стенки (эскарпа).
233
Измерения геометрических параметров автомобиля проводятся при полной нагрузке на горизонтальной площадке с твердым
и ровным покрытием.
Дорожный просвет под одной осью – расстояние между
верхней точкой дуги окружности, проходящей через центры пятен контактов шин одной оси (в случае сдвоенных шин – шин
внутренних колес оси) и касающейся самой нижней точки транспортного средства, жестко зафиксированной между колесами и
опорной плоскостью.
Межосевой дорожный просвет – кратчайшее расстояние
между опорной плоскостью и самой нижней точкой транспортного средства, находящейся на его жестком элементе.
Дорожные просветы определяют возможность движения автомобиля по мягким грунтам и преодоления препятствий (камней,
пней, кочек и т. п.). Дорожные просветы у прицепного состава
должны быть не меньше, чем у тягачей, а у автомобилей повышенной проходимости – значительно больше, чем у дорожных.
Передний и задний свес – расстояние от крайней передней
(задней) точки выступающей части по длине автомобиля до плоскости, перпендикулярной опорной поверхности и проходящей
через центры передних (задних) колес. Свесы влияют на проходимость при переезде через канавы, пороги, кюветы и т. п. Чем
меньше свесы, тем лучше проходимость.
Угол переднего и заднего свеса – угол между опорной поверхностью и касательной к наружной окружности колеса, проходящей через точку контура передней (задней) части автомобиля так, чтобы все остальные точки контура оказались с внешней
стороны этого угла. Эти углы характеризуют возможность преодоления препятствий при въезде и съезде с них.
Продольный радиус проходимости Rпр – радиус условного цилиндра, касательно вписанного к окружностям передних
и задних колес и проходящего через точку контура нижней части автомобиля. Он характеризует проходимость автомобиля по
местности с препятствиями гребнистого характера, насыпями,
буграми и т. п.
Наибольший угол преодолеваемого подъема – угол подъема, имеющего протяженность не менее двухкратной длины автомобиля или автопоезда и ровную твердую поверхность, преодолеваемый без использования инерции, нарушений условий
нормальной работы агрегатов и безопасности движения.
Наибольший угол косогора, преодолеваемый АТС, – угол
при движении по ровному косогору без бокового скольжения колес более чем на ширину профиля шины и без нарушений условий нормальной работы агрегатов автомобиля и безопасности
движения. Стандартами не нормирован.
Углы гибкости автопоезда в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Для прицепного автопоезда углами гибкости
являются углы возможного отклонения оси дышла прицепа от
продольной оси тягово-сцепного устройства тягача.
Для седельного автопоезда углы гибкости определяются соответственно предельными углами положений продольных осей
автомобиля-тягача и полуприцепа в вертикальной и горизонтальной плоскостях симметрии без упругих деформаций в звеньях
автопоезда.
Углы вертикальной гибкости автопоезда характеризуют его
проходимость по неровным дорогам. Угол горизонтальной гибкости автопоезда иногда называют углом складывания автопоезда.
Поперечный радиус проходимости – радиус условного цилиндра, вписанного касательно правому и левому колесу одного
моста и нижней точки, находящейся между этими колесами ТС.
Этот радиус определяет проходимость АТС по неровностям,
ширина которых соизмерима с колеей. Стандартами не нормируется.
Угол перекоса мостов γ – сумма углов поворота осей переднего и заднего мостов автомобиля относительно горизонтальной
плоскости. Характеризует способность АТС двигаться по неровным дорогам без потери контакта колес с дорогой. Стандартами
не нормируется.
Коэффициент совпадения следов передних и задних колес ηс = Вс.п / Вс.з, где Вс.п, Вс.з – ширина следа соответственно за
передними и задними колесами АТС. Чем ближе ηс к единице,
тем меньше сопротивление движению автомобиля по деформируемым грунтам, за исключением случаев движения по болотистой местности, где происходит подрезание дернового покрытия.
Стандартами не нормируется.
Ширина рва, преодолеваемого в поперечном направлении, и высота вертикальной стенки. Эти параметры применяются для полноприводных автомобилей и являются основными
при оценке их профильной проходимости. Стандартами не нормируются.
234
235
Опорно-сцепная проходимость – это способность ТС двигаться по деформируемым грунтам и по дорогам с малым коэффициентом сцепления шин.
