Теория автомобиля

Федеральное агентство по образованию Московский государственный технический университет «МАМИ» В.В. Селифонов, В.В.Ломакин ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ Рекомендовано УМО по образованию в области транспортных машин и транспортно-технологических комплексов в качестве учебника для студентов вузов, обучающихся по специальности «Автомобиле – и тракторостроение» Москва 2007 УДК 629.113 Селифонов В.В., Хусаинов А.Ш., Ломакин В.В. «Теория автомобиля»: Учебник – М.: МГТУ «МАМИ», 2007 – 104 с.,ил Даны основы теории автомобиля: взаимодействие с опорной поверхностью, сопротивление движению, тягово-скоростные свойства, тормозная динамика, проходимость, устойчивость, управляемость, устойчивость, колебания автомобиля. Рассмотрены вопросы влияния конструктивных параметров автомобиля на его эксплуатационные свойства. Предназначено для студентов ВУЗов, обучающихся на автомобильных специальностях. Может быть рекомендовано конструкторам и исследователям автотранспортных средств. Табл.5. Рис. 54. Библиография 10 назв. Рецензенты: д.т.н. проф.МГТУ «МАМИ», заслуженный деятель науки РФ Шарипов В.М. зав.кафедрой МГТУ им. Баумана д.т.н., проф. Котиев Г.О.  Селифонов В.В., Хусаинов А.Ш. Ломакин В.В. 2007  Издательство МГТУ «МАМИ», 2007 ОГЛАВЛЕНИЕ Основные условные обозначения и определения 5 1. Теория качения эластичного колеса 7 1.1. Общие сведения о колесе 7 1.2. Качение колеса в ведомом режиме 8 1.3. Качение в ведущем режиме 10 1.4. Режимы качения колеса 11 1.5. Скоростные потери при качении колеса 12 2. Внешние силы, действующие на автомобиль 13 2.1. Аэродинамическое сопротивление 13 2.2. Сила сопротивления подъему 16 2.3. Сила сопротивления разгону 16 2.4. Распределение и перераспределение реакций Rz на колесах 17 3. Динамика автомобиля 19 3.1. Внешняя скоростная характеристика двигателя (ВСХ) 19 3.2. Касательные реакции Rx на колесах 20 3.3. Уравнение движения автомобиля 21 3.4. Динамический паспорт автомобиля 23 3.5. Расчет ускорения автомобиля 25 3.6. Расчет пути и времени разгона автомобиля до заданной скорости 26 3.7. Мощностной баланс автомобиля 27 4. Топливная экономичность автомобиля 28 4.1. Общие сведения 28 4.2. Топливная экономичность двигателя 29 4.3. Топливно-экономическая характеристика 29 4.4. Оценка топливной экономичности 31 4.4.1. Движение с постоянной скоростью 31 4.4.2. Движение с ускорением 32 4.4.3. Торможение двигателем 32 4.4.4. Расход топлива на холостом ходу 32 4.5. Конструктивные факторы, влияющие на топливную экономичность 33 4.5.1. Выбор двигателя 33 4.5.2. Выбор передаточного числа главной передачи 33 4.5.3. Выбор передаточного числа первой передачи 34 4.5.4. Выбор передаточных чисел КП 35 4.5.5. Коробка передач с демультипликатором (делителем) 37 4.5.6. Экономическая передача 39 5. Тяговый расчет автомобиля 40 5.1. Исходные данные для расчета 40 5.2. Весовая характеристика автомобиля 40 5.3. Предварительный выбор шин 41 5.4. Оценка Сх прототипа 41 5.5. Оценка КПД трансмиссии прототипа 41 5.6. Необходимая мощность двигателя 41 5.6.1. Мощность двигателя по максимальной скорости автомобиля 41 5.6.2. Мощность двигателя по динамическому фактору на высшей передаче 41 5.6.3. Мощность двигателя грузовых автомобилей 42 5.7. Определяем главную передачу 42 5.8. Определяем первую передачу 43 5.9. Определяем передаточные числа КП 43 6. Проходимость автомобиля 44 6.1. Профильная проходимость 44 6.1.1. Общие требования 44 6.1.2. Преодоление эскарпа с места неведущим колесом 45 6.1.3. Преодоление эскарпа с места ведущим колесом 46 6.1.4. Преодоление эскарпа с места полноприводным автомобилем 47 6.1.5. Динамическое преодоление эскарпа 48 6.2. Опорная проходимость 48 6.3. Влияние дифференциалов на проходимость 51 6.3.1. Симметричный дифференциал 51 6.3.2. Дифференциал повышенного трения 52 6.4. Принудительная блокировка дифференциалов 54 6.4.1. Паразитная мощность в заблокированном мосте 54 6.4.2. Паразитная мощность в трансмиссии с заблокированным дифференциалом в раздаточной коробке 56 7. Тормозная динамика автомобиля 57 7.1. Общие сведения 57 7.2. Тормозной режим эластичного колеса 58 7.3. Торможение (общая схема) 58 7.4. Торможение юзом 60 7.5. Основные показатели процесса торможения 60 7.5.1. Время торможения: 60 7.5.2. Тормозной путь: 61 7.5.3. Тормозные силы, моменты, давление в контуре 62 7.5.4. Пути повышения устойчивости при торможении 64 8. Устойчивость автомобиля 65 8.1. Опрокидывание автомобиля на подъеме 65 8.2. Движение автомобиля на поперечных склонах 65 8.2.1. Соскальзывание со склона 65 8.2.2. Опрокидывание на склоне 66 8.3. Крен кузова 66 8.4. Устойчивость автомобиля против заноса и опрокидывания 67 8.4.1. Занос всех колес 67 8.4.2. Опрокидывание на повороте без учета крена 68 8.4.3. Опрокидывание на повороте с учетом крена 68 8.5. Занос одной из осей автомобиля 70 9. Управляемость автомобиля 75 9.1. Общие сведения 75 9.2. Рулевая трапеция 75 9.3. Динамика автомобиля на жестких колесах 76 9.4. Динамика автомобиля на эластичных колесах 77 9.4.1. Силовой увод шины 77 9.4.2. Кинематический увод шины 79 9.4.3. Кинематический увод оси 80 9.5. Поворот автомобиля на эластичных колесах 81 9.6. Комплексная оценка управляемости автомобиля 82 9.6.1. Коэффициент недостаточной поворачиваемости 82 9.6.2. Коэффициент запаса управляемости 83 9.6.3. Статическая чувствительность автомобиля к управлению 84 9.7. Динамика поворота автомобиля на эластичных колесах 85 9.7.1. Общий случай 85 9.7.2. Частный случай: прямолинейное движение 87 9.8. Автоколебания управляемых колес вокруг шкворня 88 10. Плавность хода автомобиля 91 10.1. Общие сведения 91 10.2. Свободные колебания массы на упругом элементе 93 10.3. Свободные колебания подрессоренной массы двухосного автомобиля без учета затухания и влияния неподрессоренных масс (масса на 2х пружинах) 94 10.4. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля без учета затухания (подвеска без амортизатора) 96 10.5. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания (подвеска с амортизатором) 98 10.6. Вынужденные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания (подвеска с амортизатором в движении) 100 Список литературы……………………………………………………………………………104 Основные условные обозначения и определения Обозначение Размерность Наименование (определение) A м2 Площадь миделева сечения автомобиля (площадь продольной проекции автомобиля на вертикальный экран) a м/с2 Ускорение поступательное (линейное) Af c2/м2 (ч2/км2) Коэффициент, учитывающий влияние скорости на сопротивление качению эластичного колеса по твердой поверхности B м Ширина профиля шины – наибольшая ширина накачанной шины cх – Коэффициент аэродинамического сопротивления автомобиля D0 – Динамический фактор снаряженного автомобиля D50 – Динамический фактор автомобиля, загруженного на 50 % Dа – Динамический фактор полностью загруженного автомобиля e м Снос вертикальной реакции в контакте шина – дорога при качении колеса f0 – Коэффициент сопротивления качению деформируемого колеса по недеформируемой поверхности при малых скоростях Fk H Сила сопротивления качению Fψ H Сила дорожного сопротивления (качению и подъему) Fв H Сила аэродинамического сопротивления fг – Коэффициент внутреннего трения грунта Fи H Сила инерции fк – Коэффициент сопротивления качению деформируемого колеса по недеформируемому грунту (с учетом скорости) fкг – Коэффициент сопротивления качению по мягкому грунту Fп H Сила сопротивления подъему g м/с2 Ускорение свободного падения G0 H Вес снаряженного автомобиля Ga H Полный вес автомобиля ge г/(кВт·ч) Удельный расход топлива GT кг/ч Часовой расход топлива GГ H Вес груза H м Высота профиля недеформированной шины (разность свободного радиуса шины и радиуса ее посадочной поверхности) hg м Высота центра тяжести автомобиля hв м Высота центра парусности (метацентра) i0 – Передаточное число главной передачи iкп – Передаточное число в коробке передач iрк – Передаточное число в раздаточной коробке J кг·м2 Осевой момент инерции KN – Коэффициент коррекции удельного расхода топлива по нагрузке двигателя Kn – Коэффициент коррекции удельного расхода топлива по скорости двигателя Kp – Коэффициент коррекции мощности KT – Коэффициент приспособляемости по моменту двигателя Kω – Коэффициент приспособляемости по частоте вращения вала двигателя Kб – Коэффициент блокировки дифференциала kсц – Коэффициент сцепного веса (доля веса автомобиля на ведущих колесах) L м База автомобиля (расстояние между осями) L1 м Горизонтальная проекция расстояния от центра тяжести до передней оси L2 м Горизонтальная проекция расстояния от центра тяжести до задней оси m кг Масса p Па Давление воздуха в шинах Pa Вт Мощность, требуемая автомобилю для выполнения транспортной работы (с учетом η и Кр) Pe Вт Мощность двигателя по внешней скоростной характеристике Pk Вт Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление сопротивления качению PT Вт Мощность на ведущих колесах (тяговая мощность) Pψ Вт Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление дорожного сопротивления (качению и подъему) Pв Вт Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление аэродинамического сопротивления Pи Вт Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление инерции Pп Вт Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление сопротивления подъему Qs л/км Путевой расход топлива r0 м Свободный радиус – радиус беговой дорожки шины при отсутствии внешних сил rc м Статический радиус – расстояние от центра неподвижного колеса, нагруженного только нормальной силой, до опорной поверхности (дороги) rд м Динамический радиус – расстояние от центра катящегося колеса до опорной поверхности (дороги) rк м Кинематический радиус – отношение продольной составляющей поступательной скорости колеса к его угловой скорости rк0 м Динамический радиус колеса в ведомом режиме (в предварительных расчетах принимают равным статическому радиусу) V м/с Скорость поступательная (линейная) δ – Коэффициент учета инерции вращающихся масс δ1 – Коэффициент учета инерции вращающихся масс двигателя и трансмиссии δ2 – Коэффициент учета инерции вращающихся колес и тормозных барабанов (дисков) ε рад/с2 или с-2 Ускорение угловое λм мм/(Н·м) Коэффициент тангенциальной эластичности шины по моменту λсм – Коэффициент смятия шины – отношение статического радиуса к свободному λх мм/Н Коэффициент тангенциальной эластичности шины по силе ρ кг/м3 Плотность вещества φx – Коэффициент продольного сцепления шины с дорогой φy – Коэффициент поперечного сцепления шины с дорогой ψ – Дорожное сопротивление (качение и подъем) ω рад/с или с-1 Скорость угловая 1. Теория качения эластичного колеса 1.1. Общие сведения о колесе Радиус автомобильного колеса: • Свободный радиус r0 – радиус беговой дорожки при отсутствии внешних сил; • Статический радиус rc – расстояние от центра неподвижного колеса, нагруженного только нормальной силой, до опорной поверхности (дороги); где d – посадочный диаметр шины, м; Н – высота профиля шины, м; λсм = 0,85…0,9 – диагональные шины легкового автомобиля (ЛА); λсм = 0,8…0,85 – радиальные шины ЛА. • Динамический радиус rд – расстояние от центра катящегося колеса до опорной поверхности (дороги). Зависит от сил и моментов, действующих на колесо; • Кинематический радиус rк – отношение продольной составляющей поступательной скорости колеса к его угловой скорости rк = 0 при буксовании; rк → ∞ при торможении юзом. Классификация шин: • Тороидные H = B Маркировка В – d в дюймах или миллиметрах (in или mm) Пример: 6,15 – 13 (обзначение дюймов не приводится, отличить метрические размеры от дюймовых можно только по порядку цифр) • Низкопрофильные Н Тf (rк< rк0) 8. Ведущий с пробуксовыванием. В контакте колеса с опорной поверхностью все точки имеют скольжение Тк > Тf (rк< rк0) 9. Ведущий режим с полным бускованием Тк > Тf = RXmax rк0 =Gк · φх rк0 (rк=0) 1`, 9` – чистое скольжение колеса соответственно юз и буксование. В ведущем режиме при наличии нескользящих точек в контакте колеса с опорной поверхностью радиус качения определяют следующим образом: где λх, λм – коэффициент тангенциальной эластичности шины соответственно по силе (мм/Н) и по моменту (мм/(Н·м) или Н-1); rк0 – радиус качения в ведомом режиме (обычно принимают равным статическому радиусу). λх, λм определяют по ГОСТ 17696-72. λм = (15…25)·10-6 Н-1 для легковых автомобилей; λм = (6…12)·10-6 Н-1 для грузовых автомобилей. Пример: Для шины ВЛи-5 6,95-16,00 λх =0,03 мм/Н; λм = 0,01 мм/(Н·м) = 10 · 10-6 Н-1 При торможении при наличии нескользящих точек в контакте колеса с опорной поверхностью юзом или буксовании rк = rкс+ λх · Rx rк = rк0+ λм · Тк, 1.5. Скоростные потери при качении колеса У ведущего колеса кроме силовых потерь, есть еще и скоростные потери, связанные с изменением кинематического радиуса колеса: с увеличением Тк уменьшается rк, следовательно, при той же частоте вращения колеса его скорость уменьшается. Оценим это: Мощностной баланс колеса: Pак=Pа+Pf+PΔV , где Ра, Рf, PΔV – мощность, затрачиваемая колесом соответственно на перемещение автомобиля, сопротивление качению и скоростные потери (частичная пробуксовка колеса в контакте с дорогой). Найдем мощность скоростных потерь по разности радиуса в ведомом режиме (≈статическому радиусу) и кинематического радиусов: =ωк (rк0 – rк) ΔP = Rx = Rх ·ωк (rк0 – rк). Поскольку rк = rкс+ λх · Rx, то , подставив значение rк, , приняв в первом приближении rкс = rк0, получим ΔP = Rx = Rх2 ·ωк λх Примечание: Мощность скоростных потерь пропорциональна квадрату реализуемой горизонтальной реакции. Разделение Rx по нескольким мостам позволяет уменьшить скоростные потери. Мощность, подведенная к колесу – Pак = Tк ·ωк; Мощность, которую колесо отдает автомобилю Pа = Rx ·V = Rx ·ωк · rк; Мощность сопротивления качению Pf = Тf · ωк Tк ·ωк = Rx ·ωк · rк + Тf · ωк + Rх · ωк · (rк0 – rк); Tк ·ωк = Rx ·ωк · rк + Тf · ωк + Rх · ωк · rк0 – Rх · ωк · rк; Сократив ωк, получим . КПД автомобильного колеса: , подставив Rх получим . rк/rк0 – коэффициент скоростных потерь; (Тк–Тf)/Tк – коэффициент силовых потерь. 2. Внешние силы, действующие на автомобиль 1.6. Аэродинамическое сопротивление Дорожная эксплуатационная мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивлений, весьма велика (см рис.). Для поддержания равномерного движения (190 км/ч) четырех дверного седана, массой 1670 кг, площадью миделя 2,05 м2, Сх = 0,45 требуется около 120 кВт мощности, причем 75 % мощности затрачивается на аэродинамическое сопротивление. Мощности, затрачиваемые на преодоление аэродинамического и дорожного(качения) сопротивления приблизительно равны на скорости 90 км/ч, и в сумме составляют 20 – 25 кВт. Считается, что дизайнер автомобиля имеет полную власть над аэродинамическими характеристиками автомобиля. Но это не совсем так. Аэродинамическое сопротивление автомобиля имеет пять составляющих: 1. Сопротивление формы 52 % 2. Интерференционное сопротивление 16 % 3. Индуктивное сопротивление 15 % 4. Поверхностное сопротивление 5 % 5. Сопротивление внутренних течений 12 % Пункты 1 и 2 находятся во власти дизайнера (67 %), но за 33 % сопротивлений (пп 3 – 5) ответственен конструктор (технолог). 