Обзор эксплуатационных свойств автомобиля

Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Р. Е. АЛЕКСЕЕВА» (НГТУ) Институт транспортных систем Кафедра «Автомобильный транспорт» КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ по дисциплине «Технико-эксплуатационные свойства транспортных и транспортно-технологических машин и оборудования» 23.03.03. Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов код и наименование направления подготовки Автомобили и автомобильное хозяйство наименование профиля подготовки Уровень высшего образования Бакалавр Форма обучения очная/заочная Нижний Новгород 20­__ Глава 1. обзор эксплуатационных свойств автомобиля 1.1. Эксплуатационные свойства и качество автомобилей Эффективное использование автомобилей предопределяют их основные эксплуатационные свойства – тягово-скоростные, тормозные, топливно-экономические, проходимость, плавность хода, управляемость, устойчивость, маневренность, грузоподъемность (пассажировместимость), экологичность, безопасность и другие [46,56,70]. Тягово-скоростные свойства определяют динамичность автомобиля (необходимые и возможные ускорения при движении и трогании с места), максимальную скорость движения, максимальную величину преодолеваемых подъемов и т.д. Эти характеристики обеспечивают базовые свойства автомобилей – мощность и крутящий момент двигателя, передаточные отношения в трансмиссии, масса автомобиля, показатели его обтекаемости и пр. В общепринятой научной трактовке тягово-скоростными называют совокупность свойств, определяющих возможные по характеристикам двигателя и сцеплению ведущих колес с дорожным покрытием диапазоны изменения скоростей движения автомобиля и его максимальные ускорения разгона. Анализ расчетных показателей тягово-скоростных свойств колесной машины позволяет определять предельные дорожные условия, в которых еще возможно движение автомобиля, а также оценивать вероятность осуществления буксировки в конкретных дорожных условиях прицепа заданной массы. Решение обратной задачи – задачи синтеза – дает возможность определить конструкционные параметры автомобиля, которые позволят обеспечить требуемые скорости движения и ускорения разгона в конкретных дорожных условиях, а также преодоление необходимых подъемов и буксировку прицепа заданной массы. Соответственно, решение первой задачи обычно принято называть поверочным тяговым расчетом, а решение второй задачи – проектировочным тяговым расчетом. Определять тягово-скоростные показатели работы автомобиля (тяговую характеристику, максимальную скорость движения, ускорение, время и путь разгона) можно как в дорожных, так и в лабораторных условиях. Тяговая характеристика автомобиля выражает зависимость тяговой силы на ведущих колесах Рк от скорости движения автомобиля V. Ее получают или на всех, или на какой-то одной передаче. Упрощенная тяговая характеристика представляет зависимость свободной тяговой силы Рд на крюке автомобиля от скорости его движения. В лабораторных условиях тяговая характеристика может быть получена путем испытаний на стенде, принципиальная схема которого приведена на рис. 1. Рис. 1. Стенд для определения тяговой характеристики автомобиля Задние (ведущие) колеса автомобиля опираются на ленту, перекинутую через два барабана. Для уменьшения трения между лентой и ее опорной поверхностью создают воздушную подушку. Барабан 1 соединен с электротормозом, с помощью которого можно плавно изменять нагрузку на ведущих колесах автомобиля. Свободную тяговую силу измеряют непосредственно динамометром 2. Полная тяговая сила на ведущих колесах может быть подсчитана по формуле Рк = Рд + Рf , (1) где Pf – сила сопротивления качению автомобиля. В дорожных условиях тягово-скоростная характеристика автомобиля наиболее просто может быть получена с помощью динамометрического прицепа, который буксируется испытываемым автомобилем. Измеряя при этом с помощью динамографа силу тяги на крюке, а также скорость движения автомобиля, можно построить кривые зависимости Рк от V. В данном случае полная тяговая сила подсчитывается по формуле Рк = Р'д + Рf + Рw . (2) где: Р'д – сила тяги на крюке; Рf и Рw – силы сопротивления, соответственно, качению и воздушному потоку. Зависимость сил сопротивления Pf и РW от скорости движения автомобиля должна быть получена предварительно проведенными испытаниями. Силы сопротивления движению (Pf и РW) автомобиля определяют в дорожных и лабораторных условиях. В дорожных условиях суммарное значение этих сил наиболее просто можно получить, используя метод выбега. Для этого автомобиль на ровной горизонтальной дороге со скорости, близкой к максимальной, переводят в движение с выключенной передачей (выбег). При этом с помощью «пятого колеса» (прибора «путь-скорость-время») получают зависимость скорости движения автомобиля от времени выбега. Дифференцируя эту зависимость графически, определяют значения замедления для каждой скорости. Некоторые приборы позволяют непосредственно измерить ускорение или замедление автомобиля. При использовании акселерографов можно получить без промежуточных измерений зависимость замедления от скорости движения автомобиля при выбеге. Суммарное значение силы сопротивления движению автомобиля определяют по формуле Рf + Рw = jma – Mr/rд, (3) где: j – замедление автомобиля при выбеге; ma – полная масса автомобиля; Мr – момент трения в трансмиссии, измеренный на ведущих колесах; rд – динамический радиус ведущих колес. Момент трения Мr и его зависимость от частоты вращения ведущих колес определяют в лабораторных условиях при работе трансмиссии без нагрузки (нейтральное положение шестерен КП). В некоторых случаях требуется определить не только суммарную силу сопротивления движению, но и каждую ее составляющую, т.е. необходимо определить коэффициенты лобового сопротивления и сопротивления качению. В лабораторных условиях коэффициент лобового сопротивления определяют путем продувки уменьшенных моделей или натурных образцов автомобилей в аэродинамической трубе. Модель или автомобиль в аэродинамической трубе устанавливают или подвешивают так, чтобы можно было измерить все основные действующие на них силы. Сила сопротивления воздуха движению автомобиля зависит от плотности воздушной среды ρ, скорости автомобиля V, площади миделева сечения F и аэродинамических свойств автомобиля: Рw = 0,5CxρV2F, (4) где Сх – коэффициент лобового сопротивления. В процессе испытаний коэффициент лобового сопротивления и площадь миделева сечения не должны изменяться, при этом обязательно фиксируют температуру и атмосферное давление, изменяющие плотность воздуха. При исследовательских испытаниях тяговая характеристика автомобиля может быть определена по измерениям крутящих моментов ведущих колес автомобиля. Для этого на полуосях наклеивают тензорезисторы и устанавливают концевые токосъемные устройства. Нагрузка при этих испытаниях создается динамометрической тележкой. При этом методе нет необходимости в дополнительном измерении сил сопротивления движению Pf и РW. Тяговая характеристика полностью определяет динамические свойства автомобиля, однако ее получение связано с большим объемом испытаний. В большинстве случаев при проведении длительных контрольных испытаний, определяют следующие динамические свойства автомобиля – минимальную устойчивую и максимальную скорость; время и путь разгона; максимальные подъемы, которые может преодолеть автомобиль при равномерном движении. Дорожные динамические испытания проводят при равных нагрузках автомобиля и без нагрузки на горизонтальном прямолинейном участке дороги с твердым и ровным покрытием (асфальт или бетон). На полигоне НАМИ для этого предназначена динамометрическая дорога. Все измерения производят при заездах автомобиля в двух взаимно противоположных направлениях при сухой безветренной погоде (скорость ветра до 3 м/с). Минимальную устойчивую скорость движения автомобиля определяют на прямой передаче. Измерения производят на двух последовательно расположенных участках пути длиной 100 м каждый с расстоянием между ними равным 200-300 м. Максимальную скорость движения определяют на высшей передаче при прохождении автомобилем мерного участка длиной 1 км. Время прохождения мерного участка фиксируют секундомером или фотоствором. Время и путь разгона автомобиля находят обычно при двух режимах. На первом режиме автомобиль разгоняют на прямой передаче с начальной скоростью 15 км/ч до скорости, примерно равной 80% от максимальной. При разгоне педаль подачи топлива выжимают полностью. Во втором режиме автомобиль разгоняют с места, начиная с первой или второй передачи, обычно также до скорости, примерно равной 80% максимальной. Автомобиль с автоматической коробкой передач (АКП) разгоняют только с места. Если АКП имеет два диапазона (высших и низших) передач, то разгон производят последовательно на обоих диапазонах [56]. Для измерения параметров, характеризующих динамические свойства автомобилей, применяют приборы типа «путь-скорость-время», записывающие параметры процесса разгона. В результате обработки первичной записи получают зависимости пути и времени разгона от скорости движения автомобиля. Величины ускорений разгона автомобиля определяют графическим дифференцированием зависимости времени разгона от скорости или при помощи акселерографов. При исследовательских испытаниях параметры процесса разгона записывают на осциллограф или магнитограф. Характерное для всех стран постоянное стремление к повышению скоростей движения автомобилей и возрастающая плотность транспортных потоков приводят к увеличению напряженности процесса управления транспортным средством, что в свою очередь создает условия для ухудшения ситуации с безопасностью движения. Одним из мероприятий, способствующих частичному решению проблемы повышения безопасности движения, является автоматизация управления автомобилем. В числе наиболее доступных и эффективных способов автоматизации, обеспечивающих упрощение и облегчение управления автомобилем в городских условиях движения, когда ручное переключение передач у обычных механических трансмиссий приходится производить каждые 15-30 с, наиболее перспективным считается применение автоматических трансмиссий (в конструкции предусмотрена АКП) или гидромеханических автоматических трансмиссий – в конструкции гидромеханическая передача (ГМП). Тормозные свойства автомобилей характеризуются значениями максимального замедления и длины тормозного пути. Эти свойства зависят от конструкционных особенностей тормозных систем автомобилей, их технического состояния, типа и степени изношенности протекторов шин [56,65]. Торможением называется процесс создания и изменения искусственного сопротивления движению автомобиля с целью уменьшения его скорости или удержания неподвижным относительно поверхности дороги. Протекание этого процесса зависит от тормозных свойств автомобиля, которые определяются основными показателями: • максимальное замедление автомобиля при торможении на дорогах с различными типами покрытий и на грунтовых дорогах; • предельное значение внешних сил, при действии которых заторможенный автомобиль надежно удерживается на месте; • возможность обеспечения минимальной установившейся скорости движения автомобиля под уклон. Тормозные свойства относятся к важнейшим из эксплуатационных свойств, в первую очередь определяющих так называемую активную безопасность автомобиля, под которой понимается вся совокупность заложенных в конструкции транспортного средства мероприятий, направленных на снижение вероятности возникновения дорожно-транспортного происшествия (ДТП). Для обеспечения этих свойств современные автомобили, в соответствии с Правилами №13 ЕЭК ООН, оснащаются не менее чем тремя тормозными системами – рабочей, запасной и стояночной. Для автомобилей категорий М3 и N3 (cм. табл. 1.1) предписывается также обязательное оснащение их вспомогательной тормозной системой, а автомобили категорий М2 и М3 , предназначенные для эксплуатации в горных условиях, должны кроме этого иметь еще и аварийный тормоз. Оценочными показателями эффективности рабочей и запасной тормозных систем являются максимальное установившееся замедление аmах при оговоренном соответствующими стандартами (ГОСТ Р 41.13-99, ГОСТ Р 52431-2005) постоянном усилии на тормозную педаль, и миниальный тормозной путь Sобщ. В табл. 1 приведены нормативные значения аmах для испытаний типа «ноль» (холодные тормоза) новых АТС. Таблица 1 Нормативные значения аmах для испытаний типа «0» новых АТС Категория АТС М1 М2 М3 N1 N2 N3 Начальная Va , км/ч 80 60 60 70 50 40 аmах рабочей тормозной системы, м/с2, не менее 7,0 6,0 6,0 5,5 5,5 5,5 аmах запасной тормозной системы, м/с2, не менее 2,9 2,5 2,5 2,2 2,2 2,2 Эффективность указанных тормозных систем АТС определяется во время проведения дорожных испытаний. Перед их проведением транспортное средство должно пройти обкатку в соответствии с инструкцией завода-изготовителя. Кроме того весовая нагрузка и ее распределение по мостам должны соответствовать техническим условиям. Агрегаты трансмиссии и ходовой части должны быть предварительно прогреты. При этом следует защитить от прогрева всю тормозную систему. Износ рисунка протектора шин должен быть равномерным и не превышать 50% от номинального значения. Участок дороги, на котором проводятся испытания основной и запасной тормозных систем, и погодные условия должны удовлетворять тем же требованиям, которые к ним предъявляются при оценке скоростных свойств АТС. Поскольку эффективность тормозных механизмов в значительной степени зависит от температуры трущихся пар, указанные испытания проводятся при различных тепловых состояниях тормозных механизмов. По принятым в настоящее время в стране и мире стандартам испытания по определению эффективности рабочей тормозной системы делят на три типа: испытания «ноль»; испытания I; испытания II. Испытания «ноль» предназначены для оценки эффективности рабочей тормозной системы при холодных тормозных механизмах. При испытаниях I определяют эффективность рабочей тормозной системы при нагретых путем предварительных торможений тормозных механизмах; при испытаниях II – при механизмах, нагретых путем торможения на затяжном спуске. В указанных выше ГОСТах на испытания тормозных систем АТС с гидравлическим и пневматическим приводом определены начальные скорости, с которых должно производиться торможение, установившиеся замедления и тормозные пути в зависимости от типа транспортных средств. Регламентируются также усилия на тормозных педалях: педаль легковых автомобилей должна нажиматься с силой 500 Н, грузовых – 700 Н. Установившееся замедление при испытаниях типа I и II должно составлять соответственно не менее 0,75 и 0,67 от замедлений при испытаниях типа «ноль». Минимальные установившиеся замедления автомобилей, находящихся в эксплуатации, обычно допускают несколько меньшими (на 1012 %), чем у новых АТС. В процессе торможения замедление автомобиля изменяется, так как варьируется сила сопротивления воздуха, коэффициент сцепления, дорожное сопротивление. Расчеты тормозного пути при переменном замедлении целесообразно выполнять на ЭВМ. Если расчет ведется для случая движения автомобиля по горизонтальному участку с небольшой начальной скоростью (не выше 80 км/ч), силы сопротивления подъему и сопротивления воздуха можно не учитывать. Тормозной путь находят как сумму элементарных тормозных путей, проходимых автомобилем за время, считая замедление его постоянным. Практический интерес представляет методика расчета остановочного пути автомобиля при торможении с постоянным замедлением. Наиболее близко таким условиям соответствует аварийное торможение с начальных скоростей 3060 км/ч. В качестве оценочного показателя стояночной тормозной системы обычно используют величину предельного уклона, на котором она обеспечивает удержание автомобиля полной массы. Нормативные значения этих уклонов для новых автомобилей следующие: для всех категорий М – не менее 25%; для всех категорий N – не менее 20%. Вспомогательная тормозная система новых автомобилей должна без применения иных тормозных устройств обеспечить движение со скоростью 302 км/ч на дороге с уклоном 7%, имеющей протяженность не менее 6 км. Топливная экономичность оценивается по расходу топлива в литрах на 100 километров пробега. При реальной эксплуатации автомобилей для учета и контроля расходы топлив нормируются путем надбавок (снижений) к базовым (линейным) нормам в зависимости от конкретных условий эксплуатации. Нормирование производится с учетом конкретной транспортной работы. Одним из основных обобщающих измерителей топливной экономичности в России и в большинстве других стран является расход топлива транспортным средством в литрах на 100 км пройденного пути – это так называемый путевой расход топлива Qs , л/100 км. Путевой расход удобно использовать для оценки топливной экономичности близких по своим перевозочным характеристикам автомобилей. Для оценки эффективности использования топлива при выполнении транспортной работы автомобилями различной грузоподъемности (пассажировместимости) чаще применяют удельный показатель, который называют расходом топлива на единицу транспортной работы Qw, л/т.км. Этот показатель измеряется отношением фактического расхода топлива к выполненной транспортной работе (W) по перевозке груза, которая определяется произведением массы перевезенного груза (т) на пройденный путь (км). Если транспортная работа заключается в перевозке пассажиров, расход Qw измеряется в литрах на пассажирокилометр (л/пас.км). Таким образом, между Qs и Qw существуют следующие соотношения: Qw = Qs / 100 mг и Qw = Qs / 100 П, (5) где mг – масса перевезенного груза, т (для грузового автомобиля); П – количество перевезенных пассажиров, пас. (для автобуса). Топливная экономичность автомобиля в значительной степени определяется соответствующими показателями двигателя. Это прежде всего часовой расход топлива Gт кг/ч – масса топлива в килограммах, расходуемого двигателем за один час непрерывной работы, и удельный расход топлива ge , г/кВт.ч – масса топлива в граммах, расходуемого двигателем за один час работы на получение одного киловатта мощности (формула 1.7) Существуют и другие оценочные показатели топливной экономичности автомобилей. Например, контрольный расход топлива служит для косвенной оценки технического состояния АТС. Его определяют при заданных значениях постоянной скорости (разных для различных категорий автомобилей) при движении по прямой горизонтальной дороге на высшей передаче согласно ГОСТ 20306-90. Все болешее применение получают комплексные оценочные харак-теристики топливной экономичности по специальным ездовым циклам. Например, замер расхода топлива в магистральном ездовом цикле проводят для всех категорий АТС (кроме городских автобусов) пробегом по измерительному участку с соблюдением режимов движения, заданных специальной схемой цикла, принятой международными нормативными документами. Аналогично производятся замеры расхода топлива в городском ездовом цикле, результаты которых позволяют точнее оценивать топливную экономичность различных автомобилей в городских условиях эксплуатации. Проходимость – способность автомобиля работать в тяжелых дорож­ных условиях без пробуксовывания ведущих колес и задевания низшими точка­ми за неровности дороги [56]. Проходимостью называется свойство автомобиля совершать транспорт- ный процесс в ухудшенных дорожных условиях, а также по бездорожью и с преодолением различных препятствий. К ухудшенным дорожным условиям относятся: • мокрые и грязные дороги; • занесенные снегом и обледенелые дороги; • размокшие и разбитые дороги, затрудняющие движение и маневрирование колесных машин, заметно сказывающиеся на средних скоростях их движения и расходах топлива. При движении по бездорожью колеса автомобиля взаимодействуют с различными опорными поверхностями, не прошедшими специальную подго- товку под транспортный процесс. Это вызывает существенное снижение скоростей движения АТС (в 3-5 и более раз) и соответствующее увеличение расход топлива. При этом большое значение имеет вид и состояние этих поверхностей, всю номенклатуру которых обычно сводят в четыре категории: • связные грунты (глины и суглинки); • несвязные (песчаные) грунты; • заболоченные грунты; • снежная целина. К препятствиям, которые иногда вынужден преодолевать автомобиль, относятся: • уклоны (продольные и поперечные); • искусственные барьерные препятствия (канавы, кюветы, рвы, насыпи, бордюры тротуаров); • единичные природные препятствия (пни, кочки, валуны и т.