По ГОСТ 22653–77 к оценочным показателям опорно-сцепной
проходимости АТС относятся:
• сцепная масса – масса АТС, создающая нормальные нагрузки на ведущие колеса;
• коэффициент сцепной массы – отношение сцепной массы к
полной массе АТС;
• удельная мощность – отношение номинальной мощности
двигателя к полной массе АТС;
• мощность сопротивления качению – сумма мощностей сопротивления качению всех колес АТС;
• мощность сопротивления движению – сумма мощностей, затрачиваемых на: преодоление сопротивления качению; трение в
трансмиссии; сопротивление подъему; сопротивление инерции;
сопротивление воздуха; сопротивление движения прицепа;
• мощность колееобразования – часть мощности сопротивления качению АТС, затрачиваемая на деформацию опорной поверхности движителем;
• полная сила тяги – сумма сил тяги, максимально развиваемых на ведущих колесах АТС;
• свободная сила тяги – разность между полной силой тяги
равномерно движущегося по горизонтальной опорной поверхности АТС и суммой сил сопротивления воздуха и толкающих сил
ведомых колес;
• коэффициент свободной силы тяги – отношение свободной
силы тяги к полной массе АТС;
• сила тяги на крюке – сила, приложенная к тягачу со стороны
прицепного звена;
• удельная сила тяги на крюке – отношение силы тяги на крюке к полной массе АТС;
• тяговая мощность на крюке – произведение силы тяги на
крюке на скорость движения АТС;
• удельная тяговая мощность на крюке – отношение тяговой
мощности на крюке к полной массе АТС.
Кроме перечисленных показателей, в качестве дополнительного оценочного показателя опорно-сцепной проходимости АТС
часто используют величину удельного давления колес на дорогу.
Для полноприводных автомобилей основным показателем
опорно-сцепной проходимости является тягово-скоростная характеристика на заданном участке дороги – зависимость удельной силы тяги на крюке автомобиля от скорости движения на
разных передачах.
Дополнительными оценочными показателями опорно-сцепной
проходимости для полноприводных автомобилей являются:
– зависимость мощности сопротивления качению автомобиля от скорости движения, определяемая одновременно с тяговоскоростной характеристикой;
236
237
Ширина рва, преодолеваемого в поперечном направлении,
определяется числом и расположением мостов и положением
центра масс автомобиля по базе. Для двух- и трехосных автомобилей (если центр масс расположен между передним и средним
мостами) ширина рва, преодолеваемого в поперечном направлении, определяется размерами колеса. Для трех- и четырехосных
автомобилей с равномерным расположением мостов ширина
преодолеваемого рва может быть значительной и определяется базой автомобиля, расстановкой колес и положением центра
масс по длине.
Высота преодолеваемого автомобилем порогового препятствия (вертикальной стенки) зависит от размеров колеса и от
того, ведущее колесо или ведомое.
Максимальная глубина преодолеваемого брода зависит от
конструкции автомобиля. Лимитирующими факторами глубины
при твердом основании брода являются уровни расположения:
лопаток вентилятора системы охлаждения двигателя; всасывающего патрубка системы питания двигателя; аккумулятора; генератора; приборов системы зажигания; воздухо-соединительных
отверстий (сапунов) картеров механизмов трансмиссии.
Для увеличения глубины преодолеваемого брода у автомобилей повышенной проходимости выходы всасывающих и выпускных патрубков системы питания стремятся расположить над
кабиной, вентилятор выполняют с отключающимся приводом, а
генератор, аккумулятор, приборы системы зажигания, картеры
редукторов и колесные тормозные механизмы – герметичными.
При таком исполнении автомобили могут преодолеть брод глубиной до 1,6…1,8 м.
9.3. Опорно-сцепная проходимость
– критерий предельного уровня проходимости – способность
преодоления труднопроходимых участков грунта и наибольшая
глубина снежной целины.
Сцепная масса Мφ – масса, приходящаяся на ведущие колеса автомобиля; для дорожных автомобилей и автопоездов, работающих в основном на дорогах с твердым покрытием, считается
одним из основных показателей, определяющих уровень проходимости.
Коэффициент сцепной массы Kφ – отношение массы, приходящейся на ведущие колеса автомобиля к его полной массе, служит критерием оценки возможности движения АТС по дорогам
с низкими коэффициентами сцепления. Условием возможного
движения АТС по сцеплению служит неравенство: Mφ gφx ≥ Mа
ψ, т. е. Kφ ≥ (f + i) / φх.
Для грузовых автопоездов общего назначения нормативами
стран ЕЭС рекомендуется Kφ = 0,263. Для магистральных автопоездов достаточно иметь Kφ = 0,36, что соответствует φх = 0,2,
f = 0,12, imax = 0,06. Для автопоездов с автомобилем-тягачом 4х2
предлагается иметь следующие значения Kφ: в Бельгии – 0,33;
Италии и Люксембурге – 0,27; Великобритании – 0,263. Среднестатистическое значение Kφ для автопоездов зарубежного производства составляет 0,364; экстремальное – 0,421.