1. Сопротивление формы. Необходимо обеспечить низкое давление, как перед автомобилем, так и позади него. Этому условию удовлетворяет форма капли, но она не удовлетворяет множеству других требований (размещение пассажиров, грузов, агрегатов). Основная тенденция – снижение высоты авто. Скругление и плавный подъем линии капота – нет срыва, Без скругления и плоский капот – срыв потока. Угол задней двери универсала (пример): До 200 – Сх=0,34 20…300 – Сх круто растет до 0,44 30…350 – Сх круто падает до 0,40 более 350 – Сх =0,40 2. Индуктивное сопротивление. Обтекание кузова воздухом сопровождается ускорением потоков и соответствующим снижением давления ниже атмосферного: - передняя кромка капота; - передняя кромка крыши; - углы ветрового стекла. Под днищем, наоборот, повышенное давление. Это приводит к появлению подъемной силы, которая требует затрат энергии и не приводит к преодолению сил сопротивления движению, действующих в плоскости дороги. Эта сила не опасна до скоростей 100 – 120 км/ч. Но при высоких скоростях Такая сила ведет к возможности потери управляемости и устойчивости. 3. Поверхностное сопротивление Вследствие вязкости воздуха образуется пограничный медленно (относительно) текущий слой. Для пограничного слоя характерно наличие некоторой критической скорости, ниже которой улучшение шероховатости не играет роли. У автомобиля шероховатость покрытия обычно 0,5–1 мкм. Полирование такого покрытия не эффективно даже для F–1. Существенен разброс сопротивлений крепежных элементов: • Заклепка «в потай» – 1 • Низкая головка клепки – 20 • Сферическая головка клепки – 160 • Цилиндрическая головка болта –210 • Шестигранная головка болта – 400 Сопротивление ребер (поперек потока): • плоскость – 1; • валик – 80; • брусок – 130. Сопротивление зазоров при поперечном обтекании: 00… -50 1 -10…-70 1,17 1,39 -100…+50 6,66 При продольном обтекании сопротивление зазоров еще меньше. 4. Интерференционное сопротивление Выступающие части кузова существенно увеличивают аэродинамическое сопротивление автомобиля за счет появления завихрений потоков воздуха, ведущих к появлению дополнительного сопротивления. Сопротивление кузова +сопротивление выступа меньше сопротивления кузова с выступом. Пример. Зеркало заднего вида отдельно – сопротивление 100 %. Т.к. скорость потока вблизи угла ветрового стекла на 20–30 % больше скорости автомобиля, то сопротивление зеркала будет 165 %. Если само зеркало имеет не обтекаемую форму, то за ним образуется турбулентность, что еще увеличивает сопротивление зеркала на 40–60 %. Таким образом, сопротивление зеркала достигнет 250–300 % от первоначального уровня. Если снять некоторые элементы с кузова, то обнаружится снижение сопротивления: Дверные ручки – 1…3 % Зеркала –3…5 % Отражатель насекомых 5…9 % Внешние солнцезащитные козырьки 10…18 %. Снижение сопротивления формы приводит к усилению влияния интерференционного сопротивления: появление в ламинарном потоке препятствия приводит к срыву потока… 5. Сопротивление внутренних потоков ◦ Охлаждение двигателя - без обвески – 100 % - с бампером – -30 % - с решеткой – -10 % - со щитком – +20 % - с вентилятором с кожухом – +30 % ◦ Охлаждение тормозов ◦ Вентиляция салона СИЛА СОПРОТИВЛЕНИЯ ВОЗДУХА Все составляющие сопротивления воздуха трудно определяются аналитически. Поэтому в практике нашла применение эмпирическая формула, имеющая для диапазона скоростей движения, характерного для реального автомобиля, следующий вид: где сх – безразмерный коэффициент обтекаемости воздухом, зависящий от формы тела; ρв – плотность воздуха ρв= 1,202…1,225 кг/м3; А – площадь миделева сечения (площадь поперечной проекции) автомобиля, м2; V – скорость автомобиля, м/с. В литературе встречается коэффициент сопротивления воздуха kв: Fв = kв А V2, где kв =сх ρв/2, –коэффициент сопротивления воздуха, Нс2/м4. …и фактор обтекаемости qв: qв = kв · А. Если вместо сх подставить сz, то получим аэродинамическую подъемную силу. Площадь миделева сечения для авто: А=0,9 · Вmax · Н, где Вmax – наибольшая колея автомобиля, м; Н – высота автомобиля, м. Сила приложена в метацентре, при этом создаются моменты. Скорость сопротивления потока воздуха с учетом ветра: , где β – угол между направлениями движения автомобиля и ветра. Сх некоторых автомобилей ВАЗ 2101…07 0,48 Оpel astra Sedan HatchBack Wagon 0,33 ВАЗ 2108…15 0,47…0,43 0,36 ВАЗ 2110 0,33 0,35 ВАЗ 2111 0,36 Peugeot 307 0,36 ВАЗ 2112 0,34 Land Rover FreeLander 0,44 ВАЗ 2102…04 0,48 Ford Maverick 0,44 ВАЗ 2121…214 0,536 автобус > 0,7 ВАЗ 2123 0,455 грузовик > 0,85 М2141 0,35 грузовик с прицепом > 1,25 1.7. Сила сопротивления подъему Fп = Gа sin α. В дорожной практике величину уклона обычно оценивают величиной подъема полотна дороги , отнесенную к величине горизонтальной проекции дороги и обозначают i, , выражая полученное значение в процентах. При относительно небольшой величине уклона допустимо в расчетных формулах при определении силы сопротивления подъему использовать не sin α., а величину i в относительных значениях. При больших значениях величины уклона замена sin α величиной i недопустима. 1.8. Сила сопротивления разгону При разгоне автомобиля происходит разгон поступательно движущейся массы авто и разгон вращающихся масс, увеличивающих сопротивление разгону. Это увеличение можно учесть в расчетах, если считать, что массы автомобиля движутся поступательно, но использовать некую эквивалентную массу mэ, несколько большей ma ( в классической механике это выражается уравнением Кенига) Используем метод Н.Е. Жуковского, приравняв кинетическую энергии поступательно движущейся эквивалентной массы сумме энергий: , где Jд – момент инерции маховика двигателя и связанных с ним деталей, Н·с2·м (кг·м2); ωд – угловая скорость двигателя, рад/с; Jк –момент инерции одного колеса. Так как ωк = Vа/rk, ωд = Vа·iкп ·io/rk, rk = rk0, то получим . Момент инерции J узлов трансмиссии автомобилей, кг· м2 Автомобиль Маховик с коленвалом Jд Ведомые колеса (2 колеса с тормозными барабанами), Jк1 Ведущие колеса (2 колеса с тормозными барабанами и с полуосями) Jк2 ВАЗ 2101 0,13 1,1 1,42 ВАЗ 2121 0,13 – 9,47 УАЗ 31514 0,37 – 13,0 ГАЗ 3110 0,32 2,44 2,52 ГАЗ 53А 0,52 18,0 35,6 КАМАЗ 5320 2,11 23,3 98,5 Произведем замену: mэ = mа · δ, где. Если автомобиль загружен не полностью: . Если автомобиль идет накатом: δ = 1 + δ2 Сила сопротивления разгону автомобиля (инерции): Fи = mэ · аа = δ · mа · аа. В первом приближении можно принять: δ = 1,04+0,04 iкп2 1.9. Распределение и перераспределение реакций Rz на колесах Для неподвижного авто на горизонтальной площадке Rz1 = Ga · L2/L; Rz2 = Ga · L1/L. Для движущегося по горе авто (см. схему) Сумма моментов относит заднего ведущих колеса = 0: Tf1 = Rx1 · rд = f · Rz1 rд Tf2 = Rx2 · rд = f · Rz2 rд Tf1+ Tf1= f Rz1 rд+ f Rz2 rд = (Rz1 + Rz2) f rд = Ga cos α f rд. Из суммы моментов выразим Rz1: . kα kв kи kf Сравнивая последнее с Rz1 на горизонтальной площадке в статике заменим: mg1 = kα + kв + kи + kf – коэффициенты влияния соответственно подъема, сопротивления воздуха, ускорения и сопротивления качению. Аналогично для задних колес: mg2 = kα + kв + kи + kf. . Предельные значения коэффициентов перераспределения нормальных реакций mg: Переднеприводные Заднеприводные Rz1 0,85 0,79 Rz2 1,15 1,21 3. Динамика автомобиля 1.10. Внешняя скоростная характеристика двигателя (ВСХ) Tтр = Te – Je εe – момент, подведенный к трансмиссии; Идеальным можно считать независимость Те от ωе, т.е. Те = const в функции частоты вращения вала двигателя Tk = Tтр iтр – Tптр – момент, подведенный к колесам; iтр = iк i0 – передаточное число трансмиссии; Если в трансмиссии исключены скоростные потери (агрегаты трансмиссии образованы узлами с зубчатыми зацеплениями), то можно считать, т.е. если трансмиссия «жесткая»: Tk = Tтр iтр ηтр; ηтр= ηк ηкард η0; Tк = (Te – Je εe) iк i0 ηтр. <=Автомобилю с таким двигателем не нужна КП. ω0 – min устойчивая по нагрузке угловая скорость двигателя; ωTmax– угловая скорость при max крутящем моменте; Реальная внешняя характеристика современного двигателя внутреннего сгорания: ωPmax– угловая скорость при max мощности двигателя; Для графиков зависимости крутящего момента от частоты вводят коэффициент приспособляемости по моменту Кт = Тmax/ТРmax. Обычно 1< Кт < 2. Для паровой машины Кт = 2, но низок КПД; Для газовой турбины Кт=1,8, но высока неравномерность расхода топлива на разных оборотах; Коэффициент приспособляемости по частоте вращения вала двигателя Кω=ωPmax/ωTmax Характеристики двигателей Тип двигателя (автомобиля) Наддув (турбонаддув) Кт Кω Диапазон частот, ωmax/ωmin Искровой – 1,25…1,3 1,33…1,54 4…7 + 1,3…1,35 дизельный легковой – 1,15…1,2 1,18…1,66 3,5…5 + 1,2…1,3 грузовой – 1,1…1,15 1,11…2,5 1,8…3,2 +* 1,15…1,3 *– с интеркуллером Кт = 1,25…1,4 Между крутящим моментом и мощностью двигателя есть жесткая связь: Ре = Те · ωе. Индекс «е» указывает на то, что параметр «эффективный», т.е. при полной подаче топлива. Так как найти ВСХ трудно, поэтому задаем зависимость мощности и крутящего момента от максимальной мощности в функции относительных оборотов в виде полинома третьего порядка: ; . Из условий удовлетворения этих зависимостей значению мощности при частоте максимальной мощности, значению максимального момента при частоте максимального момента и условия перегиба кривой максимального момента при частоте максимального момента получаем три линейных уравнения, решение которых позволяет определить значения коэффициентов полинома: ; ; . Для всех двигателей а+b+c=1 Мощность и крутящий момент реального двигателя следует уменьшить: Кр = 0,85…0,9 – коэффициент коррекции мощности двигателя. Ре=Кр · Ре пасп, где Кр – коэффициент коррекции мощности: Если Pe пасп нетто – Кр = 1; …брутто – Кр = 0,93…0,95 (без КП, ГУР, кондиционера, печки без вентилятора и т.п.). Расчетные формулы: Те=1000 Ре/ωе или Те=9549 Ре/nе . 1.11. Касательные реакции Rx на колесах Реакция по Х на ведомых колесах , где f – коэф. сопротивления качению; Rz1 – суммарная реакция на ведомых колесах; m – число ведомых колес. Реакция по Х на ведущих колесах , Tк – суммарный крутящий момент, подведенный к полуосям; n – число ведущих колес. С учетом зависимости крутящего момента от скорости двигателя, силу тяги можно переписать в следующем виде , Те – текущее значение крутящего момента. 1.12. Уравнение движения автомобиля 1 условие – возможность движения Необходимо, чтобы касательная реакция на ведущих колесах была больше или равна сумме касательных реакций на ведомых колесах и проекций внешних сил на плоскость дороги (включая силы инерции): Rx2 ≥ Rx1 + ΣFвнеш. 2 условие - Касательная реакция на ведущих колесах не должна превышать своего предела по сцеплению: Rx2 ≤ Rz2 ∙ φx Введем понятие условной силы тяги Fт Тогда Fт = Fк + Fп + Fв + Fи (Тяга=колеса+подъем+воздух+инерция) Fк и Fв – при движении авто существуют всегда; Fп и Fи – могут отсутствовать. ; Fk = fк Ga cos α; Fп= Ga sin α Объединим Fk+Fп в силе сопротивления дороги Fψ=Fk+Fп= fк Ga cos α + Ga sin α = Ga (fк cos α + sin α). Ψ = f cos α+ sin α – коэффициент дорожного сопротивления. Fψ= Ga Ψ; Fв = 0,5 сх А ρв V2; Fи = δ mа аа. Уравнение движения автомобиля примет вид: . Тяговую характеристику автомобиля можно проиллюстрировать графически набором кривых зависимости условной силы тяги от скорости движения автомобиля. Очевидно, что характер этих зависимостей определяется передаточным числом трансмиссии Тяговый баланс автомобиля (силовой баланс) FТ1/FТ2=i1/i2 и т.д. Для аналитического описания тяговой характеристики автомобиля можно воспользоваться аналитическим описанием внешней характеристики двигателя Учитывая, что , а ωе = Va ·i0 ·iкп/rк, получим ΔF = Fт – Fψ– Fв – избыток силы автомобиля на текущей скорости (запас тяги). Максимально возможное ускорение на текущей скорости: . Максимально возможный подъем на данной передаче: Максимально возможный вес прицепа (равномерное движение по горизонту): Допустим, что Fв приц= 0,25 · Fв авт, тогда F f приц= Gприц · fmax ΔF = 0,25 · Fв авт + Gприц · fmax; откуда . График тягового баланса позволяет решать и другие задачи. Согласно второму условию: При равномерном движении исчезает инерционная составляющая тягового баланса: ; – при больших φx можно пренебречь fк. Пример: ЛА: Те=100 Н·м (скорректирован) ; Jд=0,132 кг·м2; iкп=4,1; i0=4,22; ηтр=0,9; Jк=0,7 кгм2; n=2; Rz2=7550 Н; rc=0,28 м; а=2 м/с2. Проверить 2 условие (движение без пробуксовки) εк = а / rк; εк = 2 / 0,28 = 7,14 с-2. εе = εк · iкп · i0. εе =7,14 · 4,1· 4,22 = 123 с-2. Ускоренное движение: FТ =[(100 – 0,132 · 123) · 4,1 · 4,22 · 0,9 – 2 · 0,7 · 7,14 –7550 · 0,016 · 0,28] / 0,28 = 4501,91 Н. Равномерное движение: FТ =[100 · 4,1 · 4,22 · 0,9] / 0,28 – 7550 · 0,016 = 5561 – 120,8 = 5440,2 Н. Максимально возможная тяга по сцеплению (принимаем φx.= 0,7: Fт max = Rz2 φx. Fт max = 7550 · 0,7 = 5290 Н. Таким образом, при ускоренном движении ведущие колеса автомобиля начинают буксовать, в то время, как при равномерном движении они обладают запасом тяги по сцеплению. Динамический паспорт автомобиля Тяговая характеристика не удобна для сравнения свойств автомобилей с разными массой и аэродинамическим сопротивлением: на одной и той же дороге автомобили будут иметь разные максимальные скорости, разное время разгона (ускорение), разные предельные углы подъема. Сила тяги определяется: Fт = Fк + Fп + Fв + Fи, где Fк, Fп, Fв, Fи – сила сопротивления соответственно качению колес, подъема, воздуха, инерции. Изменим структуру, объединив с одной стороны силы, зависящие от веса автомобиля, а с другой – независящие: Fт – Fв = Fк + Fп + Fи Преобразуем правую часть Fт – Fв = ψ · Ga + ma · δ · а Поделим обе части на Ga Назовем отношение разницы силы тяги и силы сопротивления воздуха к весу автомобиля динамическим фактором Da Таким образом, динамический фактор затрачивается на преодоление удельного сопротивления движению и удельного сопротивления инерции: – динамический баланс Графическую зависимость D(V) называют динамической характеристикой полностью груженного автомобиля, а с учетом загрузки автомобиля получим динамический паспорт автомобиля. Dmax – максимальный динамический фактор на высшей передаче определяет диапазон дорожных сопротивлений, преодолеваемых автомобилем без переключения на низшие передачи; Vкр – критическая скорость движения определяет диапазон устойчивого движения на высшей передаче при работе двигателя с полной подачей топлива. При V>Vкр увеличение дорожного сопротивления вызывает падение скорости, но при этом возрастает D, скорость стабилизируется на более низком уровне, двигатель работает устойчиво. При V i02 > i03 . Чем медленнее главная передача (больше передаточное число i0), тем больше крутящий момент на колесе, следовательно, больше запас мощности, но меньше процент загрузки двигателя и экономичность автомобиля. При одном двигателе на данной дороге автомобиль достигнет наибольшей максимальной скорости в том случае, если двигатель работает на режиме максимальной мощности. Расчет i0, обеспечивающего максимальную скорость при данном двигателе Исходные данные: • Рmax, ω Рmax – максимальная мощность (нетто) выбранного ДВС, развиваемая при соответствующей частоте • Размер шин (радиус при максимальной скорости); • Сопротивления движению: ◦ f0, Af – сопротивление качению ; ◦ Сх, А – параметры аэродинамического сопротивления; ◦ ηтр – КПД трансмиссии на прямой передаче. Решение: Находим Vmax , для чего составляем уравнение мощностного баланса: . Раскрываем скобки и группируем коэффициенты: . Приводим к каноническому виду: , где ; ; . По «формулам Кардано» найдем действительный корень кубического алгебраического уравнения [Бронштейн: Справочник по математике/ Алгебраические уравнения/С. 168 – 169]: где . Эту работу можно проще выполнить графически, построив зависимость суммарной мощности сопротивления движению в функции скорости и проведя горизонталь на уровне максимальной скорости с учетом К.