п.). Потеря проходимости транспортного средства может быть полной или частичной. При полной потере проходимости автомобиль прекращает движение (часто на водительском сленге это называют – автомобиль «застревает»). При частичной потере проходимости заметно снижается скорость его движения (по сравнению с нормальными дорожными условиями), возрастает путевой расход топлива. По уровню проходимости автомобили подразделяют на три категории: 1. Автомобили ограниченной проходимости. Это дорожные автомобили, предназначенные для круглогодичной работы на дорогах с твердым покрытием, а также на грунтовых дорогах (связные грунты) в сухое время года. Эти автомобили имеют колесную формулу 4х2, 6х2 или 6х4, т.е. являются неполноприводными. Они оснащаются шинами с дорожным или универсальным рисунком протектора, имеют в трансмиссии простые дифференциалы. 2. Автомобили повышенной проходимости. Эти автомобили предназначены для осуществления транспортного процесса в ухудшенных дорожных условиях и на отдельных видах бездорожья. Их главная отличительная особенность – полноприводность (используются колесные формулы 4х4 и 6х6), шины имеют развитые грунтозацепы. Максимальный динамический фактор у этих автомобилей в 1,5-1,8 раза больше, чем у дорожных автомобилей. Конструктивно они часто оснащаются блокируемыми дифференциалами, имеют системы автоматического регулирования давления воздуха в шинах. Машины этой категории способны преодолевать вброд водные преграды глубиной до 0,7-1,0 м, а для страховки оборудуются средствами самовытаскивания (лебедками). 3. Колесные транспортные средства высокой проходимости. Такие машины предназначены для работы в условиях полного бездорожья, для преодоления естественных и искусственных препятствий и водных преград. Они имеют специальную компоновочную схему, полноприводную колесную формулу (чаще всего 6х6, 8х8 или 10х10) и другие конструкционные устройства повышения проходимости (самоблокирующиеся дифференциалы, системы регулирования давления воздуха в шинах, лебедки и пр.), плавучий корпус и движитель на воде и т.д. Плавность хода – это способность автомобиля двигаться в заданном интервале скоростей по дорогам с неровной поверхностью без существенных вибрационных и ударных воздействий на водителя, пассажиров или перевози­мый груз. Под плавностью хода АТС принято понимать совокупность его свойств, обеспечивающих в заданных нормативными документами пределах ограничение ударных и вибрационных воздействий на водителя, пассажиров и перевозимые грузы со стороны неровностей дорожного покрытия и других источников вибраций. Плавность хода зависит от возмущающего действия источников колебаний и вибраций, от компоновочных характеристик автомобиля и от конструкционных особенностей его систем и устройств, специально предназначенных для уменьшения уровня ударных и вибрационных воздействий на водителя, пассажиров и перевозимый груз. Плавность хода, наряду с вентиляцией и отоплением, удобст­вом сидений, защищенностью от климатических воздействий, нали­чием дополнительного оборудования, создающего удобства и т.п. определяет комфортабельность автомобиля. Вибронагруженность создается возмущающими силами, в ос­новном при взаимодействии колес с дорогой. Неровности с длиной волн более 100 м называют макропрофилем дороги (он практически не вызывает колебаний автомобиля), с длиной волн от 100 м до 10 см – микропрофиль (основной источник коле­баний), с длиной волн менее 10 см – шероховатость (может вызвать высокочастотные колебания). Основными устройствами, ограничивающими вибронагруженность, являются подвеска и шины, а для пассажиров и водителя также упругие сидения. Колебания возрастают с увеличением скорости движения, повышением мощности двигателя, существенное влияние на колебания оказывает качество дороги. Колебания и вибрации в автомобилях являются источником шума, оказывая вредное воздействие на водителя, пассажиров и окружающую среду, возникают, прежде всего, при взаимодействии колес с поверхностью дороги. В результате прогиба пневматических шин и деформации подвески колеса и кузов совершают сложные колебания. Колебания кузова непосредственно определяют плавность хода. Основными источниками колебаний и вибраций при движении автомо-биля являются: • неровности дороги; • неравномерность работы двигателя и неуравновешенность его вращаю щихся деталей; • неуравновешенность и склонность к возбуждению колебаний и вибраций у таких узлов, как карданные валы, колеса и др. Основными системами и устройствами, защищающими автомобиль, водителя, пассажиров и перевозимые грузы от чрезмерных воздействий колебаний и вибраций являются: • подвеска автомобиля; • пневматические шины; • подвеска двигателя (и агрегатов трансмиссии, если она применяется); • сиденья (для водителя и пассажиров); • подвеска кабины (на современных грузовиках). Все перечисленные системы и устройства в качестве основных элементов, снижающих амплитуду ударного воздействия и вибрации, а также трансформирующих частоту колебательных процессов в более приемлемую для ощущений человека, используют различные упругие элементы (металлические, резиновые, пневматические, гидропневматические, комбинированные и др.). Для ускорения процессов гашения возникающих колебаний и вибраций используются специальные гасящие устройства, из которых наибольшее распространение на автомобилях получили амортизаторы гидравлического типа. Иногда предусматривается частичное или полное рассеяние энергии колебаний за счет наличия гистерезисного трения в резине упругих элементов и шин. Использование для этих целей сухого трения (например, в многолистовых рессорах) сохранилось лишь в устаревших конструкциях подвесок. Управляемость и устойчивость. Данные свойства АТС тесно связаны, в связи с чем их следует рассматривать совместно. Они зависят от одних и тех же параметров механизмов автомобиля – рулевого управления, подвески, шин, распределения масс между мостами и др. Различие состоит лишь в способах оценки критических параметров движения автомобиля. Параметры, характеризующие свойства устойчивости, определяются без учета управляющих воздействий, а параметры, характеризующие свойства управляемости, – с их учетом. Управление автомобилем является главной функцией водителя, заключающейся в целенаправленной организации процесса движения транспортного средства. Колесные транспортные средства могут управляться за счет: поворота управляемых колес; обеспечения различных скоростей вращения колес левого и правого бортов (поворот «по-гусеничному»); за счет поворота одной части автомобиля (колесного трактора) относительно другой [56,70]. Управляемость – это свойство управляемого водителем автомобиля в определенных дорожно-климатических условиях обеспечивать направление движения в точном соответствии с воздействием водителя на рулевое колесо. Устойчивость – это свойство автомобиля сохранять заданное водителем направление движения при воздействии внешних сил, стремящихся отклонить его от этого направления. Траекторию движения любого АТС в общем случае можно считать криволинейной. Криволинейное движение автомобиля может определяться траекторией его какой-либо характерной точки, углом поворота его главной организующей конструкцию геометрической оси и, при необходимости, перемещениями отдельных элементов системы относительно выбранной характерной точки. При теоретическом изучении управляемости и устойчивости одиночного автомобиля в качестве точки, описывающей кинематику его движения, удобно использовать центр его масс. По аналогии, при изучении управляемости и устойчивости автопоезда в качестве таких направляющих точек обычно используют центры масс его звеньев. Зная ускорения центров масс, можно определять величины и направления сил инерции, действующих на систему, предугадывать ее поведение с точки зрения безопасности движения. Для этих же целей в качестве главной организующей конструкцию геометрической оси обычно используется продольная ось автомобиля (автопоезда). В соответствии с наличием у теоретической модели, как минимум, двух описывающих ее поведение параметров (центра масс и главной геометрической оси) при ее криволинейном движении возможны два типа отклонений: траекторные отклонения и курсовые отклонения. Траекторное отклонение – это отклонение центра масс от заданной траектории движения, курсовое отклонение – это отклонение продольной оси автомобиля от направления траектории движения. В соответствии с этим принято различать траекторную и курсовую управляемость и устойчивость автомобиля. В этой связи устойчивость можно трактовать ещё, как свойство АТС сохранять направление движения (курсовая устойчивость) и противодействовать силам, стремящимся вызвать его занос и опрокидывание. Особенно высокие требования к устойчивости предъявляются при работе автомобиля на скользких дорогах и при движении с большими скоростями. Устойчивость АТС подразделяется на продольную, поперечную и боковую. Под продольной устойчивостью понимают способность автомобиля сохранять устойчивость в продольном направлении (вдоль дороги) при преодолении подъемов и движении на спусках. Чем короче база автомобиля (расстояние между осями), меньше тяговое усилие на ведущих колесах, круче уклон дороги, тем меньше продольная устойчивость. При движении на подъеме нагрузка на задние колеса увеличивается, а на передние уменьшается. Уменьшение давления передних колес на дорогу также уменьшает продольную устойчивость. Однако потеря автомобилем продольной устойчивости (опрокидывание через переднюю или заднюю ось) сравнительно редкое явление и может быть в исключительных случаях – при очень крутом спуске в горных условиях и т.п. Способность автомобиля сохранять устойчивость в поперечном направлении (поперек дороги) называется поперечной устойчивостью, например при движении по дороге с поперечным уклоном или по косогору. Потеря автомобилем поперечной устойчивости (опрокидывание через левые или правые колеса) тем менее вероятна, чем шире колея (расстояние между колесами) и ниже расположен центр тяжести. Значительное повышение центра тяжести вследствие высоты груза снижает поперечную устойчивость автомобиля. Боковой устойчивостью называют способность автомобиля противостоять влиянию боковых сил, вызывающих скольжение задней или передней оси в сторону (боковой занос). Загородное шоссе иногда имеет выпуклый поперечный профиль, часто переходящий на повороте в односторонний уклон, как в сторону центра поворота, так и в сторону от центра поворота. В последнем случае боковая устойчивость автомобиля резко снижается, так как боковая сила, вызывающая занос, и центробежная сила, опрокидывающая автомобиль, направлены в одну сторону от центра поворота. Достаточно типичны случаи, когда боковой занос заканчивается опрокидыванием автомобиля. Опрокидывание может также произойти от резкого поворота руля на высокой скорости автомобиля. Управляемость качественно можно оценивать по степени приближения фактической траектории движения автомобиля к желаемой . В реальных дорожных условиях постоянно возникает необходимость корректирования или изменения направления движения автомобиля. Управление автомобилем является основной производственной функцией водителя. Для успешного осуществления этой функции автомобиль должен обладать соответствующими свойствами: адекватно реагировать на управляющие воздействия водителя; обеспечивать устойчивое прямолинейное движение и движение на повороте; сохранять нейтральное положение управляемых колес (занимаемое ими при прямолинейном движении) и автоматически возвращаться в это положение после совершения поворота; исключать колебания управляемых колес. Эти свойства определяют надежность и эффективность управления автомобилем и его устойчивое движение. Для оценки управляемости автомобиля предложено множество показателей. Устойчивость управления характеризуется свойством системы «водитель-автомобиль» выполнять с оговоренной заранее точностью на заданном отрезке пути задаваемые характеристики движения. Последние определяют зависимости изменения скорости, траектории, курсового угла и угла крена подрессоренной массы в функции времени или пути. В правилах ЕЭК ООН № 79, в ГОСТ Р 52302-2004 и ОСТ 37.001.471-88 предусмотрены следующие показатели и характеристики управляемости автомобиля и автопоезда: • скорость самовозврата рулевого колеса; • остаточное значение угла поворота рулевого колеса; • заброс угла поворота рулевого колеса; • время стабилизации; • усилие на рулевом колесе при повороте на месте; • усилие на рулевом колесе при движении автомобиля по круговой траектории; • характеристика траекторной управляемости при установившемся круговом движении; • характеристика заброса угловой скорости автомобиля (или прицепа) над установившимся значением этой скорости при входе в поворот; • характеристика обратного заброса угловой скорости прицепа при входе в поворот; • характеристика времени 90%-ной реакции автомобиля (или прицепа) при входе в поворот; • максимальная скорость выполнения маневра «поворот»; • характеристика углов поворота рулевого колеса; • характеристика скоростей поворота рулевого колеса; • средняя скорость корректирующих поворотов рулевого колеса при прямолинейном движении. Рекомендуемые предельные значения показателей управляемости даны в правилах ЕЭК ООН № 79, МС ИСО/ТР 3888-75, ГОСТ Р 52302-2004, ОСТ 37.001.471-88 и ОСТ 37.001.487-89. Согласно этим нормативным документам, показатели управляемости определяют экспериментально. Для данных целей также может быть использовано математическое моделирование. Устойчивость автомобиля вместе с его управляемостью и тормозной динамичностью в наибольшей степени обусловливают безопасность движения. Маневренность – способность автомобиля выполнять разворот на возможно малой площади, двигаться с минимальным радиусом поворота и вписываться в заданную ширину коридора (в том числе и задним ходом)]. Маневренность автомобиля зависит от его габаритных размеров, величины колесной базы, ширины колеи, предельных углов поворота передних колес; она опреде­ляется только кинематическими параметрами автомобиля и суще­ственно улучшается, если, кроме передних управляемых колес, испо­льзуются еще и задние управляемые колеса. Основными оценочными показателями маневренности являются: • минимальный радиус поворота Rmin – расстояние от центра поворота до оси следа переднего наружного колеса; • внешний габаритный радиус поворота Rmaxг – расстояние от центра поворота до наиболее удаленной точки автомобиля; • внутренний габаритный радиус поворота Rminг – расстояние от центра поворота до наиболее близкой точки автомобиля; • габаритная ширина коридора поворота Вmах (Вmах = Rmaxг  Rminг). В качестве дополнительных показателей маневренности используют также: усилие на рулевом колесе при повороте управляемых колес на месте; поворотную ширину автомобиля по следу колес; удельную тяговую силу, необходимую для совершения поворота и др. Основной параметр, характеризующий маневренность автомобиля, – его минимальный радиус поворота. Легковые автомобили обладают лучшей маневренностью (радиус поворота меньше 6 м) по сравнению с грузовыми, и требуют гораздо меньше площади для маневрирования и разворотов. Все перечисленные показатели оценки маневренности автомобиля вычисляются графическим путем. Главными конструкционными факторами, определяющими эти показатели, являются: длина базы L автомобиля, максимальный угол поворота нmах переднего наружного колеса и габаритная ширина Вг автомобиля. Маневренность однозначно улучшается при уменьшении Rmin , Rmaxг, Rminг и Вmах. Исходя из сущности толкования этих показателей, маневренность выше у АТС с меньшими значениями L и Вг и большей величиной нmах; при этом благоприятно сказывается на маневренности также уменьшение усилия на рулевом колесе при повороте на месте. Интересен также факт, что при управляемых задних колесах маневренность повышается. В пользу такого заключения говорит то, что в этом случае минимальный радиус поворота Rmin уменьшится. Этот вывод подтверждает и практика управления автомобилем, которая, например, убедительно доказала, что парковка автомобиля к тротуару в тесное пространство между двумя другими стоящими у этого тротуара АТС осуществляется точнее и легче при маневрировании задним ходом. Точно также, для повышения маневренности колесных погрузчиков управляемыми у них делают задние колеса. Безопасность автомобиля делится на активную и пассивную. Активная безопасность – это совокупность мероприятий и свойств, заложенных в конструкции автомобиля, направленных на снижение вероятности возникновения опасной для водителя, пассажиров и пешеходов аварийной ситуации. Активная безопасность включает в себя средства, предотвращающие возникновение аварии; она обеспечивается легким и маневренным управлением автомобиля, надежной работой тормозной системы, быстрым разго­ном, удобным расположением приборов и полной информацией об окружаю­щем пространстве, снижением утомляемости водителя. Наиболее известными и востребованными системами активной безопасности являются: • антиблокировочная система тормозов; • антипробуксовочная система; • система курсовой устойчивости; • система распределения тормозных усилий; • система экстренного торможения; • электронная блокировка дифференциала и др. Имеются также вспомогательные системы активной безопасности (ассистенты), предназначенные для помощи водителю в трудных с точки зрения вождения ситуациях. К таким системам относятся: • парктроник; • адаптивный круиз-контроль; • система помощи при спуске; • система помощи при подъёме; • электромеханический стояночный тормоз и др. Пассивная безопасность – это совокупность мероприятий и свойств, заложенных в конструкции автомобиля, обеспечивающих снижение тяжести последствий ДТП для водителя, пассажиров и пешеходов. Включает в себя следующие элементы: • ремни безопасности, в том числе инерционные с преднатяжителями; • подушки безопасности; • сминаемые или мягкие элементы передней панели; • складывающуюся рулевую колонку; • травмобезопасный педальный узел – при столкновении педали отделяются от мест крепления и уменьшают риск повреждения ног водителя; • энергопоглощающие элементы передней и задней частей автомобиля, сминающиеся при ударе (бамперы); • подголовники сидений, защищающие от серьёзных травм шеи пассажира при ударе автомобиля сзади; • безопасные стёкла – закалённые, которые при разрушении рассыпаются на множество неострых осколков и триплекс; • дуги безопасности, усиленные передние стойки крыши и верхняя рамка ветрового стекла в родстерах и кабриолетах; • поперечные брусья в дверях и т. п. • защита от проникновения двигателя и других агрегатов в салон (увод их при столкновении под днище автомобиля). Экологичность автомобиля определяется количеством и составом токсичных ОГ, шумов, вибраций, отработавших масел и технических жидкостей, вышедших из строя аккумуляторных батарей (АКБ) и шин. За последнее время все более актуальной становится не менее важная экологическая проблема утилизации вышедших из эксплуатации АТС в целом. Особенно она остра в России по причине недостаточно развитой инфраструктуры предприятий-утилизаторов и системы нормативных документов, регулирующих процесс утилизации транспортных средств. В существующих законодательных актах списанные транспортные средства рассматриваются как промышленные отходы, и к ним не предъявляется никаких специальных требований. На этом фоне, существует явная необходимость в обновлении, а значит и выводе из эксплуатации более половины зарегистрированных в РФ автомобилей, так как их возраст составляет более 10 лет, а экологический класс соответствует уровню «Евро 0». В развитых странах мира этой стороне экологичности автомобиля уделяется очень большое внимание. Автопроизводители конструкционно предусматривают возможность эффективной последующей утилизации на 95% и более. В России только автомобили ВАЗ пригодны для утилизации на уровне мировых стандартов. На других отечественных автозаводах к решению этих вопросов практически пока только приступили. В Европейских странах созданием системы утилизации автомобилей на государственном уровне всерьез занялись еще в 1997 году, когда был предложен проект Директивы 2000/53/ЕС «О транспортных средствах, вышедших из эксплуатации», нацеленной на то, чтобы ограничить использование тяжелых металлов в конструкции транспортных средств. В их число входят свинец, ртуть, кадмий и шестивалентный хром. Позднее, в 2010 году, вступила в силу Директива 2005/64/ЕС касающаяся одобрения типа транспортных средств относительно возможности их повторного использования, пригодности к переработке для вторичного использования и восстанавливаемости. Помимо требований, изложенных в Директиве 2000/53/ЕС, данная Директива предусматривает ряд положений для автомобилей М1 и N1. Например: транспортные средства указанных категорий должны быть пригодными для повторного использования и/или для переработки для вторичного использования минимум на 85% от своей массы; быть пригодными для повторного использования и/или восстановления с учетом выработки энергии минимум на 95% от своей массы (подсчет осуществляется согласно стандарту ИСО 22628). Надежность автомобиля является его основным эксплуатационным свойством и характеризуется следующими частными свойства: • Безотказность – это свойство автомобиля или его КЭ непрерывно сохранять работоспособность в течение определенного времени или пробега. Для оценки безотказности применяются следующие основные показатели: вероятность безотказной работы; вероятность отказа; плотности вероятности безотказной работы; средняя наработка до отказа; средняя наработка на отказ; интенсивность отказов; параметр потока отказов, ведущая функция потока отказов. • Долговечность – свойство автомобиля сохранять работоспособность до наступления предельного состояния, при установленной системе проведения работ ТО и ремонта. Для оценки безотказности применяют следующие основные показатели: средний ресурс и средний срок службы; гамма-процентный ресурс и гамма-процентный срок службы. К базовым терминам долговечности автомобиля относятся: ♦ наработка (пробег) – продолжительность работы автомобиля или его КЭ. ♦ ресурс – суммарная наработка автомобиля или его КЭ от начала эксплуатации или её возобновления после ремонта до перехода в предельное состояние. ♦ срок службы – календарная продолжительность от начала эксплуатации автомобиля (его КЭ) или её возобновления после ремонта до перехода в предельное состояние. Дополнительными показателями долговечности являются гарантийный пробег и гарантийный срок службы. • Ремонтопригодность (эксплуатационная технологичность) – свойство автомобиля, заключающееся в приспособленности к предупреждению и обнаружению причин возникновения отказов (повреждений) и поддержанию (восстановлению) работоспособного (исправного) состояния путем проведения ТО и ремонтов. Для оценки ремонтопригодности применяют основные показатели: вероятность восстановления; гамма-процентное время восстановления; среднее время восстановления; интенсивность восстановления; средняя трудоемкость восстановления. Для характеристики ремонтопригодности автомобилей и его КЭ используется еще частные относительные показатели – легкосъемность и доступность. • Сохраняемость – свойство автомобиля сохранять показатели безотказности, долговечности и ремонтопригодности в течение и после хранения или транспортирования. Для оценки сохраняемости применяют следующие основные показатели: средний срок сохраняемости и гамма-процентный срок сохраняемости. На АТ эти показатели применяют для автомобилей при длительном их хранении (консервации), транспортировании; для материалов (масел, технических жидкостей, лакокрасочных покрытий, некоторых видов изделий и запасных частей – в первую очередь шин и аккумуляторных батарей) – при их хранении. Эксплуатационные свойства определяют степень пригодности автомобиля к выполнению заданных функций, его надежную работу, оптимальную скорость движения во время совершенствования транспортного процесса, динамику разгона на дороге при совершении необходимых маневров, расход топлива на единицу пробега (единицу совершенной транспортной работы), способность автомобиля к преодолению подъемов различной крутизны, устойчивость движения на виражах и спусках и т.д. Все это к тому же предполагает комфортабельность и минимизацию вредного влияния автомобиля на человека и окружающую среду. Подробный анализ технико-эксплуатационных свойств автомобилей – прероргатива других соответствующих научных направлений. В данной книге выше приведена лишь небольшая информация по ним для предметного понимания в разрезе анализа процессов изменения технического состояния автомобилей в эксплуатации, а значит и изменения указанных эксплуатационных свойств. 1.2. Способы управления реализуемым показателем качества Под качеством автомобиля следует понимать совокупность его эксплуатационных свойств. Каждое свойство характеризуется одним или несколькими показателями, которые могут принимать различные количественные значения. Есть также свойства и характеристики автомобиля, которые в процессе эксплуатации не изменяются, например, грузоподъемность, пассажировместимость, габаритные размеры и пр. Однако показатели большинства свойств, определяющих качество автомобиля в процессе эксплуатации, изменяются (например, динамичность, топливная экономичность, экологичность). Интенсивность изменения этих свойств можно в процессе эксплуатации уменьшить, т.е. управлять ими при условии знания закономерностей изменения. Современный автомобиль состоит из 15-20 тыс. деталей, из которых 7-9 тыс. теряют начальные значения свойств, при этом около 3-4 тыс. деталей имеют срок службы меньший, чем срок службы автомобиля в целом. Показатели качества автомобиля и его КЭ ухудшаются по мере эксплуатации, с увеличением пробега. Сферу эксплуатации интересуют не только начальные значения показателей эксплуатационных свойств, а в большей степени – интенсивность изменения их в период эксплуатации. Изменение показателей достаточно большого количества свойств автомобилей в эксплуатации достаточно адекватно описывается экспоненциальной зависимостью (рис. 2.2): , (6) где – значение показателя качества при пробеге t; – начальное значение показателя качества; к – коэффициент интенсивности изменения конкретного показателя качества в процессе эксплуатации. Рис. 2. Реализуемый показатель качества Реализуемый показатель – это среднее значение показателя качества за определенный период эксплуатации автомобиля . Его значение может быть определено по формуле (7) Более точно значение подсчитывается с использованием интегрального исчисления: (8) Начальное значение показателя качества определяется сферой производства автомобилей лишь с учетом требований сферы эксплуатации. Интенсивность его изменения его изменения зависит как от сферы производства, так и в немалой степени от сферы эксплуатации –­­ в соотношении примерно 3:2. Сфера производства обеспечивает начальное значение показателя качества, интенсивность его изменения, что определяется качеством конструкции и технологии изготовления автомобилей и их КЭ. Сфера эксплуатации автомобилей влияет на интенсивность изменения показателя качества совершенствованием методов ТО и ремонта, качеством их работ, применяемых современных эксплуатационных материалов, стилем вождения автомобилей и т.д. Всё это составляет первый путь управления реализуемым показателем качества (рис. 1.3,а), который состоит в совершенствовании качества эксплуатации. Управлять значением можно также путем изменения возрастной структуры парка (рис. 1.3,б), который при обновлении структуры возрастает. Рис. 3. Способы управления реализуемым показателем качества: а – совершенствованием качества эксплуатации; б – управлением возрастной структурой парка Обновлять структуру автопарков в настоящее время проблематично, т.е. второй метод нельзя считать практичным, а вот совершенствовать качество эксплуатации автомобилей возможно и необходимо. Это одна из основных задач автомобильного транспорта, а именно науки ТЭА. Глава 2. ТЯГОВО-СКОРОСТНЫЕ СВОЙСТВА АВТОМОБИЛЯ Тягово-скоростными называют совокупность свойств, определяющих возможные по характеристикам двигателя и сцеплению ведущих колес с дорожным покрытием диапазоны изменения скоростей движения автомобиля и его максимальные ускорения разгона. Анализ расчетных показателей тягово-скоростных свойств колесной машины позволяет определять предельные дорожные условия, в которых еще возможно движение автомобиля, а также оценивать возможность буксировки в конкретных дорожных условиях прицепа заданной массы. Решение обратной задачи – задачи синтеза – дает возможность определить конструктивные параметры автомобиля, которые позволят обеспечить заданные скорости движения и ускорения разгона в конкретных дорожных условиях, а также преодоление заданных подъемов и буксировку прицепа заданной массы. Соответственно, решение первой задачи обычно принято называть поверочным тяговым расчетом, а решение второй задачи – проектировочным тяговым расчетом. 2.1. Введение в теорию качения колеса Прежде чем приступить к изучению закономерностей движения автомобиля (колесной машины), необходимо познакомиться с работой его главного движущего и направляющего устройства – колеса. В зависимости от соотношения деформаций колеса и опорной поверхности различают четыре вида взаимодействия колеса с дорогой: 1) качение жесткого колеса по жесткой (практически недеформируемой) поверхности (рис. 4, а); 2) качение эластичного колеса по недеформируемой поверхности (рис. 4, б); 3) качение жесткого колеса по деформируемой (податливой) поверхности (рис. 4, в); 4) качение эластичного колеса по деформируемой поверхности (рис. 4, г). Первый из рассматриваемых случаев относится к варианту качения стального колеса трамвая или поезда по рельсовому пути и в теории автомобиля обычно не используется. Три остальных случая характеризуют взаимодействие колеса автомобиля с различными дорожными поверхностями. При этом наиболее типичным является второй случай, соответствующий движению колеса с эластичной шиной по дороге с твердым покрытием (асфальт, асфальтобетон, брусчатка). В реальной эксплуатации встречается также третий случай, когда автомобиль движется по свежевыпавшему снегу и деформации шины значительно меньше деформаций снежного покрытия, а также четвертый случай, когда автомобиль (колесный трактор) движется по податливым грунтовым дорогам. На рис. 5 показаны основные геометрические параметры автомобильного колеса и шины. Здесь Dн – диаметр наибольшего окружного сечения беговой дорожки шины ненагруженного колеса; d – посадочный диаметр обода; Вш – ширина профиля шины; Нш – высота профиля шины; ш = Нш / Вш – коэф- фициент высоты профиля шины. В маркировке автомобильной шины присутствуют все необходимые данные для определения перечисленных параметров (если ш не показан, он обычно равен 8286%). Например, маркировка 175/70–R13 свидетельствует о том, что посадочный диаметр d равен 13 дюймам, т.е. (25,4 мм) 13 = 330 мм, ширина профиля шины Вш = 175 мм, коэффициент высоты профиля шины ш = 70%, т.е. 0,7. Отсюда высота профиля шины Нш = Вш ш = 175  0,7 = 122,5 мм. Соответственно (см. рис. 5), Dн = d + 2 Нш , т.е. Dн = 330 + 2  122,5 = 575 мм. Очень важным, с точки зрения теоретических расчетов, является правильный выбор радиуса качения автомобильного колеса. В теории качения эластичного колеса по твердой (недеформируемой) поверхности оперируют четырьмя основными радиусами. Свободный радиус rc – радиус наибольшего окружного сечения беговой дорожки шины ненагруженного колеса (т.е. при отсутствии его контакта с поверхностью дороги). rc = 0,5 Dн . (9) Статический радиус rст – расстояние от центра неподвижного колеса, нагруженного вертикальной силой Fz , до опорной поверхности (см. рис. 6) rcт = 0,5 d + zНш = 0,5 d + z ш Вш , (10) где z – коэффициент вертикальной деформации шины; z = 0,8-0,86 – для радиальных шин легковых автомобилей; z = 0,85-0,91 – для шин грузовых автомобилей и автобусов, а также для диагональных шин легковых автомобилей. Коэффициент z зависит от величины вертикальной нагрузки на шину и от давления воздуха в шине, при этом с увеличением нагрузки z уменьшается, а с увеличением давления – увеличивается. Динамический радиус rд – расстояние от центра катящегося колеса до опорной поверхности (см. рис. 6). На величину rд , точно также, как на rcт , влияют вертикальная нагрузка на колесо и давление воздуха в шине. Кроме того, динамический радиус несколько увеличивается с ростом угловой скорости к вращения колеса и уменьшается с ростом передаваемого колесом крутящего момента Тк. Противоположное влияние к и Тк на изменение rд обусловило то, что для дорог с твердым покрытием часто принимают rд  rст . Радиус качения rк (кинематический радиус) – отношение продольной скорости колеса Vх к его угловой скорости вращения к rк = Vх / к . (11) Рис. 4. Виды взаимодействия колеса и опорной поверхности Рис. 5. Основные геометрические параметры и маркировка шины автомобильного колеса Рис. 6. Статический и динамический радиусы колеса Радиус качения сильно зависит от величины и направления передаваемого колесом крутящего момента Тк и сцепных свойств шины с дорожным покрытием. Если Тк не превышает 60% значения, при котором наступает буксование колеса или его юз, то эту зависимость можно считать линейной. При этом в ведущем режиме зависимость имеет вид rк = rко  т Тк , (12) а в тормозном режиме (т.е. когда Тк меняет направление) rк = rко + т Тк , (13) где rко – радиус качения колеса в ведомом режиме (когда Тк = 0 ); т  коэффициент тангенциальной эластичности шины. Радиус качения колеса в ведомом режиме rко определяется экспериментально путем прокатывания нагруженного заданной вертикальной нагрузкой Fz колеса на 5-10 полных оборотов ( п оборотов) и замера его пути качения S . Так как S = 2rко п , то rко = S / 2п . (14) Рассмотрим характерные случаи. 1. Ведомый режим . Тк = 0; rк = rко ; к  0. Ситуацию иллюстрирует рис. 7 а. В этом случае V1 = 2Vх ; V2 = 0. 2. Режим полного буксования (рис. 7 б). Tк  Ткmax (максимальный момент колеса по сцеплению с дорогой) ; V1 = V2 ; Vх = 0 . Тогда rк = Vх / к = 0 . 3. Режим юза (рис. 7 в). Тк   Ткmax ; V1 = V2 = Vх ; к = 0. Тогда rк = Vх / к =  . Рис. 7. Радиусы качения колеса: а – ведомый режим; б – режим буксования; в – режим юза Рассмотренные случаи показывают, что диапазон возможных значений радиуса качения rк автомобильного колеса в реальных условиях изменяется от нуля до бесконечности, т.е. 0  rк   . Это хорошо иллюстрирует график зависимости rк от Тк (рис. 8). Видно, что в диапазоне значений Тк от 0,6 Ткmax до  0,6 Ткmax происходит некоторое увеличение rк практически по линейному закону. Для большинства шин при работе в указанном диапазоне передаваемых колесом моментов rк = rд = 0,94  1,06 rко . В зонах от 0,6Ткmax до Ткmax и от 0,6Ткmax до Ткmax зависимость сложная нелинейная, при этом в первой зоне по мере увеличения передаваемого колесом крутящего момента rк резко устремляется к нулю (полное буксование), а во второй зоне по мере возрастания тормозного (отрицательного) момента величина rк быстро уходит в бесконечность (режим чистого скольжения без вращения, т.е. так называемый юз). Рис. 8. Зависимость радиуса качения rк колеса от величины и направления передаваемого им момента Тк 2.2. Динамика качения колеса по недеформируемой поверхности Со стороны шасси автомобиля на колесо действуют силы Fx и Fz , а также момент Тк (рис. 9). Вертикальная сила Fz направлена вниз и является результатом воздействия на подшипники колеса приходящейся на него массы автомобиля. Горизонтальная сила Fx в зависимости от режима движения колеса может иметь направление, совпадающее с направлением движения автомобиля (вектор скорости Vx) или противоположное ему. Момент Тк подводится к ведущему колесу от полуоси, этот момент совпадает с направлением вращения колеса и поэтому считается положительным. Если момент Тк подводится от тормозного механизма, его направление противоположно вектору угловой скорости колеса к, и он считается отрицательным. Возможна также ситуация, когда Тк = 0. Нормальная реакция от поверхности дороги Rz направлена вверх, причем точка ее приложения у катящегося колеса с эластичной шиной смещена вперед на величину х относительно проекции оси вращения колеса на опорную поверхность. Это смещение обусловлено существенным отличием эпюры нормальных давлений в зоне контакта шины с дорогой у неподвижного колеса (эпюра давлений симметрична относительно вертикальной оси колеса и равнодействующая реакция Rz совпадает с этой осью, см. рис. 10, а) и у движущегося колеса (эпюра давлений несимметрична вертикальной оси колеса, реакции со стороны дороги больше в набегающей области, чем в сбегающей, что приводит к смещению равнодействующей Rz вперед, см. рис. 10, б). Продольная реакция Rx поверхности дороги расположена в плоскости дороги и является положительной, если она совпадает с направлением движения колеса, т.е. с вектором Vx . Уравнение сил, описывающее движение колеса, имеет вид mк ак = Rx  Fx или Rx = Fx + mк ак , (15) где mк – масса колеса ; ак  ускорение поступательного движения колеса. Соответственно уравнение моментов относительно точки О колеса Jк Ек = Тк  Rz x  Rx rд или Тк = Rz x + Rx rд + Jк Eк , (16) где Jк – момент инерции колеса относительно оси его вращения ; Ек – ускорение вращательного движения колеса. Рис. 10. Эпюра нормальных давлений в зоне контакта шины с дорогой: а – неподвижное колесо; б – движущееся колесо Из выражения (16) получим Rx = Tк / rд  Rz x /rд  Jк Ек / rд . (17) Мощность (Рк), подводимая к колесу, определится из выражения Рк = Тк к . (18) Колесо преобразует вращательное движение в поступательное, при этом, как при всяком преобразовании, происходят потери мощности. Эти потери определяются разностью между мощностью Рк , подводимой к колесу, и мощностью Рав , передаваемой от колеса к автомобилю, т.е. Рf = Pк  Рав , (19) где Рf – мощность потерь при качении колеса или мощность сопротивления качению колеса. Если рассмотреть режим движения с постоянной скоростью (Vx = const), то Ек = 0 и , поскольку Рав = Fx Vx = Rx Vx , с учетом выражения (17) получим Рав = ( Тк / rд  Rz х / rд ) к rк . (20) Подставим выражения (18) и (20) в формулу (19). Тогда мощность сопротивления качению колеса определится как Рf = T к к  (Тк / rд  Rz x / rд ) к rк = = [ Tк (rд  rк) / rд + Rz х rк / rд ] к . (21) Отношение Рf / к = Tf называют моментом сопротивления качению колеса, а отношение Рf / Vx = Ff – силой сопротивления качению колеса. Условную количественную характеристику f = Ff / Rz называют коэффи- циентом сопротивления качению колеса. Принимая во внимание равенство (21) развернем выражение f = Ff / Rz , помня, что Ff =Pf / Vx = Рf / к rк . Получим f = х / rд + Тк (rд  rк) / Rz rд rк = fc + fк , (22) где fc = x / rд – составляющая коэффициента сопротивления качению, характе-ризующая силовые потери, обусловленные смещением нормальной реакции Rz вперед и возникновением момента, противодействующего качению колеса (при отсутствии буксования является главной составляющей этого коэффициента); fк = Тк (rд – rк) / Rz rд rк – составляющая коэффициента сопротивления качению, характеризующая кинематические потери, вызванные изменением радиуса качения колеса при передаче тягового момента (основное влияние на величину коэффициента сопротивления качению оказывает при существенном буксовании колеса). В процессе качения колесо автомобиля (колесной машины) находится в одном из следующих режимов: ведущем, свободном, нейтральном, ведомом, тормозном. Для характеристики режима качения колеса используем уравнение силового баланса (9), несколько трансформировав его с учетом выводов формулы (22) Rx = Tк / rд – Rz fc  Jк Ек / rд . (17) 1. Ведущим называют режим качения колеса, при котором оно приводится во вращение моментом Тк , совпадающим по направлению с вектором к , при этом действующая на ось колеса продольная сила Fх (реакция корпуса автомобиля) противоположна направлению движения, т.е. противоположна вектору Vх (см. рис.9). Режим возможен только при Rх  0 и, как следует из выражения (17), Тк  Rz fc rд + Jк Ек  0 . 2. Свободным называют режим качения колеса, при котором оно приводится во вращение моментом Тк , совпадающим по направлению с вектором к , а продольная сила Fх равна нулю (рис. 11, а). Следовательно, на указанном режиме Fх = 0 ; Rх = 0 и выражение (17) превращается в Тк = Rz fc rд + Jк Ек  0 . 3. Нейтральным называют режим качения колеса, при котором оно приводится во вращение моментом Тк , совпадающим по направлению с вектором к , и продольной силой Fх , совпадающей по направлению с вектором Vх (см. рис. 11, б). Здесь Тк  0, а Rх  0, ( она поменяла направление по сравнению с режимом ведущим ). Тогда 0  Тк  Rz fc rд + Jк Ек . 4. Ведомым называют режим качения колеса, при котором оно приводится во вращение продольной силой Fх , направление которой совпадает с вектором Vх, а крутящий момент Тк равен нулю (см. рис. 11, в). Следовательно, при этом Fх = Rx  0 , а Тк = 0 и соответственно из выражения (9) получим Rх =  [ Rz fc + Jк Ек / rд ]  0 . 5. Тормозным называется режим качения колеса, при котором оно приводится во вращение продольной силой Fх , направление которой совпадает с вектором Vх , и одновременно оно испытывает действие момента Тк , направленного противоположно вектору к (рис. 11, г ). В этом случае Fх  0 , Rх  0 , Тк  0, причем Rх =  [ Тк /rд + Rz fc + Jк Ек / rд ] . Все перечисленные режимы качения колеса наглядно иллюстрирует график зависимости Rх от Тк (рис. 12). Рис. 11. Свободный (а), нейтральный (б), ведомый (в) и тормозной (г) режимы качения колеса Рис. 12. Графическая интерпретация основных режимов качения колеса 2.3. Сцепление колеса с опорной поверхностью Максимальное продольное касательное взаимодействие колеса с опорной поверхностью (при отсутствии боковой силы) ограничивается силой сцепления между ними. В качестве оценочного параметра этого взаимодействия используется коэффициент сцепления  , причем для случая продольного касательного взаимодействия этот коэффициент обозначим х . Его величина определяется из выражения х = Rxmax / Rz . (23) Касательное взаимодействие колеса с опорной поверхностью обуслов- ливается такими факторами: 1. Трением между шиной и поверхностью дороги. 2. Сопротивлением сдвигу поверхности дороги. 3. Глубиной внедрения элементов рисунка протектора шины в поверхность дороги. Первый фактор наиболее существенен для твердых ровных дорожных покрытий, второй и третий – для деформируемых поверхностей дорог. Большое значение имеет также рисунок протектора шины, жесткость его элементов. Интересно, что максимального значения коэффициент сцепления х достигает при примерно 15%-ном проскальзывании шины по поверхности дороги. Это хорошо видно из графика зависимости х от проскальзывания S , определяемого соотношением S = (Vт  Vд ) / Vт , в котором Vт и Vд соответственно теоретическая и действительная скорость поступательного движения колеса (рис. 13). Рис.13. Зависимость коэффициента сцепления х от проскальзывания шины S В табл. 2 приведены максимальные величины коэффициентов сцепления шин с дорожными покрытиями различных типов. При движении по мокрым дорогам на величину коэффициента продольного сцепления х сильно влияет степень износа протектора шины. При износе рисунка протектора более чем на 70% коэффициент сцепления таких шин на сухих дорогах снижается на 30-50%, а в условиях мокрых дорог может уменьшиться в два-три раза. Таблица 2 Значения максимальных коэффициентов сцепления шин с дорожными поверхностями различных типов Тип дорожного покрытия х Сухой чистый асфальт и бетон 0,7 – 0,9 Мокрый асфальт 0,45 – 0,7 Мокрый бетон 0,65 – 0,8 Грязный асфальт 0,25 – 0,45 Булыжник или брусчатка сухие 0,4 – 0,6 - « - - « - мокрые 0,3 – 0,4 Гравийное покрытие 0,5 – 0,65 Грунтовая дорога сухая 0,6 – 0,7 - « - увлажненная 0,4 – 0,55 - « - сильно мокрая 0,15 – 0,3 Песок сухой 0,2 – 0,3 - « - влажный 0,4 – 0,5 Снег укатанный 0,15 – 0,25 Лед 0,05 – 0,15 2.4. Скоростная характеристика двигателя Скоростной характеристикой двигателя называется зависимость его эффективной мощности Ре , эффективного крутящего момента Те и удельного расхода топлива gе от угловой скорости вращения е коленчатого вала. Наибольший интерес при теоретическом анализе тягово-скоростных свойств автомобиля представляет так называемая внешняя скоростная характеристика, соответствующая работе двигателя с полной подачей топлива. Рис. 14. Внешние скоростные характеристики бензинового (а) и дизельного (б) двигателей На рис. 14 приведены внешние скоростные характеристики наиболее применяемых на современных автомобилях двигателей – поршневых двигателей внутреннего сгорания (бензинового, с распределенным впрыском и дизельного, с прямым впрыском). Внешние скоростные характеристики являются основными документами двигателей, используемыми при проведении расчетов тягово-скоростных характеристик автомобилей. Важнейшими параметрами внешней скоростной характеристики двигателя являются: Реmах – максимальная эффективная мощность (т.е. мощность, непосред- ственно снятая с его коленчатого вала), кВт; Теmax – максимальный крутящий момент, Н.м; Тр – крутящий момент при максимальной мощности, Н.м; Рогр (Тогр) – мощность, кВт (крутящий момент, Н.м) по ограничителю ( огр); max – максимальная угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1 ; р – угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной мощности, с-1 ; т – угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте, с-1 ; g min – угловая скорость вращения коленчатого вала при минимальном удельном расходе топлива, с-1; min – минимальная устойчивая угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1 ; огр угловая скорость коленчатого вала по ограничителю, с-1. Способность двигателя приспосабливаться к изменению нагрузки на коленчатом валу оценивают коэффициентом приспособляемости по моменту kт , который определяется соотношением kт = Теmax / Тр . (24) Кроме того, широту диапазона устойчивой работы двигателя оценивают коэффициентом приспособляемости по угловой скорости вращения k , который равен k = p / т . (25) Скоростные характеристики получают путем испытания двигателей в стендовых условиях. При этом производят замер величин крутящего момента Тест на коленчатом валу при различных угловых скоростях его вращения, т.е. определяют зависимость Тест = f (е). Мощностные показатели двигателя рассчитывают с использованием этих зависимостей по формуле Рест = Тест е , (26) где Рест и Тест – мощность и крутящий момент в стендовых условиях. При снятии характеристик двигателя на стенде он, как правило, не оснащается всеми теми узлами и навесным оборудованием, которые устанавливаются на него на реальном автомобиле. Более того, температурные условия и воздухообмен в подкапотном пространстве существенно отличаются от стендовых в худшую сторону. Для учета влияния этих факторов обычно вводят корректирующие коэффициенты kc и kп : kc – коэффициент коррекции стендовых характеристик (для двигателей, испытанных по ГОСТу, kс = 0,95 – 0,97 ); kп – коэффициент учета подкапотных потерь ( kп = 0,9 – 0,98 ). Тогда мощность двигателя, установленного на автомобиле, определится как Ре = kc kп Рест . (27) Соответственно крутящий момент двигателя, установленного на автомобиле, Те = kc kп Тест . (28) Часто при проектировании новых автомобилей характеристики двигателя неизвестны, тогда расчеты ведут с использованием приближенных скоростных характеристик, построенных по соответствующим теоретическим зависи-мостям. Одной из таких часто применяемых эмпирических зависимостей является формула Ре = Реmax (а е / р + b е2 / р2  с е3 / р3 ) , (29) где а, b, с – коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя; Ре , е – текущие значения мощности и угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя; Реmax , ωр – максимальная мощность двигателя и угловая скорость вращения коленчатого вала при максимальной мощности. Для карбюраторных двигателей старого типа (выпуска до 1965 года) рекомендовалось при расчетах по формуле (21) брать а = b = с = 1 [ 3 ]. Для дизелей с непосредственным впрыском удовлетворительный результат дает такое сочетание этих коэффициентов: а = 0,5 ; b = 1,5 ; с = 1 [ 3 ]. Более точно эти коэффициенты для всех типов и конструктивных вариантов поршневых двигателей определяются следующими выражениями [ 2 ]: а = [ kт k ( 2  k ) – 1 ] / [ k ( 2  k ) –1 ] ; b=  2k ( kт –1 ) / [ k ( 2  k ) –1 ] ; (30) c =  k2 ( kт –1 ) / [ k ( 2  k ) –1 ] . Можно дать ориентиры значений коэффициентов а, b и с. Так, для современных бензиновых двигателей с распределенным впрыском топлива а = 0 ÷ 0,3 ; b = 2,4 ÷ 3,0 ; с = 1,7 ÷ 2.0 , для дизелей а = 0,5 ÷ 0,7 ; b = 1,5 ÷ 2,0 ; с = 1,0 ÷ 1,5 . При выборе значений а, b и с из указанных диапазонов нужно помнить, что для двигателей, не оборудованных ограничителем максимальных оборотов, должны выполняться такие обязательные условия [ 1 ]: а + b  с = 1 (для обеспечения Ре = Реmax при е = р ); а + 2b  3с = 0 (так как при е = р dPe / de = 0 ). 2.5. Потери в трансмиссии При движении автомобиля происходит передача мощности от коленчатого вала двигателя на ведущие колеса. При этом она одновременно расходуется на разгон вращающихся деталей двигателя и трансмиссии и на потери в трансмиссии, обусловленные механическим трением в зубчатых передачах, трением сальниковых устройств подшипников и сопротивлением качению их роликов (иголок, шариков), гидравлическими потерями на перебалтывание смазочного масла в картерах трансмиссионных узлов. Соответствующий ситуации мощностной баланс имеет вид Ре  Рj = Рк + Ртр (31) или Рк = Ре – Рj – Ртр , (31) где Рк – мощность, подводимая к ведущим колесам автомобиля; Ре – мощность двигателя, установленного на автомобиле; Рj – мощность, затрачиваемая на разгон вращающихся деталей двигателя и трансмиссии; Ртр – мощность потерь в трансмиссии. Для учета потерь в трансмиссии удобнее пользоваться понятием коэффициент полезного действия (КПД) трансмиссии тр : тр = Рк / (Рк + Ртр ) = Рк / (Ре – Рj ) . (32) Тогда тр Рк + тр Ртр = Рк , откуда Ртр = Рк (1  тр ) / тр . При установившемся движении, когда Рj = 0 и Рк /тр = Ре , получим Ртр = Ре ( 1  тр ) . (33) Общепринято, что КПД трансмиссии автомобиля (как и любой другой механической трансмиссии) равен произведению КПД ее последовательно расположенных узлов. Для проектных расчетов рекомендуются следующие ориентировочные значения КПД автомобильных трансмиссионных узлов: коробки передач 0,95 ÷ 0,99 (в зависимости от включенной передачи) ; раздаточной коробки 0,93 ÷ 0,97 ; колесной передачи 0,96 ÷ 0,98 ; карданного шарнира 0,99 ÷ 0,995 (в зависимости от конструкции шарнира и угла передачи); главной передачи 0,92 ÷ 0,97 (меньшее значение для двойной главной передачи). Для более детального определения тр можно воспользоваться формулой, учитывающей количество зубчатых передач, карданных шарниров и подшипников трансмиссии, через которые передается полная мощность от двигателя на ведущие колеса тр = 0,98к  0,97l  (0,99 ÷ 0,995)m  (0,995 ÷ 0,998)n  (0,997 ÷ 0,999)р, (34) где 0,98 – КПД цилиндрической шестеренчатой пары; к – число цилиндрических шестеренчатых пар, участвующих в передаче полной мощности Ре на ведущие колеса; 0,97 – КПД конической шестеренчатой пары; l – число конических пар, передающих полную мощность Ре на ведущие колеса; (0,99 ÷ 0,995) – КПД карданного шарнира; m – число карданных шарниров, передающих полную мощность Ре ; (0,995 ÷ 0,998) – КПД конического подшипника с сальником ( без него ); n – число конических подшипников, через которые передается полная мощность Ре на ведущие колеса автомобиля; (0,997 ÷ 0,999) – КПД шарикового подшипника с сальником ( без него); р – число шарикоподшипников, участвующих в передаче полной мощности Ре на ведущие колеса автомобиля. Примечание: КПД узла (у), передающего часть () мощности Ре , перед подстановкой в формулу (34) лучше откорректировать (у(кор)) по предлагаемой авторами формуле: у(кор) = (1  ) + у  . При работе на режимах максимальных нагрузок среднее значение КПД трансмиссии для различных типов автомобилей составляет тр = 0,8 ÷ 0,94. При этом для переднеприводных легковых автомобилей с поперечным распо-ложением двигателя типичны тр= 0,92  0,94, для переднеприводных легковых автомобилей с продольным расположением двигателя тр= 0,91  0,93, для легковых автомобилей классической компоновки тр= 0,89  0,92 , для двухосных грузовых автомобилей с одним ведущим мостом тр = 0,86  0,91 , для трехосных полноприводных грузовиков тр = 0,8  0,82 . 2.6. Тяговая сила на ведущих колесах Основные зависимости, характеризующие величину тяговой силы на ведущих колесах автомобиля, определим из ранее выведенного уравнения (31) мощности Рк , подводимой к ведущим колесам автомобиля от коленчатого вала двигателя, и с учетом развернутого определения понятия КПД трансмиссии (32). При этом при отсутствии буксования колес тяговая мощность Рт равна Рк Рт = Рк = Ре – Рj – Ртр = (Ре – Рj ) тр . (35) Рассмотрим подробнее составляющие потерь мощности Рj , затрачиваемой на разгон вращающихся деталей двигателя и трансмиссии. Эти затраты включают две составляющие Рj = Рj1 + Pj2 , (36) где Рj1 – собственно мощность на разгон вращающихся деталей; Рj2  потери мощности при неустановившемся режиме работы двигателя. Рj1 = Tj e = Je Eee , (37) где Тj – инерционный момент сопротивления разгону; Je – момент инерции маховика двигателя, обычно составляющий 90-95% от суммарного момента инерции вращающихся деталей трансмиссии автомобиля; Ее = de / dt – угловое ускорение коленчатого вала. Рj2 = Те е = Те е Ее е , (38) где Те – потеря крутящего момента двигателя из-за ухудшения наполнения цилиндров; е – коэффициент учета потерь Те при ускоренном вращении коленчатого вала двигателя. С учетом (37) и (38) развернем выражение (36) для Рj . Получим после небольших преобразований Рj = Pj1 + Pj2 = (Те е + Je ) Ee e . (39) Тогда тяговая мощность (27) может быть представлена в виде Рт = [ Pe – ( Te e + Je ) Ee e ] тр . (40) Соответственно, поскольку тяговый момент Тт = Рт / к , к = е / uтр , получим Тт = Рт uтр / e , и окончательно с учетом (32) Тт = [ Pe / e – ( Tee + Je ) Ee ] uтр тр = = [ Te – ( Te e + Je ) Ee ] uтр тр . (41) Наконец, так как тяговая сила на ведущих колесах Fт = Тт / rд , получаем развернутое выражение Fт = [ Te – ( Tee + Je ) Ee ] uтр тр / rд . (42) В стационарном режиме, т.е. когда Vx = const , имеем e = const и Ее = 0. Для этого случая Fт = Fто Fто = Те uтр тр / rд . (43) Если двигатель развивает максимальный крутящий момент Теmax, то тяговая сила Fт  Fтmax. Но сцепные свойства колеса с дорогой имеют некоторый предел возможной величины Fтmax =  Rxmax, зависящий от величины коэффициента сцепления х ведущих колес с поверхностью дороги и суммарной вертикальной нагрузки  Rzв на них Fтmax =  Rхmax   Rzв х . (44) Горизонтальная (толкающая) реакция на ведущем колесе со стороны дороги определяется соотношением (9). Для автомобиля, имеющего несколько ведущих колес, это соотношение будет выглядеть  Rxв = Tт / rд – fcр  Rzв – ( Jкв Екв ) / rд . (17) В случае, если  Rхв =  Rxmax , то Тт = Тт , и с помощью выражений (44) и (17) можно составить такое уравнение силового баланса  Rzв х  Тт / rд  fср  Rzв  ( Jкв Екв ) / rд , где Тт  максимальный крутящий (тяговый) момент, который может быть реализован на ведущих колесах автомобиля по условиям их сцепления с дорожным покрытием. После преобразований уравнения получаем Тт  (х + fср ) Rzв rд +  Jкв Екв . (45) Частные случаи. 1. Vx = const, Ee = Eк = Екв = 0. Тогда Тт = ( х + fcр )  Rzв rд . 2. Движение по сухому асфальту, х = 0,8 , fср = 0,01 , т.е х  fcр . Тогда Тт  х  Rzв rд , и максимальная тяговая сила на ведущих колесах по условию их сцепления с дорожной поверхностью будет достаточно точно определяться выражением Fт = Тт / rд  х  Rzв . 2.7. Силы сопротивления движению автомобиля Сила сопротивления качению автомобиля. Указанная сила представляет собой сумму сил сопротивления качению всех его колес и определяется исходя из ранее введенного определения коэффициента сопротивления качению колеса (см. п. 1.2 ). Если для одного колеса Ff = Rz f , то для всех колес автомобиля можно записать n n n Ff =  Ff i =  fi Rz i = fср  Rz i = fcр Gа , (46) i=1 i=1 i=1 где Ff i – сила сопротивления качению i-го колеса; n – число колес; Rzi – вертикальная реакция дороги на i-ое колесо; fcр – усредненный коэффициент сопротивления качению колес; Ga – сила тяжести (вес) автомобиля. В табл. 3 приведены величины коэффициентов f сопротивления качению колес современных автомобилей при движении в различных дорожных условиях. Таблица 3 Значения коэффициента сопротивления качению f автомобильных колес для различных дорожных покрытий Тип дорожного покрытия f Асфальт или цементобетон 0,008 – 0,015 Гравий 0,02 – 0,025 Булыжное покрытие 0,025 – 0,03 Сухой грунт 0,025 – 0,03 Грунтовая дорога после дождя 0,05 – 0,15 Сухой песок 0,1 – 0,3 Влажный песок 0,06 – 0,15 Обледенелая дорога, лед 0,015 – 0,03 Укатанная снежная дорога 0,03 – 0,05 Рыхлый снег 0,1 – 0,3 Как правило, коэффициент f с ростом скорости движения также увеличивается, при этом особенно заметно это увеличение происходит после достижения скорости 60-80 км/ч. Для учета этого явления в расчетах тяговой динамики автомобиля применяют различные эмпирические зависимости типа f = fо ( 1 + А Va2 ) , (47) где fо – коэффициент сопротивления качению при малых скоростях движения; А = 0,0002  0,0006  коэффициент, учитывающий влияние cкорости движения на изменение величины f и в основном зависящий от конструкции шины; Va – cкорость движения автомобиля, м/c. Сила сопротивления движению на подъем. Это составляющая F cилы тяжести автомобиля Ga , направленная параллельно опорной поверхности против движения автомобиля и приложенная в центре его масс на высоте hg (cм. рис. 15). Из рис. 13 видно, что F = Ga sin  . (48) Рис.15. Схема сил, действующих на автомобиль при движении на подъем ( - угол продольного наклона дороги) Кроме того, можно записать выражение для определения опорных реакций Rz1 и Rz2 Rz1 + Rz2 = Gн = Ga сos  , (49) где Gн – составляющая силы тяжести автомобиля Ga , перпендикулярная поверхности дороги. Для рассматриваемой ситуации сила сопротивления качению Ff равна Ff = fср Gн = fср Ga сos  . (50) Если величина подъема определена в процентах, это значит (см. рис. 15) 100 tg = ( H / L ) 100% . (51) Для   5 70 sin  tg   , поэтому для благоустроенных дорог F = Ga sin  Ga tg  Ga . (52) Сила сопротивления дороги. При движении автомобиля по практически любой дороге наблюдается одновременное действие силы сопротивления качению автомобиля и силы сопротивления движению на подъем. Поэтому сила сопротивления дороги F представляет собой сумму векторов этих сил, причем при движении на подъем эта сумма имеет вид F = Ff + F , а при движении с горы, соответственно F = Ff  F . Пользуясь формулами (38), (40) и (42) , найдем обобщенное выражение для F F = fср Ga cos  Ga sin = ( f cos  sin ) Ga =  Ga , (53) где  = (f cos  sin ) – коэффициент сопротивления дороги. Частные случаи: 1. Ровная горизонтальная дорога ,  = 0;  = f . 2. Движение на подъем  = f cos + sin , т.е.   f . 3. Движение на спуске  = f cos  sin , т.е.   f . Для спуска можно еще сделать несколько заметок а) если f cos  sin , то  0 ; б) если f cos sin , то  = 0 ; в) если f cos  sin , то   0. Сила сопротивления воздуха. Эта сила существенно влияет на тягово-скоростные качества автомобиля при движении на высоких скоростях (более 70-80 км/ч). Основной составляющей сопротивления воздуха является лобовое сопротивление, которое достигает 60-65% общих аэродинамических затрат. Оно вызывается различием давления воздуха спереди и сзади движущегося автомобиля, поскольку спереди создается зона повышенного давления, а сзади – зона разрежения. Кроме того, на силу сопротивления воздуха влияет добавочное сопротивление выступающих за основные контуры автомобиля деталей (зеркал заднего вида, щеток стеклоочистителей и др.), сопротивление трения воздуха о наружные поверхности кузова (чисто вымытый кузов способствует уменьшению этой составляющей), сопротивление внутренних воздушных потоков (через подкапотное пространство или салон) и др. В общем случае действие на автомобиль элементарных аэродинамических сил в каждой точке поверхности автомобиля может быть заменено равнодействующей силой Fw , которую можно разложить на составляющие Fwx , Fwy и Fwz по осям системы координат с центром О, совпадающим с центром парусности автомобиля, и осями ОХ, ОУ и ОZ , направленными соответственно по продольной, поперечной и вертикальной осям автомобиля. Равнодействующую Fw называют полной аэродинамической силой и опре- деляют с помощью соотношений Fw = cw q A = 0,5 cw в АеVw2 , (54) где сw – безразмерный коэффициент полной аэродинамической силы ; q = 0,5в Vw2 – скоростной напор, кг/мс2 , равный кинетической энергии 1 м3 воздуха, движущегося со скоростью Vw относительно автомобиля (в – плотность воздуха, кг/м3 ); Ае – эффективная площадь действия скоростного напора воздуха на автомобиль, м2. Полная аэродинамическая сила Fw в общем случае действует на автомобиль на некотором расстоянии от его центра масс, тем самым создавая так называемый полный аэродинамический момент, который с учетом (54) можно записать как Тw = 0,5 сw в Ае В Vw2 . (55) Этот момент представляет собой векторную сумму составляющих его моментов Тwx (аэродинамического момента крена), Тwy (аэродинамического опрокидывающего момента) и Тwz (аэродинамического поворачивающего момента), действующих на автомобиль относительно его продольной, поперечной и вертикальной осей, сходящихся в центре масс автомобиля. С точки зрения анализа сопротивления воздуха поступательному движению автомобиля, наибольший интерес представляет действующая в его продольной плоскости составляющая Fwx . Ее величина определяется по аналогии с полной аэродинамической силой по выражению Fwx = 0,5 сх в Ах Vwx2 , (56) где сх – коэффициент обтекаемости автомобиля (иногда называют коэффи-циентом лобового сопротивления, но это определение не совсем точное); в – плотность воздуха, кг/м3 (обычно для равнинных условий принимается в = 1,225 кг/м3 ); Ах – площадь наибольшего поперечного сечения автомобиля (так называемая «площадь миделя»), м2 ; Vwx = Vа  Vв – скорость продольного воздушного потока относительно автомобиля, где Vа – скорость движения автомобиля, м/с; Vв – скорость встречного ( знак +) или попутного (знак ) ветра, м/с. Коэффициенты обтекаемости сх определяются путем продувки полно- размерных автомобилей или их масштабных моделей в специальных аэродинамических трубах. Эти замеры относятся к дорогостоящим, поэтому не все модели автомобилей проходят такую продувку. Для грузовых автомобилей коэффициент сх охватывает очень широкий диапазон значений: от 0,45-0,65 для автомобилей бескапотной компоновки с плавными обтекаемыми линиями кабины, практически без уступа переходящими в закрытый тентом кузов или грузовой фургон (примером может служить ГАЗ-3302 «Газель»), до 0,7-0,95 для капотных грузовиков и угловатых бескапотников типа отечественного трехосного грузовика КамАЗ. Аналогичная картина наблюдается и у автобусов: есть очень хорошие с позиций аэродинамики конструкции, у которых коэффициент обтекаемости не превышает величины 0,5-0,6 (как правило, это туристические и междугородные лайнеры, рассчитанные для движения со скоростями 100-120 км/ч), но есть автобусы, особенно городские, у которых из-за угловатой формы сх = 0,75-0,85 , но и максимальная скорость движения не более 80 км/ч. В расчетах тягово-скоростных свойств автомобилей иногда используется не коэффициент обтекаемости сх , а коэффициент сопротивления воздуха kв = 0,5 сх в , который имеет размерность Н• с2 / м4 . Соответственно выражение для силы сопротивления воздуха принимает вид Fwx = kв Ах Vwx2 . (57) Для удобства сравнительной оценки аэродинамических качеств автомобилей часто используется понятие «фактор обтекаемости» Wв (размерность Н• с2 / м2 ), который определяется соотношениями Wв = kв Ах = 0,5 сх в Ах . (58) Входящая в выражения (48), (49) и (50) площадь «миделева сечения» Ах может быть определена из технической документации на автомобиль, а при ее отсутствии вычислена достаточно точно с использованием упрощенной формулы Ах = п Вг Нг , (59) где п – коэффициент полноты сечения (для легковых автомобилей п = 0,75-0,8 ; для грузовых машин с открытыми кузовами п = 0,7-0,8 ; для грузовых фургонов и автобусов п = 0,8-0,95); Вг – габаритная ширина автомобиля, м ; Нг – габаритная высота автомобиля, м . Коэффициенты обтекаемости автомобилей с прицепами на 15-30% больше, чем у аналогичных одиночных автомобилей. Это объясняется мощными завихрениями и дополнительной площадью избыточного фронтального давления воздуха в зоне между тягачом и прицепом. Уменьшение мощности, затрачиваемой на преодоление сопротивления воздуха, достигается за счет применения дополнительных устройств, улучшающих организацию воздушных потоков (дефлекторы, обтекатели и т.п., см. рис.19). С этой точки зрения благоприятным также является уменьшение длины сцепной зоны между тягачем и прицепом. Сила сопротивления поступательному разгону. Это сила Fjx , являющаяся результатом противодействия инерции массы автомобиля изменению скорости его движения. Величина указанной силы Fjx = maax = ma dVa / dt , (60) где ma = Ga / g – масса автомобиля; ах = dVa / dt – ускорение поступательного движения автомобиля; Va – скорость поступательного движения автомобиля. В зависимости от того, возрастает скорость движения автомобиля или уменьшается, направление действия этой силы также изменяется, так как меняется направление ускорения ах и соответственно меняется его знак. Сила сопротивления со стороны прицепа (продольная сила на сцепном устройстве). Эта сила ( Fcx ) прикладывается к буксирному крюку параллельно поверхности дороги и включает те же составляющие, указанные ранее применительно к автомобилю: силу сопротивления качению прицепа, силу сопротивления движению прицепа на подъем, силу сопротивления воздуха для прицепа, силу сопротивления разгону прицепа. Эти силы, за исключением силы сопротивления воздуха, определяются по тем же формулам, что и соответствующие силы сопротивления движению автомобиля, только вместо силы тяжести автомобиля Ga нужно подставлять силу тяжести прицепа Gпр . Сила сопротивления воздуха движению прицепа обычно составляет 0,2-0,3 силы сопротивления воздуха автомобилю-тягачу. Таким образом Fcх = f Gпр   Gпр + (0,20,3)Fwx + mпр dVa / dt + (Jкп Екп) /rдп = = Gпр [f   + (dVa / dt ) /g ] + (0,20,3)Fwx+ (Jкп Екп) /rдп , (61) где mпр – масса прицепа; Jкп – момент инерции колеса прицепа; Екп – угловое ускорение колеса прицепа, Екп = (dVa / dt) /rкп ; rкп – радиус качения колеса прицепа; rдп  динамический радиус колеса прицепа. В общем случае тяговое дышло прицепа располагается под углом  к плоскости дороги, поэтому непосредственно в нем будет действовать сила Fc= Fcx / сos . В итоге сцепное устройство (буксирный крюк) нагружено горизонтальной силой Fcx и вертикальной силой Fcz = Fc sin = Fcx tg . Наличие этих сил влияет на опорные реакции дороги на колеса тягача, а также на такие качества автопоезда, как проходимость, устойчивость на поворотах, тормозные характеристики. При расчетах тягово-скоростных свойств автопоезда обычно рассматривают силы, действующие на автопоезд в целом. Для этого в формулы (46), (48), (50), (52), (53) и (60) просто подставляют вместо силы тяжести автомобиля Ga силу тяжести автопоезда Gап . 2.8. Уравнение сил и моментов для общего случая движения Для анализа наиболее общего случая рассмотрим ускоренное движение автомобиля-тягача на подъем с углом крутизны  (рис. 16). Принято допущение, что автомобиль симметричен относительно продольной оси и дорожное покрытие под всеми колесами одинаковое. Это позволяет анализировать ситуацию на плоской расчетной схеме. Всю совокупность силовых факторов в рассматриваемой ситуации можно разделить на такие основные группы: 1) движущие автомобиль; 2) создающие сопротивление движению; 3) нормальные к направлению движения. Первую группу силовых факторов представляет окружная сила на ведущих колесах, условно реализованная на рис.16 в виде суммарной продольной реакции дороги Rx2 на колеса задней оси. Вторую группу представляют: Fwx – cила сопротивления воздуха; F  продольная составляющая силы тяжести автомобиля; Fjx – cила сопротивления поступательному разгону автомобиля; Fcx – продольная сила на сцепном устройстве;  Rx1 – суммарная продольная реакция дороги на колеса передней ведомой оси;  Tf1 и  Тf2 – cуммарные моменты сопротивления качению колес соответственно передней и задней осей;  Тj1 и  Тj2 – суммарные инерционные моменты колес передней и задней осей. Третью группу представляют такие вертикальные силы: Rz1 и Rz2 – суммарные вертикальные реакции дороги на колеса соответственно передней и задней осей; Gн = Ga сos  нормальная составляющая силы тяжести автомобиля; Fwz – нормальная к плоскости дороги составляющая полной аэродинамической силы; Fcz – вертикальная нагрузка на сцепном устройстве. Рис.16. Силы и моменты, действующие на автомобиль-тягач при прямолинейном ускоренном движении на подъем Нормальные реакции опорной поверхности. Для нахождения нормаль- ных реакций дороги на колеса передней (Rz1) и задней (Rz2) осей используются уравнения моментов относительно опорных точек О1 и О2 (см. рис. 16). Считаем, что автомобиль не теряет контакта с дорогой, поэтому суммы моментов относительно указанных опорных точек равны нулю:  Tо2 = 0 ; Rz1l – Gн b + Fwz bw+Tf1 +Tf2 +Tj1+Tj2+ (F +Fjx)hg+Fwxhw+ Fcxhc + Fcz bc= 0 ;  То1 = 0 ; Rz2 l+Gн а–Fwzaw+Тf1+Tf2+Tj1+Tj2+(F+Fjx )hg+Fwxhw+Fcxhc+Fcz(l + bc) = 0 . Отсюда после небольших упрощений (подставим Тf1 +Tf2 = Тf и Тj1 + Tj2 = =Tj ) получим величины нормальных осевых реакций Rz1 = [Gн b – Fwz bw Tf Tj – (F +Fjx )hg – Fwx hw  Fcxhc – Fcz bc ] / l (62) Rz2 = [Gна – Fwz aw+Tf +Tj +(F+ Fj ) hg + Fwx hw + Fcx hc +Fcz (l +bc)] / l (63) Частные случаи: 1. Одиночный автомобиль движется в гору с постоянной скоростью. (Cилой Fwz ввиду ее малости при скоростях движения, меньших 100 км/ч, пренебрегаем). Rz1 = (Gн b  Тf  F hg – Fwx hw ) / l = = (Gaсosb – Ga сos f rд – Ga sin hg – Wв Va2 hw ) / l   [Ga (b – f rд   hg ) – Wв Va2 hw] / l . По аналогии (если   7-8о) Rz2  [Ga (a + f rд +  hg ) + Wв Va2 hw ] / l . 2. Одиночный автомобиль на горизонтальной площадке (т.е. статические нормальные реакции на колеса) Rz1cт = Ga b / l = G1 ; Rz2ст = Ga a / l = G2 . Вводится понятие коэффициент изменения нормальных реакций mR1 и mR2 mR1 = Rz1 / Rz1ст ; mR2 = Rz2 / Rz2ст . На подъеме и при разгоне mR1 1; mR2  1. Тяговый баланс автомобиля. Это уравнение, показывающее распределение тяговой силы по видам сопротивления движению и являющееся для представленного на рис. 16 общего случая движения автомобиля уравнением равновесия параллельных опорной поверхности сил. Для суммы всех сил, направленных по оси Х, должно выполняться условие Fx = 0 , т.е.  Rx2   Rx1  F  Fwx  Fjx  Fcx = 0 . (64) Используя ранее выведенное соотношение (9), можно написать, что  Rx2 = Tт / rд – f2  Rz2 – (Jк2 Ек2 ) / rд . Из выражения (33) следует, что Тт = [ Te – ( e Te + Je ) Ee ] uтр тр , и соответственно получаем  Rx2 в развернутом виде  Rx2 =Te uтр тр / rд – (е Те + Je)Ee uтртр / rд – f2  Rz2  ( Jк2 Ек2) / rд . (65) Для ведомого колеса (см. п. 1.2) можно написать  Rx1 = f 1  Rz1 + (  Jк1 Ек1 ) / rд . (66) Таким образом, после подстановки в уравнение (56) выражений (57) и (58) и раскрывая составляющую Fjx = ma ax , получим Те uтртр /rд (е Те + Je)Ее uтртр /rд– f2 Rz2 (Jк2 Ек2) /rд  f1 Rz1(Jк1Ек1 ) /rд –  ma ax  F  Fwx – Fcx = 0 . (67) Для последующих преобразований используем известные зависимости Ек1  Ек2 = Ек = ах / rк ; Ее = Ек uтр = ах uтр / rк ; f1  Rz1 + f2  Rz2 = fср Gн = f Ga сos ; (68) (Jк1Ек1) / rд + (Jк2 Ек2) / rд = (Jк Ек ) / rд . Из уравнения (67) соберем вместе все члены, описывающие инерционные свойства элементов системы, причем одновременно заменим в них ряд параметров, воспользовавшись выражениями (68) ma ax + (eTe + Je )Eeuтр тр / rд + (Jк Ек ) / rд = = maax + (e Te + Je ) ax uтр2 тр / rд rк + Jк ах / rд rк = (69) = ma ax [ 1 + (e Te + Je ) uтр2 тр / rд rк ma + Jк /rд rк ma ] = = ma ax  j . В окончательной формуле описания инерционных свойств автомобиля присутствует коэффициент j , который называется коэффициентом учета вращающихся масс  j = 1 + (e Te + Je ) uтр2 тр / rд rк ma + Jк / rд rк ma . (70) Помня, что uтр = uкп uo , введем обозначения 1 = (е Те + Je ) uo2 тр / rд rк ma ; 2 =  Jк / rд rк ma . Получим новую интерпретацию для  j  j = 1 + 1 uкп2 + 2 . (71) Поскольку, как показали расчеты и исследования, для большинства автомобилей 1 = 0,03  0,05 и 2 = 0,04  0,06 при проектировочных расчетах тягово-скоростных свойств вновь создаваемых автомобилей использование выражения (71) значительно упрощает эту процедуру. Окончательно уравнение (67) после подстановки в него выражений (48), (53), (57), (58),(68) и (69) приобретает вид Те uтр тр / rд – ma ax j  f Ga сos  Ga sin  0,5сх в АхVwx2 – Fcx = 0 (72) или j ma ax = Te uтр тр / rд Ga – Wв Vwx2  Fcx . (73) Необходимые условия обеспечения движения автомобиля. Из уравнений (72) и (73) следует, что предельным состоянием системы, при котором ее движение с постоянной скоростью еще продолжается, является ах = dVa / dt = 0. 1. Условие движения по преодолению сил сопротивления Те uтр тр / rд  Ga + Wв Vwx2 + Fcx . 2. Условие движения по сцеплению ведущих колес с дорогой Ga + Wв Vwx2 + Fcx  Tе uтр тр / rд   Rz2 х 2.9. Построение динамической характеристики автомобиля Тяговой характеристикой автомобиля называется графическое изобра- жение уравнения тягового баланса в координатах тяговая сила Fт (Fк) – скорость автомобиля Vа . Левая часть уравнения тягового баланса включает в себя движущую автомобиль тяговую силу на колесах Fт , а правая часть  все силы сопротивления его движению (Ff , F , Fwx , Fjx , Fcx ) Fт = Ff + F + Fwx + Fjx + Fcx . (74) В развернутом виде это уравнение, согласно выражению (73), может быть представлено как Те uтр тр /rд = f Ga сos + Ga sin +Wв Vwx2 + j ma ax+Fcx . Его левую часть можно представить еще более подробно, если выразить передаточное число трансмиссии через ее составляющие ( uтр = uкп uдк uo , где uдк  передаточное число дополнительной коробки) Fт = Те uкп uдк uo тр / rд . (75) Из соотношения (75) видно, что для получения всего многообразия значений тяговой силы на колесах Fт при построении тяговой характеристики автомобиля необходимо располагать предварительно полученной по замерам на испытательном стенде или построенной теоретическим путем (см. п. 1.4) внешней скоростной характеристикой его двигателя, знать коэффициент коррекции стендовых характеристик kc и коэффициент учета подкапотных потерь kп . Поскольку тяговая характеристика строится для всех ступеней коробки передач и на высшей передаче дополнительной коробки (если она имеется в трансмиссии), а также при наибольшем общем передаточном числе трансмиссии, необходимо знать передаточные числа коробки передач uкп, дополнительной коробки uдк и главной передачи uо . Кроме того, необходимо иметь данные по КПД трансмиссии тр или уметь его определить расчетным путем, а также определить динамический радиус колес rд ведущей оси автомобиля. Для привязки полученных при расчетах значений Fт к скорости движения автомобиля используется формула Va = e rк / uкп uдк uo . (76) Обычно тяговую характеристику автомобиля строят для условий движения с постоянной скоростью по дорогам без подъемов и спусков. Условно также считается, что воздушная среда неподвижна, т.е. ветер отсутствует. Если использование автомобиля не предполагает его постоянную работу с прицепом, сила на крюке Fcx также приравнивается нулю. Таким образом, в правой части уравнения тягового баланса (74) остаются только два члена, а именно: Ff + Fwx = f Ga + Wв Va2 = f Ga + 0,5 сх в Ах Va2 (77) Следовательно, чтобы определить расчетным путем значения cилы сопротивления качению автомобиля Ff и силы сопротивления воздуха Fwx в зависимости от скорости его движения Va , необходимо знать полную массу ma или cилу тяжести Ga автомобиля, коэффициент сопротивления качению его шин f при движении по асфальтовому или бетонному шоссе, фактор обтекаемости Wв или коэффициент обтекаемости сх и габаритные размеры для вычисления площади миделева сечения Ах . Балансом мощности называется уравнение, показывающее распределение подводимой к ведущим колесам мощности Рт по видам сопротивления. Уравнение мощностного баланса по своей структуре подобно уравнению тягового баланса (66), а получаем мы его путем умножения каждого члена уравнения тягового баланса на скорость движения автомобиля Va Рт = Рf + Р +Рwx + Pjx + Pcx , (78) где Рт = Fт Va – тяговая мощность на ведущих колесах; Рf = Ff Va – мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления качению; Р = FVa – мощность, затрачиваемая на преодоление подъема; Рwx = FwxVa – мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздуха; Рjx = FjxVa – мощность, затрачиваемая на разгоны; Рсх = FcxVa – мощность, затрачиваемая на буксирование прицепа. Если, принимая во внимание формулы (75) и (76), подробно развернуть выражение тяговой мощности на колесах (Рт = Fт Va ), получим Рт = (Те uтр тр /rд )(е rк / uтр ) = Те е трrк /rд = Ре тр rк /rд .  Но при установившемся движении (см. п. 1.5) Ре тр = Рк , тогда получаем соотношение между тяговой мощностью и мощностью, подводимой от двигателя к ведущим колесам автомобиля Рт = Рк rк / rд . (79) Из формулы (79) видно, что при отсутствии буксования ведущих колес, т.е. при rк = rд , тяговая мощность (Рт) и мощность, подводимая к ведущим колесам (Рк ) равны между собой. Таким образом, соотношение rк / rд  1 , встречающееся во многих формулах этого учебника, учитывает потерю мощности на буксование ведущих колес автомобиля. Так же, как и уравнение тягового баланса, уравнение мощностного баланса может быть представлено в виде графика в координатах тяговая мощность Рт (или Рк ) – скорость автомобиля Va. Проще всего можно построить эти графические зависимости, используя расчеты и табличные данные, полученные при построении тяговой характеристики автомобиля. Тяговая и мощностная характеристики недостаточно удобны для сравнительного анализа тяговых и динамических свойств автомобилей различной массы, так как при равенстве значений Fт и Рт в одинаковых дорожных условиях эти автомобили будут иметь различные максимальные скорости и обладать разной динамикой разгона, преодолевать неодинаковые максимальные подъемы и др. В этих условиях более удобным удельным оценочным параметром является безразмерная величина, названная динамическим фактором D. Динамический фактор D – это отношение свободной силы тяги Fсвоб , представляющей cобой разность между тяговой силой на ведущих колесах Fт и силой сопротивления воздуха Fwx , к полной силе тяжести (весу) автомобиля Ga D = Fcвоб / Ga = (Fт – Fwx ) / Ga . (80) В развернутом виде с учетом формул (48) и (67) уравнение (72) примет вид D = ( Te uкп uдк uo тр / rд – 0,5 сх в Ax Va2 ) / Ga . (80) Интересный результат получается, если динамический фактор D определить из уравнения силового баланса (66), причем рассмотреть случай для одиночного автомобиля, т.е. принять Fcx = 0. Для перевода этого уравнения в безразмерный вид разделим все его члены на Ga и сгруппируем в необходимом для определения величины динамического фактора D виде. Поэтапно получим Fт = Ff + F + Fwx + Fjx , (Fт – Fwx ) /Ga = (F + Fjx ) / Ga . Так как (Fт – Fwx) / Ga = D , F =  Ga и Fjx = maax j , в итоге получается, что D =  + j ax / g . (81) Этот новый вид аналитической зависимости динамического фактора D от безразмерных параметров, описывающих условия движения автомобиля, позволяет решать многие практические задачи, например, очень легко производить определение максимального подъема, преодолеваемого автомобилем. Действительно, так как при преодолении максимальных подъемов D  Dmax и ах  0, можно считать, что в этом случае согласно (81) Dmax = max = f сos(max) + sin(max) = f  1  sin 2(max) + sin(max) , откуда (см. [3]) sin(max) = ( D – f  1 – D2 + f 2 ) / ( 1 + f 2 ) . (82) Формула (74) для случаев движения по дорогам с усовершенствованным покрытием может быть существенно упрощена. Дело в том, что на дорогах этого типа подъемы обычно не превышают 10% (   6о). Это позволяет для таких условий движения с достаточной точностью считать, что cos  1; sin  tg  . Тогда Dmax = max = f + tg(max)  f + max . Отсюда max = Dmax – f . (83) Практика проведения многочисленных тяговых расчетов показывает, что эта простая формула позволяет быстро и достаточно точно определять величину подъема, преодолеваемого автомобилем на любой передаче в коробке передач при условии, что угол этого подъема не превышает 10-15о. Типичными ситуациями для использования формулы (83) являются оценка возможности тяжелого автопоезда двигаться по заданной трассе, а также анализ возможности легкового автомобиля или грузовика преодолевать подъемы благоустроенной дороги без переключения передач или с использованием только высших передач трансмиссии. Если тяговая сила Fт не может быть полностью реализована из-за недостаточного сцепления ведущих колес с дорожным покрытием (это обычно бывает на низших передачах в коробке передач), то в такой ситуации максимальный динамический фактор Dmax() определяется, исходя из ограниченной сцепными свойствами дороги тяговой силы Fт , а именно: Dmax() = (Fт  Fwx) / Ga = (x Rzв  Fwx) / Ga , где Rzв – вертикальная реакция на ведущих колесах автомобиля. Если ввести параметр, называемый коэффициентом сцепного веса К = Rzв / Ga , а также учесть тот факт, что, поскольку движение происходит на одной из низших передач, сопротивление воздуха движению автомобиля мало и, следовательно, (Fwx / Ga)  0 , приведенное выражение максимально упростится Dmax() = x К , (84) т.е. для случаев движения на низших передачах в коробке передач и при условии неполного использования тяговой силы из-за ограниченных сцепных свойств дорожного покрытия максимальный динамический фактор равен произведению коэффициента сцепления на коэффициент сцепного веса автомобиля. Графическую зависимость динамического фактора D от скорости движения автомобиля и включенной передачи в коробке передач называют динамической характеристикой автомобиля. Построение этого графика удобно выполнять с использованием расчетов и табличных данных, полученных при построении графика тяговой характеристики автомобиля. Необходимо только подсчитать значения cилы сопротивления воздуха Fwx при движении автомобиля на других (отличных от высшей) передачах. Рис. 17. Динамическая характеристика автомобиля (на примере КамАЗ-5510) На построенной динамической характеристике абсцисса точки пересечения кривой динамического фактора на высшей передаче с кривой изменения коэффициента сопротивления качению f определяет величину максимальной скорости Vmax движения автомобиля (рис. 17). Запас динамического фактора D , имеющийся на каждой передаче, может быть использован на преодоление подъемов, для совершения разгонов и т.п. Этот запас на первой передаче (D1 = Dmax – f ) позволяет данному автомобилю в полностью груженом состоянии, согласно упрощенной формуле (83), преодолевать подъем max = D1. Более точная формула (82) в данном случае не дает серьезных преимуществ в вычислении max , так как результат отличается от полученного по формуле (83) незначительно в сторону увеличения максимального угла подъема. Одной из важных оценок приемистости автомобиля, т.е. его способности быстро разгоняться, являются максимальные ускорения, развиваемые автомобилем. Наиболее полно картина потенциальных возможностей автомобиля при разгоне выявляется с помощью графика его максимальных ускорений, построенного в зависимости от скорости движения на каждой передаче. Для построения указанного графика используем ранее выведенную зависимость (73), которая преобразуется в такой вид ах = (D   ) g /  j , (84) где ах – ускорение поступательного движения автомобиля, м/с2 ; g – ускорение свободного падения, м/с2;  j – коэффициент учета вращающихся масс автомобиля (см. п. 1.8). Ускорения автомобиля рассчитываются на всех передачах в коробке передач, при этом считается, что он движется по дороге без подъемов и спусков, т.е. принимается  = f . Коэффициент учета вращающихся масс j рассчитывается также для каждой передачи, при этом в зависимости от имеющихся исходных данных по автомобилю используется формула (70) или формула (71). Может также применяться модифицированная формула (70), в которой пренебрегают потерями крутящего момента двигателя из-за ухудшения наполнения цилиндров при ускоренном вращении коленчатого вала (т.е. считают е = 0 ). При проведении расчетов ускорений и построении результирующего графика удобно использовать табличные данные, ранее полученные при построении тяговой и динамической характеристик автомобиля. Для сравнительной оценки динамики разгона различных автомобилей удобной оценочной характеристикой является время разгона до заданной скорости. Чтобы построить графическую зависимость типа t = f (Va), позволяющую получить необходимые данные по этому показателю, используются известные математические cоотношения ах = dVx / dt = dVa / dt , откуда Vmax dt = dVa / ax и t =  dVa / ax . (85) Vmin Интегрирование выражения (85) обычно производят численным методом, вводя упрощение, заключающееся в том, что в небольшом интервале скоростей Vi = Vi – V(i-1) движение автомобиля считается равноускоренным, следовательно, среднее ускорение ах(ср) на этом интервале равно полусумме ускорений в начале и в конце этого интервала. Тогда время движения автомобиля ti , в течение которого его скорость увеличилась на Vi , определится как ti = Vi / ax (ср) = 2 (Vi – V(i-1) ) / (axi + ax(i-1) ) . (86) Если просуммировать все временные расчетные интервалы при движении автомобиля на одной из передач, получим время разгона на этой передаче, т.е. n t1 =  ti , (87) i=1 где t1 – время разгона на одной передаче; n – количество временных расчетных интервалов при движении автомобиля на одной передаче от Vmin до Vmax . В случае движения на нескольких последовательно включаемых передачах выражение (86) преобразуется в n m m-1 tобщ =   ti +  tперекл , (88) i=1 j=1 j=1 где tобщ – суммарное (общее) время разгона; tперекл – время переключения с одной передачи на другую (обычно в расчетах принимают tперекл = 0,5-1 с для легковых автомобилей и tперекл = 1-2 с для грузовиков и автобусов); m – число передач. В реальных условиях разгон автомобиля со стоянки (Vmin = 0) начинается за счет пробуксовки сцепления. Для учета этого фактора необходимо в качестве начальной скорости первого расчетного интервала брать Vmin = 0 , а в качестве конечной скорости этого интервала – скорость движения в первой расчетной точке движения на первой передаче. Соответственно, начальное ускорение берется равным нулю, а ускорение в конце этого интервала равняется таковому в первой расчетной точке движения на первой передаче. Поскольку по мере приближения к Vmax ускорение разгона ах  0 и соответственно tобщ   , построение графика времени разгона рекомендуется ограничивать точкой достижения 0,85  0,9 Vmax . Путь разгона автомобиля до заданной скорости также является часто применяемой оценочной характеристикой его динамических свойств. Наиболее полно информацию этого плана представляет график пути разгона автомобиля. При построении этого графика исходят из известной зависимости: Vx = Va = dS / dt , откуда tобщ dS = Va dt и S =  Va dt . (89) Интеграл (89) также обычно вычисляется численными методами. При равноускоренном движении в достаточно малом интервале скоростей Vi = Vi – V(i-1) путь Si , проходимый автомобилем, определится как Si = Vср ti = 0,5 (V(i-1) + Vi ) ti . (90) C учетом прохождения автомобилем некоторого пути во время переключения передач, общий путь Sобщ разгона автомобиля со стоянки до заданной скорости определяется выражением n m m-1 Sобщ =   Si + Sj пер , (91) i=1 j=1 j=1 где Sj пер = Vi tперекл – путь, пройденный автомобилем в течение одного переключения ; n  количество интервалов ti (и соответственно Si); m  число передач. Удобнее всего строить график пути разгона автомобиля, используя уже построенный график времени его разгона. Глава 3. определение средней скорости движения автомобиля по маршруту В последнее время наблюдается значительное развитие конструкций автомобилей, предназначенных для высокопроизводительной и экономичной работы в различных дорожных, транспортных и природно-климатических условиях. В связи с этим перед работниками АТП встает задача обеспечить наибольшую эффективность использования автомобилей. Эффективность использования автомобиля определяется его эксплуатационными качествами, обеспечивающими высокую производительность и правильной организацией всего транспортного процесса. Рациональная организация транспортного процесса может быть достигнута на основе теоретического анализа эксплуатационных свойств автомобиля. Ввиду того, что высокая динамичность автомобиля является актуальным требованием сегодняшнего дня, повышается роль и значение исследования динамичности автомобиля, создания теоретических методов, позволяющих анализировать динамические качества автомобиля. Метод исследования основного показателя динамичности - средней скорости движения автомобиля - с использованием математического аппарата теории вероятностей, позволяет учитывать ряд факторов, влияющих на движение автомобиля. 3.1. Средняя скорость как характеристика процесса движения Основное назначение автомобиля состоит в перевозке пассажиров или грузов, либо в транспортировании специального несъемного оборудования. Работа автомобиля характеризуется рядом показателей: средней скоростью, грузоподъемностью, коэффициентами использования пробега и грузоподъемности, временем нахождения в наряде и т.д. Средняя скорость во многом определяет производительность автомобиля: автомобиль, обладающей большей средней скоростью, способен перевезти большее количество грузов, т.е. способен совершить большую транспортную работу в единицу времени по сравнению с автомобилем, средняя скорость которого меньше при прочих равных условиях (маршрут движения, грузоподъемность, использование грузоподъемности и т.п.). Ввиду этого возникает необходимость в постоянном контроле за процессом работы автомобиля: движением его на маршруте, погрузо-разгрузочными работами и т.п. Это позволяет выявить и устранить причины, приводящие к снижению производительности автомобилей. Однако действенность такого контроля определяется возможностью сравнения величин практических показателей работы автомобиля со значениями этих показателей, получаемых при условии наилучшей организации работы и полного использования возможностей автомобиля. Таким образом, возникает задача выбора критериев, позволяющих оценивать эффективность работы автомобиля. До настоящего времени нормирование средних скоростей не получило распространения на грузовом автомобильном транспорте. В результате этот важнейший технико-эксплуатационный показатель в большинстве случаев определяется самим водителем, исходя не из технических возможностей автомобиля и конкретных условий эксплуатации, а только из собственной интуиции и опыта. Однако разработаны методы расчета, которые позволяют получать значения средних скоростей, определяемых возможностями автомобиля с учетом всего многообразия объективных и субъективных факторов, влияющих на движение автомобиля. Разработанные методы расчета средних скоростей автомобиля основаны на более полном изучении процесса движения автомобиля и влияния на этот процесс различных факторов, к которым относятся: - факторы, определяющие сопротивление движению; - факторы, не связанные с изменением сопротивлений, но тем не менее вынуждающие водителя изменять скорость при движении; - факторы, присущие системе «водитель - автомобиль». К первой группе факторов можно отнести тип дороги и местность, в которой проложена эта дорога. При аналитических методах определения скорости автомобиля обычно используют коэффициент сопротивления качению , который и характеризует дорожное сопротивление данного маршрута. Значения коэффициентов сопротивления для различных типов дорог на основании многочисленных испытаний определены и представлены во многих работах, но при этом обращает на себя внимание то обстоятельство, что сопротивление качению не может быть охарактеризовано одним значением: коэффициент сопротивления для каждого типа дороги меняется в достаточно широких пределах. Так, например, если для дорог с асфальтобетонным покрытием величина лежит в пределах от 0,015 до 0,025, то для грунтовых дорог эти пределы еще больше: от 0,03 до 0,15. В реальных условиях сопротивление качению представляет собой сумму сопротивлений, зависящих от деформации дорожного покрытия и шин, микропрофиля дорожного полотна, состояния дороги (сухая, мокрая) и т.д., значения которых в свою очередь не остаются постоянными во времени и по длине маршрута. По отношению к движущемуся автомобилю каждый отдельный участок пути будет иметь свое сопротивление качению. При этом величина коэффициента сопротивления будет меняться от участка к участку случайным образом. Чем меньше колебания коэффициента сопротивления, т.е. чем в более лучшем состоянии поддерживается дорога, тем меньше будет изменяться скорость движения автомобиля на маршруте и выше значения средних скоростей. Другим немаловажным фактором является местность, характеризующаяся определенным рельефом и уклонами. Уклоны присуще той или иной местности и определяют дополнительное сопротивление движению. Казалось бы, подъемы и спуски вполне компенсируют друг друга: на сколько увеличивается сопротивление при подъеме, на столько оно должно уменьшаться при спуске. Однако на практике не всегда удается реализовать всю накопленную при подъеме потенциальную энергию автомобиля для достижения больших скоростей на спусках. Скорость на спусках ограничивается максимально возможным ее значением, безопасностью движения, интенсивностью потока автомобилей и т.п. Ввиду этого часть накопленной энергии приходится расходовать нерационально, например, рассеивать в виде тепла в тормозных устройствах. Вследствие этого величина скорости на спусках может оказаться меньше тех значений, которые можно получить с учетом уменьшения сопротивления. Следовательно, средняя скорость на участке дороги, содержащей подъем - спуск, может оказаться меньшей, чем на горизонтальном участке. С точки зрения водителя, ведущего автомобиль по незнакомой местности, каждый встречающийся уклон является случайным и приводит к изменению скорости. И, если на дорогах с твердым покрытием высоких категорий, событие, состоящее в том, что на следующем участке встретится тот или иной уклон, влияет незначительно на движение автомобиля ввиду небольших значений уклонов, то для дорог более низких категорий это влияние увеличивается. Сопротивление движению и уклоны составляют суммарное сопротивление движению . Суммарное сопротивление в основном определяет среднюю скорость автомобиля на заданном маршруте. Ко второй группе факторов относятся интенсивность и состав потока автомобилей, состояние дороги (сухая, мокрая и т.п.) метеорологические условия, наличие и крутизна поворотов дороги, ширина проезжей части и количество перекрестков, регулирование движения и т.п. Влияние характеристик (ширина, покрытие) и планировки (радиусы закруглений, повороты, перекрестки и т.п.) дороги особенно заметно при значительной интенсивности потока движущихся автомобилей. Изменение скорости автомобиля при движении на поворотах в основном определяется их кривизной. Доказано, что имеет место прямолинейная зависимость между скоростью проезда поворотов и их кривизной. При этом сказывается влияние величины угла поворота, где этот поворот устроен (горизонтальный участок, уклон), состояние дорожного полотна и др. Таким образом, в зависимости от наличия и кривизны поворотов средняя скорость автомобиля будет уменьшаться. К уменьшению средних скоростей автомобиля приводит наличие на маршруте перекрестков, мостов, узких мест, населенных пунктов и т.д. На участках дорог, содержащих такие препятствия, величина средней скорости может уменьшиться на 15 - 20%. Снижение скорости автомобиля может быть обусловлено состоянием атмосферы (туман, дымка, осадки и т.п.), ветровым режимом, освещенностью (день, сумерки) и другими метеорологическими факторами. Например, состояние атмосферы определяет метеорологическую дальность видимости и, следовательно, возможность оценки дорожной обстановки. Невозможность реализации всего тягового усилия на мокрой или покрытой льдом дороге также приводит к уменьшению скорости автомобиля. К третьей группе факторов можно отнести техническое состояние автомобиля, правильность регулировок механизмов трансмиссии, навыки и психологическое состояние водителя и другие. Техническое состояние в основном определяет те потери мощности, которые имеют место в двигателе, трансмиссии и ходовой части автомобиля. Чрезмерная затяжка подшипников ступиц колес, неправильное зацепление конических шестерен, недостаточное давление воздуха в шинах, ненормальные углы установки колес, использование несоответствующих масел и др. - все это вызывает дополнительные потери мощности и поэтому приводит к уменьшению скоростных возможностей автомобиля. Навыки водителя и его психологическое состояние также оказывают влияние на величину скорости движения. Например, особенности зрительного восприятия конца затяжного спуска приводят к тому, что водитель поддерживает меньшую скорость, чем скорость, определяемую динамическими возможностями автомобиля. Не видя конца спуска и в то же время сознавая неизбежность разгона, водитель применяет торможение. Процесс притормаживания заканчивается в момент, когда водитель получает возможность увидеть конец спуска и полностью оценить дорожную обстановку. Психологические особенности восприятия процесса поворота и более сложное управление автомобилем приводят к снижению (и достаточно большому на спусках) скоростей. Кроме указанных факторов, в реальном процессе движения имеют место особенности, связанные с техникой вождения и также влияющие на средние скорости автомобиля. Например, пусть суммарное сопротивление движению на каком-либо участке маршрута в точности равно максимальному динамическому фактору включенной передачи. Тогда движение на включенной передаче будет неустойчивым: небольшое увеличение дорожного сопротивления вызовет резкое уменьшение оборотов коленчатого вала двигателя, и, если не будет включена более низшая передача, двигатель перестанет работать, и автомобиль остановится. Кроме того, скорость автомобиля (при равенстве максимального динамического фактора и суммарного сопротивления) на включенной передаче будет ниже, чем при движении на следующей, более низшей передаче. Обычно на практике в таких случаях водитель при уменьшении оборотов коленчатого вала до значений, соответствующих максимальному моменту, включает более низшую передачу и поддерживает максимально возможную для этой передачи скорость. В благоприятных условиях (малая интенсивность движения, хорошая обзорность, возможность оценки дорожной обстановки и т.п.) применяется прием, известный как динамическое преодоление подъемов. В этих случаях некоторая часть подъема преодолевается на включенной передаче: для преодоления более высокого суммарного сопротивления на этом участке подъема используется кинетическая энергия автомобиля, накопленная при интенсивном разгоне на предшествующем подъему участке. С использованием кинетической энергии автомобиля связано применение движения способом «разгон - накат», однако, такой метод вождения не является желательным, так как приводит к уменьшению средних скоростей на 10 - 20%, не говоря о других отрицательных последствиях применения этого способа (увеличение износа деталей ЦПГ двигателя, разжижение моторного масла топливом, увеличение ударных нагрузок в деталях трансмиссии, увеличение расхода топлива, повышение утомляемости водителя и т.д.). Необходимо отметить, что указанное разделение факторов несколько условно: в реальном процессе движения зачастую различные факторы всех трех групп влияют на величину скорости на том или ином участке маршрута одновременно или в различной последовательности. Однако обращает на себя внимание то обстоятельство, что ни один из вышерассмотренных факторов не остается по отношению к движущемуся автомобилю постоянным на всем маршруте. При этом изменение каждого из факторов от участка к участку маршрута является с точки зрения водителя случайным. Этим и объясняется сложность точного учета влияния каждого из факторов на движение и на величину скорости автомобиля. При помощи динамической характеристики можно определить: скорость автомобиля при заданном суммарном сопротивлении; суммарное сопротивление, которое может быть преодолено на той или иной передаче; подъемы, которые могут быть преодолены при движении по данной дороге и т.п. Пусть задано сопротивление движению, характеризуемое коэффициентом (рис. 18.). Необходимо определить скорость автомобиля на горизонтальном участке маршрута. В этом случае теоретический ответ ясен - скорость автомобиля будет равна максимально возможной для -й передачи и равна. Однако на практике это не совсем так: при обгонах и поворотах, невозможности реализации тягового усилия по условиям сцепления, использование наката и торможения и т.п. величина скорости может быть значительно ниже, чем , а иногда она будет равна и минимально возможной по условию устойчивости движения для данной передачи. Таким образом, динамическая характеристика позволяет определить величину скорости в строго фиксированных, почти идеальных условиях движения, и что по принципу своего построения она не позволяет учесть влияние на средние скорости автомобиля комплекса факторов, меняющихся на маршруте от участка к участку случайным образом. Тем более динамическая характеристика не позволяет получить конкретные числовые значения средних скоростей автомобиля на маршруте. Рис. 18. Пример анализа динамической характеристики автомобиля Ввиду невозможности определения числовых значений средней скорости при помощи динамических характеристик автомобилей на практике пользуются конкретными для данного АТП величинами средних скоростей, основанными на статистических данных. Такие значение средней скорости позволяют планировать и оценивать работу автомобилей данного предприятия. Однако определение величин средних скоростей автомобилей в данном предприятии требует значительного времени и тщательной обработки статистических данных, получаемых при эксплуатации достаточно большого количества однотипных автомобилей. Кроме того, эти статистические данные могут быть не вполне объективными, так как они в большей степени отражают отношение водителей к своим обязанностям и их квалификацию, чем степень использования возможностей автомобиля. Эти причины несколько снижают ценность определяемых таким способом величин средних скоростей. Более объективно средние скорости, отражающие возможности автомобиля, определяются на основании испытательных пробегов в различных дорожных условиях. Но проведение таких испытаний связано с затратами времени и материальными затратами. Кроме того, данные таких испытаний не могут быть использованы для оценки модернизируемых и проектируемых автомобилей, что в дальнейшем снова приводит к необходимости проведения испытаний этих автомобилей. При этом нет гарантии того, что полученные значения средних скоростей являются оптимальными для данной конструкции, и что другое конструктивное решение того или иного узла, механизма и т.д. не приведет к улучшению скоростных показателей автомобиля. Все вышеописанное определило предпосылки для создания методов расчета фактических средних скоростей автомобилей с учетом многообразия случайно меняющихся реальных факторов. Такие методы неизбежно используют различные поправочные коэффициенты, получаемых из тех же испытательных пробегов. Тем не менее, несмотря на некоторую ограниченность таких методов и трудность получения опытных поправочных коэффициентов, ценность их остается большой. При использовании методов расчета средних скоростей необходимо учитывать влияние случайных факторов на процесс движения автомобиля. Эти факторы достаточно хорошо описываются методами теории вероятностей, ввиду чего аппарат теории вероятностей с успехом может быть использован для создания методик расчета средних скоростей. Кроме того, такие методы позволяют анализировать скоростные качества автомобиля еще на стадии проектирования и при выборе исходных данных, обеспечивающих в общих рамках задания на проектирование более высокие средние скорости будущему автомобилю. Скорость автомобиля на каждом участке маршрута представляет собой функцию случайных факторов и меняется от участка к участку случайным образом. Эти значения скоростей лежат в пределах интервала, определяемого возможностями автомобиля, и как-то распределяются в этом интервале. Следовательно, значение скорости может быть описано каким-то законом распределения. И как всякая случайная величина скорость будет характеризоваться средним значением. Задача определения средней скорости решается на основании сопоставления возможностей автомобиля с величинами сопротивлений, определяемых в основном первой группой факторов, с учетом их случайного характера. Действительно, движение автомобиля будет иметь место в случае, когда тяговые возможности его будут по крайней мере равны сумме всех внешних сопротивлений. В зависимости от величины внешних сопротивлений, что контролируется по оборотам коленчатого вала двигателя и их устойчивости, водитель использует ту или иную передачу. Скорость автомобиля на данном участке будет определяться в основном возможностями той передачи, на которой преодолевается этот участок. Очевидно, включенная передача определит и величину времени преодоления этого участка. Общее время движения по заданному маршруту будет представлять собой сумму времени преодоления отдельных участков. В свою очередь средняя скорость автомобиля на маршруте зависит от общего времени движения. Таким образом, решение поставленной задачи определяется в основном возможностью выделения участков маршрута, которые преодолеваются на той или иной передаче. Очевидно, это можно сделать путем сопоставления удельных внешних сопротивлений с тяговыми возможностями автомобиля на той или иной передаче. Из рис. 18 видно, что возможности -й передачи для преодоления внешних сопротивлений движению лежат в пределах между максимальным динамическим фактором для этой передачи и максимальным динамическим фактором для следующей по номеру более высшей передачи. Иными словами, движение осуществляется на -й передаче, если соблюдается условие . Если суммарное сопротивление больше максимального динамического фактора , то необходимо включить более низшую передачу (например, -ю); в другом случае, если позволяют возможности автомобиля (), водитель стремится включить более высшую передачу. Таким образом, если известны законы распределения сопротивлений, определяемых факторами первой группы на данном маршруте, то представляется возможным выделить из всего маршрута те участки , которые преодолеваются только на -й передаче. Однако знание длин таких участков еще не позволяет получить значения скоростей, с которыми преодолеваются эти участки. Это объясняется тем, что скорость автомобиля на участке может меняться в пределах от величины максимальной скорости для предыдущей по номеру более низшей передачи до максимальной скорости для -й передачи. При этом в зависимости от условий, определяемых факторами второй и третьей групп, величина скорости может принять любое значение в указанных пределах. Следовательно, имеет смысл рассматривать скорость автомобиля на -м участке как случайную величину. В таком случае как и всякая случайная величина скорость автомобиля на -й передаче может быть описана некоторыми законами распределения. Кривые распределения скоростей автомобилей, полученные на основании статистических данных практически соответствуют кривой нормального распределения Гаусса (рис. 19). Рис. 19. Распределение скоростей автомобилей при движении по дорогам с различным покрытием: 1 - по мостовой; 2 - по грунтовой дороге; 3 - по дороге с асфальтобетонным покрытием На основании вышеизложенного можно принять, что распределение скоростей автомобиля на -м участке дороги, т.е. при движении автомобиля на -й передаче, будет подчиняться закону, мало отличающемуся от нормального. Тогда плотность распределения скоростей автомобиля при движении на -й передаче запишется в виде: (92) где - текущее значение скорости; - математическое ожидание скорости; - среднее квадратическое отклонение значений скоростей. В специфических условиях могут иметь место и другие законы распределения. Например, исследования показывают, что в городских условиях определяющими движение автомобиля факторами являются безопасность и регулирование движения и интенсивность потока автомобилей. В этих условиях возможны законы распределения скорости, вид которых представлен на рис. 20. При движении автомобиля по дорогам с асфальтобетонным покрытием, приспособленным для пропуска плотного потока автомобилей и хорошо благоустроенным, закон распределения скоростей может иметь вид, показанный на рис. 21 и отличаться от нормального. При определении максимальной скорости автомобиля предусматривается исключение как можно большего числа действующих случайных факторов. Наличие горизонтального ровного участка дороги с асфальтобетонным покрытием в отличном состоянии, опытный водитель, хорошее техническое состояние автомобиля, разгон до входа в мерный участок, соответствующая погода и т.д. - все это позволяет полностью исключить воздействие случайных факторов. В этих условиях скорость становится практически неслучайной величиной: с вероятность, близкой к 1 (рис. 21) реализуется расчетная максимальная скорость. 3.2. Способ расчета средней скорости Средняя скорость определяется сопротивлениями движению и возможностями автомобиля на каждой из передач. Следовательно, решение задачи определения средней скорости основано на сопоставлении величин сопротивлений и тяговых усилий, развиваемых на ведущих колесах автомобиля. Решение поставленной задачи состоит из рассмотрения следующих последовательных вопросов: 1. Определение сопротивлений движению и суммарного сопротивления. 2. Определение длин участков, преодолеваемых на каждой из передач. 3. Определение времени движения на каждой из передач. 4. Определение средней скорости автомобиля на маршруте. Ввиду трудности учета всех особенностей реального движения в расчете приняты следующие допущения: 1. Участок маршрута, на котором выполняется условие , (93) преодолевается только на -й передаче. 2. При выполнении условия (93) скорость на -й передаче меняется в пределах: , (94) где и - максимальные скорости на -й и -й передачах соответственно. 3. Переключение с -й передачи на более высокую или низкую обуславливается суммарным сопротивлением . 4. Переключение на более высшую передачу осуществляется в точке маршрута, где имеет место равенство . При этом на следующем участке имеет место неравенство . Переход на более низшую передачу осуществляется при , если в последующем . 5. Время переключения передач не учитывается. Эти допущения позволяют упростить решение задачи и определяют возможность сравнения тяговых усилий на ведущих колесах автомобиля с сопротивлениями движению. Прежде чем приступить к решению, необходимо подготовить следующие данные: 1. Об автомобиле: - максимальная мощность двигателя , максимальный крутящий момент и обороты, соответствующие максимальной мощности и максимальному моменту ; - передаточные числа элементов трансмиссии: главной передачи, раздаточной коробки, коробки передач по ступеням; - коэффициент полезного действия (КПД) двигателя и трансмиссии; - конструкционные параметры автомобиля: высота, колея, радиусы ведущих колес, вес и грузоподъемность. 2. О маршруте: - тип покрытия дороги; - характеристики пересеченности местности, по которой проложен маршрут, или категория дороги. На основании данных об автомобиле строят его динамическую характеристику и определяют исходные данные по следующим выражениям: 1. Скорость автомобиля при заданном числе оборотов коленчатого вала: , (95) где - число оборотов коленчатого вала двигателя; - радиус качения ведущего колеса; - общее передаточное число трансмиссии. 2. Тяговое усилие на ведущих колесах: , (96) где - крутящий момент двигателя; - общий КПД двигателя и трансмиссии. 3. Сопротивление воздуха при заданной скорости: , (97) где - коэффициент обтекаемости; - площадь лобовой проекции автомобиля; - колея автомобиля; - высота автомобиля. 4. Динамический фактор : , (98) где и - собственный вес автомобиля в снаряженном состоянии и вес нагрузки (включая водителя и пассажиров) соответственно. 5. Удельная сила тяги : . (99) Полученные в результате расчетов исходные данные позволяют проанализировать возможности каждой из передач, определяемые величинами динамических факторов (, где - количество передач) и сравниваемые с величинами сопротивлений движению. Величины сопротивлений движению определяют на основании данных о маршруте. Закон распределения уклонов приближенно можно описать нормальным законом, тогда плотность распределения уклонов подчиняется зависимости: , (100) где - математическое ожидание уклонов данного маршрута; - среднее квадратическое отклонение уклонов от математического ожидания. Характеристики плотности распределения и определяется принадлежностью дороги к той или иной категории, так как технические условия определяют наибольшие уклоны продольного профиля на дорогах различных категорий. Это позволяет оценить величину по правилу «трех сигма». Величину для среднепересеченной местности можно принять равной 0, так как при движении автомобиля в одном направлении одна половина уклонов будет представлять собой подъемы, другая - спуски. В то время как категория дороги определяет уклоны и сопротивления уклонов, тип покрытия дороги обуславливает дорожное сопротивление, характеризуемое коэффициентом (табл. 4). Таблица 4 Значения коэффициента сопротивления качению f автомобильных колес для различных дорожных покрытий Тип дорожного покрытия f Асфальт или цементобетон 0,008 – 0,015 Гравий 0,020 – 0,025 Булыжное покрытие 0,025 – 0,030 Сухой грунт 0,025 – 0,030 Грунтовая дорога после дождя 0,050 – 0,150 Сухой песок 0,100 – 0,300 Влажный песок 0,060 – 0,150 Обледенелая дорога, лед 0,015 – 0,030 Укатанная снежная дорога 0,030 – 0,050 Рыхлый снег 0,100 – 0,300 Сопротивление качению и уклоны определяют суммарное сопротивление , которое для каждого малого участка определяют из зависимости: , (101) где - величина уклона дороги; - подъем или спуск. Таким образом, суммарное сопротивление представляет собой функцию двух величин и . Если автомобиль движется по дороге, характеризуемой постоянным коэффициентом сопротивления , то зависимость (101) можно записать в виде: , (102) В этом случае величина , как функция случайного аргумента , также будет подчинена определенному закону распределения. Однако определение закона распределения величины на основании зависимостей (100) и (102) представляет собой трудоемкую задачу, поэтому некоторые упрощения позволяют получить более простые зависимости. Известно, что наиболее распространенные на дорогах уклоны составляют величины, значительно меньшие тех, которые преодолеваются автомобилем и определяются его конструкционными и тяговыми возможностями. Так, например, уклоны до 3 - 40 достаточно распространены и закономерны для отечественных дорог. Для таких и значительно больших уклонов функции и могут быть с достаточной точностью заменены линейными зависимостями вида: , (103) Так, например, ошибка при замене функций и зависимостями (103) при и не превышает 2% при изменении величины в пределах 250. Для подавляющего большинства случаев расчета скорости автомобиля такая ошибка не существенна, что позволяет воспользоваться зависимостями (103) для дальнейших расчетов. С учетом зависимостей (13) выражение (102) может быть записана в виде: , (104) Если известен закон распределения аргумента , то можно определить и закон распределения функции : , (105) где ; . На основании зависимости (105) можно определить участки , преодолеваемые на -й передаче. Для этого обозначим через относительный путь движения автомобиля на -й передаче: , (106) Длина участка , на котором условия благоприятствуют движению на -й передаче, будет зависеть от вероятности попадания величины суммарного сопротивления в интервалы, ограничиваемые возможностями -й передачи (условие 2) и определится по выражению: , (107) где - вероятность попадания величины в интервал от до . Отсюда видно, что величина численно равна вероятности и может быть определена из выражения: . (108) Таблица 5 Нормированная функция нормального распределения 0,0 0,500 –0,1 0,460 –0,2 0,421 –0,3 0,382 –0,4 0,345 –0,5 0,309 –0,6 0,274 –0,7 0,242 –0,8 0,212 –0,9 0,184 –1,0 0,159 –1,1 0,136 –1,2 0,115 –1,3 0,097 –1,4 0,081 –1,5 0,067 –1,6 0,055 –1,7 0,045 –1,8 0,036 –1,9 0,029 –2,0 0,023 –2,1 0,018 –2,2 0,014 –2,3 0,011 –2,4 0,008 –2,5 0,006 –2,6 0,005 –2,7 0,004 –2,8 0,003 –2,9 0,002 –3,0 0,0013 –3,1 0,0011 –3,2 0,0007 –3,3 0,0005 –3,4 0,0003 –3,5 0,0002 –3,6 0,0002 –3,7 0,0001 –3,8 0,0001 –3,9 0,0000 0,0 0,500 0,1 0,540 0,2 0,579 0,3 0,618 0,4 0,655 0,5 0,691 0,6 0,726 0,7 0,758 0,8 0,788 0,9 0,816 1,0 0,841 1,1 0,864 1,2 0,885 1,3 0,903 1,4 0,919 1,5 0,933 1,6 0,945 1,7 0,955 1,8 0,964 1,9 0,971 2,0 0,977 2,1 0,982 2,2 0,986 2,3 0,989 2,4 0,992 2,5 0,994 2,6 0,995 2,7 0,996 2,8 0,997 2,9 0,998 3,0 0,9987 3,1 0,9990 3,2 0,9993 3,3 0,9995 3,4 0,9997 3,5 0,9998 3,6 0,9998 3,7 0,9999 3,8 0,9999 3,9 1,0000 Используя нормированную функцию распределения, выражение (17) можно переписать в виде: , (109) где - аргумент нормированной функции (табл. 5) Из выражения (105) видно, что величины и зависят от значения . Следовательно, и выражение (109) содержит величину как параметр. Таким образом, задаваясь значениями коэффициента сопротивления качению , можно определить относительные пути для дорог, имеющих различные покрытия, но с одинаковым продольным профилем, т.е. расположенных в одной местности. Однако знание длины участка еще не позволяет определить скорость автомобиля: на этом участке величина скорости может принять любое значение в пределах от до (условие 3). При этом каждое отдельное значение скорости представляется случайной величиной. Как и всякая случайная величина, подчиненная любому закону распределения, величина скорости может быть охарактеризована средним значением по выражению: , (110) Следовательно, средняя скорость автомобиля на -й передаче определится по выражению: , (111) или , (112) где . Обозначим выражение, стоящее перед в правой части выражения (112), через . Как видно из выражения, величина зависит от характера закона распределения скорости на -й передаче и отношения максимальных скоростей соседних передач и . Вычисленные величины и учитывают распределения сопротивлений движению и до некоторой степени воздействуют на движение факторов второй и третьей групп и позволяют перейти к решению задачи определения средней скорости автомобиля. Рассмотрим движение автомобиля по заданному маршруту, длина которого равна . Отдельные участки маршрута преодолеваются на 1,2,…, -й передачах, где - количество передач. Обозначим длину этих участков соответственно номерам передач: , ,…,,…,. Если средние скорости автомобиля на каждом из участков обозначить через , ,…, ,…, и время их преодоления через , ,…, ,…, , то нормирующие условия запишутся в виде: , (113) и , (114) где - время преодоления всего маршрута. Тогда для всего маршрута имеет место соотношение: , (115) Средняя скорость автомобиля определится как частное от деления длины всего маршрута , определяемое по выражению (115), на время его преодоления : . (116) Обозначим через отношение времени преодоления -го участка ко времени преодоления всего маршрута и будем называть эту величину относительным временем движения на -й передаче. С учетом введенного обозначения и зависимости (112) выражение (116) перепишется в виде: . (117) Зависимость максимальной скорости автомобиля от технических параметров имеет вид: , (118) где - максимальная мощность двигателя, л.с.; - полный вес автомобиля с грузом, т; - удельная сила тяги на -й передаче при работе двигателя в режиме максимальной мощности; - коэффициент полезного действия двигателя и трансмиссии на -й передаче. Обозначим удельную весовую мощность двигателя через отношение: . (119) Тогда с учетом зависимостей (118) и (119) выражение (26) запишется в виде: . (120) В частности, если передачи выбраны согласно закону геометрической прогрессии и закон распределения скорости для всех передач одинаковый, а величина КПД меняется от передачи к передаче незначительно, то можно записать: . (121) Для определения относительного времени движения на -й передаче воспользуемся соотношениями: (122) где - максимальная скорость автомобиля на высшей передаче; . Учитывая определение величины и зависимости (31) после несложных алгебраических преобразований можно получить выражение для определения относительного времени движения на -й передаче в зависимости от относительного пути преодолеваемого на той же передаче: . (123) В частности, если передачи выбраны согласно закону геометрической прогрессии с показателем , выражение (123) примет вид: . (124) Если подставить значение , вычисляемое по выражению (123) в выражение (124), то получим окончательную зависимость для определения средней скорости на маршруте: . (125) Методика определения средней скорости автомобиля в заданных условиях сводится к следующему алгоритму: 1. Строят динамическую характеристику автомобиля и определяют значения максимальных динамических факторов для каждой из передач . 2. Определяют значения , удельные силы тяги и максимальные скорости для каждой из передач. 3. На основании выражения (109) определяют относительные пути движения для выбранных типов дорог. 4. Значения коэффициентов вычисляют на основании законов распределения скорости (предположительных или определенных по результатам статистических данных) для каждой из передач. 5. Величины относительных времен движения определяют по выражению (123). 6. После определения значения КПД из кинематической схемы трансмиссии с учетом КПД двигателя или выбора его величины на основании опытных данных по выражениям (120) и (125) вычисляют средние скорости для различных коэффициентов сопротивлений . 7. Строят график зависимости для данной местности. 8. Определяют среднюю скорость автомобиля в данном районе по выражению: , (126) где - средняя скорость автомобиля по -му типу дороги, определяется из графика или на основании вычислений; - частость встречи -го типа дороги при движении автомобиля в данном районе; - количество типов дорог, для которых вычисляют среднюю скорость (которые имеются в данном районе). Глава 4. ТОПЛИВНАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ АВТОМОБИЛЯ 4.1. Оценочные показатели Топливная экономичность автомобиля определяется расходом топлива при выполнении им транспортной работы в различных условиях эксплуатации. Понятно, что чем меньше расход топлива, тем при прочих равных условиях экономичнее автомобиль. Одним из основных обобщающих измерителей топливной экономичности в нашей стране и в большинстве других стран является расход топлива транспортным средством в литрах на 100 км пройденного пути – это так называемый путевой расход топлива Qs , л/100 км. Путевой расход удобно использовать для оценки топливной экономичности близких по своим перевозочным характеристикам автомобилей. Для оценки эффективности использования топлива при выполнении транспортной работы автомобилями различной грузоподъемности (пассажировместимости) чаще применяют удельный показатель, который называют расходом топлива на единицу транспортной работы Qw. Этот показатель измеряется отношением фактического расхода топлива к выполненной транспортной работе по перевозке груза, которая определяется произведением массы перевезенного груза в тоннах на пройденный путь в км. Таким образом, Qw имеет размерность л/т.км. Если транспортная работа заключается в перевозке пассажиров, удельный расход Qw измеряется в литрах на пассажирокилометр (л/пас.км). Между Qs и Qw такие соотношения: Qw = Qs / 100 mг или Qw = Qs / 100 П , (127) где mг – масса перевезенного груза, т (для грузовика); П – количество перевезенных пассажиров, пас. (для автобуса). Топливная экономичность автомобиля в значительной степени определяется соответствующими показателями двигателя. Это прежде всего часовой расход топлива Gт кг/ч – масса топлива в килограммах, расходуемого двигателем за один час непрерывной работы, и удельный расход топлива ge г/кВт.ч – масса топлива в граммах, расходуемого двигателем за один час работы на получение одного киловатта мощности ge = 1000 Gт / Pe (128) Существуют и другие оценочные показатели топливной экономичности автомобилей. Например, контрольный расход топлива служит для косвенной оценки технического состояния автотранспортного средства. Его определяют при заданных значениях постоянной скорости (разных для различных категорий автомобилей) при движении по прямой горизонтальной дороге на высшей передаче. Все более широкое применение получают комплексные оценочные характеристики топливной экономичности по специальным ездовым циклам. Например, замер расхода топлива в магистральном ездовом цикле проводят для всех категорий автотранспортных средств (кроме городских автобусов) пробегом по измерительному участку с соблюдением режимов движения, заданных специальной схемой цикла, принятой международными нормативными документами. Аналогично производятся замеры расхода топлива в городском ездовом цикле, результаты которых позволяют точнее оценивать топливную экономичность различных автомобилей в городских условиях эксплуатации. 4.2. Уравнение расхода топлива автомобилем Согласно определению (см. п. 3.1), путевой расход топлива автомобилем (л/100км) может быть записан в виде следующего соотношения: Qs = G / S / 100 = 100 G /S , (129) где G – объем израсходованного в процессе транспортной работы топлива, л ; S – пройденный автомобилем при совершении этой работы путь, км. Но объем израсходованного топлива можно представить как G = Gт t / т , где Gт – часовой расход топлива двигателем, кг/ч; t – время движения автомобиля и работы его двигателя, ч; т – плотность используемого топлива, кг/л (для бензинов т = 0,75 кг/л , для дизельных топлив т = 0,82 кг/л ). Пройденный автомобилем во время совершения транспортной работы путь (в км ) определяется хорошо известным выражением S = 3,6 Va t , где Va – скорость движения автомобиля (средняя за маршрут), м/с. Подставив эти соотношения в исходную формулу (129), получим Qs = 100 Gт / 3,6 т Va . Но из формулы (128) следует, что Gт = gePe /1000 , поэтому можно записать выражение для Qs в таком виде: Qs = 100ge Pe / 3,6  1000 т Va = gePe / 36т Va . (130) Выражение (130) обычно называют уравнением расхода топлива. Его можно дополнительно раскрыть, используя ранее выведенное уравнение мощностного баланса автомобиля и соотношение между тяговой мощностью Рт и мощностью Рк , подводимой от двигателя к ведущим колесам автомобиля. Действительно, так как Рт = Рf + Р + Рw +Pj = Pк rк /rд , можно записать, что Ре = Рк / тр = (Рf +P +Pw +Pj) rд / rк тр . Если подставить полученное развернутое выражение для Ре в исходное уравнение расхода топлива (94), получим его новую форму: Qs = ge rд (Рf +P +Pw +Pj) / 36тVa rк тр . (131) Но Рf = Ga f Va сos  , P = Ga Va sin  , Pw = 0,5 cx в Ах Va3 = Wв Va3, Pj = ma ax j Va (см. п. п. 1.7 и 1.10) . Поэтому окончательно получим ge rд (Ga f cos  + Ga sin  +Wв Va2 + ma ax j) Va Qs = _________________________________________________________________ = 36 т Va rк тр = ge rд ( Ga + Wв Va2 + ma ax j) / 36 т rк тр . (132) Поскольку Qw = Qs / 100 mг , развернутое выражение для удельного расхода топлива на единицу транспортной работы с учетом (94) будет иметь вид ge rд (Ga f cos  + Ga sin  + Wв Va2 + ma ax j) Va Qw = _______________________________________________________________ = 3600 т Va rк mг тр = ge rд ( Ga + Wв Va2 + ma ax j) / 3600 т rк mг тр . (133) Полученные развернутые выражения для Qs и Qw позволяют провести анализ влияния различных факторов на топливную экономичность автомобиля. Во-первых, оба этих основных показателя зависят от конструктивных параметров автомобиля и его двигателя, в частности, от удельного расхода ge топлива двигателем, от КПД трансмиссии тр , от полной массы автомобиля и массы вращающихся деталей (ma , Ga , j), от совершенства аэродинамики автомобиля (Wв). Во-вторых, большое значение имеют и эксплуатационные факторы: степень буксования ведущих колес (rд /rк), коэффициент сопротивления дороги , скорость движения автомобиля Va , частота и интенсивность разгонов (ах). Для удельного показателя Qw большое значение имеет масса перевозимого груза тг , так как из формулы (127) следует, что чем лучше используется грузоподъемность автомобиля, тем меньше затрачивается топлива на единицу произведенной транспортной работы. Одно из определяющих влияний на топливную экономичность автомобиля и себестоимость перевозок удельного расхода топлива двигателем ge заставляет совершенствовать его конструкцию с целью снижения величины этого показателя. Лучшие современные бензиновые двигатели имеют gemin = 240 – 250 г/кВт.ч , лучшие дизельные двигатели достигли величины gemin = 180 – 200 г/кВт.ч . Постоянно стремление конструкторов уменьшать снаряженную массу автомобилей путем совершенствования конструкции их несущей части, широким внедрением более легких алюминиевых и пластмассовых деталей. Это прежде всего касается деталей кузова и кабины, колесных дисков, карданных валов и деталей подвесок. Все ведущие автостроительные фирмы проводят работы по совершен-ствованию аэродинамики автомобилей, так как повышенное сопротивление воздуха движению автомобиля увеличивает расход топлива, особенно при движении на магистральных дорогах. Уже есть конструкции грузовиков, у которых коэффициент обтекаемости сх составляет 0,4-0,5 (для сравнения, сх грузовых автомобилей ЗИЛ-130 и КамАЗ-5510 достигает 0,8-0,95). Можно предположить, что, основываясь на выведенных уравнениях мощностного баланса и расхода топлива, уменьшение величины коэффициента обтекаемости автомобиля на 50% приведет к снижению путевого расхода топлива на 15-25%, что является весьма существенным достижением. Наконец, как уже было отмечено, большое значение имеют эксплуа- тационные факторы. Качественные и чистые дороги, обеспечивающие минимальное сопротивление движению автомобиля и минимальное проскаль- зывание (буксование) его колес, способствуют уменьшению расхода топлива и повышению экономичности перевозок. Квалифицированный водитель, стремящийся обеспечить движение без резких разгонов и торможений, с минимальным числом остановок, с максимальным применением высших передач в трансмиссии, создает условия (как это следует из выведенных уравнений для Qs и Qw ) для рационального использования топлива и повышения топливно-экономических показателей автомобиля. 4.3. Топливно-экономическая характеристика автомобиля Автомобиль эксплуатируется в различных условиях, отличающихся степенью использования мощности двигателя, частотой и интенсивностью разгонов, применением режима торможения двигателем и т.п. В соответствии с этим различают топливно-экономические характеристики установившегося движения, ускоренного движения (разгона), режима торможения двигателем, циклического движения и др. Для анализа связи расхода топлива с условиями движения наиболее часто используют топливно-экономическую характеристику установившегося движения автомобиля на дорогах с различной величиной коэффициента . Это объясняется тем, что большую часть времени автомобиль движется со скоростью, близкой к постоянной – оптимальной по каким-либо параметрам для данных дорожных условий. Таким образом, топливно-экономическая характеристика установившегося движения – это зависимость путевого расхода Qs от скорости движения автомобиля и сопротивления дороги [т.е. Qs = f (Va , )] при условии, что Va = const, ax = 0, и при отсутствии буксования колес (т.е. rк = rд). В соответствии с этим для рассматриваемого расчетного случая выражение для Qs принимает вид Qs = ge (P +Pw ) / 36 т Va тр . (134) На рис. 22 показана типичная топливно-экономическая характеристика для движения автомобиля на одной из передач при различных значениях коэффициента сопротивления дороги . У автомобилей с бензиновыми двигателями кривые Qs= f (Va) для каждого заданного  имеют свой минимум, при этом скорости, при которых расход Qs минимальный, уменьшаются с ростом  . Для автомобилей с дизельными двигателями Qs растет, как правило, во всем диапазоне увеличения скорости движения. Слева семейство указанных кривых топливно-экономической характеристики ограничивается линией, соединяющей точки минимальных устойчивых скоростей движения автомобиля на данной передаче. Справа топливно-экономическая характеристика ограничивается кривой, соответствующей путевым расходам топлива при полном использовании мощности двигателя. Чаще всего топливно-экономические характеристики строят для режимов движения автомобиля на высших передачах, но она может быть построена для каждой передачи в трансмиссии. При необходимости получения высокоточных топливно-экономических характеристик их обычно строят по результатам дорожных или стендовых испытаний автомобиля, но возможен также и расчетный путь. Главной сложностью при расчетах таких характеристик является определение для каждой расчетной точки входящей в формулу (134) величины ge удельного расхода топлива двигателем автомобиля на рассматриваемом режиме (определение величин Р и Рw при заданных скоростях движения Va , принятых значениях  и известных конструктивных параметрах автомобиля Ga , тр и Wв после изучения материалов первой и второй глав этой книги особой сложности представлять не должно). В общем случае, величину удельного расхода топлива ge = f (Pe , e ) можно определять тремя различными способами. Первый способ – по нагрузочной характеристике двигателя, представ-ляющей собой графики зависимости часового расхода топлива Gт и удельного расхода топлива ge от эффективной мощности двигателя (рис. 23). При наличии такой характеристики для рассматриваемого двигателя, установлен- ного на автомобиль, задача сводится к нахождению на графике величин gе , соответствующих расчетным значениям развиваемой двигателем мощности Ре = ( Р + Рw) / тр и угловой скорости вращения его коленчатого вала е = Va uтр/rк . Но указанные характеристики не всегда имеются в распоряжении расчетчиков. Второй способ определения величины ge возможен, если мы располагаем зависимостью удельного расхода топлива от степени использования ( И ) мощности двигателя, т.е. графиком ge = f ( И , е ). При этом степень использования мощности двигателя для каждой расчетной точки топливно-экономической характе ристики определяется из соотношения И = (Р + Рw ) / Ревсх тр , т.е. эта величина представляет собой отношение мощностей на преодоление сопротивления дороги, сопротивления воздуха и потерь в трансмиссии к мощности двигателя Ревсх , которую он мог бы развить при движении автомо-биля с расчетной скоростью Vа и соответствующей угловой скоростью вращения коленчатого вала двигателя е = Va uтр /rк при режиме полной подачи топлива. Вид характеристики двигателя типа gе = f (И , е) показан на рис. 24. Третий способ определения ge является аналитическим, использующим полученное по результатам статистического анализа большого числа топливно-экономических характеристик соотношение ge = gер kИ kЕ , (135) где geр – удельный расход топлива двигателем при максимальной мощности, geр = (1,05  1,10) gemin ; kИ – коэффициент, учитывающий влияние степени использования мощности двигателя, kИ = f (И); kЕ – коэффициент, учиты-вающий влияние степени приближения угловой скорости расчетного режима е=Va uтр /rк к угловой скорости при максимальной мощности р; kЕ = f (E), где Е = е /р . Ситуация значительно упрощается, если для данного двигателя имеются графики зависимостей kИ = f (И) и kЕ = f (Е), упрощенное представление о характере которых дает рис. 25. Если таких графиков нет, рекомендуется определять kE и kИ с помощью следующих аналитических выражений, хотя погрешность расчетов в этом случае может возрасти: для всех типов двигателей kE = 1,25 – 0,99E + 0,98E2 – 0,24E3 , (136) для бензиновых двигателей kИ = 3,27 – 8,22И + 9,13И2 – 3,18И3 , (137) для дизельных двигателей kИ = 1,2 + 0,14И – 1,8И2 + 1,46И3 . (138) Рис. 25. Графики зависимостей kЕ = f (Е ) (а) и kИ = f (И ) (б) для определения величины удельного расхода топлива при различных степенях использования мощности двигателя и разных приближениях к его р Однако многочисленные расчеты с использованием указанных зависимостей показали, что удовлетворительные результаты получаются при теоретическом определении величин ge только для бензиновых карбюраторных двигателей. В случае построения топливно-экономических характеристик с использованием полиномов (137) и (138) для современных автомобилей с бензиновыми двигателями, оснащенными топливной аппаратурой распределенного впрыска, и особенно для автомобилей с дизельными двигателями, получаются результаты, заметно отличающиеся от реальных. У автомобилей с дизелями обычно получается принципиально ошибочный результат, приводящий к выводу о наибольшей экономичности режимов движения на низших передачах. Песковым В.И. совместно со специалистами по различным типам ДВС были проведены экспериментальные и теоретические исследования по изучению нагрузочных характеристик современных бензиновых и дизельных двигателей, результаты которых позволяют рекомендовать для расчетного определения величин kИ полиномы пятой степени, существенно повышающие точность расчетов и приближающие их результаты к результатам натурных испытаний. Для автомобилей с дизельными двигателями это полином kИ = 3,52 – 17,24 И + 44,85 И2 – 55,28 И3 + 31,23 И4 – 6,08 И5 . (139) Для автомобилей, оснащенных бензиновыми двигателями с распреде-ленным впрыском kИ = 4,32 – 24,21 И + 71,87 И2 – 107,21 И3 + 78,73 И4 – 22,5 И5. (140) Для автомобилей с бензиновыми карбюраторными двигателями kИ = 4,68 – 22,41 И + 56,97 И2 – 74,96 И3 + 49,75 И4 – 13,03 И5 . (141) Как было отмечено ранее, топливно-экономическую характеристику строят прежде всего для тех передач трансмиссии, на которых автомобиль движется наибольшее время. Для грузового автомобиля такой является прямая передача в коробке передач, для легкового – прямая (или близкая к ней – у переднеприводных автомобилей) и ускоряющая (если она имеется). Один из перечисленных вариантов высшей передачи в трансмиссии необходимо выбрать для построения первого семейства кривых топливно-экономической характеристики автомобиля и соответственно определиться с ее передаточным числом. Далее порядок расчетов включает несколько перечисленных ниже последовательных этапов. 1. Для построения первой кривой топливно-экономической характеристики задаемся минимально возможным коэффициентом сопротивления дороги 1 = f = const. 2. Задаемся несколькими значениями скорости движения автомобиля на выбранной высшей передаче (обычно 5-8 значений Va). 3. Определяем для всех выбранных значений Va затраты мощности на преодоление сопротивления дороги Р = 1GaVa и затраты мощности на преодоление силы сопротивления воздуха Рw = Wв Va3 . 4. Вычисляем соответствующие выбранным значениям Va угловые скорости вращения коленчатого вала двигателя е = Va uтр / rк = Va uкп uдк uо /rк . 5. Вычисляем для каждого значения Va мощность двигателя, потре- бовавшуюся для преодоления сопротивления дороги и сопротивления воздуха движению автомобиля, (см. п. 3.3) Ре = ( Р + Рw ) / тр . 6. Определяем величину ge для каждой расчетной точки (для каждого значения Va ) одним из трех известных нам способов: • если имеется нагрузочная характеристика двигателя, т.е. зависимость ge = f (Pe , e ), находим с ее использованием gei для каждого значения Реi ; • если имеется графическая зависимость ge = f (И , е ), то сначала по внешней скоростной характеристике двигателя определяем для всех расчетных значений е соответствующие им величины развиваемой двигателем мощности Ревсх. Далее вычисляем степень использования мощности двигателя для каждой расчетной точки по формуле И = Ре / Ревсх, а затем определяем gei для каждого вычисленного значения Иi при соответствующем значении еi ; • если мы не располагаем необходимыми характеристиками, при-ходится вычислять ge аналитическим путем с помощью формулы ge = geрkИ kE . Для этого сначала вычисляем geр= (1,05-1,10) gemin , затем определяем Е для всех расчетных точек из соотношения Е =е /р . Далее вычисляем степень использования мощности двигателя И = Ре / Peвсх , предварительно по внешней скоростной характеристике определив для всех расчетных значений е величины развиваемой двигателем мощности Ревсх . С использованием выражений для соответствующих бензиновых двигателей или для дизельного двигателя для всех рассчитанных значений Е и И вычисляем kЕ и kИ для каждой расчетной точки, подстановка которых в формулу (135) позволяет определить необходимые для построения первой кривой Qs1 значения ge . 7. Вычисляем Qs1 = ge (P1 + Pw) / 36т Va тр для каждой расчетной точки и по полученным значениям строим первую кривую топливно-экономической характеристики автомобиля для режима движения при 1 = f = const. 8. Повторяем все этапы расчета при новых значениях  , в итоге получая семейство кривых топливно-экономической характеристики автомобиля (см. рис. 22) при движении на одной из высших передач в трансмиссии. 9. При необходимости, проводим аналогичные вычисления и построения для режимов движения автомобиля на других передачах в коробке передач, при этом, как правило, диапазон изменения величины  на каждой передаче определяется диапазоном изменения на ней динамического фактора автомобиля. Список литературы. 1. Кузьмин, Н.А. Процессы и причины изменения работоспособности автомобилей: учеб. пособие. – Н.Новгород: НГТУ, 2005. – 160 с. 2. Кузьмин, Н.А. Техническая эксплуатация автомобилей: закономерности изменения работоспособности: учебное пособие / Н.А. Кузьмин. – М.: ФОРУМ, 2011. – 208с. 3. Кузьмин, Н.А., Борисов Г.В. Научные основы процессов изменения технического состояния автомобилей: монография / Н.А. Кузьмин, Г.В. Борисов; Нижегород. гос. техн. ун-т им. Р.Е. Алексеева. – Нижний Новгород, 2012. – 270 с. 4. Кузьмин, Н.А., Борисов Г.В. Закономерности изменения работоспо-собности автомобилей: Учеб. пособие / Н.А. Кузьмин, Г.В. Борисов; Нижегород. гос. техн. ун-т им. Р.Е. Алексеева. – Нижний Новгород, 2014. – 249 с. 5. Кузьмин Н.А, Песков В.И. Теория эксплуатационных свойств автомобиля: учебное пособие / Н.А. Кузьмин, В.И. Песков. – М.: Форум; НИЦ ИНФРА-М, 2013. - 256 с.