Остальные оценочные показатели опорно-сцепной проходимости по содержанию аналогичны с показателями тяговоскоростных свойств.
В качестве удельного давления колес на дорогу в соответствии
с ГОСТ 17697 различают среднее давление колеса в контакте с дорогой, равное отношению нормальной реакции опорной поверхности к контурной площади контакта: Руд = Rz / Fк и среднее давление колеса по выступам рисунка протектора, равное отношению
нормальной реакции опорной поверхности контакта к площади
контакта по выступам рисунка протектора: Руд.выст = Rz/Fпр.
Для дорожных автомобилей рекомендуется верхнее ограничение пределов этих давлений на дорогах с твердым покрытием
Руд ≤ 0,6 МПа, Руд.выст ≤ 0,85 МПа. Для автомобилей повышенной
проходимости рекомендуемые значения удельных давлений значительно ниже.
238
9.4. Влияние конструктивных параметров автомобиля
и эксплуатационных факторов на проходимость
Как уже отмечалось ранее, на проходимость АТС существенное влияние оказывает сцепной вес. Коэффициент сцепного веса
Kφ для полноприводных автомобилей равен единице. Для АТО
дорожной проходимости он находится в пределах 0,46…0,8 в зависимости от компоновки и состояния по загрузке.
У легковых и грузовых заднеприводных АТС снаряженной
массы Kφ меньше, чем у АТС полной массы, т. е. проходимость
таких АТС полной массы выше, а у переднеприводных АТС –
ниже.
При преодолении подъема по сравнению с движением по горизонтальной дороге проходимость заднеприводных автомобилей увеличивается, а у переднеприводных снижается.
При буксировке прицепа больше нагружаются задние колеса,
поэтому у заднеприводных АТС Kφ самого тягача увеличивается,
хотя в целом для автопоезда Kц уменьшается, а значит, снижается
проходимость автопоезда.
При движении по грунтам с внутренним сцеплением (глинистые грунты) увеличение площади контакта шины с грунтом увеличивает коэффициент сцепления. Учитывая, что площадь контакта зависит от размеров шины, можно считать, что увеличение
диаметра шины Dш улучшает сцепные свойства, а значит и проходимость. Еще большее влияние на проходимость при движении по грунтам с внутренним сцеплением оказывает увеличение
ширины профиля шины Вш.
На сыпучих (песчаных) грунтах с низким значением коэффициента внутреннего трения изменение диаметра шины практически не влияет на ее сцепные качества.
На грунтах с небольшим переувлажненным слоем на твердом основании увеличение ширины профиля шины приводит к
снижению проходимости, так как остающийся между шиной и
твердым основанием слой жидкой массы резко снижает сцепные
свойства шины.
Применение одинарных колес при равной ширине колеи для
всех мостов обеспечивает движение всех колес одного борта на
прямолинейных участках по одному следу. В этом случае на большинстве грунтов суммарное сопротивление качению всех колес
наименьшее, а сцепление наибольшее за счет уплотнения грунта
239
идущими впереди колесами. Однако на заболоченных грунтах с
дерновым покрытием целесообразно движение каждого колеса
по своему следу, для чего на практике применяют перестановку
колес, изменяющую ширину колеи.
Снижение давления в шине увеличивает площадь контакта
шины с грунтом, поэтому улучшает сцепные качества, особенно
на деформируемых грунтах.
Обобщенный коэффициент сцепления φх определяется коэффициентом сцепления ведущих колес с дорогой, нагрузкой на
ведущие колеса и условиями передачи и распределения крутящего момента, подводимого от двигателя к ведущим колесам. Тип
трансмиссии определяет плавность передачи крутящего момента
от двигателя к ведущим колесам. Тип трансмиссии определяет
плавность передачи крутящего момента от двигателя к ведущим
колесам. С этой точки зрения наиболее неблагоприятной является механическая трансмиссия, при которой возможны разрывы
потока мощности при переключении передач, резкие колебания
и броски крутящего момента при трогании с места.
Гидродинамические, гидрообъемные и электрические трансмиссии обеспечивают более плавную передачу крутящего момента к ведущим колесам. Это способствует уменьшению динамических воздействий на дорогу и тем самым повышению
проходимости автомобиля.
Рассмотрим влияние блокировки дифференциала на формирование силы тяги на ведущих колесах.
Обозначим Мо – момент, приложенный к корпусу дифференциала, М ' – момент на забегающей полуоси (буксующее колесо),
М '' – момент на отстающей полуоси и Мтр – момент трения в
дифференциале.
Тогда М ' = Мо / 2 – Мтр / 2; М '' = Мо / 2 + Мтр / 2.
Если Мтр = 0, то дифференциал полностью разблокирован
(трение отсутствует), если Мтр = Мо, то дифференциал будет полностью заблокирован.