П Д. трансмиссии. Пересечение параболы кривой суммарного сопротивления с горизонталью мощности определит значение максимальной скорости Пример расчета Vmax УАЗ–452: Ga=25774 H; f0=0,018; Af=3,47222·10-6 c2/м2; Сx=0,753; A=2,93 м2; ρв=1,202 кг/м3; Pmax=70 л.с.= 51450 Вт; ηтр=0,86. к2=1,3275911; к0=31988,59; к1=349,45396; D=257398000; Vmax = 28,09 м/с = 101 км/ч. 1. Для имеющихся шин вычисляем ωк , 2. Находим i0: . Примечание: i0 – рассчитано для iкп_высш = 1. В противном случае было найдено произведение iкп · i0: . Поскольку в инженерной практике чаще используют техническую систему единиц, то формулу для определения значения передаточного числа главной передачи можно представить следующим образом: 0,377* rk * nN i0 = --------------------- Vmax В данной формуле Vmax подставляем в км/час, rk метрах, а nN в об/мин. Выбранное значение передаточного числа главной передачи необходимо проверить на предмет обеспечения автомобилю необходимой «приемистости» при движении на высшей передаче. Одним из наиболее приемлемых способов такой проверки является величина максимального динамического фактора на высшей передаче. Для определения значения максимального динамического фактора на высшей передаче необходимо по известной частоте вращения вала двигателя на режиме максимального момента определить скорость движения автомобиля на высшей передаче, при которой двигатель работает на режиме максимального момента, по значению скорости рассчитать величину силы аэродинамического сопротивления, по значению максимального момента двигателя рассчитать условную силу тяги и затем определить величину максимального динамического фактора при движении на высшей передаче. Его величина не должна быть меньше 5%. Для грузовых автомобилей передаточное число главной передачи выбирается из условия работы автомобиля на режиме номинальной скорости 0,377* rk * nном i0 = --------------------- Vном Поскольку при выборе мощности двигателя грузового автомобиля по показателям номинальной скорости необходимая приемистость автомобиля на высшей передаче уже обеспечена заданным отношением номинальной и минимальной мощностей, в проверке по максимальному значению динамического фактора при движении на высшей передаче в этом случае нет необходимости. 4.5.3. Выбор передаточного числа первой передачи На первой передаче автомобиль должен преодолевать заданное максимальное дорожное сопротивление ψ.max Fтmax = Fψmax = Ga ψ.max ψ.max = f cos ά max + sin ά max ά max – максимальный заданный потребителем дорожный подъем. Для дорожных легковых автомобилей ά max должен быть не менее 160. Для внедорожных автомобилей задаваемый максимальный подъем может быть значительно больше (до350). Поскольку максимальное дорожное сопротивление преодолевается с постоянной скоростью, сопротивление инерции в данном случае не учитывается Максимальная тяга на первой передаче: ; Преодоление максимального дорожного сопротивления Fт = Fψ max EMBED Equation.3 . Вместе с тем передаточное число первой передачи не должно превышать значения, при котором ведущие колеса будут буксовать на дороге с максимально возможным сцеплением. Следовательно, FI должна быть меньше или равна значения Fφmax Fφmax = Ga · kсц · mдв · φ Здесь: kсц – коэффициент сцепного веса, показывающий, какая часть общего веса автомобиля приходится на ведущие колеса; - mдв – коэффициент динамического перераспределения нормальных реакций на ведущих колесах; - φ – коэффициент сцепления ведущих колес с опорной поверхностью FI ≤ Fφmax Отсюда, передаточное число первой передачи не должно превышать по своему значению величины: Ga · kсц · mдв · φ · r·к iI ≤ ------------------------ Tmax ·i0 ·ηтр Таким образом, получаются две границы значений передаточного числа главной передачи, позволяющие без труда выбрать рациональное значение, обеспечивающее уверенное преодоление максимального заданного сопротивления без буксования ведущих колес 4.5.4. Выбор передаточных чисел КП Первая и главная передачи рассчитаны ранее. Автомобиль без демультипликатора (нет раздаточной коробки или нет пониженной передачи в раздаточной коробке). Для улучшения динамической и топливно-экономической характеристик автомобиля необходимо ввести промежуточные передачи в КП. Чем больше ступеней в КП, тем лучше тяговые и топливно-экономические характеристики автомобиля. Но количество ступеней ограничено временем переключения: чем меньше время переключения, тем больше может быть передач, тем больше средняя мощность, используемая при разгоне, тем лучше динамика. С увеличением числа передач легче подобрать оптимальный режим работы двигателя для данной скорости движения в конкретных дорожных условиях, следовательно, экономичность автомобиля улучшается. При разгоне до 100 км/ч вполне достаточно иметь 4 передачи, до 200 км/ч – 6. Наиболее распространенной методикой определения передаточных чисел промежуточных передач КП является разбивка по геометрическому ряду: , где n – выбранное число передач ; к – номер рассчитываемой передачи; i1 – выбранное ранее передаточное число первой передачи. В данное число передач ни в коем случае нельзя включать экономическую передачу, о необходимости которой и методике выбора ее передаточного числа речь будет идти ниже. Скоростная характеристика автомобиля на различных передачах Справка для построения: 1. Строим график Vi(ω) на прямой передаче (произвольно) и Ре(ω). 2. Задаем диапазон скоростей двигателя ω1 – ω2. 3. Определяем Va3. Строим Vi-1(ω), Определяем ii-1. 4. Повторяем п.3 несколько раз. В случае 2-х ступенчатой КП при разгоне на 1-й передаче в интервале скоростей Va0 – Va1 скорость двигателя изменяется от ω1 до ω2. При этом мощность двигателя изменяется от Р1` до Р2. Если же имеются еще 2 промежуточные передачи, то диапазон скоростей сужается, разброс мощности уменьшается, растет динамика автомобиля. Увеличение числа передач улучшает динамику. Автомобиль с бесступенчатой трансмиссией при условии равенства К.П.Д. со ступенчатой коробкой передач более динамичен по определению. Разбивка по геометрическому ряду обеспечивает тождественность диапазонов скоростей работы двигателя на разных передачах (т.е. двигатель работает всегда в одном и том же диапазоне частот). При проектировании зубчатого зацепления реальной КП её передаточные числа неизбежно «деформируются». При этом желательно, чтобы высшие передачи сблизились: . Существует альтернативная методика определения передаточных чисел КП – гиперболическая разбивка, при которой высшие передачи получаются сближенными сразу: . Гиперболический ряд обеспечивает равенство диапазонов скоростей на каждой передаче при разгоне. Ряды передаточных чисел в КП № КП УАЗ 452 VW Golf 5 Opel-Astra Геометр Гиперб Завод Геометр Гиперб Завод Геометр Гиперб Завод 1 4,124 4,124 4,124 3,460 3,460 3,46 3,730 3,730 3,73 2 2,571 2,020248 2,641 2,288 1,901 1,96 2,405 1,953 1,96 3 1,604 1,337803 1,58 1,512 1,311 1,28 1,551 1,323 1,31 4 1 1 1 1 1 0,98 1 1 0,95 4.5.5. Коробка передач с демультипликатором (делителем) В трансмиссии автомобилей передачи есть всегда в КП, почти всегда в РК (делителе) и, крайне редко – в главной передаче (двухступенчатая главная передача – не путать с двойной главной передачей!!!) Некоторым машинам предъявляют особые требования к трансмиссии: • Спец. автомобили – по технологическим соображениям требуется малая скорость Vmin движения, меньшая устойчивой скорости на 1 передаче: . • Тяжелые грузовики – для обеспечения оптимальной загрузки двигателя во всем диапазоне скоростей требуется большое количество передач (12, 18, 24). Расчет передаточных чисел трансмиссии тяжелых грузовиков выполняют по геометрическому ряду: рассчитывают общий ряд передаточных чисел и КП и дополнительной коробки (делителя) по единой разбивке, но число ступеней трансмиссии определяет произведение чисел передач в КП и делителя: п = пкп · прк. Обычно прк = 2. В этом случае передаточное число делителя будет равно отношению передаточного числа любой нечетной передачи к передаточному числу следующей передачи или передаточному числу передачи, предшествующей прямой (номера передач по объединенному ряду!!!). Передаточные числа четных передач (по объединенному ряду) будут равны передаточным числа в КП (в коробке, разумеется, передач вдвое меньше, чем в объединенном ряде). • Автомобили повышенной проходимости – необходимо преодолеть высокое дорожное сопротивление. Большая тяга нужна только в диапазоне низких скоростей (в тяжелых дорожных условиях быстро не ездят). В этом случае необходимо рассчитать передаточное число первой передачи дважды (см. п. 4.5.3) для двух дорожных сопротивлений: • ψmax – максимальное дорожное сопротивление, которое автомобиль может преодолеть на первой пониженной передаче; Это сопротивление в основном определяется значительно большей величиной подъема (до 350 – 400), который должен преодолевать автомобиль высокой проходимости • ψ1 – максимальное дорожное сопротивление, которое автомобиль может преодолеть на первой повышенной (прямой в РК) передаче. Деление полученных передаточных чисел и даст искомое передаточное число демультипликатора (РК). Передаточные числа в КП рассчитывают по геометрическому (для внедорожников) и, чаще, по гиперболическому (для вседорожников и «паркетников») рядам (см. п. 4.5.4). 4.5.6. Экономическая передача В случае, если необходимо лишь поддерживать некоторую скорость (не максимальную), для улучшения топливной экономичности применяют дополнительную передачу, как правило, ускоряющую. (КПД такой передачи у трехвальных КП меньше, но потери компенсируются экономией топлива.) Правильный выбор экономической передачи позволяет оптимизировать коэффициенты загрузки Рэк = (0,7 … 0,8)·Pmax и скорости двигателя ωэк = (0,6…0,7)·ωmax… Передаточное число для экономической передачи выбирается так, чтобы на заданном скоростном режиме обеспечить топливную экономичность автомобиля: 1. По минимальным значениям удельного расхода топлива на каждой частоте вращения вала двигателя определяем и строим так называемую характеристику минимальных расходов топлива – т.е. зависимость мощности от частоты вращения, при работе по этой характеристике двигатель работает с минимальными удельными расходами топлива. 2. Задаемся скоростью (Vэк), топливная экономичность при движении с которой имеет наибольшее значения (например, эта скорость входит в обязательные показатели топливной экономичности). Рассчитываем мощность двигателя (Nэк), которую тот должен развивать при движении автомобиля с этой скоростью. 3. По характеристике минимальных расходов топлива определяем частот у вращения вала двигателя, при которой двигатель обеспечит развитие потребной мощности (nэк), работая с минимально возможными удельными расходами. 4 Находим iэк: , или, в технической системе единиц 0,377 nэк rk iэк = ------------------ Vэк i0 Наибольшей экономичности автомобиля можно достичь, применяя бесступенчатую КП. Однако это весьма сложно: низкий КПД таких КП и сложный алгоритм до недавних пор сдерживал их применение. Однако в последнее время они находят все более широкое применение: Honda HRV и CRV с коробкой CVT и др. Есть разработки и на ВАЗе. 5. Тяговый расчет автомобиля 1.21. Исходные данные для расчета Для выполнения тягового расчета автомобиля необходимы следующие сведения о проектируемом автомобиле: Из технического задания: 1. Максимальная скорость автомобиля Vmax; 2. Полный вес автомобиля Ga; 3. Максимальное дорожное сопротивление ψmax; 4. Максимальный динамический фактор Dmax; Из характеристик автомобиля–прототипа: 5. Габариты, в частности, высота H и колея автомобиля, B; 6. База автомобиля L; 7. Координаты центра тяжести hg; 8. Снаряженный вес автомобиля G0; 9. Сх автомобиля (или Vmax прототипа и Pe); 10. Внешняя скоростная характеристика двигателя (или Pmax при nmax, Tmax при nт, или Рmax, кт, кω) Кроме того, необходимы: 11. Коэффициент сопротивления качению – f0 и Аf; 12. Коэффициент коррекции мощности двигателя Кр; 13. КПД трансмиссии η; 14. Моменты инерции основных вращающихся масс – маховика и колес 1.22. Весовая характеристика автомобиля Полная масса автомобиля определяется снаряженной массой и массой полезного груза: ma = mс + mп. Распределение массы по осям снаряженного автомобиля желательно 55/45 %. Полная масса легкового автомобиля обычно распределяется 45/55 % (что плохо влияет на устойчивость и управляемость автомобиля, но улучшает тяговые свойства заднеприводных автомобилей); Распределение веса некоторых автомобилей, % Автомобиль Снаряженный Полный mc1 mc2 mа1 mа2 ЗАЗ 968 40 60 40 60 ВАЗ 2107 54 46 46 54 ГАЗ 24 53 47 48 52 ВАЗ 2121 60 40 48 52 УАЗ 469 54 46 42 58 УАЗ 452 55 45 49 51 УАЗ 452Д 55 45 45 55 1.23. Предварительный выбор шин Окончательно шины выбирают после расчета управляемости автомобиля. 1. Определяем максимальную статическую нагрузку на колесо: Gk1=ma1·g/n1; Gk2=ma2·g/n2; где n1,2 – число передних/задних колес. Выбираем наибольшую нагрузку на колесо. 2. По каталогам выбираем шины по грузоподъемности и скорости. 3. Определяем радиусы колеса: rc = 0,5 d + Δ В λсм, где λсм = 0,85…0,9 – диагональные шины ЛА, λсм = 0,8…0,85 – радиальные шины ЛА; d– посадочный диаметр шины; Δ – H/B шины; Н, В – высота и ширина профиля шины. 1.24. Оценка Сх прототипа (методика справедлива только для маломощных автомобилей) ,где Vmax – максимальная скорость прототипа; Pе – максимальная мощность двигателя прототипа; Ga – полный вес прототипа. 1.25. Оценка КПД трансмиссии прототипа , где z, k, n – число соответственно прямозубых и косозубых зацеплений, карданных шарниров. КПД рассчитывают для всех вариантов включения трансмиссии. 1.26. Выбор мощности двигателя 1.26.1. Выбор мощности двигателя легковых автомобилей (по максимальной скорости автомобиля) Мощность определяем из мощностного баланса: , где Vmax – заданная потребителем максимальная скорость автомобиля. 1.26.2. Мощность двигателя по динамическому фактору на высшей передаче (Высшей передачей называют передачу, на которой достигается Vmax.) Автомобиль, двигаясь на эксплуатационной скорости, должен обладать достаточным запасом мощности для безопасного выполнения маневров (например, обгонов), не переключаясь на пониженные передачу. Это свойство автомобиля оценивают с помощью Da – максимального динамического фактора на высшей передаче. Найдем скорости двигателя и автомобиля при Тmax: ; . Найдем необходимую мощность двигателя при Dmax: . Пересчитаем мощность на максимальную по характеристике удельных мощностей: . Окончательно выбираем наибольшую из рассчитанных в пп. 5.6.1 и 5.6.2 мощностей . 1.26.3. Мощность двигателя грузовых автомобилей Принимают, что основная рабочая скорость (номинальная) движения грузовика Vопт = 80 км/ч. При этом двигатель должен быть загружен на 75 %, а его угловая скорость была бы на уровне 60 % от максимальной. Тогда найдем мощность необходимую для его равномерного движения с номинальной скоростью: . Для обеспечения достаточной динамичности одиночного автомобиля на этой скорости необходимо обеспечить 30 % ный запас мощности . Максимальную мощность найдем с помощью полинома при Kω = 0,6: 1.27. Определяем главную передачу Для легковых автомобилей передаточное число главной передачи выбираем из условия движения с заданной максимальной скоростью при работе двигателя на режиме максимальной мощности. Ускоряющие передачи не учитываем. , где ωРmax –угловая скорость ведущего вала главной передачи при работе на режиме максимальной мощности (если iкп = iр = 1, то и коленвала двигателя при максимальной мощности), с-1. Если Vmax достигается не на прямой передаче в КП или в РК, то полученное значение нужно разделить на соответствующее i. 1.28. Определяем первую передачу . (Если есть демультипликатор – см. п. 4.5.5) Но автомобиль не должен буксовать на первой передаче на сухом асфальте, следовательно , где kсц – коэффициент сцепного веса; mg2 – перераспределение веса между осями при разгоне. 1.29. Определяем передаточные числа КП Рассчитываем передаточные числа по двум зависимостям ; . Оценивая динамику и топливную экономичность автомобиля с разными КП, корректируем передаточные числа коробки. Экономическую передачу считаем по п. 4.5.6. 6. Проходимость автомобиля Автомобили по проходимости классифицируют: • Дорожные 4×2; 6×2; 6×4; 8×4; Удельная мощность 9,5…20 кВт/т; давление на грунт р = 0,15…0,35 МПа • Повышенной проходимости 4×4; 6×6; 15…30 кВт/т; р = 0,04…0,1 МПа • Высокой проходимости 8×8; 10×10; 25…40 кВт/т; р < 0,02 МПа Проходимость бывает профильной и опорной. 1.30. Профильная проходимость 1.30.1. Общие требования Профильная проходимость характеризует возможность автомобиля преодолевать неровности пути, препятствия и вписываться в требуемую полосу движения. Оценочные показатели профильной проходимости: По ГОСТ 22653-77 1. Дорожный просвет (клиренс); 2. передний l1 и задний l2 свесы; 3. Углы переднего γ1 и заднего γ2 свесов; 4. Продольный радиус проходимости R1; 5. Наибольший угол преодолеваемого подъема α; 6. Наибольший угол преодолеваемого косогора β; По ГОСТ 2345-75 и 12405-74 7. Углы гибкости автопоезда; По РТМ 37.001.039-77 8. Ширина преодолеваемого рва; 9. Высота преодолеваемого эскарпа (стенки); По ОСТ 37.001.061-74 10. Глубина преодолеваемого брода; Кроме того широко применяют: 11. Поперечный радиус проходимости R2; 12. Угол перекоса мостов (диагональное вывешивание); 13. Коэффициент совпадения следов передних и задних колес. L1, L2, hg – координаты центра тяжести; В1,2 – колея передних и задних колес; rк – радиус колес. Ширина колеи, шины и клиренс автомобиля определяют дорожную колею, по которой может проехать автомобиль. Клиренс легковых и грузовых автомобилей обычно составляет 150…220 мм; Повышенной проходимости – 240…400 мм; у сельхоз и военных машин – до 500 мм. Клиренс прицепа не должен быть меньше клиренса тягача. Угол, градусы ГА Автобусы ЛА Повышенной Высокой γ1 40…60 10…40 20…30 >30 60…70 γ2 25…45 6…20 15…20 >30 50…60 1.30.2. Преодоление вертикального порога с места неведущим колесом Сумма моментов относительно точки контакта колеса с порогом: FТ·(rk – h) – Gк·d = 0. Из подобия треугольников имеем: . . Подставим последние 2 уравнения в первое Учитывая Gк = Ga · (1 – kсц) где kсц – коэффициент сцепного веса (доля веса автомобиля на ведущих колесах). При максимальном использовании сцепных свойств колес Fт=Ga·kсц·φ . Пример: Автомобиль 4×2, kсц = 0,5, φ = 0,8 . На дороге с φ = 0,6 h = 0,14·rк. Вывод: Высота преодолеваемого порога намного меньше радиуса колеса. 1.30.3. Преодоление порога с места ведущим колесом Сумма моментов относительно угла эскарпа: Tk – Gk·d = 0 (1) Крутящий момент на колесе ограничен сцеплением: Тк·= N·φ·rk. (2) Из треугольника Gk – N – φ · N N = Gk· cos β; (3) Из треугольника Gk-N-d или rk – d – (rk–h)имеем: . (4) (5) Подставим (4) в (3), (3) в (2), а (2) и (5) в (1) получим: Для дороги с φ = 0,8 получим h = 0,219 rk, а при φ = 0,6 получим h = 0,142 rk. 1.30.4. Преодоление порога с места полноприводным автомобилем На колеса действуют и крутящий момент и толкающая сила: FТ·(rk – h) + Tk – Gk·d = 0 FТ·(rk – h) + N·φ·rk – Gk·d = 0 Обозначим К2=G2/Ga. Тогда G1=Ga·(1 – K2) FТ1= Ga · K2 · φ. Учитывая, что N = FТ1 · sin β + G1 · cos β, . После подстановок получим для передних колес: . Для задних колес изменяется знаменатель под корнем: . Если развесовка одинаковая, то h будет одинаковая. В противном случае выбираем меньшее. Пример. Для дороги с φ=0,8 получим h=0,78 rk, а при φ=0,6 получим h=0,52 rk. а при φ=0,4 получим h=0,284 rk. 1.30.5. Динамическое преодоление порога При динамическом преодолении эскарпа ограничителем служит прочность подвески, а не сила тяги ведущей оси (схема привода и φ роли не играют): обычно принимают FТ = γ Ga, где γ = 2 Начальную скорость, с которой автомобиль преодолевает порог с использованием силы инерции, определим из условия равенства энергии: кинетическая энергия автомобиля затрачивается на подъем автомобиля на высоту h. Если принять, что после въезда задней оси автомобиль остановится, то: . Первая ось должна иметь (при преодолении порога) большую скорость: Пример: K2=0,5; γ=2. Тогда тогда 1.31. Опорная проходимость …Краткие сведения из – механики грунтов… Размеры частиц грунта: • Глинистые грунты – до 0,005 мм • Пылеватые грунты – 0,005…0,05 мм • Песчаные грунты – 0,05…2,0 мм Классификация грунтов по составу: Грунт Содержание глинистых частиц (частицы, размером до 0,005 мм), % Связанные Глина 30 Суглинок 30…12 Супесь 12…3 Сыпучие Песок Менее 3 Кроме того, существуют еще и торф, ил, и т.д. Характеристики грунтов: • Абсолютная влажность – отношение массы воды к массе сухого вещества. В зависимости от влажности грунты могут быть: ◦ Твердыми (характеризуется пределом пластичности Wп); ◦ Пластичными (характеризуется пределом текучести Wт); ◦ Текучими. Относительная влажность (степень влажности, коэффициент водонасыщенности)– отношение влажности (содержание влаги) к полной влагоемкости грунта при данной пористости. При незначительной влажности связность грунта возрастает. Дальнейшее увеличение влажности только снижает связность. ▪ Пористость – отношение объема пор к объему скелета: • Пашня (разрыхленные грунты); • Задернованные (стерня, луг); • Уплотненные (грунтовая дорога). Снег сильно меняет свои свойства в зависимости от внешних условий. ◦ Плотность. Механические характеристики грунтов: ◦ Нормальная деформируемость; ◦ Касательная деформируемость. Нормальная и касательная деформируемости тесно связаны между собой для всех грунтов, кроме песка. Глубина колеи h (деформации) в грунте под действием приложенной вертикальной нагрузки с реализацией давления в контакте р определяется по эмпирической зависимости Летышнева: р =С0 · hμ, (р, кгс/см2; h, см) где С0 – коэффициент осадки; μ – коэффициент уплотнения. Данные по численному значению коэффициента осадки С0 и коэффициента уплотнения. Μ обычно получают на основании экспериментальных исследований грунтов. Формулу Летышнева можно использовать и для определения глубины деформации грунта при заданном давлении в контакте колеса с грунтом: . Коэффициент сопротивления качению колеса по деформируемому грунту: . Давление на грунт в первом приближении принимают равным давлению в шине. Коэффициент уплотнения μ Влажность (состояние) 1 (текучее) 0,5 (пластичное) Менее 0,5 Уплотняющееся μ = 0,5 1 1…2 Пример Грязь (жидкая) Пластичный связанный грунт, сухой песок Сухой связанный грунт Рыхлый уплотняющийся грунт Коэффициент осадки С0 Грунт Относительная влажность 0,5 0,5...1 1 Песок 1,0...1,5 – – Супесь 10...15 2...6 0,5...1 Суглинок 1...5 Глина 15...20 1...2 Свойство грунта сопротивляться горизонтальному сдвигу под действием касательной реакции в зоне сцепления с колесом (сцепные свойства грунта) определяют по зависимости Кулона: τ = р · tg ρ + Cг где τ – удельное сопротивление грунта сдвигу, кгс/см2; р – давление на грунт, кгс/см2; ρ – угол внутреннего трения грунта; Сг – удельное сопротивление грунта сдвигу (срезу), кгс/см2. Заменим fг = tg ρ – коэффициент внутреннего трения грунта. Найдем коэффициент сцепления колеса с опорной поверхностью по условию среза слоев грунта 1. Напряжение среза грунта , где S – площадь пятна контакта. 2. Давление на грунт . 3. Преобразуем зависимость Кулона, поделив на р: 4. Подставим в выражение значения τ и р: 5. Учитывая, что Rx/Rz = φг и tg ρ = fг, окончательно получим: . Сопротивление грунта сдвигу (сцепные свойства) Грунт Влажность W W Fт – движение невозможно. Рассмотрим пути повышения проходимости. а) Снижение внутреннего давления воздуха в шинах (считаем, что при изменении внутреннего давления в шине увеличение площади контакта снижает давление шины на грунт, поэтому в первом приближении можно считать, что внутреннее давление воздуха в шине равно давлению шины на грунт) Пример. Снизим давление до 1 атм: тогда h = 1 см; fкг = 0,103; Fk = 14500 · 0,103 = 1490 H; φ = 0,3; Fт = 2175 Н. Fк < Fт – движение возможно. б) Увеличените сцепного веса (включение в привод переднего моста) Fт = 14500 · 1· 0,25 = 3625 Н. Fк < Fт – движение возможно. Отсюда вытекают два пути радикального повышения проходимости автомобилей при движении по деформируемым грунтам: 1. Применение системы принудительного регулирования давления воздуха в шинах 2. создание полноприводных автомобилей. При создании полноприводных автомобилей возникает проблема раздачи мощности между ведущими мостами. Во многом эта проблема идентична проблеме раздачи мощности между колесами ведущего моста, поэтому вначале рассмотрим это проблему. Известно, что в настоящее время преобладающее распространение в качестве механизма раздачи мощности между колесами ведущего моста получил простой симметричный дифференциал. 1.32. Влияние дифференциалов на проходимость 1.32.1. Симметричный дифференциал При движении автомобиля в трудных дорожных условиях велика возможность попадания колес на участки дорог с разным коэффициентом сцепления. В этом случае симметричный дифференциал снижает проходимость автомобиля, т.к. перераспределяет крутящий момент в пользу колеса, испытывающего наименьшее сопротивление качению: Rx`=0.5 · Rz2 · φmin. момент Т`= Rx`·rk. На втором колесе момент будет равен моменту первого (дифференциал уравнивает моменты): Т`= Т`` откуда Rx``= Т``/rk. Фактическая касательная реакция колеса Rx2 = Rx` + Rx``= Rz2 ·φmin. Потенциальная возможность колеса по реализации касательной реакции второго колеса: Rx``=0.5 · Rz2 · φmax. Таким образом, потенциальные возможности оси определяются средним коэффициентом сцепления колес: Rx = Rx` + Rx``= Rz2 ·(φmin+φmax)/2. Простой симметричный дифференциал уменьшает суммарную касательную реакцию в γ раз: Т0=Т` + Т`` Существуют три пути преодоления отрицательного влияния простого дифференциала на проходимость автомобиля: 1. Повышение внутреннего трения в дифференциале 2. Замена дифференциала сдвоенной муфтой свободного хода 3. принудительная блокировка дифференциала. Рассмотрим последовательно эти способы борьбы с отрицательным влиянием на проходимсоть простого дифференциала: 1.32.2. Дифференциал повышенного трения Если учесть трение в дифференциале, то мощность, подведенная к дифференциалу разделяется на три потока: P0=Р`+P``+Pr. Т.к P0= Т0 · ω0; P`= Т`· ω`; P``= Т``· ω``. Мощность внутреннего трения представляет собой произведение момента внутреннего трения на разницу частот вращения полуосей: Pr= Тr · (ω`– ω``). Мощностной баланс дифференциала примет вид: Т0 · ω0= Т`· ω` + Т``· ω`` + Тr · (ω`– ω``) Обычно дифференциал обеспечивает постоянную связь частот в механизме: . Тогда выразим момент на второй полуоси через подведенный момент и момент на первом колесе: Т``= Т0 – Т` и подставим его в мощностной баланс: Т0 · ω0= Т`· ω` + (Т0 – Т`)· ω`` + Тr · (ω`– ω``). . Учитывая окончательно получим и . Таким образом, момент трения в дифференциале увеличивает момент на отстающем колесе, и уменьшает на забегающем. ОЦЕНКА блокирующих свойств дифференциалов Исторически сложились три коэффициента блокировки: 1. . Кбл1= 0…1 2. . Кбл2= 0,5…1 3. . Кбл= 1…∞ Третий коэффициент (наиболее удобный) получил широкое применение. Если принять, что максимальное значение коэффициента сцепления с дорогой φmax = 0,8, а минимальное φmin = 0,1, то максимальное значение коэффициента блокировки не должно превышать 8. В реальных дорожных условиях φmax = 0,6 и φmin = 0,15. Таким образом, Кбл = 4. Такой коэффициент у кулачкового дифференциала ГАЗ–66. Однако при диагональном вывешивании колес такой дифференциал не поможет. Нужен Кбл=8…10 и даже до 12. КПД дифференциала повышенного трения КПД дифференциала определяется отношением снятой и подведенной мощностей: . В большинстве механизмов момент внутреннего трения пропорционален подведенному моменту: Тr = А · Т0, где А – коэффициент пропорциональности (который и надо найти). Рr = А · Т0 · (ω`–ω``). Введем понятие передаточного отношения дифференциала и обозначим его . Тогда ω`–ω``=ω` · (1 – i). Так как ω`+ ω``=2 · ω0, то ω0 = ω`· 0.5 ·(1 – i). Учитывая ранее полученные и , подставив в них Тr. Получим и Поделим Т` на Т`` получим: . Откуда . Окончательно получим: . Пример: Рассмотри движение на дороге 5-ой категории. Согласно нормам дорожного строительства, минимальный радиус поворота на таких дорогах составляет 30 м. Вездеход поворачивает R=30 м, колея В=1,7 м. i = (R+0,5B) /(R–0,5B). i = 1,06. Если Кбл=8, то КПД Если рассмотреть крайний случай – маневрирование автомобиля с поворотом с минимально возможным радиусом, то и в этом случае: Если R=5 м, то η=0,868. Таким образом, даже при достаточно высоких показателях коэффициента блокировки КПД дифференциалов повышенного трения достаточно высок. 1.33. Принудительная блокировка дифференциалов Конструктивное исполнение жесткой блокировки дифференциала существенно проще и технологичнее дифференциала повышенного трения. Однако автомобиль с заблокированным дифференциалом управляемого моста вследствие значительного увеличения касательной реакции в контакте внутреннего к центру поворота колеса в сравнении с касательной реакцией в контакте наружного колеса становится практически неуправляемым. Кроме того, применение жесткой блокировки приводит к появлению крайне нежелательных «паразитных мощностей», особенно существенных на дорогах со средним и высоким коэффициентом сцепления колес с дорогой. Первое явление мы рассмотрим в разделе управляемости автомобиля, поэтому в данной главе сконцентрируем внимание на проблеме возможности возникновения циркуляции паразитной мощности. 1.33.1. Паразитная мощность в заблокированном мосте Для оценки величины «паразитных мощностей» рассмотрим силовые условия качения внутреннего и внешнего (по отношению к центру поворота) колес. Найдем кинематическое рассогласование колес в повороте со средним радиусом R при заблокированном дифференциале неуправляемого моста (число оборотов n колес одинаково, но разные радиусы колес, катящихся без скольжения). Путь, пройденный наружным и внутренним колесами: , => . Учитывая, что lн=π·(R+B/2) и lвн=π·(R–B/2), где B – колея, получим . Введем средний радиус шин rкср= rквн(н) ±δrк/2. Тогда . С другой стороны rкср можно выразить через силовую зависимость: , где Fк2 – суммарная сила тяги на колесах моста; λх – коэффициент тангенциальной эластичности шины, мм/Н. Необходимую силу тяги на колесах определим без учета аэродинамической составляющей: Fк2 = Ga fR, где fR – коэффициент сопротивления качению колеса в повороте. Очевидно, что при движении на повороте колесо испытывает, кроме нормальных, еще и боковые деформации. Следовательно, общие гистерезисные потери в шине при качении в условии воздействия на колесо боковой силы, будут больше, чем при прямолинейном качении. Соответственно, увеличится и величина коэффициента сопротивления качению. В первом приближении коэффициент сопротивления качению можно считать линейной функцией величины бокового ускорения, с которым движется автомобиль на повороте. Отсюда коэффициент сопротивления качению при движении на повороте можно определять по эмпирической формуле: . Крутящие моменты на колесах ведущего моста изменяют значения радиусов колес: и , откуда . Суммы реакций на ведущих колесах должно хватить для преодоления внешнего сопротивления . Решая два последних уравнения совместно, получим: . Крутящий момент на колесах будет равен: Как видим, существенно отличаются по величине и даже по знаку (при больших рассогласованиях δr2). В контуре «колеса – полуоси – полуосевые шестерни – чашка дифференциала» циркулирует мощность, значительно превышающая по величине мощность внешнего сопротивления. Циркуляция паразитных мощностей приводит к значительной перегрузке элементов трансмиссии, растет износ шин. Пример: Ma = 10000 кг; R = 8 м; В = 1,7 м; rкc = 0,5 м; λх = 0,005 мм/Н; fR = 0,02. 60 % нагрузки на заднюю ось: Gк2 = 29400 Н; Gк1 = 19600 Н. Автомобиль заднеприводный. Сопротивление движению: Fк2 = Ga · fR = 10000 · 9,8 · 0,02 = 1960 Н. Кинематическое рассогласование качения колес: мм. Тогда сила тяги будет равна: . Соответствующие моменты: При скорости 9 км/ч (2,5 м/с) скорость колеса ω = 5 рад/с, тогда паразитная мощность: Рпар = Т2н · ω = –4718,5 · 5 = 23592,5 Вт. При распределении мощности между ведущими мостами возможны следующие варианты: - Дифференциальный привод ведущих мостов; - принудительно включаемый привод одного из мостов. Оба этих варианты могут работать как с ручным управлением (при дифференциальном приводе мостов речь идет о ручном управлении блокировкой межосевого дифференциала), так и с автоматическим. Автоматическое управление блокировкой межосевого дифференциала или механизма включения дополнительного ведущего моста может осуществляться различными механизмами, включая вязкостные муфты. В любом случае при ручной или автоматической блокировке привода ведущих мостов возможно возникновение циркуляции паразитной мощности в контуре привода ведущих мостов. 1.33.2. Паразитная мощность в трансмиссии с заблокированным межосевым дифференциалом При движении автомобиля на повороте между ведущими мостами возникает кинематическое рассогласование, вызванное разными путями, проходимыми на повороте колесами управляемой и неуправляемой осей. Из простой схемы поворота автомобиля, представленной плоской (велосипедной) моделью, очевидна следующая величина кинематического рассогласования приводов мостов: . Рассмотрим вариант движения грузового автомобиля общей массой 10 т. На минимально возможном повороте радиусом 30 м. на дороге 5-ой категории Примем, в первом приближении, величину коэффициента сопротивления качению при движении на повороте f = 0,02 Радиус колеса rk = 500 мм База автомобиля L = 3 м. Коэффициент тангенциальной эластичности λх для оси = 0,0025 мм/н L Необходимый средний угол поворота управляемых колес Θ = Arctg ----- = 5,70 R Соответственно, Cos Θ = 0,995 Отсюда, кинематическое рассогласование между приводами мостов δrk составит 2,506 мм. Необходимая для движения с ограниченной скорость ( при пренебрежении силой сопротивления воздуха и силой инерции) составит величину ∑F = Ga∙f = 10000∙0,02 = 2000 н Тогда суммарная касательная реакция на управляемых колесах будет равна: δrk ∑F - ----- λх Rx1= ---------------- = 500 н 2 Суммарная касательная реакция на колесах неуправляемого моста будет равна δrk ∑F - ----- λх Rx2= ---------------- = 1500 н 2 Таким образом, видно, что у одного и того же автомобиля при движении в одинаковых условиях блокировка межколесного дифференциала задней оси вызывает возникновение циркуляции паразитной мощности в контуре заднего моста, а блокировка межосевого дифференциала вызывает только перераспределение положительных касательных реакций на колесах ведущих мостов. Если же автомобиль имеет возможность принудительной блокировки как межосевого, так и межколесных дифференциалов, то при движении на повороте возможно возникновение циркуляции паразитной мощности как в контуре привода мостов, так и в контурах привода колес ведущих мостов. В этом случае: Кинематическое рассогласование управляемого моста . Кинематическое рассогласование неуправляемого моста . Здесь: L – база автомобиля; B – колея автомобиля R – радиус поворота – величина перпендикуляра, опущенного из мгновенного центра поворота на продольную ось автомобиля 7. Тормозная динамика автомобиля 1.34. Общие сведения Требования по торможению, предъявляемые к автомобилям, изложены в правилах ЕЭК ООН № 13 и №13Н (ГОСТ 25478-91 и 22895-77, а также 4364-81). Директивы ЕС, стандарты США и Швеции еще строже. Виды замедления автомобиля: • Служебное торможение: осуществляется водителем с заранее выбранным замедлением. Инструмент торможения – колесные тормоза. а = 2,5…3,0 м/с2 • Экстренное торможение: осуществляется водителем с максимальным замедлением. Инструмент торможения – колесные тормоза. а = 8…9 м/с2 • Притормаживание: осуществляется водителем с целью исключения разгона (ускорения) на спусках или уменьшение скорости с малой интенсивностью. Часто выполняется длительно. Инструмент торможения – привод ведущих колес, нагружаемый замедлителями (гидравлическими или электрическими – ретардердерами). При отсутствии специального замедлителя в его качестве можно использовать двигатель, работающий в режиме принудительного холостого хода. У тяжелых грузовиков с дизельными двигателями в качестве замедлителя иногда используют дизельный двигатель, у которого прекращена подача воздуха в цилиндры. (моторный тормоз). Системы тормозов современного автомобиля: • основная – система служебного и экстренного торможения; ◦ аварийный режим (автопоезд) – срабатывает при нарушении работоспособности основной системы (обрыв тормозного шланга между прицепом и тягачом); ◦ аварийный режим (обеспечение живучести системы) – независимые или параллельные контуры; • АБС – система служебного и экстренного торможения, не допускающая блокирования колес. Уменьшает возможность заноса автомобиля при действии на оси автомобиля боковых сил. Существенно сокращает возможность заноса на дороге с разным коэффициентом сцепления под колесами бортов (микст). • «ассистент» (Break Assist) – система экстренного торможения. Сокращает время срабатывания тормозов, увеличивает тормозное усилие до максимально допустимого; • противооткатная – предотвращает откат автомобиля при старте (маневре) на горке; • курсовой устойчивости – система работает, когда заданное рулем направление не совпадает с вектором движения автомобиля. Существуют EBD – отпускает тормоз на «нужном» колесе(ах) в режиме торможения; ESP – тормозит «нужным» колесом(ами) даже если не нажата педаль тормоза. EBD и ESP дополняют ABS. • стояночная – система, используемая для длительного удержания автомобиля на стоянке без использования основных (рабочих) тормозов. • интеллектуальная (в основном перспективная) – трехуровневая автономная. Первый уровень – подводит колодки к дискам (уже работают на передовых автомобилях). Второй уровень – предупреждают водителя об аварийной ситуации. Третий уровень – останавливает автомобиль. 1.35. Тормозной режим качения эластичного колеса (ΣFz= 0): Gк = Rz (ΣFx=0): Fк = Rx Тf = Rz·е; Ти=Jк · ε (ΣTy =0) ТТ + Tf – Ти – Fк · rд = 0 . Предельное значение Rx определяет коэффициент сцепления шины с дорогой φх: RXmax=Gк · φXmax rд = rк0 + λм · ТТ, где λм – коэффициент тангенциальной эластичности шины по моменту (мм/(Н·м) ; rк0 – радиус качения в ведомом режиме (обычно принимают равным статическому радиусу). Примечание: знак «+» в зависимости rд ставят в том случае, если тормозной момент (а он отрицательный) подставляют без знака. 1.36. Силы, действующие на автомобиль при торможении (общая схема) Тормозной баланс автомобиля: . Найдем тормозные моменты: Продольные реакции на колесах при отсоединенной трансмиссии: Тормозной момент двигателя: , Н · м, где Θ, А, В – эмпирические коэффициенты; Vд – объем двигателя, л; nд – скорость двигателя, об/мин. Двигатель Θ А В Бензиновый 12,5 0,4…0,5 0,0035 Дизельный 15 0,5…0,7 0,005 При 1000 об/мин ТТ = 80 (V=1,6 л). При 5000 об/мин ТТ = 360. 5–7 кВт/л (Справочник Бош, с. 649) Подведенный к полуоси тормозной момент двигателя: , где Jд – момент инерции двигателя; εд – ускорение двигателя; iтр – передаточное число трансмиссии. . Перегруппируем тормозной баланс автомобиля, перенеся в правую часть силы, останавливающие автомобиль, а в левую – вызывающие его движение: Введем замену в правой части: . . По аналоги с коэффициентом учета вращающихся масс при разгоне запишем: . Примечание: Отличие (от δ разгона) – наличие КПД во втором члене и произведение радиусов (замена кинематического радиуса статическим приводит к существенной ошибке в расчете). Введем дорожное сопротивление: . Найдем замедление автомобиля . 1.37. Торможение юзом При торможении автомобиля с блокировкой колес (юзом) отсутствует вращение колес, следовательно, тормозной баланс определим следующим образом: ma · a = Rx1 + Rx2 +/– Ga · sin α +0,5 · Cx · ρв · А · V2 Rx1 + Rx2=Ga · φx · cos α . Если тормозим на горизонтальной площадке, то: . Пример: Ga=14560 Н; φx = 0,8; Сх = 0,48; А = 2,4 м2; V = 30 м/с Найдем начальное замедление, с которым движется автомобиль в момент попадания колес в юз: если провести расчет для влажного асфальта ( коэффициент сцепления при юзе около φx = 0,4), то Замечания: 1. Аэродинамическая составляющая замедления является функцией квадрата скорости и поэтому быстро уменьшается по мере снижения скорости. 2. Доля аэродинамической составляющей замедления уменьшается по мере увеличения массы автомобиля. 3. Коэффициент сцепления сильно зависит от относительного скольжения sс в контакте шина – дорога. 4. При юзе всех колес развесовка автомобиля не имеет значения! 1.38. Основные показатели процесса торможения 1.38.1. Время торможения: Аэродинамическим сопротивлением часто пренебрегают. 1.38.2. Тормозной путь: . Если Vк = 0, то . Тормозная диаграмма t1 – время реакции водителя (в среднем – 0,8 с, но иногда до 1,2 с), t2 – время срабатывания тормозов (подвод колодок 0,1…0,4 с) t3 =0,2…0,4 (гидр…пневм)– время нарастания давления в тормозной системе (на этом этапе можно в первом приближении принять линейным закон нарастания давления в тормозном приводе. Это означает, что и замедление автомобиля также нарастает по линейному закону. С точки зрения выходных параметров принимаем a = φ·g/2) t4 – время торможения t4 = V/(φ·g). Найдем остановочный путь: 1. S1=Vн · t1 2. S2=Vн · t2 3. , где 4. В итоге получим: . На практике последним членом пренебрегают: . Пример: V=20 м/c . 1.38.3. Тормозные силы, моменты, давление в контуре при торможении юзом. Сила инерции автомобиля, которой должна противодействовать тормозная сила: . Реакции на колесах: Rx1= Rx1max= Rz1 · φх; Rx2= Rx2max= Rz2 · φх. Fи = Rx1 + Rx2  . Сумма моментов относительно контакта второго колеса = 0 откуда. Сумма моментов относительно контакта первого колеса = 0 откуда. Откуда: Изменение реакций Rx1 Rx2 Rz1 R­z2 в зависимости от φх Условия (рис. 1): Ga= 15600н L= 1,5 м L1= 0,65м L2= 0,85м hg= 0,5м Условия (рис. 2) Ga= 15600н L= 1,5м L1= 0,65м L2= 0,85м hg= 1м , где р1 – давление в переднем контуре; А1 – передаточная функция, определяемая конструкцией тормозов (зависимость тормозного момента от давления в контуре) – давление, необходимое для доведения передних тормозов до юза. . Аналогично найдем давление в заднем контуре: . Соотношение давлений в контурах: . Ga= 15600н L= 1,5м L1= 0,825м L2= 0,675м hg= 0,5м А2/А1= 0,5 При данных условиях и полученной характеристике регулятора все колеса будут блокироваться одновременно!!! Колеса, доведенные до юза, не способны воспринимать боковые нагрузки: Любое внешнее воздействие приводит к заносу. При опережающем юзе передних колес автомобиль движется не управляемо, но прямолинейно. Наоборот – потеря устойчивости – занос. 1.38.4. Пути повышения устойчивости при торможении 1. Применение ограничителя давления в контуре задних колес –происходит недоиспользование тормозного момента, что ухудшает активную безопасность. 2. Применение регулятора тормозных давлений: ◦ Регулятор лучевого типа ◦ Регулятор с дифференциальным поршнем (применяется на ВАЗах) 3. Применение ABS, ABS+EBD, ABS+ESP 8. Устойчивость автомобиля Устойчивость – способность автомобиля сохранять заданную скорость и направление движения, ориентацию продольной и вертикальной осей при их отклонении в результате кратковременного внешнего воздействия 1.39. Опрокидывание автомобиля на подъеме Условие опрокидывания (вперед)– равенство нулю вертикальных реакций относительно передних колес: . Во избежание опрокидывания должно быть выдержано условие: . 1.40. Движение автомобиля на поперечных склонах (косогорах) Rz`, Rz`` – суммарные нормальные реакции нижнего и верхнего бортов Rу`, Rу`` – суммарные поперечные реакции нижнего и верхнего бортов 1.40.1. Соскальзывание со склона Условие: Rу` + Rу`` = Ga · sin β Rу` = Rz` ·φy Rу`` = Rz`` ·φy Rу` + Rу`` = Rz` ·φy + Rz`` ·φy = (Rz` + Rz``) ·φy = Ga · sin β Ga · cos β · φy = Ga · sin β φy = tg β. Максимальный коэффициент поперечного сцепления φу = 0,8, следовательно βmax = arctg 0,8 = 38,6° 1.40.2. Опрокидывание на склоне Если принять, что на поперечном уклоне центр масс автомобиля не перемещается (отсутствует крен подрессоренных масс), то предельный по опрокидыванию угол поперечного уклона определится следующим образом: Условие Rz``= 0. Опрокидывание относительно оси О`: откуда откуда γB – коэффициент поперечной устойчивости (не путать с углом крена γ) Пример: Автомобиль ГАЗ-66: В=1,65 м ; hg = 1,41 м . Учитывая, что угол соскальзывания не более 38,6°, делаем вывод о том, что машина быстрее перевернется, чем соскользнет. 1.41. Крен кузова Реальные автомобили имеют подвеску, поэтому более нагруженная (нижняя по склону) сторона проседает, а другая приподнимается. Это явление называется креном кузова. Крен возникает не только на склоне, а при всяком воздействии боковых сил, например, в повороте. При крене происходит смещение центра масс автомобиля по двум осям: ОУ и OZ. При этом центр масс поворачивается вокруг центра крена. Для нахождения мгновенного центра крена кузова обычно применяют принцип обратимости – сначала находят мгновенные центры перемещения колес относительно кузова , соединяют центры перемещения колес с центральной точкой контакта колеса с дорогой, и пересечение линий, проходящих через мгновенные центры перемещения колес и точки контакта колес с дорогой, проведенных для каждого колеса, определит мгновенный центр крена кузова. Если подвески колес симметричны, (что обычно и имеет место) , то мгновенный центр крена кузова лежит на середине колеи. • Центр поперечного крена зависимой рессорной подвески расположен на линии пересечения продольной плоскости симметрии автомобиля и вертикальной плоскости моста на уровне нейтральной линии коренного листа рессоры. • Центр крена независимой подвески на двойных поперечных рычагах находится в плоскости качания подвески на пересечении продольной плоскости симметрии автомобиля и прямой, соединяющей центр пятна контакта колеса и его мгновенный центр поворота (пересечение продольных осей поперечных рычагов). • Центр крена пружинной стойки типа качающаяся свеча (МакФерсон) находится в плоскости качания подвески на пересечении продольной плоскости симметрии автомобиля и прямой, соединяющей центр пятна контакта колеса с точкой пересечения продолжения нижнего рычага с перпендикуляром из верхней опоры. • Центр крена независимой подвески на одном поперечном рычаге находится на пересечении оси автомобиля и прямой, соединяющей центр пятна контакта колеса с шарниром рычага. Ось крена автомобиля – прямая, соединяющая центры крена передней и задней подвесок. Перпендикуляр, опущенный на ось крена из центра масс, определяет плечо крена. Замечание: Крен кузова несколько уменьшает угол опрокидывания. (В данном случае этот факт принимаем без доказательства, теоретическое рассмотрение влияния крена кузова на поперечную устойчивость будет проведено ниже). 1.42. Устойчивость автомобиля против заноса и опрокидывания 1.42.1. Занос всех колес Условие заноса – центробежная сила равна сумме поперечных реакций колес: Fцб = Ry`+ Ry`` Известно, что Ry` = Rz` φy; Ry`` = Rz`` · φy Так как Rz` + Rz`` = Ga, то Ry`+ Ry`` = (Rz` + Rz``) · φy = Ga · φy. Тогда получим: откуда – критическая по заносу скорость. Пример: R = 100 м, φ = 0,5, g = 9.81 м/c2 м/c 1.42.2. Опрокидывание на повороте без учета крена Условие опрокидывания Rz` = 0. Сумма моментов относительно О`` должна быть равна нулю: откуда откуда получим Перегруппируем: Критическая по опрокидыванию скорость: или Чтобы автомобиль не переворачивался, необходимо выполнить условие: откуда . 1.42.3. Опрокидывание на повороте с учетом крена Δhg = hкр (1 – cos γ), где γ угол крена. ΔB = hкр sin γ ≈hкр γ, если γ в рад. . Восстанавливающий момент: Твост = (С1 + С2) · γ. С – [Н·м/рад] (строго в радианах) Момент сил крена должен быть уравновешен подвеской Твост = Ткр Угловая жесткость подвески – γ – строго в радианах. Жесткость подвески подбирается таким образом, чтобы при боковом ускорении 0,4·g (ускорение = V2/R) угол крена γ не должен превышать 5°...6°. . Таким образом, считают суммарную жесткость подвесок и сравнивают с допустимой, равной 5,6·Ga·hкр. После этого решают вопрос о целесообразности применения стабилизатора (разумеется жесткость передней подвески должна быть больше, поэтому и стабилизатор устанавливают как правило на переднюю ось). Определим критическую скорость по опрокидыванию с учетом крена. Сумма моментов относительно центра контакта внешнего колеса с дорогой: откуда ; Ранее записано . Из зависимости для угловой жесткости подвески (см. выше) найдем γ: далее получим Подставим ΔВ в R`z :    Крен кузова «увеличивает» высоту центра масс (скорее «уменьшает» колею)! Пример: hg = 0,66 м; В = 1,27 м; hкр = 0,5 м; Ga = 14500 H; φу = 0,8 м/с2. Без учета крена м/с2. С учетом крена м/с2. Если С1+С2 = Ga · hкр · 5,6 = 14500·0,5·5,6=40600 Нм/рад, то аопр= 8,1 м/с2. Таким образом, если не учитывать крен кузова, то автомобиль без вариантов сначала попадает в занос, с учетом крена кузова боковые ускорения, при которых происходят опрокидывание и занос очень близки друг к другу. 1.43. Занос одной из осей автомобиля Суммарная боковая сила, действующая на автомобиль, распределяется неравномерно по осям (зависит от развесовки). Поэтому на одной из осей может образоваться запас по заносу, тогда как другую ось занесет. Найдем запас боковой реакции оси по заносу. Каждое колесо может воспринять следующую равнодействующую реакцию:  . Суммарная боковая реакция оси: . Когда боковая нагрузка становится равной запасу боковой реакции оси, начинается занос. Условие заноса: Fyi = Ryimax, где Fyi – боковая нагрузка, приходящаяся на ось. Т.к. Rx больше у ведущей оси, она чаще попадает в занос, чем ведомая. Занос передней и задней осей сказывается на устойчивости автомобиля по разному: • Занос передней оси вызывает автоматическое снижение боковой силы (растет радиус поворота  снижается боковое ускорение), при этом автомобиль не вписывается в заданный водителем радиус поворота, однако процесс стабилен. • Занос задней оси наоборот увеличивает боковую силу – занос прогрессирует. Вывод: с точки зрения заноса ьолее опасен занос задней оси. Поскольку к нему больше склонны заднеприводные автомобили, то с точки зрения устойчивости против заноса они опаснее переднеприводных. Для того, чтобы оценить способность оси автомобиля сопротивляться заносу, надо рассчитать: 1. Нормальную реакцию Rzк; 2. Касательную реакцию Rxк; 3. Запас боковой реакции колеса и оси; 4. Боковую силу; 5. Сравнить боковую силу и запас боковой реакции оси. 1). Определим нормальные реакции по осям (случай без продольных ускорений): . Распределение по колесам: Внешние колеса ; Внутренние колеса . Перераспределение реакций зависит от крена γ и жесткости подвески: . Зная γ (см. выше, предыдущий параграф) получим: и ; Аналогично для задней оси и ; где . 2). Определим касательные реакции Допущения: • При достижении предельной боковой силы сопротивление качению колес удваивается (Подтверждено многочисленными экспериментальными исследованиями); • Рост бокового сопротивления пропорционален росту бокового ускорения: . Ранее известно , тогда . Рассмотрим автомобиль классической компоновки. Ведомая ось: Общая реакция оси Rx1 = Rz1 · fr Реакция каждого колеса Ведущая ось (без разгона): Момент на дифференциальной коробке: . Моменты на колесах: и , а продольные реакции (с учетом потерь на сопротивление качению): и . 3). Найдем запас боковой реакции колес и осей в целом: Ранее получено – боковая реакция, которую может передать колесо, тогда запас осей: ; . 4). Боковая сила. Это центробежная сила в повороте + боковая сила (ветра) + перераспределение реакций: и . Боковую силу (ветра) не рассматриваем. Перераспределение продольных реакций Rx между бортами на каждой оси неодинаково: На ведомой оси перераспределение в пользу внешнего колеса, а на ведущей в пользу внутреннего (вертикальная реакция входит со знаком «минус», кроме того, у оси с самоблокирующимся дифференциалом положительный момент больше у внутреннего колеса, что усугубляет перераспределение): R`x1 > R``x1 и R`x2 < R``x2 Возникает поворачивающий момент: . Тогда суммарная боковая сила (без ветра): и . 5). Сравним боковую реакцию и боковую силу: Коэффициент запаса оси против заноса: Передней , задней . Так как занос задней оси прогрессирующий, а следовательно и более опасный, то вводят коэффициент запаса автомобиля против заноса задней оси (запас задней оси должен быть больше!!!): . Пример: М2140; Ga = 14500 H; L1=L2=1,2 м; hкр=0,5 м; сх=0,48; В=1,27 м; H=1,48 м; С1=20000 Н·м/рад; С2=16000 Н·м/рад; V=20 м/с; R=100 м; rко=0,3 м; f0=0.016. Дифференциал симметричный. ; ; ; ; ; ; ; ; ; Т`=T``=130/2 Н·м; ; ; ; ; ; ; ; . Выводы: Факторы, улучшающие устойчивость: - Применение дифференциала с ограниченным внутренним трением;, вследствие того, что на внутреннем к центру поворота колесе касательная реакция больше, чем на внешнем, в плоскости дороги появляется момент, увеличивающий боковую нагрузку на переднюю ось и уменьшающий боковую нагрузку на заднюю ось. Поскольку занос задней оси более опасен, применние самоблокирующихся дифференциалов в заднем ведущем мосту существенно повышает поперечную устойчивость автомобиля. • L1 < L2 – центр масс смещен вперед; • С1 > C2 – угловая жесткость передней подвески больше; • Уменьшение fr; • Боковой центр парусности смещен вперед. Самостоятельно: Реакция автомобиля на изменение подачи топлива (перераспреление вертикальных реакций вызывает изменение запасов поперечных реакций, что может привести к срыву автомобиля в занос). 9. Управляемость автомобиля 1.44. Общие сведения Управляемость – способность автомобиля при движении точно следовать повороту управляемых колес. Существует 3 основных способа изменения траектории автомобиля: • Притормаживание колес одного борта и/или увеличение скорости колес другого борта. Такой способ поворота обязательно сопровождается боковым скольжением шин и, как следствие, повышенным износом шин. • Поворот за счет излома шарнирно сочлененной рамы Создает большие компоновочные сложности и усложняет подвод крутящего момента к задним осям. • Отклонение плоскости вращения управляемых колес (наиболее распространенная схема). Условия движения автомобиля в заданном направлении: Fk·cosΘ Rz ·f – возможность движения; – условие заноса. . Как правило в большинстве реальных условий движения коэффициент сопротивления качению на порядок меньше величины коэффициента сцепления, условие движения колеса в направлении плоскости вращения его диска выполняется. Исключение составляют нетипичные условия движения, когда коэффициент сопротивления качению будет близок по величине к коэффициенту сцепления, например, на вязкой пашне. Пример: Автомобиль поворачивает на пашне f = 0.103; φ = 0.3; Θ = 30º; Rz = 3625 H. – условие не выполнено. 1.45. Рулевая трапеция У твердого тела, каким и является автомобиль, может быть только один мгновенный центр поворота. Если повернуть передние колеса на один и тот же угол, то фактический мгновенный центр не совпадет с точкой пересечения перпендикуляров к векторам скоростей повернутых колес, а, следовательно, появится боковое скольжение обоих повернутых колес. Это плохо сказывается на управляемости и приведет к повышенному износу шин. Для исключения такого явления управляемые колеса должны быть повернуты на разные углы таким образом, чтобы перпендикуляры к плоскостям дисков колес пересекались в одной точке. Из Δ АОВ ; Из Δ ДОС ; АВ = ДС = L. Отсюда требуемое соотношение углов поворота управляемых колес оси определится следующим образом: . Пример: М2140 В = 1,27 м; L = 2,4 м; Rк = 5 м. ctg Θн – ctg Θвн = 1,27/2,4 = 0,53. Θвн = arсctg (L/(Rк – 0.5 · B)). Θвн=arcсtg (2.4/(5 – 0.5 · 1.27))=28.8º. Θн = arсctg (L/(Rк + 0.5 · B)). Θвн = arсctg (2.4/(5 + 0.5 · 1.27))=23º. Для выполнения условия соотношения углов поворота колес необходимо применение 16 – звенного механизма. В большинстве случае идут на компромисс: применяют 4х звенный механизм… При малых скоростях выполняют маневрирование. При больших скоростях – подруливание. Большие погрешности возникают только при больших углах поворота (т.е. на малых скоростях). 1.46. Динамика автомобиля на жестких колесах Найдем боковые силы (реакции Ry1,2), действующие на каждую ось. Рассмотрим «велосипедную» схему. Поворот ц.м. автомобиля можно представить в виде суммы двух поворотов относительно О` со скоростью ω и относительно О`` также со скоростью ω: a` = V2/R. V`` = ω · L2; а``=dV``/dt = d(ωL2)/dt. Т.к. ω =V/R= V·tgΘ/L. Найдем производную произведения: . Тогда . Полное боковое ускорение . Боковая сила Fy = m · ay. Реакции на передней и задней оси зависят от распределения боковой силы и момента инерции автомобиля: ; , где Mz = Jz dω/dt. Для увеличения боковой устойчивости автомобиля необходимо в первую очередь снизить боковую нагрузку на заднюю ось, один из вариантов уменьшения боковой нагрузки на задней оси R2 – увеличение момент инерции автомобиля Jz. Для того, чтобы Динамика автомобиля на эластичных колесах 1.46.1. Силовой увод шины Под воздействием боковой силы Fy беговая дорожка колеса деформируется – образуется угол наклона беговой дорожки α. Если на вращающее колесо начнет действовать боковая сила, то вектор скорости колеса отклонится от первоначального на некий угол δ – угол силового увода (угол между линией пересечения плоскости вращения колеса с дорогой и вектором скорости колеса): Пояснение к схеме: • т. А – Беговая дорожка только вошла в контакт с дорогой и пока не деформирована; • т. В – середина контакта беговая дорожка деформирована на некоторую величину; • т. С – конец зоны контакта – максимальная деформация беговой дорожки. Увод колеса с эластичной шиной зависит от боковой силы: 1 – зона чистого увода – сила пропорциональна углу увода 2 – зона увода со скольжением 3 – зона чистого скольжения (занос): Fy = Fymax= Rz·φy Вторая зона крайне не устойчивая, поэтому ею часто пренебрегают. В зоне чистого увода вводят коэффициент сопротивления уводу: [рад]  [Н/рад]. Пример: шина 6,45 – 13 Кδ = 36000 Н/рад. При нормальных условиях (ведомый режим при паспортной (номальной) вертикальной нагрузке) задают Кδн. В очень большом приближении только при отсутствии опытных данных Кδн допустимо определять: – для радиальных шин; – для диагональных шин, где рш – давление в шине, кПа; Вш – ширина профиля шины, м; d – посадочный диаметр шины, м. Коэффициент сопротивления уводу Кδ зависит от: • конструкции шины (радиальная жестче диагональной); • давления в шине: с увеличением давления растет Кδ; • продольной реакции Rx: т.к. Rx max = Rz · φx, то . или Rх = 0,20 · Rх max  Кδ = 0,979·Кδ0 Rх = 0,40 · Rх max  Кδ = 0,916·Кδ0 Rх = 0,60 · Rх max  Кδ = 0,800·Кδ0 Rх = 0,80 · Rх max  Кδ = 0,600·Кδ0 • нормальной реакции R по Литвинову: Rz = – 20 %  Кδ = 0,973·Кδн Rz = + 20 %  Кδ = 0,979·Кδн Rzн – номинальная нагрузка на колесо. Выводы: 1. Колесо в ведущем режиме имеет Кδ меньше, чем в ведомом. 2. При номинальной вертикальной нагрузке колесо имеет максимальный коэффициент сопротивления уводу. 3. Коэффициент сопротивления уводу оси в целом равен сумме коэффициентов сопротивления силовому уводу колес: – силовой увод оси (только за счет эластичности шин). 4. Коэффициент сопротивления силовому уводу оси всегда уменьшается при крене кузова. Уменьшение тем существеннее, чем больше угловая жесткость подвески. Пример: Rz1н = 5200 Н; Rz1в =2050 Н; Rzн =3625 Н; Кδн =31500 Н/рад; Rx`= 148 Н;Rx``=75 Н. ; ; Н/рад; Н/рад. . Коэффициент сопротивления силовому уводу двух колес уменьшается на 11,4 %. (и это всего-то в ведомом режиме!!! В ведущем или тормозном режиме снижение Кδ существенно больше. 1.46.2. Кинематический увод шины Крен кузова может вызвать наклон плоскости вращения колеса. Наклон колеса определяется кинематикой подвески. 1. Зависимая подвеска. Крен кузова не вызывает наклона плоскости вращения колес (за счет кинематики). Однако перераспределение вертикальных реакций приводит к различной деформации колес, а, следовательно, и к наклону оси. 2. Независимая подвеска на двойных поперечных рычагах (так же и на продольных). Колесо кренится в сторону крена кузова. 3. Независимая подвеска на одном поперечном рычаге. Колесо кренится в сторону, противоположную крену кузова. 4. Макферсон. Промежуточное положение между 1 и 2. Угол крена β колеса связан с углом крена γ кузова коэффициентом пропорциональности Кγ: β = Кγ · γ, Для подвески на дв. поперечных рачагах Кγ = 0,8. Для макферсона Кγ = 0,6; на одном поперечном Кγ < 0 Наклон колеса приводит к кинематическому уводу. δ = Кβ · β, где Кβ – коэффициент кинематического увода шины, Кβ = 0,2 (для 6,45–13) т.к. β = Кγ · γ, то 1.46.3. Кинематический увод оси δк0 – кинематический увод оси вызван разворотом оси при крене кузова , где – характеристика подвески (коэффициент, численно равный углу поворота оси автомобиля при поперечном крене 1º) Общий увод оси автомобиля: δi = δic + δкк + δк0 = . Учитывая (см. 8.5) и (см. 8.4.3) получим 1/Кi  где Кi – эквивалентный коэффициент сопротивления уводу оси; + для передней оси; – для задней оси; 1.47. Поворот автомобиля на эластичных колесах δ1,2 – суммарный увод передней и задней оси. Из Δ ОδСД: ; Из Δ ОδСВ: ; Тогда ; или для малых углов: . Примечание: При движении на жестких колесах Rδ = L/θ. Выводы: 1. Если увод передней оси больше δ1 > δ2 , то радиус поворота растет Rδ > Rж. Такие автомобили называют автомобилями с недостаточной поворачиваемостью. 2. Если увод осей одинаков δ1 = δ2 , то радиус поворота на эластичных колесах равен радиусу поворота на жестких: Rδ = Rж. Такие автомобили называют автомобилями с нейтральной поворачиваемостью. 3. Если увод передней оси меньше δ1 < δ2 , то радиус поворота уменьшается Rδ < Rж. Такие автомобили называют автомобилями с избыточной поворачиваемостью. Поворачиваемость автомобиля сказывается не только в повороте, но и при прямолинейном движении, если есть воздействие боковой силы (ветер, склон): 1. Недостаточная поворачиваемость δ1 > δ2: При воздействии боковой силы появляется центробежная сила, которая гасит возмущение. Автомобиль устойчив. Курс немного меняется, но коррекция рулем компенсирует это изменение. Автомобиль движется прямо, но передние колеса немного повернуты. 2. Нейтральная поворачиваемость δ1 = δ2: Автомобиль боком «сползает» с дороги. Коррекция рулем легко компенсирует возмущение. Автомобиль движется «немного боком» к курсу. 3. Избыточная поворачиваемость δ1 < δ2: При воздействии боковой силы появляется центробежная сила, которая не гасит возмущение. Автомобиль не устойчив. Курс меняется, коррекция рулем возможно (не всегда) компенсирует это изменение. Автомобиль движется боком, передние колеса повернуты. Вывод: Современный скоростной автомобиль при любой загрузке должен иметь определенную недостаточную поворачиваемость. 1.48. Комплексная оценка управляемости автомобиля 1.48.1. Коэффициент недостаточной поворачиваемости Увод оси определяется эквивалентным (т.е. суммарным, учитывающим все виды увода оси) коэффициентом сопротивления боковому уводу: и . . – коэффициент недостаточной поворачиваемости. Кндп > 0 – недостаточная поворачиваемость; Кндп = 0 – нейтральная поворачиваемость; Кндп < 0 – избыточная поворачиваемость. Замечание: Кндп – величина размерная [рад], следовательно, субъективная. Использовать этот коэффициент целесообразно при оценке влияния различных конструктивных факторов на поворачиваемость конкретного автомобиля Сравнивать разные автомобили этим коэффициентом нельзя. 1.48.2. Коэффициент запаса управляемости На базе автомобиля можно найти такую точку, которую будем называть центром боковых реакций (ЦБР). Если к ЦБР приложить боковую силу, то уводы осей будут равны δ1 = δ2. . Найдем силы: . Тогда . Учитывая, что δ1 = δ2 и Lδ1 = L – Lδ2, получим:  и . Замечание: Смещение ЦБР относительно ЦМ к задней оси означает недостаточную поворачиваемость. Такое смещение считают положительным. – коэффициент запаса управляемости. Идеальный вид характеристики  Такая характеристика возможна у полноуправляемых автомобилей, т.е. автомобилей у которых все колеса управляемые: на малых скоростях у автомобиля должна быть избыточная поворачиваемость (для повышения маневренности), а на больших скоростях – недостаточная (задние колеса поворачиваются в сторону поворота). Необходимое соотношение углов поворота колес можно описать эмпирической формулой, предложенной японским ученым Сано: – формула Сано. 1.48.3. Статическая чувствительность автомобиля к управлению Введем передаточную функцию: W=Xвых/Хвх – статическая чувствительность автомобиля к управлению. Входной сигнал – Θ – угол поворота колес Для малых углов допустим, что tg Θ = Θ = L/R. Выходной сигнал – ω =V/R– угловая скорость автомобиля. W = ω/Θ  W = V/R · R/L = V/L. Для автомобиля на эластичных колесах статическая чувствительность автомобиля к управлению будет выглядеть следующим образом: тогда или . Рассмотрим различные условия: а) Автомобиль имеет избыточную поворачиваемость. При внешнем возмущении происходит занос автомобиля, т.е. радиус поворота равен нулю:  – критическая скорость – скорость, при которой радиус поворота равен нулю – полная потеря управляемости. При создании автомобиля в том случае, если он в силу ряда причин имеет избыточную поворачиваемость, критическая по управляемости скорость должна быть выше максимально возможной скорости автомобиля (Vmax < Vкр) б) Автомобиль имеет недостаточную поворачиваемость. При внешнем возмущении происходит увеличение радиуса поворота автомобиля. Ограничим увеличение радиуса движения автомобиля не более двух раз, тогда:  – характерная скорость – скорость, при которой радиус поворота увеличивается вдвое, что существенно затрудняет управление автомобилем. Вывод: 1. При избыточной поворачиваемости максимальная скорость автомобиля должна быть значительно меньше критической Vmax << Vкр. 2. При недостаточной поворачиваемости максимальная скорость автомобиля не должна превышать характерной скорости Vmax < Vхар. При недостаточной поворачиваемости для увеличения Vхар можно снижать K2 или увеличивать К1. 1.49. Динамика поворота автомобиля на эластичных колесах 1.49.1. Общий случай Рассмотрим два последовательных положения автомобиля через интервал времени Δt и спроецируем новые скорости на старые, затем вычтем старые:; Т.к. Δt0, то Δφ0 => cosΔφ1, sinΔφΔφ, тогда получим четвертым членом пренебрегаем и берем производную:  – полное боковое ускорение. – равновесие сил и моментов сил; . Найдем δ1,2 и R1,2. , учитывая Vy1 = Vy + l1 · ω получим ; учитывая Vy2 = l1 · ω – Vy получим . ; . Теперь система уравнений примет вид: перегруппируем уравнения: Разделим первое уравнение на m, а второе на Jz и сгруппируем первое: Введем коэффициенты а1,2,3,4 ; ; ; ; общая система уравнений движения автомобиля. При анализе динамики движения автомобиля рассматривают три основных процесса: • Рывок руля Θ = КΘ · t, Где КΘ – коэффициент скорости поворота руля. • Переставка. • Синусоида Θ = АΘ · sin βt, где АΘ – амплитуда поворота колес, рад; β – частота поворота колес. 1.49.2. Частный случай: прямолинейное движение При прямолинейном движении Θ = 0: решение будем искать в виде Vy = A1· eψt ω = A2· eψt. Учитывая получим сократим eψt и сгруппируем:  система имеет решение, если определитель равен нулю: D = (a1+ψ) · (a4+ψ) – a2 · a3 = 0; ψ2 + (a1 +a4) · ψ +(a1· a4 – a2 · a3) = 0; . Движение устойчиво, если ψ<0. (a1 +a4) всегда больше 0, следовательно, движение устойчиво, если корень меньше первого члена. Решение существует, если неотрицательно подкоренное выражение и оно было бы минимальным. Для этого (a1· a4 – a2 · a3)>0. Условие устойчивости: (a1· a4 – a2 · a3) = 0. Еще раз запишем: ; ; ; ; тогда Сократим и сгруппируем: поделим на К1·К2·L:  – такое же выражение было получено и ранее. 1.50. Автоколебания управляемых колес вокруг шкворня Подвеска автомобиля – сложная и взаимосвязанная система: вертикальные колебания вращающегося колеса вызывает гироскопический момент, изменяющий направление качения колеса. Рассмотрим это явление подробнее. В передней подвеске существует две колебательные системы: 1. Колебания колес (подвески) в плоскости YОZ. Характеризуется следующими параметрами: • ψ – угол наклона оси колес (моста); • Сψ – угловая жесткость подвески; • Jψ – момент инерции оси колес (вокруг оси Х); • . 2. Колебания колес в плоскости ХОY. Характеризуется следующими параметрами: • φ – угол поворота колес; • Сφ – жесткость деталей и рулевого привода вцелом; • Jφ – момент инерции колес и привода вокруг оси Z; • . Эти колебательные системы связаны гироскопическим эффектом Кинетический момент колеса: Ак = Jк · ωк, где момент инерции колеса Jк. Вектор кинетического момента колеса направлен по оси ОY (к). Угловые колебания подвески происходят в плоскости YOZ. Они вызваны внешним моментом вн (например, неровностями дороги), вектор которого направлен по оси ОХ. Возникает гироскопический момент: – этот момент «тянет» вектор кинетического момента к вектору внешнего момента – колесо поворачивается на угол φ. Теперь поворот на φ является внешним моментом. Появляется второй гироскопический момент: . Этот момент «тянет» вектор кинетического момента к вектору первого гироскопического момента – колесо наклоняется на угол Δψ. Совпадение частоты собственных колебаний системы с частотой внешнего возмущения может привести к резонансу, что не допустимо. Найдем собственную частоту системы. Т”г Т’г Пусть и . Из первого уравнения Из второго уравнения . Приравняем откуда – биквадратное уравнение.  – коэффициент гироскопической связи. Корень биквадратного уравнения: . Наличие гироскопической связи снижает высшую частоту и повышает низшую частоту, что увеличивает вероятность резонанса. • Рассмотрим влияние дисбаланса колеса. Радиальная сила, вызванная дисбалансом: • Кинематическое рассогласование рулевого привода и подвески. Методы борьбы – это стабилизация управляемых колес: отклонение колес от прямого направления должно вызывать появление сил, возвращающих колесо в нейтральное положение. Контролируемые параметры: • Поперечный наклон шкворня (поднимает переднюю часть авто) эффективен при больших углах поворота малых скоростях; • Продольный наклон шкворня (кастор) – эффект «рояльной ножки»– скоростная стабилизация (иногда отказываются, т.к. есть следующий…) • Стабилизация за счет силового увода шин – момент от равнодействующей реакции шины противоположен моменту от боковой силы; • Весовая стабилизация (продольная симметрия нагрузок на колеса). 10. Плавность хода автомобиля 1.51. Общие сведения Плавность движения – совокупность свойств автомобиля, обеспечивающих ограничение вибронагруженности водителя, пассажиров, грузов, элементов шасси кузова в диапазоне эксплуатационных скоростей на уровне, при котором не возникают неприятные ощущения и быстрая утомляемость у людей и повреждения грузов и элементов конструкции автомобиля. От плавности движения зависит: • Комфортность людей; • Сохранность грузов; • Надежность автомобиля; • Средняя скорость движения; • Производительность автомобиля; • Себестоимость перевозок. Нормы вибронагруженности: ИСО 2631-78 и ГОСТ 12.1.012-90. а также в ОСТ 37.001.275-84 и ОСТ 37.001.291-84. В международном стандарте ИСО 2631-78 предусмотрено три критерия вибронагружености человека: 1. «Предел воздействия» – уровень вибраций, при котором еще обеспечивается сохранение здоровья человека. Соответствует примерно половине уровня болевого порога у человека на вибрирующем сидении. 2. «Граница снижения производительности труда от усталости» – уровень вибраций, превышение которого влечет значительное снижение производительности работы водителя. 3. «Порог снижения комфорта» – уровень вибраций, при котором еще можно есть, читать, писать. Измерители вибронагруженности: интенсивность (виброускорение)м/с2, частота Гц; направление; длительность, мин, час. Человек плохо переносит вертикальные колебания с частотой 4 – 8 Гц и горизонтальные 1 – 2 Гц. При движении автомобиля можно выделить четыре вида колебаний: 1. Подпрыгивание – вертикальные колебания центра масс; 2. Галопирование – угловые колебания в продольной вертикальной плоскости; 3. Покачивание – угловые колебания в поперечной вертикальной плоскости; 4. Подергивание – колебания в продольной горизонтальной плоскости. Самыми важными являются 1 и 2. Жесткость подвески С = d G/d f. Часто жесткость упругого элемента постоянна: С = const = G/f. Но применение подрессорников, пневмоэлементов делает основную характеристику подвески нелинейной. Приведение жесткости упругого элемента подвески к колесу: ; ; ; ; ; . Где индексы к и р соответствуют колесу и рессоре (упругому элементу) Торсионная подвеска имеет особенность – у нее нет параметра b. Тт = Gk a  Gk = Tт/а fк = a sin φ или для малых углов fк = a φ, тогда ; , где индекс т соответствует торсиону. ВСЕГДА в расчетах необходимо приводить жесткость упругого элемента к колесу. Упрощенная схема автомобиля массой mп, имеющий передний и задний неподрессоренные мосты m1н и m2н. выглядит следующим образом. (рис. Автомобиля на упругих элементах, мосты на упругих колесах см. рис. §10.3). Число собственных частот колебаний системы равно числу степеней свободы. mп имеет возможность колебаться в вертикальной плоскости (1я ст. свободы) и вращаться вокруг поперечной оси (2я ст. свободы). Каждый из мостов имеет свою степень свободы (вертикальное перемещение). Таким образом, система имеет 4 степени свободы и, соответственно, 4 собственные частоты колебания автомобиля. Для ее решения необходима система четырех дифференциальных уравнений. В начале рассмотрим колебания только подрессоренной массы без учета демпфирования (без амортизаторов). 1.52. Свободные колебания массы на упругом элементе Рассмотрим свободные (т.е. после(!) возбуждающего толчка) колебания массы. Сила, развиваемая упругим элементом, пропорциональна его жесткости и прогибу: . Сила инерции, действующая на массу, пропорциональна ускорению: (точки над переменной означают производную по времени). В статическом состоянии имеем: (Fст численно равна mg). Баланс сил имеет вид: или . Приведем уравнение к каноническому виду (т.е. старшая производная должна быть без коэффициентов): . Обозначим С/m = ω2 (где ω – собственная частота системы), тогда . Характеристическое уравнение имеет вид: К2 + ω2 =0; К2 =– ω2; К = i· ω Решение дифференциального уравнения ищем в виде: . Из начального условия известно, что при t = 0 и z = 0. Откуда B = 0. Тогда . . . . Приведение жесткостей упругого элемента и шины: Деформация подвески складывается из деформаций шины и пружины под действием внешней силы (подрессоренной массы, неподрессоренную не учитываем): ; Тогда окончательно получим: . 1.53. Свободные колебания подрессоренной массы двухосного автомобиля без учета затухания и влияния неподрессоренных масс (масса на 2х пружинах) Заменим жесткость рессоры Ср и жесткость шины Сш приведенной жесткостью подвески Спр. (Неподрессоренной массой mн в первом приближении (в этом параграфе) пренебрегаем.) После таких допущений остается 2 степени свободы: вертикальное перемещение z0 и поворот α в продольной вертикальной плоскости. Оба эти движения вызывают изменение прогибов z1 и z2 упругих элементов и возникновению сил Спр1·z1 и Спр2·z2 действующих со стороны этих элементов на подрессоренную массу. Уравнения сил и моментов запишутся следующим образом: где – радиус инерции подрессоренной массы относительно поперечной оси ОУ; Jy – момент инерции подрессоренной массы относительно той же оси; aп и bп – расстояние от передней и задней осей до центра подрессоренной массы. Выразим z0 и α через координаты z1 и z2: Из прямоугольного треугольника АВС или для малых углов в рад *; Из того же треугольника  . Подставим вторые производные в систему: Обе части первого уравнения умножим на b, а левую часть перепишем: , затем вычтем из второго уравнения и упростим Вновь первое уравнение системы умножим теперь на а затем сложим со вторым уравнением системы и упростим Приведем систему к каноническому виду: Введем обозначения: ; Тогда система примет вид: – мат. модель колебания массы на двух упругих элементах без амортизаторов Система является «связанной», т.к. в каждое из уравнений входят два ускорения по z1 и z2. Это проявляется в том, что колебания передней и задней части автомобиля представляет собой сумму двух синусоидальных колебаний с различными амплитудами и частотами, зависящими от параметров обеих подвесок. После решения получим низкую и высокую собственные частоты системы: . Если = 0, то – гармонические колебания точки В и А соответственно. Чем больше , тем больше взаимное влияние подвесок. = 0, если . Вводят коэффициент распределения подрессоренных масс . Для большинства полностью груженых автомобилей (легковых и грузовых) не более 20 %. Если εу =0,8…1,2, то собственные частоты подвесок (в данном случае равные парциальным*) можно найти следующим образом . *Парциальная частота – это частота колебаний сложной системы, если все степени свободы, кроме одной, устранены. 1.54. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля без учета затухания (подвеска без амортизатора) Рассмотрим автомобиль, у которого взаимное влияние подрессоренных масс не велико т.е. εу ≈ 1. Тогда можно рассматривать только одну из подвесок, не обращая внимания на влияние другой. Уравнения движения подрессоренной и неподрессоренной масс запишем в следующем виде: Раскроем скобки и приведем к каноническому виду: – мат.модель колебания подвески без амортизатора где – парциальная частота подрессоренной массы (колесо жестко прикреплено к полу – шина в колебаниях не участвует!!!); – парциальная частота неподрессоренной массы (подвески), т.е. при зафиксированном от колебаний кузове автомобиля; – парциальная частота неподрессоренной массы ( Сш  0). Следует заметить, что жесткость шин значительно больше жесткости упругого элемента (рессоры): Сш/Ср = 4…20. Большие цифры соответствуют автомобилям с очень мягкой подвеской (представительские авто). Корни характеристических уравнений характеризуют низкую и высокую частоту колебаний подрессоренной массы . Если Сш/Ср существенно, тогда 0, и тогда собственные частоты колебаний подрессоренной и неподрессоренной масс часто принимают равными их парциальным частотам: и . Решение системы имеет вид: где z’, z’’ – амплитуда колебаний mп с частотой соответственно Ω0 и Ωк ζ’,ζ’’ – амплитуда колебаний mн с частотой соответственно Ω0 и Ωк Замечена связь между статическим прогибом подвески и ее собственной частотой колебаний: установим эту связь. Статический прогиб подвески прямо пропорционален подрессоренному весу: . Тогда , g = 9,81 м/с2 . Если fст выразить в сантиметрах, то получим . Замечание: Так как при расчете Ω0 не учитывали неподрессоренную массу и жесткость шин, то собственная частота колебаний кузова получается несколько завышена. Однако если Сш/Ср >2 и mn/mн >4, то погрешность не превышает 1 %. Учитывая, что комфортная частота колебаний 1…1,5 Гц, получим статический прогиб подвески: . м. Вывод: Чем меньше статический прогиб подвески, тем жестче подвеска (тем больше трясет). 1.55. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания (подвеска с амортизатором) Подвеска реального автомобиля (как колебательная система) имеет упругий элемент (рессору, пружину) и целый ряд демпферов (трение во втулках сайлентблоков, между листами рессоры, внутреннее трение (нагрев) шин и т.д. и т.п.). Поэтому колебания подвески даже без амортизатора являются затухающими. Однако рассеяние энергии в амортизаторе существенно больше, поэтому будем учитывать только его. По-прежнему рассматриваем автомобиль, у которого взаимное влияние подрессоренных масс не велико т.е. εу ≈ 1, что позволяет рассматривать только одну из подвесок, не обращая внимания на влияние другой. В первом приближении будем считать, что сила сопротивления амортизатора линейно зависит от скорости его работы (). Тогда движение подрессоренной массы опишем уравнением: ; Движение неподрессоренной массы: . К – коэффициент неупругого сопротивления подвески (коэффициент рассеяния энергии), Н·с/м (численно равен силе сопротивления амортизатора при скорости движения штока 1 м/с). Приведем оба уравнения к каноническому виду. При этом введем замену , которые назовем парциальными коэффициентами сопротивления подвески (с-1), также подставим парциальные частоты: – мат.модель затухающих колебаний подвески. Учитывая слабую связанность колебательных процессов (из-за существенной разницы жесткостей шины и рессоры) последними двумя членами в обоих уравнениях можно пренебречь. Тогда характеристические уравнения уравнений и его корни (для положительного дискриминанта) будут иметь вид:  Таким характеристическим уравнениям соответствуют следующие решения: где – частота колебаний подрессоренной массы с учетом затухания; – относительный коэффициент затухания колебаний подрессоренной массы; и ψк – то же для неподрессоренной массы. Константы с1, с2, и зависят от начальных условий. Произведем замену , где φ0 и φк – начальный фазовый угол колебаний соответственно подрессоренной и неподрессоренной масс; Аz, – начальная амплитуда колебаний соответственно подрессоренной и неподрессоренной масс После подстановки в решение получим – мат. модель затухающих колебаний подвески. Экспонента характеризует затухание колебаний. Величина ех определяет знаменатель р геометрической прогрессии. Затухание за один период 2π характеризуется логарифмическим декрементом затухания δ: . (еδ – (просто) декремент затухания). У современных автомобилей ψ0 = 0,15…0,25; ψк = 0,25…0,45. У гидропневматической подвески ν = 0,5…0,8 Гц, поэтому задают ψ0 = 0,6…0,4. Пример: относительный коэффициент затухания колебаний подрессоренной массы ψ0=0,2; тогда логарифмическим декрементом затухания δ = 2·π·0,2 = 1,2566; знаменатель прогрессии р = е1,2566 = 3,5136. Т.е. через один цикл колебания амплитуда уменьшится в 3,5136 раза. После второго колебания – в 3,51362 раза и т.д. 1.56. Вынужденные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания (подвеска с амортизатором в движении) По-прежнему рассматриваем автомобиль, у которого взаимное влияние подрессоренных масс не велико т.е. εу ≈ 1, что позволяет рассматривать только одну из подвесок, не обращая внимания на влияние другой. В первом приближении представим неровности дороги в синусоидальном виде (любые вынужденные колебания можно разложить в гармонический ряд). Допустим, что контакт колеса с дорогой происходит только в одной точке (справедливо для небольших неровностей, которые автомобиль обычно переезжает на большой скорости – это, собственно, нас и интересует). Тогда текущая координата волны, в которой происходит контакт колеса с дорогой обозначим q: , q0 – амплитуда волны; х – абсцисса точки с вертикальной координатой q; lв – длина волны. При равномерном движении х = V·t получим: , где v = 2π·V/lв – частота возмущающей силы В § 10.5 мы получили мат. модель затухающих колебаний подвески: . Для проведения анализа упростим модель – избавимся от одной из степеней свободы путем приведения жесткостей упругих элементов, допустив независимость колебаний масс mп и mн: . Подставим q и приведем уравнение к каноническому виду: , где ; ; . Общее решение найдено как сумма решений однородного (левая часть) уравнения и частного решений: . Часть I – затухающие колебания. Часть II – не затухающие, установившие колебания. Частью I можно пренебречь. Тогда после преобразования получим – мат. модель установившихся вынужденных колебаний; – фазовый угол. Проведем анализ. Для удобства заменим zv = za/q0 , тогда . Зависимость амплитуды колебаний подрессоренной массы от частоты вынуждающей силы имеет две характерные резонансные точки: v = ω0 и v = ωк. При отыскании решения мат модели мы допустили независимость колебаний масс mп и mн. Это справедливо лишь для v =(0…0,5) ωк. Тогда, учитывая ω0 << ωк первый резонанс мы можем достоверно анализировать по зависимости zv. При v = ω0 получим . Мы знаем, что ψ0 = 0,15…0,25. Тогда zv = 3,48 … 2,23. При v = ωк зависимость zv существенно занижает результат. Для корректировки zv нужно умножить на коэффициент: . Поправочный коэффициент при v = ωк имеет вид 1/(2·ψk ·v). Учитывая ψk = 0,25…0,45, получим поправочный коэффициент 2/ωk … 1,11/ ωk. – Амплитудно-частотная характеристика грузового автомобиля (АЧХ) Итак, Исходные данные, необходимые для составления АЧХ: ω0, ωк, ψ0, ψк: ω0, ωк – парциальные частоты колебаний подрессоренной и неподрессоренной масс: и ; Ср, mп, mн – жесткость рессоры и соответствующие массы; ψ0, ψк – относительный коэффициент затухания колебаний подрессоренной и неподрессоренной масс: и ; h0, hк – парциальные коэффициенты сопротивления подвески: и ; К – коэффициент неупругого сопротивления подвески (коэффициент рассеяния энергии). Выводы: 1. Установившиеся (без учета части I, см. мат. модель выше) вынужденные колебания происходят с частотой возмущающей силы. Частота от наличия амортизатора и его характеристик не зависит. 2. Амплитуда установившихся вынужденных колебаний не зависит от времени и от начальных условий. Наличие амортизатора не делает колебания затухающими, а амплитуда колебаний с течением времени не меняется. 3. Амплитуда установившихся вынужденных колебаний подрессоренной массы зависит от соотношения между собственной частотой Ω0 (≈парциальной ω0) и частотой возмущений v. 4. Наибольшая амплитуда колебаний достигается при резонансе. Частота низкочастотного резонанса чуть меньше ω0 – менее чем на 1 %. Наличие амортизатора несколько увеличивает этот процент. 5. Амортизатор создает смещение фаз перемещений относительно вынуждающей силы, причем величина сдвига зависит от вынуждающей частоты. 6. Амортизатор уменьшает все амплитуды: перемещений, виброскоростей и виброускорений (увеличение ψ0 в интервале 0,2 …0,4 уменьшает z и z`` почти в два раза). 7. Из АЧХ видно, что: a. амплитуда колебаний подрессоренной массы имеет один экстремум – при низкочастотном резонансе; b. амплитуда колебаний неподрессоренной массы имеет 2 экстремума – при низкочастотном и высокочастотном резонансе; c. амплитуда виброускорений подрессоренной массы также имеет 2 экстремума, смещенных по фазе относительно колебаний неподрессоренной массы. 8. Частота возмущений зависит от скорости автомобиля и длины lв. Список литературы 1. Гришкевич А.И. Автомобили: Теория: Учебник для вузов. - Мн.: Вышейшая школа, 1986.- 208 с. 2. Фалькевич Б.С. Теория автомобиля: Учебник для вузов, - М.: Машгиз, 1963.- 239 с. 3. Аэродинамика автомобиля/Под ред. В.Г. Гухо; Пер. с нем. Н.А. Юниковой; Под ред. С.П. Загородникова - М.:Машинострое­ние, 1987. - 424 с. 4. Бухин Б.Л. Введение в механику пневматических шин. - М.: Химия, 1988, 224 с. 5. Литвинов А.С. Управляемость и устойчивость автомобиля. - М.: Машиностроение, 1971.- 410 с. 6. Работа автомобильной шины. Под ред. В.И. Кнороза. - М.: Транспорт, 1976.- 238 с. 7.Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин: Учебник для автомобильных специальных вузов, - М.: Машиностроение, 1981.-271 с. 8. Селифонов В.В., Серебряков В.В. Проходимость автомобиля М.: МАМИ, 2001. - 57 с 9. Селифонов В.В., Титков А.И. Статические характеристики управляемости автомобиля М.,МАМИ, 1991. - 45 с. 10. Селифонов В.В., Гируцкий О.И. Автоматические сцепления и гидромеханические передачи автомобилей М., МАМИ, 1998, 98 с. Учебное издание Селифонов Валерий Викторович Хусаинов Альберта Шамилевича, Ломакин Владимир Владимирович Теория автомобиля Учебник Лицензия ЛР № 021209 от 17 апреля 1997 г. Подписано в печать Заказ Тираж 300 МГТУ «МАМИ», 107023, Москва, Б.Семеновская ул., дом 38