Влияние типа дифференциала на величину суммарной тяговой силы автомобиля удобнее всего анализировать, используя
коэффициент блокировки дифференциала, представляющий отношение: Kб = Мтр / Мо = (М '' – М ') / (М '' + М ').
При симметричном дифференциале и отсутствии в нем трения
Kб = 0. В этом случае суммарная сила тяги на ведущих колесах
будет: Ртφ = Rz' · φmin + Rz'' · φmin = Rz2 · φmin.
240
При заблокированном дифференциале Kб = 1, т. е. Мтр = Мо.
В этом случае суммарная сила тяги автомобиля будет равна:
Ртφ = (Rz' · φmin) + (Rz'' · φmax) = 0,5 Rz2 · (φmin + φmax).
У самоблокирующихся дифференциалов суммарная сила тяги
будет зависеть не только от коэффициента сцепления под каждым ведущим колесом, но и от коэффициента блокировки дифференциала.
' = Мо (1 – Kб) / (2 rд),
В этом случае на забегающем колесе Ртφ
'' = Мо (1 + Kб) / (2rд).
на отстающем – Ртφ
Тогда суммарная сила тяги будет Ртφ = Рт'φ + Рт'φ = Rz' · φmin +
+ Rz'' · φmin = (1 + Kб) / (1 – Kб) = 0,5 Rz 2 · φmin · {1 +(1 + Kб) / (1 –
– Kб)}.
Если Kб = Мтр / Мо = (М '' – М ') / (М '' + М ') = (φmax – φmin ) /
(φmax + φmin), тогда, воспользовавшись этим выражением, найдем
необходимое максимальное значение коэффициента блокировки дифференциала на реальных дорогах. Для этого примем экстремальные значения коэффициента сцепления шин с дорогой:
φmax = 0,8, φmin = 0,1.
Тогда Kб = (0,8 – 0,1) / (0,8 + 0,1) = 0,78.
Поскольку столь значительная разница в коэффициенте сцепления шины с дорогой у одной оси имеет место крайне редко, поэтому обычно в реальных конструкциях ограничиваются
Kб = 0,3…0,5.
Кроме того, при высоких значениях коэффициента блокировки ухудшается управляемость и устойчивость автомобиля и возрастает износ шин.
241
Список литературы
1. Литвинов, А. С. Автомобиль. Теория эксплуатационных
свойств / А. С. Литвинов, Я. Е. Фаробин. – М.: Машиностроение,
1989.
2. Гришкевич, А. И. Автомобиль. Теория / под общ. ред. А. И.
Гришкевича. – Минск: Высшая школа, 1986.
3. Теория и конструкция автомобиля / В. А. Илларионов и др. –
М.: Машиностроение,1985.
4. Фаробин, Я. Е. Оценка эксплуатационных свойств автопоездов для международных перевозок / Я. Е. Фаробин, В. С. Шумляков. – М.: Транспорт, 1983.
5. Иванов, В. Н. Экономия топлива на автомобильном транспорте / В. Н. Иванов, В. И. Ерохов. – М.: Транспорт, 1984.
6. Ерохов, В. И. Экономическая эксплуатация автомобиля /
В. И. Ерохов. – М.: Изд-во ДОСААФ СССР, 1986.
7. Высоцкий, М. С. Топливная экономичность автомобилей и
автопоездов / М. С. Высоцкий. – Минск: Наука и техника, 1984.
8. Хилмард, Д. Топливная экономичность автомобилей с бензиновым двигателеми / под ред. Д. Хилмарда и Дж. Спрингера;
пер. с англ. – М.: Машиностроение, 1988.
9. Мацкерле, Ю. Современный экономичный автомобиль /
Ю. Мацкерле; пер. с чеш. – М.: Машиностроение, 1987.
242
243
Учебное издание
Сафиуллин Равиль Нуруллович
Башкардин Анатолий Григорьевич
АВтомобили
Эксплуатационные свойства
Часть 2
Учебное пособие
Редактор О. Д. Камнева
Корректоры М. А. Котова, А. Г. Лавров
Компьютерная верстка Н. И. Печуконис
Подписано к печати 15.12.2010. Формат 60×84 1/16. Бум. офсетная.
Усл. печ. л. 14,2. Тираж 200 экз. Заказ 153. «С» 126.
Санкт-Петербургский государственный
архитектурно-строительный университет.
190005, Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская ул., 4.
Отпечатано на ризографе.
190005, Санкт-Петербург, 2-я Красноармейская ул., 5.
244
245
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
1
Размер файла
1 868 Кб
Теги
bashkardin, eksp, ch2, avtomob, safiulin
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа