Теория автомобиля; методы анализа параметров автомобиля

А.Ш. Хусаинов В.В. Селифонов Теория автомобиля 250-и сильный турбо-дизель Независимая подвеска Полуоси равной длины Сбалансированная силовая передача Симметричный полный привод Влажная дорога Край дороги Лужа Федеральное агентство по образованию Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования Ульяновский государственный технический университет Кафедра «Автомобили» Хусаинов А.Ш. Селифонов В.В. ТЕОРИЯ АВТОМОБИЛЯ Конспект лекций Ульяновск 2008 УДК 629.113 (075.8) ББК 39.33-01я73 Х- Рецензент Одобрено секцией методических пособий научно-методического совета Ульяновского государственного технического университета Хусаинов, А. Ш. Х- Теория автомобиля. Конспект лекций / А.Ш. Хусаинов, В.В. Селифонов – Ульяновск: УлГТУ, 2008. – 121 с. Рассмотрены физические явления, протекающие при взаимодействии автомобиля с дорогой и окружающей средой, необходимые для понимания основных закономерностей его движения. Изложены методы анализа параметров автомобиля. Приведены методики расчета эксплуатационных свойств автомобилей. Для студентов всех форм обучения направления 653200 «Транспортные машины и транспортно-технологические комплексы» специальности 19020165 «Автомобиле- и тракторостроение». Работа выполнена на кафедре «Автомобили». УДК ББК 629.113 (075.8) 39.33-01я73 © Оформление УлГТУ, 2008 © Хусаинов А. Ш., 2008 © Селифонов В. В., 2008 ОГЛАВЛЕНИЕ Основные условные обозначения и определения ...............................................................7 1. Теория качения эластичного колеса ..........................................................................10 1.1. Общие сведения о колесе ...................................................................................10 1.2. Качение колеса в ведомом режиме ....................................................................11 1.3. Качение в ведущем режиме................................................................................13 1.4. Режимы качения колеса......................................................................................15 1.5. Скоростные потери при качении колеса............................................................15 2. Внешние силы, действующие на автомобиль ...........................................................17 2.1. Аэродинамическое сопротивление ....................................................................17 2.2. Сила сопротивления подъему ............................................................................20 2.3. Сила сопротивления разгону..............................................................................20 2.4. Распределение и перераспределение вертикальных реакций Rz на осях .........21 3. Динамика автомобиля ................................................................................................24 3.1. Внешняя скоростная характеристика двигателя (ВСХ) ....................................24 3.2. Касательные реакции Rx на колесах...................................................................26 3.3. Уравнение движения автомобиля ......................................................................27 3.4. Динамический паспорт автомобиля...................................................................29 3.5. Расчет ускорения автомобиля ............................................................................32 3.6. Расчет пути и времени разгона автомобиля до заданной скорости..................33 3.7. Мощностной баланс автомобиля .......................................................................34 4. Топливная экономичность автомобиля .....................................................................36 4.1. Нормативы ..........................................................................................................36 4.2. Топливная экономичность двигателя ................................................................37 4.3. Топливно-экономическая характеристика.........................................................38 4.4. Оценка топливной экономичности ....................................................................39 4.4.1. Движение с постоянной скоростью................................................................40 4.4.2. Движение с ускорением..................................................................................41 4.4.3. Торможение двигателем .................................................................................41 4.4.4. Расход топлива на холостом ходу ..................................................................42 4.5. Конструктивные факторы, влияющие на топливную экономичность..............42 4.5.1. Выбор двигателя .............................................................................................42 4.5.2. Выбор передаточного числа главной передачи .............................................43 4.5.3. Выбор передаточного числа первой передачи...............................................44 4.5.4. Выбор передаточных чисел коробки передач................................................45 4.5.5. Выбор передаточных чисел в дополнительной (раздаточной) коробке .......48 4.5.6. Экономическая передача ................................................................................49 5. Тяговый расчет автомобиля .......................................................................................51 5.1. Исходные данные для расчета............................................................................51 5.2. Весовая характеристика автомобиля .................................................................51 5.3. Предварительный выбор шин ............................................................................52 5.4. Оценка КПД трансмиссии прототипа ................................................................52 5.5. Необходимая мощность двигателя.....................................................................52 5.5.1. Мощность двигателя по максимальной скорости автомобиля .....................52 5.5.2. Мощность двигателя по динамическому фактору на высшей передаче.......52 5.5.3. Мощность двигателя грузовых автомобилей.................................................53 5.6. Определяем главную передачу...........................................................................54 5.7. Определяем первую передачу ............................................................................54 5.8. Определяем передаточные числа КП.................................................................54 6. Проходимость автомобиля.........................................................................................55 6.1. Профильная проходимость.................................................................................55 5 6.1.1. Общие требования ..........................................................................................55 6.1.2. Преодоление эскарпа с места неведущим колесом .......................................57 6.1.3. Преодоление эскарпа с места ведущим колесом ...........................................58 6.1.4. Преодоление эскарпа с места полноприводным автомобилем .....................58 6.1.5. Динамическое преодоление эскарпа ..............................................................59 6.2. Опорная проходимость.......................................................................................60 6.3. Влияние дифференциалов на проходимость .....................................................64 6.3.1. Симметричный дифференциал.......................................................................64 6.3.2. Дифференциал повышенного трения.............................................................64 6.4. Принудительная блокировка дифференциалов .................................................67 6.4.1. Паразитная мощность в заблокированном мосте ..........................................67 6.4.2. Паразитная мощность в трансмиссии с заблокированным дифференциалом в раздаточной коробке ...................................................................................................69 7. Торможение автомобиля ............................................................................................70 7.1. Нормативы ..........................................................................................................70 7.2. Тормозной режим эластичного колеса ..............................................................71 7.3. Торможение (общая схема) ................................................................................72 7.4. Торможение юзом...............................................................................................73 7.5. Основные показатели процесса торможения.....................................................74 7.5.1. Время торможения:.........................................................................................74 7.5.2. Тормозной путь:..............................................................................................74 7.5.3. Тормозные силы, моменты, давление в контуре ...........................................76 7.5.4. Пути повышения устойчивости при торможении .........................................78 8. Устойчивость автомобиля..........................................................................................79 8.1. Опрокидывание автомобиля на подъеме ...........................................................79 8.2. Движение автомобиля на поперечных склонах.................................................79 8.2.1. Соскальзывание со склона..............................................................................79 8.2.2. Опрокидывание на склоне..............................................................................80 8.3. Крен кузова .........................................................................................................80 8.4. Устойчивость автомобиля против заноса и опрокидывания ............................81 8.4.1. Занос всех колес..............................................................................................82 8.4.2. Опрокидывание на повороте без учета крена ................................................82 8.4.3. Опрокидывание на повороте с учетом крена.................................................83 8.5. Занос одной из осей автомобиля ........................................................................85 8.5.1. Нормальные реакции по осям.........................................................................86 8.5.2. Касательные реакции ......................................................................................86 8.5.3. Запас боковой реакции колес и осей ..............................................................87 8.5.4. Боковая сила....................................................................................................87 8.5.5. Запас оси против заноса..................................................................................88 9. Управляемость автомобиля........................................................................................90 9.1. Общие сведения ..................................................................................................90 9.2. Рулевая трапеция ................................................................................................90 9.3. Динамика автомобиля на эластичных колесах ..................................................91 9.3.1. Силовой увод шины........................................................................................91 9.3.2. Кинематический увод шины...........................................................................93 9.3.3. Кинематический увод оси...............................................................................94 9.4. Поворот автомобиля на эластичных колесах ....................................................95 9.5. Комплексная оценка управляемости автомобиля..............................................97 9.5.1. Коэффициент недостаточной поворачиваемости ..........................................97 9.5.2. Коэффициент запаса управляемости..............................................................98 9.5.3. Статическая чувствительность автомобиля к управлению...........................99 9.6. Динамика поворота автомобиля на эластичных колесах ................................ 100 6 9.7. Автоколебания управляемых колес вокруг шкворня...................................... 102 10. Плавность движения автомобиля......................................................................... 105 10.1. Нормативы .................................................................................................... 105 10.2. Свободные колебания массы на упругом элементе..................................... 107 10.3. Свободные колебания подрессоренной массы двухосного автомобиля без учета затухания и влияния неподрессоренных масс (масса на 2х пружинах)............ 108 10.4. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля без учета затухания (подвеска без амортизатора) ............... 111 10.5. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания (подвеска с амортизатором)................. 113 10.6. Вынужденные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания (подвеска с амортизатором в движении) 115 Библиографический список .............................................................................................. 119 7 Основные условные обозначения и определения Обозначение Размерность Наименование (определение) 2 A м Площадь миделева сечения автомобиля (площадь продольной проекции автомобиля на вертикальный экран) a м/с2 Ускорение поступательное (линейное) 2 2 2 2 Af c /м (ч /км ) Коэффициент, учитывающий влияние скорости на сопротивление качению эластичного колеса по недеформируемой поверхности В, В1, В2 м Колея наибольшая, передних и задних колес Bк 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 2 g м/с Ускорение свободного падения G0 H Вес снаряженного автомобиля Ga H Полный вес автомобиля ge г/(кВт·ч) Часовой удельный расход топлива GT кг/ч Часовой массовый 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) автомобиля i0 – Передаточное число главной передачи iкп – Передаточное число в коробке передач iрк – Передаточное число в раздаточной коробке 2 J кг·м Осевой момент инерции 8 KN – Kn – Kp KT Kω Kб kсц – – – – – L L1 м м L2 м m p Pa кг Па Вт Pe Вт Pk Вт PT Pψ Вт Вт Pв Вт Pи Вт Pп Вт Qs r0 л/км м rc м rд м rк м rк0 м Коэффициент коррекции часового удельного расхода топлива по нагрузке двигателя Коэффициент коррекции часового удельного расхода топлива по скорости двигателя Коэффициент коррекции мощности Коэффициент приспособляемости по моменту двигателя Коэффициент приспособляемости по скорости двигателя Коэффициент блокировки дифференциала Коэффициент сцепного веса (доля веса автомобиля на ведущих колесах) База автомобиля (расстояние между осями) Горизонтальная проекция расстояния от центра масс до передней оси Горизонтальная проекция расстояния от центра масс до задней оси Масса Давление воздуха в шинах Мощность, развиваемая двигателем, для обеспечения заданного режима движения (PT с учетом η и Кр) Мощность двигателя по внешней скоростной характеристике (равна Pa при полностью открытой дроссельной заслонке ) Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление сопротивления качению Мощность на ведущих колесах (тяговая мощность) Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление дорожного сопротивления (мощность качения и подъема) Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление аэродинамического сопротивления Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление инерции Мощность, затрачиваемая автомобилем на преодоление сопротивления подъему Путевой расход топлива Свободный радиус – радиус беговой дорожки шины при отсутствии внешних сил Статический радиус – расстояние от центра неподвижного колеса, нагруженного только нормальной силой, до опорной поверхности (дороги) Динамический радиус – расстояние от центра катящегося колеса до опорной поверхности (дороги) Кинематический радиус – отношение продольной составляющей поступательной скорости колеса к его угловой скорости Кинематический радиус колеса в ведомом режиме (в предварительных расчетах принимают равным rc) 9 rкс м V Тe м/с Н·м Тf Тк α β γ γВ Δ δ Н·м Н·м Град, рад Град, рад рад – – – δ1 – δ2 – ε λм рад/с2 или с-2 мм/(Н·м) λсм λх – мм/Н ρ ρт ρв φ φx φy φv кг/м3 кг/л кг/м3 – – – – ψ – ω рад/с или с-1 Кинематический радиус колеса в свободном режиме (Тк=Тf; Rx = 0) Скорость поступательная (линейная) Крутящий момент двигателя по внешней скоростной характеристике Момент сопротивления качению на колесе Крутящий момент на колесе Угол продольного наклона дороги Угол поперечного наклона дороги Угол крена автомобиля Коэффициент поперечной устойчивости Отношение высоты профиля шины к её ширине Коэффициент учета инерции вращающихся масс (полный) Коэффициент учета инерции вращающихся масс двигателя и трансмиссии Коэффициент учета инерции вращающихся масс колес и тормозных барабанов (дисков) Ускорение угловое Коэффициент тангенциальной эластичности шины по моменту Коэффициент смятия шины Коэффициент тангенциальной эластичности шины по силе Плотность вещества Плотность бензина (дизтоплива) ρт = 0,73 (0,8) Плотность воздуха, ρв = 1,202 Коэффициент сцепления шины с дорогой (полный) Коэффициент продольного сцепления шины с дорогой Коэффициент поперечного сцепления шины с дорогой Коэффициент сцепления шины с дорогой с учетом скорости Коэффициент дорожного сопротивления (качению и подъему) Скорость угловая 10 1. Теория качения эластичного колеса 1.1. Общие сведения о колесе Радиус автомобильного колеса: r0 v Свободный радиус r0 – радиус беговой дорожки при rc отсутствии внешних сил; v Статический радиус rc – расстояние от центра неподвижного колеса, нагруженного только нормальной силой, до опорной поверхности (дороги); rc = 0,5 · d + H · λсм, 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. v Динамический радиус rд – расстояние от центра катящегося колеса до опорной поверхности (дороги). Зависит от сил и моментов, действующих на колесо (используется в силовых расчетах); v Кинематический радиус rк – отношение продольной составляющей поступательной скорости колеса к его угловой скорости (используется в кинематических расчетах) rк = Vк/ωк. d Классификация шин: ü Торовые H = Bк (велосипедные шины). Маркировка Вк – d в дюймах или миллиметрах. Пример: 6,15 – 13. ü Низкопрофильные Н < Bк (шины современного ЛА). Маркировка: (Высота)/(доля высоты в ширине) – (посадочный диаметр). Посадочный диаметр. Bк Пример: 6.45/70 – 13. ü Широкопрофильные (шины вездеходов). Маркировка: D × Bк – d, только в мм. Пример: 1500×550 – 630. ü Арочные (шины спец. машин). Маркировка: см. Широкопрофильные шины. H при буксовании rк = 0; при торможении юзом rк → ∞. 11 Радиальные и диагональные шины отличаются направлением укладки корда при их изготовлении, а также наличием брекера у радиальных. В обозначении радиальных шин присутствует буква R перед посадочным диаметром (не радиусом !!!). Брекер – прочное кольцо под беговой дорожкой шины. Образован несколькими слоями корда, не выходящими на боковину шины. Улучшает коэффициент сопротивления уводу шины и управляемость автомобиля в целом, но из-за «жесткого» качения ухудшает акустические и вибрационные характеристики шины. Нагрузка Деформация шины при нагружении – разгружении При нагружении колеса преодолеваем силу упругости и силу внутреннего трения в материале шины. При разгружении сила упругости восстанавливает форму шины, а сила внутреннего трения в материале шины вновь сопротивляется (петля гистерезиса). Таким образом, в процессе нагружения – разгружения шины часть Деформация энергии затрачивается на внутреннее трение в шине –шина нагревается. Площадь между кривыми характеризует работу сил внутреннего трения в шине. Качение колеса можно рассматривать в следующих условиях: v Качение деформируемого колеса по твердой (недеформируемой) поверхности (см. ниже); v Качение деформируемого колеса по мягкому грунту (деформируемой поверхности) (см. гл. 6); v Качение жесткого колеса по деформируемой поверхности (не рассматривается). Причины качения колеса: 1. К оси колеса приложена только толкающая сила (ведомый режим); 2. К оси колеса приложен крутящий момент (один из четырех «не ведомый» режимов). 1.2. Качение колеса в ведомом режиме Равномерное движение колеса Rz – вертикальная реакция (равнодействующая эпюры элементарных вертикальных сил в контактной площадке), Н; Rx – продольная реакция, Н; Gк – вертикальная внешняя (для колеса) сила – часть веса автомобиля, приходящаяся на колесо, Н; Fк – продольная толкающая сила, Н; 12 е – снос вертикальной реакции в движении: обусловлен изменением направления силы внутреннего трения в шине по отношению к направлению деформации (при переносе Rz в центр пятна контакта колеса появляется момент Тf); rд – динамический радиус. (ΣFz=0) Gк = Rz (ΣFx=0) Fк = Rx (ΣTy =0) Rz е – Fк rд = 0 Fк = Rz е / rд = Rz · f, где е / rд = f – коэффициент сопротивления качению (коэффициент трения второго рода). f зависит от конструкции шины, давления в ней, ее эксплуатационных свойств и от Gк Vк Fк rд Rx Rz е Gк Тf Rz дороги: f = fк + fкг, где fк – коэффициент сопротивления качению деформируемого колеса по недеформируемому грунту; fкг – коэффициент сопротивления качению по мягкому грунту. На коэффициент сопротивления качению существенное влияние оказывает скорость автомобиля: с ростом сил инерции растет деформация шины, а, следовательно, и потери на внутреннее трение: fк = f0 · (1 + Af · V2), где f0 – коэффициент сопротивления качению при малых скоростях; V – м/с (км/ч). Коэффициент f0 сопротивления качению эластичного колеса Средний диапазон От до fк Состояние дороги хорошее 0,008 0,015 удовл. 0,015 0,030 обледенелая дорога 0,015 0,020 Состояние булыжника хорошее удовл. 0,025 0,035 0,030 0,050 Гравий укатанный 0,020 0,025 Укатанная грунтовка сухая мокрая 0,025 0,050 0,035 0,150 Ориентировочные значения коэффициента Аf f0 Vа Тип авто ЛА ГА Размерность скорости V км/ч м/с* (4…5) · 10-5 (5,1…6,5) · 10-4 (2…3) · 10-5 (2,6…3,9) · 10-4 * – переводной коэффициент ×3,62 13 Индексы скорости автомобильных шин (выдержка из R30 ЕЭК ООН) Индекс скорости L Максимальная допустимая 120 скорость V, км/ч M N P Q R S T U H 130 140 150 160 170 180 190 200 210 Индексы грузоподъемности автомобильных шин (выдержка из R30) Индекс Нагрузка Gк, Н Индекс Нагрузка Gк, Н Индекс Нагрузка Gк, Н Индекс Нагрузка Gк, Н 70 3350 80 4500 71 3450 81 4620 72 3550 82 4750 73 3650 83 4870 74 3750 84 5000 75 3870 85 5150 76 4000 86 5300 77 4120 87 5450 78 4250 88 5600 79 4370 89 5800 90 6000 91 6150 92 6300 93 6500 94 6700 95 6900 96 7100 97 7300 98 7500 99 7750 100 8000 101 8250 102 8500 103 850 104 9000 105 9250 106 9500 107 108 109 9750 10000 10500 Пример обозначения шины: 175/80R16 Q88 – шины для «Нивы» 175/80R16С N104/102 – шины для «Газели». Примечание: Сдвоенные шины имеют меньшую грузоподъемность (102), чем односкатные колеса (в т.ч. из-за трения между скатами). Ускоренное качение колеса ω, ε Gк При ускоренном движении колеса затрачивается работа на изменение его а кинетической энергии. Vк Т и = J к ⋅ ε –угловая инерция колеса; Jк – Fк момент инерции колеса, кг·м2; ε – углоrд Ти вое ускорение, с-2. Rx Составим уравнения баланса сил и е моментов: Rz (ΣFz=0) Gк = Rz (ΣFx=0) Fк = Rx (ΣTy =0) Rz е – Rx rд +Tи = 0 откуда Fk = Gk Gк ω, ε а Vк Тк Fк rд Rx е Rz T е Tи + = Gk f + и . rд rд rд 1.3. Качение в ведущем режиме Равномерное качение колеса (ΣFz=0) Gк = Rz (ΣFx=0) Fк = Rx (ΣTy =0) Rz · е +Rx · rд – Tк= 0 Rz е = Gк · е = Тf 14 Fk = Tk − Gк ⋅ е Tk − T f . = rд rд Вывод: у ведущего колеса Rx сонаправлена с вектором скорости. Момент сопротивления качению Тf уменьшает тяговый момент Тк. Ускоренное качение колеса (ΣFz=0) Gк = Rz (ΣFx=0) Fк = Rx (ΣTy =0) Тf +Rx · rд +Ти – Tк= 0 Fk = Tk − T f − Tи rд . Предельное значение Rx определяется коэффициентом сцепления шины с дорогой φх: RXmax=Gк · φх RYmax=Gк· φy φх – зависит от: • материала и конструкции шины; • дороги (конструкции, состояния); • скорости (см. рис.) φxv = φx0 – kv V; • скорости скольжения шины по дороге (см. рис). Коэффициент скольжения в ведущем sб (буксование) и тормозном sc (скольжение в юзе) режимах определяют: sб = 1 − sс = 1 − rк 0 . rк 0 < s < 1. Значения коэффициента сцепления φ: – асфальт сухой – до 0,75; – грунт сухой – до 0,5; – асфальт мокрый – 0,3…0,5: φx  к  ϕ м = ϕ с 1 − м ⋅ V  ,  l⋅ p  V φх φy φ rк ; rк 0 0,2 s где р – давление в контакте (приблизительно равно давлению в шине); l – длина контакта; φс – коэф. сцепления с сухим асфальтом; км – коэффициент, определяемый экспериментально. (Если l·p/км = V, то φм = 0 – это явление называется аквапланированием. Скорость (км/ч) аквапланирования приблизительно можно оце1 нить по формуле Хорна (нем. Horne): Vакв = 6,34 ⋅ p , где р – [кПа]. – грунт мокрый – лед мокрый – 0,2…0,3 – 0,1. 15 1.4. Режимы качения колеса Различают 5 режимов качения эластичного колеса (ранжированы по мере убывания радиуса): 1. Тормозной rkrk 4 5` 1` 2 Тк < 0 (если sc=1, то rк = rk0 ∞, но rд = сonst) rkc 2. Ведомый Тк = 0 Тк 1 3 5 (rк = rк0 = сonst) R 3. Нейтральный Rx x 0< Тк < Тf (rк0 < rк < rкc) 4. Свободный T f T f -Т к Тк –Тк Тк = Тf Ff (rк = rкc = сonst) Тк 5. Ведущий Тк > Тf -Rx x (если sб=1, то rк = –R 0, но rд = сonst) 1`, 5` – чистое скольжение колеса соответственно при юзе и буксовании. В ведущем режиме радиус качения определяют следующим образом: rк = rкс – λх · Rx; или rк = rк0 – λм · Тк, 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. 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 увели- 16 чением 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: ΔV = Vk0 Vk = ωк · rк0 – ωк · rк = ωк · (rк0 – rк) ΔP = Rx · ΔV = Rх · ωк · (rк0 – rк). Примечание: Мощность скоростных потерь пропорциональна квадрату реализуемой горизонтальной реакции: в последнее выражение входит rк = rкс – λх · Rx, таким образом получаем квадратное уравнение по Rx. Разделение Rx по нескольким мостам позволяет уменьшить скоростные потери. Мощность, подведенная к колесу – Pак = Tк ·ωк; Мощность, которую автомобиль отдает 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 Rx = Тк − Т f . rk 0 КПД автомобильного колеса: ηк = Pa R ⋅ω ⋅ r R ⋅r = x к к = x к , подставив Rх получим Pак Tк ⋅ ω к Tк ηк = Тк −Т f Тк ⋅ rк . rk 0 rк/rк0 – коэффициент скоростных потерь; (Тк–Тf)/Tк – коэффициент силовых потерь. 17 2. Внешние силы, действующие на автомобиль 2.1. Аэродинамическое сопротивление 90 Рв кВт Дорожная эксплуатационная мощность, затрачиваемая на преодоление со45 противлений, весьма велика (см рис.). Рк Для поддержания равномерного движе- 22,5 ния (190 км/ч) четырех дверного седана, массой 1670 кг, площадью миделя 2,05 90 км/ч 190 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. Сопротивление внутренних течений 12 % 5. Поверхностное сопротивление 5% Пункты 1 и 2 находятся во власти дизайнера (67 %), но за 33 % сопротивлений (пп 3 – 5) ответственен конструктор (технолог). Сопротивление формы. Необходимо обеспечить низкое давление, как перед автомобилем, так и позади него. Этому условию удовлетворяет форма капли, но она не Сх=1 Сх=0,4 Сх=0,85 Сх=0,28 удовлетворяет множеству других требований (размещение пассажиров, грузов, агрегатов). Основная тенденция – снижение высоты автомобиля. 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; 18 20…300 – Сх круто растет до 0,44; 30…35 – Сх круто падает до 0,40; более 35 – Сх = 0,40. 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 не опасна до скоростей 100 – 120 км/ч. Но при высоких скоростях автомобиль может потерять управляемость и устойчивость. 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 болидов формулы 1. Интерференционное сопротивление Выступающие части кузова существенно увеличивают аэродинамическое сопротивление автомобиля Пример: Аэродинамическое сопротивление бокового зеркала заднего вида отдельно от автомобиля взяли за 100 %. Так как 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 %. 19 Снижение сопротивления формы приводит к усилению влияния интерференционного сопротивления: появление в ламинарном потоке препятствия приводит к срыву потока. Сопротивление внутренних потоков складывается из нескольких составляющих: ü Охлаждение двигателя без обвески приняли за 100 %, тогда: – с бампером охлаждение ухудшается на 30 %; – с решеткой радиатора ухудшается на 10 %; – кожух вентилятора улучшает обдув на 30 %; ü Охлаждение тормозов; ü Вентиляция салона. СИЛА СОПРОТИВЛЕНИЯ ВОЗДУХА Определяется зависимостью: Fв = 0,5 сх А ρв V 2, где сх – безразмерный коэффициент аэродинамического сопротивления, зависящий от формы тела; ρв – плотность воздуха ρв= 1,202…1,225 кг/м3; А – площадь миделева сечения автомобиля, м2; V – скорость автомобиля, м/с. В литературе также встречаются: –коэффициент сопротивления воздуха kв: Fв = kв А V2, где kв =сх ρв/2, –коэффициент сопротивления воздуха, Нс2/м4. – фактор обтекаемости qв: qв = kв · А. Если вместо сх подставить сz, то получим аэродинамическую подъемную силу. Площадь миделева сечения для автомобиля оценивают: А=0,9 · В · Н, где В – наибольшая колея автомобиля, м; Н – высота автомобиля, м. Сила аэродинамического сопротивления приложена в метацентре, при этом создаются моменты. Скорость потока воздуха с учетом ветра: V = Vа2 + Vв2 + VаVв сosβ , где β – угол между векторами скоростей автомобиля Va и ветра Vв. 20 Сх некоторых автомобилей ВАЗ 2101…07 0,52 ВАЗ 2108…15 0,47…0,43 ВАЗ 2110 0,33 ВАЗ 2111 0,36 ВАЗ 2112 0,34 ВАЗ 2102…04 0,53 ВАЗ 2121…214 0,536 ВАЗ 2123 0,455 М2141 0,35 2.2. Оpel Astra Sedan HatchBack Wagon Peugeot 307 Land Rover FreeLander Ford Maverick автобус грузовик грузовик с прицепом 0,33 0,36 0,35 0,36 0,44 0,44 > 0,7 > 0,85 > 1,25 Сила сопротивления подъему Fп = Gа · sin α. Для углов, менее 10º (0,17 рад; 17 %) уклон дороги часто обозначают i, %, например, 10 %, но в расчетные формулы следует подставлять в долях единицы (т.е. делить на 100) Fп = Gа · i/100. i обозначает, на сколько метров поднимается полотно дороги на 100 м горизонтальной проекции дороги. Примечание: Погрешность замены sin α углом α (в рад!!!) при 10º (i = 17 %) составляет 0,5 % (для tg α минус 1 %). 2.3. Сила сопротивления разгону При разгоне автомобиля происходит разгон поступательно движущейся массы автомобиля и разгон вращающихся масс (двигателя, трансмиссии, тормозных дисков и/или барабанов, колес), 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. Используем метод Н.Е. Жуковского, приравняв кинетическую энергию поступательно движущейся эквивалентной массы сумме энергий: mэV 2 mаV 2 J д ωд2 J к ω2к = + + , 2 2 2 2 где Jд – момент инерции маховика двигателя и связанных с ним деталей, кг·м2 (или Н·м·с2); ωд – угловая скорость двигателя, рад/с; Jк – суммарный момент инерции всех колес. Так как ωк = V/rk, ωд = V·iкп ·i0/rk, rk = rk0, J д ⋅ iкп2 ⋅ i02 + ∑ J k то получим mэ = ma + . rk20 21 Момент инерции J узлов трансмиссии автомобилей, кг· м2 Автомобиль ВАЗ 2101 ВАЗ 2121 УАЗ 31514 ГАЗ 3110 ГАЗ 53А КАМАЗ 5320 Маховик с коленвалом Jд Ведомые колеса (2 колеса с тормозными барабанами), Jк1 0,13 0,13 0,37 0,32 0,52 2,11 1,1 – – 2,44 18,0 23,3 Ведущие колеса (2 колеса с тормозными барабанами и с полуосями) Jк2 1,42 9,47 13,0 2,52 35,6 98,5 Произведем замену: mэ = mа · δ, J д ⋅ i02 2 J k 1 + J k 2 ⋅ iкп + 2 где δ = 1 + 2 = 1 + δ1 ⋅ iкп2 + δ2 . rk 0 ⋅ mа rk 0 ⋅ mа Если автомобиль загружен не полностью: δ = 1 + (δ1 ⋅ iкп2 + δ 2 ) ⋅ ma . mx 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 Примечания: 1. Момент инерции тела (диска, цилиндра), вращающегося вокруг своей оси, проходящей через его центр масс, равен J0 = m ⋅ r02 , 2 где r0 – наибольший радиус тела массой m. 2. Если деталь сложная, то её условно разбивают на простые, а моменты складывают. 3. Момент инерции тела, вращающегося вокруг оси, параллельной оси симметрии и не проходящей через центр масс, вычисляется по зависимости J = J0 + m ⋅ r 2 , где r – расстояние между осями. 4. Момент инерции отверстий нужно вычитать. 2.4. Распределение и перераспределение вертикальных реакций Rz на осях Распределение по осям веса (развесовка) неподвижного автомобиля на горизонтальной площадке определяется по зависимостям: 22 Rz1 = Ga · L2/L; Rz2 = Ga · L1/L. При разгоне автомобиля в гору (см. схему) развесовка изменяется Fвх hв Rz1 Z Fи Fп Fвz Tf1 Y X Ff1 Rz2 с L1 Ga’ Ga L2 L hg Fт Tf2 Ff2 Напоминание: Момент Тf1,2 появляется при переносе Rz1,2 в центр пятна контакта колеса с дорогой. Сумма моментов относительно ведущих (задних) колес = 0: R z1 ⋅ L + Ga ⋅ sin α ⋅ hg + mэ ⋅ а ⋅ hg + 0.5 ⋅ c x ⋅ ρ ⋅ A ⋅ V 2 ⋅ hв − Ga ⋅ cos α ⋅ L2 + T f 1 + T f 2 = 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: hg Ga ⋅ L2  0,5 ⋅ cx ⋅ ρ ⋅ A ⋅ V 2 а h r   cos α − ⋅ sin α − Rz1 = ⋅ hв − ⋅ g − f ⋅ д  . L  L2 Ga ⋅ L2 g L2 L2  kα kв kи kf Сравнивая последнее с Rz1 на горизонтальной площадке в статике, заменим сумму коэффициентов на обозначение mg: mg1 = kα1 + kв1 + kи1 + kf1 kα; kв; kи; kf – коэффициенты влияния соответственно подъема, сопротивления воздуха, ускорения и сопротивления качению. 23 Rz1= mg1 Ga L2/L. Аналогично для задних колес: R z 2 ⋅ L − Ga ⋅ sin α ⋅ hg − mа ⋅ а ⋅ hg − 0.5 ⋅ c x ⋅ ρ ⋅ A ⋅ V 2 ⋅ hв − Ga ⋅ cos α ⋅ L1 − T f 1 − T f 2 = 0 mg2 = kα2 + kв2 + kи2 + kf2. Rz 2 = h Ga ⋅ L1  c ⋅ ρ ⋅ A ⋅V 2 а h r   cos α + g ⋅ sin α + x ⋅ hв + ⋅ g + f ⋅ д  2 ⋅ Ga ⋅ L1 g L1 L1  L  L1 Rz2= mg2 Ga L1/L. Пример значений коэффициентов перераспределения нормальных реакций mg при старте автомобиля (сила тяги ограничена сцеплением φx = 0,75; аэродинамика и уклон не учтены): Rz1 Rz2 Переднеприводные Заднеприводные 0,85 0,79 1,15 1,21 24 3. Динамика автомобиля 3.1. Внешняя скоростная характеристика двигателя (ВСХ) Тmax Р Pmax T ТР Те РТmax Pe ВСХ электродвигателя Te Pe Ре ω0 Te ωТ ωР ВСХ двигателя с системой регулировки фаз газораспределения ωmax ω0 – min устойчивая под нагрузкой угловая скорость двигателя; ωT – угловая скорость при максимальном крутящем моменте Тmax; ωP – угловая скорость при максимальной мощности двигателя Pmax (при этом крутящий момент Тр не максимальный!); ωmax – max угловая скорость двигателя. Крутящий момент, подведенный от двигателя к трансмиссии, уменьшается за счет инерции двигателя Tтр = Te – Jд εд , где Те – крутящий момент, развиваемый двигателем при текущих оборотах, Н·м; Jд – момент инерции маховика и связанных с ним деталей, кг·м2; εд – угловое ускорение двигателя, с-1. Идеальной можно считать характеристику двигателя, у которой крутящий момент не зависит от угловой скорости его вращения Те = const. Момент, подведенный к колесам Tk = Tтр iтр – Tпотерь; iтр = iкп · iрк · i0 – передаточное число трансмиссии (в КП, РК и главной пары); Если трансмиссия жесткая: Tk = Tтр iтр ηтр. Таким образом, получим 25 Tк = (Te – Jд · εд) · iкп · iрк · i0 · ηтр. Для графиков зависимости крутящего момента от угловой скорости вводят коэффициент приспособляемости по моменту КТ = Тmax/ТР. 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 скорости Кω=ωP/ωT Характеристики двигателей Тип двигателя (автомобиля) Искровой дизельный легковой грузовой Наддув (турбонаддув) – + – + – +* КТ Кω 1,25…1,3 1,3…1,35 1,15…1,2 1,2…1,3 1,1…1,15 1,15…1,3 1,33…1,54 Диапазон частот, ωmax/ω0 4…7 1,18…1,66 3,5…5 1,11…2,5 1,8…3,2 *– с интеркуллером КТ = 1,25…1,4 Между крутящим моментом и мощность двигателя есть жесткая связь: Ре = Те · ωе. Индекс «е» (engine – двигатель) указывает на то, что параметр «эффективный», т.е. при полностью открытом дросселе!!! Так как нахождение ВСХ очень трудоёмкая задача, поэтому в предварительных расчетах часто задают зависимость мощности и крутящего момента от оборотов в виде степенного полинома третьего порядка (для современных двигателей с системами регулирования фаз газораспределения степень полинома должна быть больше, например, шестая). Для двигателей старых конструкций: 2 3  ω       ω ω Рe = Рmax ⋅ a ⋅  e  + b ⋅  e  + c ⋅  e    ωP   ωP     ωP  2 3  ω   ωe   ωe   e  + b ⋅   + c ⋅    è; è Т e ⋅ ωе = Т P max ⋅ ωP  a ⋅   ωP    ωP   ωP   2   ωe   ωe è Т e = Т P max ⋅  a + b ⋅ + c ⋅    . ω  P  ωP   26 2 ⋅ k ω ⋅ (kT − 1) kT ⋅ k ω ⋅ ( 2 − k ω ) − 1 k ω2 ⋅ (kT − 1) a= ;b=− ; c= . k ω ⋅ (2 − k ω ) − 1 k ω ⋅ (2 − k ω ) − 1 k ω ⋅ (2 − k ω ) − 1 а+b+c=1 Для многих карбюраторных двигателей а = b = 1; с = – 1. Для дизелей С предкамерой а = 0,6 b = 1,4 c = 1,0; С вихрекамерным смесеобразованием а = 0,7 b = 1,3 c = 1,0; Для двухтактных дизелей а = 0,87 b = 1,13 c = 1,0. Мощность и крутящий момент реального двигателя следует уменьшить: Ре=Кр · Ре пасп, где Кр = 0,9…0,95 – коэффициент коррекции мощности двигателя (на привод доп. оборудования: гидронасоса АКП, насоса ГУР, кондиционера, вентилятора, генератора и т.п.). Расчетные формулы: Те=1000 Ре/ωе или Те=9549 Ре/nе. Переводной коэффициент из об/мин в рад/с: ω рад / с 60 = = 9,549 ≈ 9,550 . n об / мин 2π 3.2. Касательные реакции Rx на колесах Реакция по Х на ведомых колесах m R x1 = R z 1 ⋅ f + ∑J ⋅ εk k 1 rд , где f – коэф. сопротивления качению; Rz1 – суммарная реакция на ведомых колесах; m – число ведомых колес; Jк – момент инерции колеса с тормозным диском (барабаном, ступицей, полуосью), кг·м2; εк – угловое ускорение колеса, с-2; rд – динамический радиус колеса, м. Реакция по Х на ведущих колесах n Rx2 = Tk − Rz 2 ⋅ f ⋅ rд − ∑ J k ⋅ ε k 1 rд , где Tк – суммарный крутящий момент, подведенный к полуосям; n – число ведущих колес. 27 С учетом зависимости крутящего момента от скорости двигателя, силу тяги можно переписать в следующем виде n Rx2 = (Te − J д ⋅ ε д ) ⋅ ikn ⋅ i pk ⋅ i0 ⋅ η mp − Rx 2 ⋅ f ⋅ rд − ∑ J k ⋅ ε k 1 rд , где Те – текущее значение крутящего момента. 3.3. 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 – максимально возможное ускорение Касательная реакция на ведущих колесах не должна превышать своего предела по сцеплению: Rx2 ≤ Rz2 · φx. Запишем силовой баланс автомобиля FТ = Fк + Fп + Fв + Fи (Тяга=колеса+подъем+воздух+инерция) Fк и Fв – при движении автомобиля существуют всегда; Fп и Fи – могут отсутствовать. FТ = Т е ⋅ iкп ⋅ i pk ⋅ i0 ⋅ η тр rд ; Fk = fк · Ga · cos α; Fп= Ga · sin α Объединим Fk и Fп и назовем дорожное сопротивление 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 · а. Уравнение движения автомобиля примет вид: Т е ⋅ iкп ⋅ i0 ⋅η тр = ψ ⋅ Ga + 0,5 ⋅ cx ⋅ A ⋅ ρ в ⋅V 2 + δ ⋅ M a ⋅ а . rк 28 FТmax при φ=0,8 1 FТmax при φ=0,6 2 Fψ + Fв 3 4 F Fв ω0 – ωmax Fψ Сила тяги автомобиля характеризуется набором кривых, зависящих от передаточного числа трансмиссии Тяговый баланс автомобиля (силовой баланс) FТ1/FТ2=i1/i2 и т.д. Vmax V ΔF = FТ – Fψ– Fв – запас силы тяги автомобиля на текущей скорости. Максимально возможное ускорение на текущей скорости: а= ∆F . ma ⋅ δ Максимально возможный подъем на данной передаче: ∆F = Ga ⋅ sin α; α = arcsin ∆F . Ga Максимально возможный вес прицепа (равномерное движение по горизонтальной дороге): Допустим, что Fв приц= 0,25 · Fв авт, тогда F f приц= Gприц · fmax ΔF = 0,25 · Fв авт + Gприц · fmax; откуда Gприц = ∆F − 0,25 ⋅ Fв авт f max . График тягового баланса позволяет решать и другие задачи. Согласно второму условию: (Т − J д ⋅ ε д ) ⋅ iкп ⋅ i pk ⋅ i0 ⋅ η тр − ∑ J К ⋅ ε к − Rz 2 ⋅ f k ⋅ rд n е 1 rд При равномерном движении «исчезает» инерция: ≤ Rz 2 ⋅ ϕ x . 29 Т е ⋅ iкп ⋅ i pk ⋅ i0 ⋅ η тр − R z 2 ⋅ f k ⋅ rд rд ≤ Rz 2 ⋅ ϕ x . Преобразуем дробь, заменим крутящий момент силой тяги: FТ − Rz 2 ⋅ f k ≤ Rz 2 ⋅ ϕ x . Перегруппировав, окончательно получим: FТ ≤ Rz 2 ⋅ (ϕ x + f k ) . Примечание: 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: Fт max = Rz2 · φx. Fт max = 7550 · 0,75 = 5662,5 Н. 3.4. 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. Более удобен динамический фактор, в который входят все неизменные для каждого автомобиля параметры. Логика получения динамического фактора следующая. Сила тяги определяется: FТ = Fк + Fп + Fв + Fи, где Fк, Fп, Fв, Fи – сила сопротивления соответственно качению, подъему, воздуха, инерции. Перенесем Fв в левую часть: Fт – Fв = Fк + Fп + Fи Раскроем правую часть: Fт – Fв = ψ · Ga + ma · δ · а 30 FТ − Fв а =ψ + δ Ga g Поделим обе части на Ga Da Таким образом, окончательно запишем Da = ψ + δ а – динамический фактор. g Графическую зависимость D(V) называют динамической характеристикой полностью груженного автомобиля, а с учетом загрузки автомобиля получим динамический паспорт автомобиля. D0 Dа 0,45 0,40 I DmaxI = ψmax ψ1 0,35 0,30 II 0,25 ψ2 0,20 III 0,15 0,10 IV Dmax fк 0,05 25 50 75 100 Загрузка автомобиля H, % Vкр Vmax V Примечания: Масштабы осей Da и D0 обратно пропорциональны весу соответственно груженого и снаряженного автомобиля D = D Ga . a G0 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 < Vкр увеличение дорожного сопротивления вызывает падение скорости, но при этом падает и D, скорость падает, возможна остановка двигателя. DmaxI = ψmax – максимальный динамический фактор на низшей передаче определяет макисмальное дорожное сопротивление, преодолеваемое автомобилем (либо подъем, либо тяжелая «грязь»). При Vmax дальнейшее ускорение невозможно, т.е. а = 0. Тогда Dа = ψ = fk max. Найдем максимальный угол подъема: Если а = 0, то Dа = ψ; ψ = fk · cos α + sin α. 31 Пренебрегаем уменьшением вертикальной реакции (соs α = 1), тогда Для справки: cos1 = 0.9998477    Dа = fk + sin α. sin 1 = 0.0174524  α = arcsin (Dа – fk). Для малых углов (до 10º или 17 %) может быть справедливо: i = Dа – fk. Существуют другие показатели быстроходности автомобиля: ü Удельная мощность двигателя Руд = Рmax / ma, где ma – масса автомобиля в тоннах; ü Удельная сила тяги Fуд = FТ / Ga – тот же динамический фактор, но без учета аэродинамического сопротивления автомобиля. Массу легкового автомобиля принимают при наличии водителя, пассажира и 20 кг багажа. Для грузовых автомобилей, автопоездов и автобусов принимают полную массу. Автомобили с малой удельной мощностью двигателя мешают движению. В некоторых странах маломощные автомобили запрещены: Требования к динамике автомобиля Мощность Страна кВт/т л.с./т Англия, Финляндия Германия, Австрия, Норвегия, Италия Швейцария Россия*: До 3,5 т Более 3,5 т Япония 4,41 5,88 6 8 7,35 – 10 – – – Скорость, км/ч Средняя Установившаяся техническая на подъеме 3 % длиной 3 км – – – – – 100 80 – – 30 50 Показатели быстроходности: (по ГОСТ 22576–77): ü Максимальная скорость на пути 1 км (нагрузка 160 кг – 1570 Н). ü Условная максимальная скорость: разгон 1600 м, средняя скорость на пути 400 м. ü Интенсивность разгона (время разгона): o Легковой авто до 100 км/ч; o Микроавтобус и междугородний автобус до 80 км/ч; o Городской автобус и грузовики до 60 км/ч. 32 ü Интенсивность разгона на дистанции 400 и 1000 м. Другие показатели быстроходности: Эластичность: время разгона на высших передачах в определенном диапазоне скоростей: 40 –80, 50 – 120. 3.5. Расчет ускорения автомобиля Ускорение при дорожном сопротивлении ψ определим по динамическому фактору: а g g D = ψ+δ откуда а = D − ψ . g δ δ 2 где ψ = f · cos α + sin α, f = f0 · (1 + Af V ). Подстановкой D и ψ можно получить зависимость а(V); Реальный автомобиль – а = 3…8 м/с2; Гоночный автомобиль – а = 8…20 м/с2. Определим максимально возможное ускорение на ровной дороге: по условию сцепления с дорогой φ amax = g ⋅ φ x – для полноприводного автомобиля; g ⋅ϕx ⋅ L ϕ a max = – для передне (+) и заднеприводного (–) автомоL ± hg ⋅ φ x биля. по тяге на колесах L L1 FТϕmax = Ga 1 m2 ⋅ ϕ x ⇒ для полноприво дного m2 = 1 ⇒ FТϕmax = Ga ⋅ ϕ x , L L ϕ ϕ F − Fв F →0 FТ max Ga ⋅ ϕ x ϕ получим Dmax = Т max = = = ϕx , Ga Ga Ga в откуда (при а max = ( D − f ) малой скорости f = f0 ) g g = (ϕ x − f 0 ) . δ δ Примечание: У грузового автомобиля из-за большого δ ускорение на 1 передаче может быть ниже, чем на второй. 33 а аmaxI 1 2 4 аmax 3 V 3.6. Расчет пути и времени разгона автомобиля до заданной скорости Исходные данные: ü Зависимости ускорения на передачах; ü Время переключения Δtкп (ЛА=0,5 с; ГА=1,5 с); ü Сопротивления движению fк (или ψ), А, сх; ü Масса автомобиля ma; ü Коэффициент учета вращающихся масс δ. Точно время разгона можно подсчитать только интегрированием. Вручную считают следующим образом. 1. График а(V) представляем в виде гистограммы. (Чем мельче шаг, тем точнее расчет.) На каждом шаге ускорение считаем постоянным. 2. Вычисляем время разгона на i-том участке (шаге) на первой передаче: 1 ∆ti = (Vi − Vi −1 ) , где индекс обозначает номер шага. аi 3. Вычисляем потерю скорости при переключении передачи с первой на вторую: F + Fв ∆V1−2 = к ⋅ ∆tкп ma 4. Корректируем гистограмму (смещают шаги на ΔV). 5. Повторяем вычисления на второй и последующих передачах до достижения заданной скорости. 6. Суммируем время на n шагах и при m переключениях: n t = ∑ ∆ti + ∆tкп ⋅ m . i =0 34 Строим график V(t) (график типа «ПИЛА») Расчет пути, пройденного автомобилем при разгоне до заданной скорости выполняют по графику V(t), разбив его на n шагов: n m (V + Vn−1 ) S =∑ n ⋅ ∆t + ∑Vm ⋅ ∆tкп . 2 1 1 Заполняем таблицу: i Vi ΔVi= (№ п/п) (задаем) Vi –Vi-1 ai Δti= ΔVi/ai ti= ti-1+ Δti ΔSi= Vi· Δti Si= Si-1+ ΔSi Передача в КП – – – – – – Трогание с места** 1 1 1 1,87 0,535 0,535 0,535 0,535 I 2 2 1 1,96 0,511 1,046 1,022 1,557 I 3 3 1 2,03 0,493 1,539 1,479 3,036 I 4 4 1 2,03 0,492 2,031 1,968 5,004 I 5 5 1 1,96 0,509 2,540 2,545 7,549 I 6 6 1 1,84 0,542 3,082 3,252 10,801 I 7 7 1 1,67 0,598 3,680 4,186 14,987 I 7-8 6,5 0* 0,5* 4,38 3,25 18,237 переключ ение I-II 8 8 1 … … … … … II – при переключении передач за Δt = 0,5 падением скорости можно пренебречь ΔV78 =0. Если не пренебрегать (например, ΔV78 =–0,5), то на следующем (i = 8) шаге скорость Vi необходимо уменьшить на 0,5. ** – при трогании с места водитель управляет одновременно сцеплением и акселератором. Время трогания зависит от квалификации водителя. Поэтому на этом этапе * ϕ ускорение зададим исходя из максимально возможного по условию сцепления a max (см. 3.5). Продолжаем заполнять таблицу по ускорениям на второй и последующих передачах. 3.7. Мощностной баланс автомобиля Мощностной баланс автомобиля строят на основании тягового баланса: FТ = Fk + Fв + Fи + Fп. Домножим обе части на ωк Tk· ωk / rс = Fk · ωk + Fв · ωk + Fи · ωk + Fп · ωk; Учитывая, что ωk = V / rk и Tk· ωk = Pe · ηтр, получим Pe · ηтр · rk / rc = Fk · V + Fв · V + Fи · V + Fп · V; 35 Pe 1 2 3 4 Pk+Pв Pe · ηтр · (1 – sб) Vmax Для исключения радиусов колеса введем мощность скоростных потерь (буксование колес: sб = 1 – rk / rк0): Pe · ηтр · (1 – sб) = Fk · V + Fв · V + Fи · V + Fп · V. Окончательно получим: Pe · ηтр · (1 – sб) = Ga · ψ · V + 0.5·Сx ·ρ · A · V3 + ma ·δ · а · V. Положение пика на прямой передаче определяется главной передачей. Vmax будет достигнута при пересечении линии (кривой) сопротивлений линией (кривой) мошности в пике последней. Однако динамика автомобиля будет хуже, чем при смещенном влево пике мощности. Для движения в условиях малых дорожных сопротивлений применяют ускоряющую передачу (или для обеспечения Vmax). Наиболее часто применяемые передачи сближают (обычно 3 и 4, иногда 2, 3 и 4). 36 4. Топливная экономичность автомобиля 4.1. Нормативы Топливная экономичность – свойство, определяющее расход топлива при выполнении автомобилем транспортной работы в различных условиях эксплуатации. Обобщающими измерителями топливной экономичности служат: ü Средний расход топлива QSср – это путевой расход топлива в литрах на 100 км пройденного пути при нормальном эксплуатационном режиме движения в разных, наиболее типичных для данного автомобиля дорожных условиях. ü Удельный расход топлива QWср – это отношение среднего расхода топлива в литрах к выполненной транспортной работе по перевозке грузов и пассажиров. (л/т·км (л/100т·км) или л/пас·км (л/100пас·км)). ü В США применяют путь в милях на 1 галлоне топлива. Единичными измерителями топливной экономичности служат: Измеритель 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. Контрольный расход топлива Расход топлива в магистральном цикле Расход топлива в городском цикле Расход топлива в городском цикле на стенде Топливная характеристика установившегося движения Топливно-скоростная характеристика на магистрально-холмистой дороге Удельный контрольный расход топлива для грузовых автомобилей Обобщенный приведенный расход топлива Топливно-экономическая характеристика Обозначение ГОСТ QSк QSм.ц. QSг.ц. QSг.ц.с QS=f(Va) QS=f(Va.доп) Va=f(Va.доп) QWк QS` QS=f(Va, ψ) 20306-90 № правила ЕЭК ООН 15 и 84 15, 84, 101 4.401-88 4.396-88 Правила ЕЭК ООН R15 и R84 распространяются на ТС категорий М1 и N1 полной массой до 2 т. Оценку производят с постоянными скоростями 90 и 120 км/ч, а также в простом городском ездовом цикле: 1. Холостой ход (ХХ) 15 с. 2. 0 – 200 м разгон до 20 км/ч, остановка 15 с 3. 200 – 400 м разгон до 25 км/ч 4. 400 – 600 м разгон до 30 км/ч, остановка 15 с 5. 600 – 800 м разгон до 35 км/ч, торможение до 20 км/ч 6. 800 – 1100 м разгон до 40 км/ч, остановка 15 с 7. 1100 – 1400 м разгон до 45 км/ч, торможение до 30 км/ч 8. 1400 – 1700 м разгон до 45 км/ч, остановка 15 с 37 9. 1700 – 2200 м 10. 2200 – 3000 м 11. 3000 – 4000 м разгон до 50 км/ч, остановка 45 с разгон до 55 км/ч, остановка 15 с разгон до 60 км/ч остановка на отметке 4000 м (Остальные циклы см. [1], с. 45]. Правило R101 относится к автомобилям с гибридными силовыми установками. Измерение производят при 11 циклах: 1–5 прогрев; собственно измерения производят трижды на 6–7; 8–9; 10–11 циклах. Между парами допускается увеличение времени холостого хода до 60 с. 4.2. Топливная экономичность двигателя Топливную экономичность двигателя оценивают только экспериментально: Ø часовой расход топлива GТ, кг/час; Ø удельный расход топлива ge, кг/квт·ч: ge= GТ/Ра Карбюраторный ge min= 240…300 г/квт·ч; дизель ge min = 195…230 г/квт·ч Обе характеристики зависят от скорости двигателя и от нагрузки. ge ge 20 % Ре 40 % 60 % 100 % 80 % ω3 ω2 ω1 75 % Ре GТ ω Pe Те ge ω3 ω2 ω1 Ре ω 38 4.3. Топливно-экономическая характеристика Расход топлива автомобиля определяется: Qs = GT g ⋅P = e а, Va ⋅ ρ Va ⋅ ρ где Ра – мощность, развиваемая двигателем, в данных условиях нагружения, т.е. с учетом КПД и Кр (Ра= Ре если газ – «в пол»). Откуда QS = K n ⋅ K N ⋅ g e min ⋅ (Pψ + Pв + Pи ) , [л/100км]; Va ⋅ η ⋅ ρ ⋅ К р ⋅ 36 Примечание: для приведения Qs к размерности л/100км необходимо ge, подставленный в зависимость в размерности [г/(кВт·ч)] поделить на 1000 (т.е. привести к размерности [кг/(кВт·ч)]); скорость автомобиля, подставленную в знаменатель в размерности м/с, умножить на 3,6 [км/ч]. Полученный результат (1/3600) умножить на 100 (км пути), получим переводной коэффициент 1/36. Если мощность в [Вт], то коэффициент 1/36000: QS = к n ⋅ к N ⋅ g e min ⋅ (Fψ + Fи + Fв ) η ⋅ ρ ⋅ К р ⋅ 36000 QS = К n ⋅ К N ⋅ g e min ⋅ (Ga ⋅ ψ + mэ ⋅ а + 0,5 ⋅ ρ ⋅ cx ⋅ A ⋅ V 2 ), [ л / 100 км] η ⋅ ρ ⋅ К р ⋅ 36000 или где ρ – плотность топлива (бензин 0,73 кг/л; солярка 0,8 кг/л); Р–кВт; F– H; ge– г/(кВт·ч); V – м/с. Коэффициент, учитывающий влияние скорости двигателя на расход топлива определили экспериментально, составив полином третьего порядка:  ω ω K n = 1.25 − 0.99 e + 0.98 ⋅  e ωP max  ωP max 2   ω  − 0.24 ⋅  e   ωP max 3   .  Экстремум полинома с этими коэффициентами: Кп = 0,9544 при ωе = 0,67·ωРmax Коэффициент, учитывающий влияние расходуемой мощности на расход топлива 2 Для карбюраторных: 3  P   P  P K N = 3.27 − 8.22 внa + 9.13 ⋅  внa  − 3.18 ⋅  aвн  ; Pe  Pe   Pe  Экстремум полинома КN = 0,8977 при Ра = 0,72·Ревн 2 Для дизельных: 3  P   P  P K N = 1.2 + 0.14 aвн − 1.8 ⋅  aвн  + 1.46 ⋅  внa  ; Pe  Pe   Pe  Экстремум полинома КN = 0,9069 при Ра = 0,78· Ревн 39 Таким образом, расход топлива зависит от массы автомобиля, дорожных условий движения и от режима работы двигателя. Примечание: В целях исключения путаницы при расчетах КN дробь Ра/Ревн следует заменить на эквивалентную дробь (Fk +Fп + Fв +Fи)/ FТ . Топливная (экономическая) характеристика автомобиля – графическая зависимость путевого расхода от установившейся скорости. Алгоритм построения ТХА: 1. Задаем скорость V. 2. Определяем дорожное и аэродинамическое сопротивления. 3. Находим потребную мощность Ра. 4. Находим максимальную мощность Ре мотора при данной ω. 5. Находим Ра/Ре. 6. Вычисляем текущий ge. 7. Вычисляем QS. 8. Повторяем пункты 1–7 для следующей скорости V. Ψ2, iкпj-1 Ψ1, iкпj-1 Qs Ψ2, iкпj Ψ1, iкпj Va 4.4. Оценка топливной экономичности В настоящее время расход топлива оценивают по четырем характеристикам: Ø Контрольный расход топлива; Ø Путевой расход топлива при скорости 90 км/ч; Ø Путевой расход топлива при скорости 120 км/ч; Ø Путевой расход топлива при городском цикле эксплуатации. 40 Контрольный расход – это осредненный расход топлива автомобилем на высшей передаче на горизонтальном участке дороге и при постоянной скорости (±2 км/ч). Путевой расход определяется на соответствующем цикле движения автомобиля, максимальная скорость в котором равна 90, 120 и 60 км/ч. (см. правила ЕЭК ООН № 15 и 84 [1]). В городском цикле есть остановки, в магистральном их нет. Магистральный цикл испытаний АТС массой до 3,5 т V, км/ч 40 70 60 90 80 90 60 S, м 4000 Режимы движения автомобиля в цикле: 1. Движение с ускорением; 2. Равномерное движение; 3. Замедленное движение (торможение двигателем); 4. Работа на холостом ходу. 4.4.1. Движение с постоянной скоростью Мощность, затрачиваемая на движение равна мощности сопротивления качению и мощности аэродинамического сопротивления (подъем не учитываем): Ga ⋅ f 0 (1 + Af ⋅ V 2 ) ⋅ V + 0.5 ⋅ cx ⋅ ρв ⋅ А ⋅ V 3 ) ( 1 , [Вт]; Pа = (Pk + Pв ) = ηтр ⋅ К р ηтр ⋅ К р Ре gе ωе3 ωe2 ωe1 Ра ωе ωe = ΔPе ΔPе gе ωе расч Va ⋅ iкп ⋅ i0 P , [рад/с]; ∆Pe = а ⋅ 100, % rk Pе ωе 41 Порядок графо-аналитического расчета: 1. Определяем загрузку двигателя; 2. На нагрузочной характеристике ge(ΔPe) проводим линию, соответствующую данной загрузке ДВС; 3. Находим ge для разных скоростей ωе; 4. Строим график ge (ωe); 5. Расход топлива на данном режиме, л: g ⋅K ⋅K QS = e min 6n N ⋅ Pа ⋅ t э , 3,6 ⋅10 ⋅ ρ т где tэ – продолжительность этапа, с (переводной коэффициент в часы 1/3600); Ра – [кВт]; gemin – [г/(кВт·ч)] (переводной коэффициент в [кг/(кВт·ч)] 1/1000); ρт – [кг/л]. 4.4.2. Движение с ускорением Разбиваем этап на отрезки Δt. Предполагаем, что машина движется на этом отрезке с постоянной скоростью, равной средней скорости участка. Учитываем силы инерции: Ga ⋅ f 0 (1 + A f ⋅ V 2 )⋅ V + 0.5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ А ⋅ V 3 ) + ma ⋅ а ⋅ δ ⋅ V ( Pа = ; η тр ⋅ К р Рассчитываем на каждом участке среднюю скорость двигателя: V ⋅i ⋅i ωe = a кп 0 . rk Находим расход топлива на участке: g ⋅K ⋅K QS = e n 6 N ⋅ Pа ⋅ ∆t . 3,6 ⋅ 10 ⋅ ρт Qразг = ∑ QS . 4.4.3. Торможение двигателем Если автомобиль оборудован ЭПХХ (экономайзер принудительного холостого хода) или системой впрыска топлива, то на этом этапе топливо не расходуется! Карбюраторные машины без ЭПХХ на режиме торможения двигателем топливо расходуют! (режим холостого хода – ХХ) 42 4.4.4. Расход топлива на холостом ходу Удельный цикловой расход топлива gеххц – количество топлива, расходуемого одним литром объёма двигателя за один цикл (2 оборота четырёхтактного ДВС) холостого хода (ХХ): gеххц = (17 – 20)·10-6 кг/(л·цикл). QT = 30 · gеххц · Vдвс nхх / ρт– часовой расход топлива на ХХ, где Vдвс–объем двигателя, л; пхх – холостые обороты, мин-1. У ВАЗ – 2110 на ХХ 1 л/час (gеххц = 20,0277·10-6 кг/(л·цикл)). 4.5. Конструктивные факторы, влияющие на топливную экономичность 4.5.1. Выбор двигателя Максимальную мощность ДВС выдает при разгоне, на максимальной скорости и в тяжелых дорожных условиях. Мощность двигателя рассчитывают из условия обеспечения максимальной скорости в Р заданных дорожных условиях: Рк+Рв Ga ⋅ f 0 (1 + A f ⋅ V 2 )⋅ V + 0.5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ А ⋅ V 3 ) ( PV max = . η тр Максимальная скорость достигается на высшей передаче. V Необходимо, чтобы высшая передача имела максимальный КПД. Ø Если КП трехвальная, то прямая передача высшая; Ø Если КП двухвальная, то высшая передача – передача с iкп ≈ 1. Если при проектировании автомобиля задан динамический фактор на высшей передаче, то мощность: PD (G = a ⋅ Da ⋅ V + 0.5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ А ⋅ V 3 ) , η тр где V – скорость при Тmax на высшей передаче. Затем с помощью полинома получим РD max. 43 4.5.2. Выбор передаточного числа главной передачи ω ⋅r ω угловая скорость кардана при Vmax = P = P k . ωк угловая скорость колеса Vmax i01 > i02 > i03 . i01 i02 i03 Чем медленнее главная передача Р (больше передаточное число i0), тем больше крутящий момент на колесе, следовательно, Рк+Рв больше запас мощности, но меньше процент загрузки двигателя и экономичность V автомобиля. ωmax ω Максимальной скорости автомобиль достигнет только при оптимальном i0!!! i0 = (при одной и той же ВСХ двигателя). Расчет оптимального i0 Исходные данные: Ø Рmax, ωР – максимальная мощность (нетто, т.е. уменьшенная в Кр раз) выбранного ДВС при угловой скорости коленвала; Ø Размер шин (радиус при максимальной скорости); Ø Сопротивления движению: o f0, Af – сопротивление качению; o Сх, А – параметры аэродинамического сопротивления; o ηтр – КПД трансмиссии на прямой передаче. Решение: Находим Vmax , для чего составляем уравнение мощностного баланса: Pmax ⋅ η тр = Ga ⋅ f 0 (1 + A f ⋅ V 2 )⋅ V + 0.5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ А ⋅ V 3 . Раскрываем скобки и группируем коэффициенты: V 3 (Ga ⋅ f 0 ⋅ Af + 0.5 ⋅ cx ⋅ ρв ⋅ А) + Ga ⋅ f 0 ⋅ V − Pmax ⋅ ηтр = 0 . Приводим к каноническому виду (у старшей степени коэффициент равен 1): V 3 + к1 ⋅ V + к0 = 0 , Pmax ⋅ η тр Ga ⋅ f 0 ; к2 = Ga ⋅ f 0 ⋅ Af + 0.5 ⋅ cx ⋅ ρв ⋅ А . к2 к2 По «формулам Кардано» найдем действительный корень кубического алгебраического уравнения [4, с. 168 – 169]: где к0 = − ; к1 = к к V =3 − 0 + D +3 − 0 − D 2 2 Пример расчета Vmax 3 2 к  к  где D =  1  +  0  . 3 2 44 УАЗ–452: Ga=25774 H; f0=0,018; Af=3,47222·10-4 c2/м2; Сx=0,753; A=2,93 м2; ρв=1,202 кг/м3; Pmax=70 л.с.= 51450 Вт; ηтр=0,86. к2=1,3529635; к0 = –32703,76; к1 = 342,9006; D = 268877336; Vmax = 28,42 м/с = 102,3 км/ч. 1. Для имеющихся шин вычисляем ωк V ωk = max , rk 2. Находим i0: ω i0 = P . ωk Примечание: i0 – рассчитано для iкп_высш = 1. В противном случае было найдено произведение iкп · i0: ωP . i0 = ωk ⋅ iкп _ высш 4.5.3. Выбор передаточного числа первой передачи На первой передаче автомобиль должен преодолевать максимальные дорожные сопротивления ψ. FТ = Fψ + Fи = Ga · ψ + ma · δ · а – при минимальном дорожном сопротивлении (при больших сопротивлениях запаса мощности на разгон может не хватить!!!). Максимальное теоретически возможное ускорение (см. п. 3.5): аmax=g · φx – для полноприводного автомобиля; g ⋅ ϕx ⋅ L аmax = – для переднеприводных «+»; для заднеприводных L ± hg ⋅ ϕ x «–» Максимальная тяга на первой передаче: Т ⋅i ⋅i ⋅i ⋅η FТ = max 0 1 pk тр ; rд При преодолении максимального дорожного сопротивления FТ = Fψ: Ga ⋅ ψ ⋅ rд i1 = . Tmax ⋅ i pk ⋅ i0 ⋅ η тр Найдем крутящий момент двигателя, при котором автомобиль начнет пробуксовывать при заданном φх: FTϕmax ⋅ rд Тб > , iтр 45 где FTϕmax – максимальная по сцеплению сила тяги на ведущей оси: G FТϕmax = i ⋅ a max . g Подставив ускорение аmax в выражение для силы тяги, в итоге получим Gi ⋅ ϕ x ⋅ rд L , Тб > ⋅ i1 ⋅ i pk ⋅ i0 ⋅ η тр L ± hg ⋅ ϕ x где Gi = Ga для полноприводного (при этом второй сомножитель правой части неравенства равен 1), Gi = G2 для неполноприводного (нагрузка на ведущую ось); «+» – переднеприводные; «–» – заднеприводные. По внешней скоростной характеристике найдем диапазон скоростей двигателя, в котором Те больше Тб. В этом диапазоне возможна пробуксовка ведущих колес. 4.5.4. Выбор передаточных чисел коробки передач Первая и главная передачи рассчитаны ранее. Для улучшения динамической и топливно-экономической характеристик автомобиля необходимо ввести промежуточные передачи в КП. Чем больше ступеней в КП, тем лучше 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: iкп = n−1 i1n−k , где n – номер прямой передачи; к – номер рассчитываемой передачи (можно включить в расчет и экономическую, но для последней существует своя методика расчета). Примечание: Если в автомобиле есть раздаточная (дополнительная) коробка, то принимаем, что в ней включена прямая передача (iрк = 1). Если в РК высшая передача не является прямой (например, как у «Нивы»), то по вышеприведенной формуле будет получено общее передаточное число КП и РК (их произведение) iкп · ipk. 46 Pe Р1 Va Р2 Va4 Р1` Va3 Va2 Va1 Va0 ωe ω1 ` ω1 ω2 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 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). i1 i2 i3 ωmax = = = i2 i3 i4 ωmin 47 При проектировании зубчатого зацепления реальной КП её передаточные числа неизбежно «деформируются». При этом желательно, чтобы высшие передачи сблизились: i1 i2 i3 > > . i2 i3 i4 Существует альтернативная методика определения передаточных чисел КП – гиперболическая разбивка, при которой высшие передачи получаются сближенными сразу: ik = i1 1 + (k − 1) ⋅ i1 − 1 n −1 . Гиперболический ряд обеспечивает равенство диапазонов скоростей при разгоне. V ω Ряды передаточных чисел в КП № УАЗ 452 в Завод КП Геометр Гиперб 1 4,124 4,124 4,124 2 2,571 2,020248 2,641 3 1,604 1,337803 1,58 4 1 1 1 VW Golf 5 Opel-Astra Геометр Гиперб Завод Геометр Гиперб Завод 3,460 3,460 3,46 3,730 3,730 3,73 2,288 1,901 1,96 2,405 1,953 1,96 1,512 1,311 1,28 1,551 1,323 1,31 1 1 0,98 1 1 0,95 Как видно из таблицы, передаточные числа в КП УАЗа рассчитаны по геометрической прогрессии, а легковых иномарок – по гиперболическому. 48 4.5.5. Выбор передаточных чисел в дополнительной (раздаточной) коробке В трансмиссиях автомобилей передаточное отношение изменяется в КП, часто в раздаточной (РК) или дополнительной («делитель») коробках и, крайне редко, в главной передаче (двухступенчатая главная передача – не путать с двойной главной передачей!!!) Передаточные числа в трансмиссии автомобиля (кроме КП) могут быть рассчитаны как минимум по трем принципам: Ø Спец. автомобили – по технологическим соображениям требуется малая скорость Vmin движения, меньшая устойчивой скорости на 1 передаче: ω0 ⋅ rk . iдоп = i1 ⋅ i0 ⋅ Vmin Если на малой скорости требуется еще к малой скорости обеспечить и высокую тягу (например, грейдерование, перемещение неустойчивых или хрупких грузов), то вместо ω0 необходимо подставить ωТ или даже ωР. Ø Тяжелые грузовики – для обеспечения высокой тяги во всем диапазоне скоростей требуется больF шое количество передач (12, 18, 24). Повышенная Расчет передаточных чисел Пониженная 1 трансмиссии тяжелых грузовиков выполняют по геометрическому ряду: рассчитывают ряд передаточных 2 чисел КП. 3 Затем вычисляют передаточное 4 число пониженной передачи в дополнительной коробке V i iдоп = 1 . i2 При таком расчете передачи на пониженном ряде «попадают» в середину между передачами высшего ряда. Степень корня (2) определяется числом передач в дополнительной коробке. Ø Автомобили повышенной проходимости – необходимо преодолевать высокое дорожное сопротивление. Однако 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: 49 ü ψmax – максимальное дорожное сопротивление, которое автомобиль может преодолеть на первой в КП и пониженной в РК передачах; ü ψ1 – максимальное дорожное сопротивление, которое автомобиль может преодолеть на первой в КП и повышенной (прямой) в РК передачах. 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). Возможен случай, когда повышенная передача в РК не является прямой. Например, при проектировании автомобиля «Нива» в целях унификации КП и редукторов задних мостов с «легковым» семейством высшая передача в РК получилась понижающей (1,2). Это связано с тем, что (из условия проходимости автомобиля) был увеличен радиус колес, из-за чего уменьшилась сила тяги. Кроме того, поднялся центр масс, сократилась база – всё это отрицательно сказалось на управляемости автомобиля на высоких скоростях, что и вынудило ввести понижающее передаточное число на высшей передаче в РК. 4.5.6. Экономическая передача Если необходимо лишь поддерживать некоторую скорость (не максимальную), для улучшения топливной экономичности i1 i2 i3 i4 i5 применяют дополнительР ную передачу, как правило, ускоряющую. (КПД такой пеРк+Рв Рк`+Рв редачи у трехвальных КП меньше, но потери компенсируются экономией топлива.) Правиль- ный выбор экономической передачи позволяет оптимизировать коэффициенты загрузки Рэк = (0,7 … 0,8)·Pmax и скорости двигателя ωэк = (0,6…0,7)·ωР… Передаточное число для экономической передачи выбирается так, чтобы на заданном скоростном режиме обеспечить топливную экономичность автомобиля: 5. Находим «экономичную» скорость: k 2 = Ga ⋅ f 0 ⋅ Af + 0,5 ⋅ C x ⋅ ρ в ⋅ A ; Vmax V 50 Ga ⋅ f 0 ; k2 P ⋅η ⋅ К k0 = − эк тр р , k2 где Pэк – мощность двигателя, при которой расходуется меньше всего топлива, например, Pэк =0,75 ·Pmax. k1 = 3 2 k  k  D = 1 + 0  ; 3  2 k0 k + D +3 − 0 − D 2 2 2. Находим iэк: ω ⋅r iэк = эк k , Vэк ⋅ i0 где ωэк – обороты двигателя, при которых расходуется меньше всего топлива, например, ωэк =0,75 · ωР. Находим расход топлива. Наибольшей экономичности автомобиля можно достичь, применяя бесступенчатую КП (CVT), но 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 CRV, Nissan Qashqai и др. с коробкой CVT. Vэк = 3 − 51 5. Тяговый расчет автомобиля 5.1. Исходные данные для расчета Для выполнения тягового расчета автомобиля необходимы следующие сведения о проектируемом автомобиле: Из технического задания: 1. Максимальная скорость автомобиля Vmax; 2. Полная масса автомобиля Ga; 3. Максимальное дорожное сопротивление ψmax (ψ1); 4. Динамический фактор на прямой передаче Da; Из характеристик автомобиля–прототипа: 5. Габариты, в частности, высота H и колея автомобиля, B; 6. База автомобиля L; 7. Координаты центра тяжести hg; 8. Снаряженная масса автомобиля G0; 9. Сх автомобиля; 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; 5.2. 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 автомобиля обычно распределяется 45/55 % (что плохо влияет на устойчивость и управляемость автомобиля, но улучшает тяговые свойства заднеприводных автомобилей); Распределение веса по осям некоторых автомобилей, % Снаряженный Автомобиль ЗАЗ 968 ВАЗ 2107 ГАЗ 24 ВАЗ 2121 УАЗ 469 УАЗ 452В УАЗ 452Д mc1 40 54 53 60 54 55 55 Полный mc2 60 46 47 40 46 45 45 mа1 40 46 48 48 42 49 45 mа2 60 54 52 52 58 51 55 52 5.3. 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 или задних колес. Выбираем наибольшую нагрузку на колесо. 2. По каталогам выбираем шины по грузоподъемности и скорости. 3. Определяем радиус колеса: rc = 0,5 · d + Δ · Вк · λсм, где λсм = 0,85…0,9 – диагональные шины ЛА, λсм = 0,8…0,85 – радиальные шины ЛА; d– посадочный диаметр шины; Δ – H/Bк шины; Н, Вк – высота и ширина профиля шины. 5.4. Оценка КПД трансмиссии прототипа При загрузке двигателя (трансмиссии) более 60 % КПД считают: ηтр = 0 ,98 z ⋅ 0.97 k ⋅ 0.99 n , где z, k, n – число соответственно прямозубых и косозубых передач, карданных шарниров. При загрузке двигателя менее 60 % КПД считают:   P  η тр = 1 + 0,16 ⋅ ln  a   ⋅ 0,98 z ⋅ 0.97 k ⋅ 0.99 n .  Pe    5.5. Необходимая мощность двигателя 5.5.1. Мощность двигателя по максимальной скорости автомобиля Мощность определяем из мощностного баланса: Pе max 3 Ga ⋅ f k ⋅Vmax + 0,5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ А ⋅ Vmax = , η тр ⋅ К р где Vmax – максимальная расчетная скорость автомобиля; fk – коэффициент сопротивления качению при максимальной скорости. 5.5.2. Мощность двигателя по динамическому фактору на высшей передаче (Высшей передачей называют передачу, на которой достигается Vmax.) 53 Автомобиль, двигаясь на оптимальной 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 «прямой» передаче. Найдем скорости двигателя и автомобиля при Тmax: ωТ = ωP ; Kω VT = max Vmax . Kω Найдем необходимую мощность двигателя при Da: PD = PTmax = Ga ⋅ Da ⋅ VTmax + 0 ,5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ А ⋅ VT3max 1000 ⋅ η ⋅ К р . Пересчитаем мощность на максимальную с помощью полинома третьей степени: Pemax = PTmax 2 3   1   1   1    + b ⋅   + c ⋅    a ⋅  K K   K ω   ω  ω   . Окончательно выбираем наибольшую из рассчитанных в пп. 5.6.1 и 5.6.2 мощностей Pemax . 5.5.3. Мощность двигателя грузовых автомобилей Считается, что наиболее оптимальная скорость движения грузовика Vопт = 80 км/ч. Мощность, необходимая для его равномерного движения: Pemin 3 Ga ⋅ ψ ⋅ Vопт + 0 ,5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ А ⋅ Vопт = . ηтр Принимают, что для обеспечения достаточной динамичности автомобиля на этой скорости необходимо обеспечить 30 % ный запас мощности Peном = 1,3 ⋅ Pemin . Принимают также, что при этом двигатель должен иметь угловую скорость на уровне 60 % от максимальной. Тогда максимальную мощность двигателя найдем с помощью полинома третьей степени при 0,6 ωр: 54 Pe max = Peном   0.6 ⋅ ω p a ⋅     ω p  0.6 ⋅ ω p   + b⋅  ω  p       2 Peном = 3 [a ⋅ 0.6 + b ⋅ 0.6 2 + c ⋅ 0.63 ]   0.6 ⋅ ω p    + c ⋅    ω p    . 5.6. Определяем главную передачу Ускоряющие (экономические) передачи не учитываем. i0 = ω P max ⋅ rc , Vmax где ωРmax – максимальная угловая скорость ведущего вала главной передачи (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. 5.7. Определяем первую передачу i1 = Ga ⋅ ψ ⋅ rд . Т emax ⋅ i0 ⋅ η тр (Если есть демультипликатор – см. п. 4.5.5) ψ = f max ⋅ cos α max + sin α max , где αmax – максимальный преодолеваемый подъем, град. Нежелательно, что автомобиль буксовал на первой передаче на сухом асфальте (φх = 0,8), следовательно i1 ≤ Gi ⋅ ϕ x ⋅ rд L ⋅ (см. п. 4.5.3) Temax ⋅ η тр ⋅ i0 L ± hg ⋅ ϕ x Для того, чтобы автомобиль не был «вялым», Temax в вышеприведенной зависимости можно уменьшить на 10…30 %. 5.8. Определяем передаточные числа КП Рассчитываем передаточные числа по двум зависимостям ik = n−1 i1n−k ; ik = i1 1 + (k − 1) ⋅ i1 − 1 n −1 . Оценивая динамику и топливную экономичность автомобиля с разными КП, корректируем передаточные числа коробки. Экономическую передачу считаем по п. 4.5.6. 55 6. Проходимость автомобиля Автомобили по проходимости классифицируют: Ø 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 Ø Повышенной проходимости 4×4; 6×6; 15…30 кВт/т; р = 0,04…0,1 МПа Ø Высокой проходимости 8×8; 10×10; 25…40 кВт/т; р < 0,02 МПа Проходимость бывает профильной и опорной. Профильная проходимость 6.1. 6.1.1. 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. 2. 3. 4. 5. 6. Дорожный просвет (клиренс); передний l1 и задний l2 свесы; Углы переднего γ1 и заднего γ2 свесов; Продольный радиус проходимости R1; Наибольший угол преодолеваемого подъема α; 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. 56 ц.т. hg γ2 γ1 L1 L2 l1 L l2 R1 Lг Hг R2 В2 В1 Вг 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 γ1 γ2 ГА 40…60 25…45 Автобусы 10…40 6…20 ЛА 20…30 15…20 Повышенной >30 >30 Высокой 60…70 50…60 57 6.1.2. Преодоление эскарпа с места неведущим колесом Подобные треугольники d Ft rд Fт N N Gк rд h d Сумма моментов относительно точки контакта колеса с порогом: FТ·(rд – h) – Gк·d = 0. Из подобия треугольников имеем: F d FТ откуда d = rд ⋅ Т . = rд N N N = Gk2 + FТ2 . Подставим последние 2 уравнения в первое FТ FТ ⋅ rд − FТ ⋅ h − Gk ⋅ rд ⋅ = 0 откуда, сократив FТ , получим 2 FТ + Gk2   Gk  h = rд ⋅ 1 − 2 2   FТ + Gk   Учитывая Gк = Ga · (1 – kсц)  G ⋅ (1 − k сц )   h = rд ⋅ 1 − a 2 2   FТ + Gk   где kсц – коэффициент сцепного веса (доля веса автомобиля на ведущих колесах). При максимальном использовании сцепных свойств колес Fт=Ga·kсц·φ   1 − k сц . h = rд ⋅ 1 − 2 2 2   k сц ⋅ ϕ + (1 − k сц )   Пример: Автомобиль 4×2, kсц = 0,5, φ = 0,8   1 − 0,5   = 0,22 ⋅ r . h = rд ⋅ 1 − к 2 2 2   0,5 ⋅ 0,8 + (1 − 0,5)   58 На дороге с φ = 0,6 h = 0,14·rд. Вывод: Высота преодолеваемого порога (эскарпа) намного меньше радиуса колеса. 6.1.3. Преодоление эскарпа с места ведущим колесом Тк φ·N N Gк rд h d 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: r −h cos β = k . (4) rk d = rk2 − (rk − h) 2 (5) Подставим (4) в (3), (3) в (2), а (2) и (5) в (1) получим: Gk ⋅ (rд − h) ⋅ ϕ − Gk ⋅ rд2 − (rд − h) 2 = 0 откуда  1  h = rд ⋅ 1 − 1 + ϕ 2   Для дороги с φ = 0,8 получим h = 0,219 rд, а при φ = 0,6 получим h = 0,142 rд. 6.1.4. Преодоление эскарпа с места полноприводным автомобилем На колеса действуют и крутящий момент и толкающая сила: 59 FТ·(rд – h) + Tk – Gk·d = 0 FТ·(rд – h) + N·φ·rд – 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, rд2 + (rд − h) 2 r −h sin β = , cos β = д . rд rд После подстановок получим для передних колес:       1 h = rд ⋅ 1 − . 2    ((1 − K 2 ) ⋅ ϕ + K 2 ⋅ ϕ)   1 +   ((1 − K 2 ) − K 2 ⋅ ϕ2 )2     Для задних колес изменяется знаменатель под корнем:       1 . h = rд ⋅ 1 −   (K 2 ⋅ ϕ + (1 − K 2 ) ⋅ ϕ )2   1 +   2 2    K 1 K ( − ( − ) ⋅ ϕ )   2 2  Если развесовка одинаковая, то h будет одинаковая. В противном случае выбираем меньшее. Пример. Для дороги с φ=0,8 получим h=0,78 rд, а при φ=0,6 получим h=0,52 rд. а при φ=0,4 получим h=0,284 rд. 6.1.5. Динамическое преодоление эскарпа 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 γп = 2   1− K2  . h1 = rд ⋅ 1 − 2 2   γ п + (1 − K 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 60 высоту h. Если принять, что после въезда задней оси автомобиль остановится, то: 2 Ga ⋅ Vнач 2 = Ga ⋅ K 2 ⋅ h, откуда Vнач 2 = 2 ⋅ g ⋅ h ⋅ K 2 , м / с . 2⋅g Первая ось должна иметь (при преодолении порога) большую скорость: 2 2 Ga ⋅ Vнач Ga ⋅ Vнач 1 2 − = Ga ⋅ (1 − K 2 ) ⋅ h, откуда 2⋅g 2⋅g 2 Vнач1 = 2 ⋅ g ⋅ h ⋅ (1 − K 2 ) + Vнач , м/с 2 Пример: K2=0,5; γ=2. Тогда 0.5   h = rд ⋅ 1 −  = 0.76 ⋅ rд . 4 + 0.25   Примем rд = 0,3 м тогда Vнач 2 = 2 ⋅ 9,8 ⋅ 0,76 ⋅ 0,3 ⋅ 0,5 = 1,5 м / с = 5,4 км / ч Vнач1 = 2 ⋅ 9,8 ⋅ 0,76 ⋅ 0,3 ⋅ 0,5 + 1,52 = 2,12 м / с = 7,6 км / ч 6.2. Опорная проходимость Наука – механика грунтов – занимается исследованием несущей способности грунтов. Размеры частиц грунта: Ø Глинистые грунты – до 0,005 мм Ø Пылеватые грунты – 0,005…0,05 мм Ø Песчаные грунты – 0,05…2,0 мм Классификация грунтов по составу: Грунт Связанные Сыпучие Глина Суглинок Супесь Песок Содержание глинистых частиц (частицы, размером до 0,005 мм), % 30 30…12 12…3 Менее 3 Кроме того, существуют еще и торф, ил, и т.д. Характеристики грунтов: Ø Абсолютная влажность – отношение массы воды к массе сухого вещества. Ø В зависимости от влажности грунты могут быть: 61 o Твердыми (характеризуется пределом пластичности Wп); o Пластичными (характеризуется пределом текучести Wт); o Текучими. Ø 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. Примечание: По песчаному пляжу на легковом автомобиле можно ехать только по влажному песку, на сухом – автомобиль «зарывается», остановка на мокром песке вблизи полосы прибоя ведет к погружению колес в песок. Ø 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. Ø Плотность. Механические характеристики грунтов: ü Нормальная деформируемость; ü Касательная деформируемость. Нормальная и касательная деформируемости тесно связаны между собой для всех грунтов, кроме песка. Глубина колеи h (деформации) в грунте под действием давления р определяется по эмпирической зависимости Летышнева: р =С0 · hμ, (р, [кгс/см2]; h, [см]) где С0 – коэффициент осадки; μ – коэффициент уплотнения. р Или h = µ . C0 6 μ=0,5 h, см μ=1 4 μ=2 2 2 4 6 р, кгс/см2 8 10 62 Коэффициент сопротивления качению колеса по деформируемому грунту: 3 h f кг = ⋅ , где h, rд – [см]. (µ + 1) ⋅ (3 − µ) 2 ⋅ rд Давление на грунт в первом приближении принимают равным давлению в шине. Коэффициент уплотнения μ Влажность (состояние) μ= Пример 1 (текучее) Грязь (жидкая) 0,5 (пластичное) 0,5 Пластичный связанный грунт, сухой песок Менее 0,5 Уплотняющееся 1 1…2 Сухой связанный Рыхлый уплотгрунт няющийся грунт Коэффициент осадки С0 Грунт Песок Супесь Суглинок Глина 0,5 1,0...1,5 10...15 15...20 Относительная влажность 0,5...1 – 2...6 1...5 1...2 1 – 0,5...1 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 грунтом. 1. Напряжение среза грунта R τ= x , S где S – площадь пятна контакта. 2. Давление на грунт 63 Rz . S 3. Преобразуем зависимость Кулона, поделив на р: C 1 τ ⋅ = tg ρ + г p p 4. Заменим в левой части τ и р Rx S/ C ⋅ = tg ρ + г S/ Rz p 5. Учитывая, что Rx/Rz = φг и tg ρ = fг, окончательно получим: C ϕг = f г + г . p Сопротивление грунта сдвигу (сцепные свойства) p= Грунт W FТ – движение невозможно. Рассмотрим пути повышения проходимости. а) «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) «УВЕЛИЧИМ СЦЕПНОЙ ВЕС» (включим передний мост) FТ = 14500 · 1· 0,25 = 3625 Н. Fк < FТ – движение возможно. 64 6.3. Влияние дифференциалов на проходимость 6.3.1. 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`·rд. На втором колесе момент будет равен моменту первого (дифференциал уравнивает моменты): Т`= Т`` откуда Rx``= Т``/rд. 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 γх раз: ϕ + ϕ min γ x = max . 2 ⋅ ϕ min Т0=Т` + Т``. СУЩЕСТВУЮТ 3 способа борьбы с «недостатком» дифференциала: 1. Применение дифференциалов с повышенным внутренним трением (дифференциал повышенного трения, например, червячный, кулачковый, с фрикционными шайбами); 2. Применение вместо дифференциала сдвоенной муфты свободного хода; 3. Принудительная блокировка дифференциала. 6.3.2. Дифференциал повышенного трения Если учесть трение в дифференциале, то мощность P0, подведенная к дифференциалу разделяется на три потока: на забегающую Р` и отстающую Р`` полуосевые шестерни, а также рассеивается в виде теплоты. 65 Мощностной баланс дифференциала повышенного трения выглядит следующим образом 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 меω`+ω`` ханизме: ω0 = . Поэтому выразим момент на отстающей полуоси че2 рез подведенный момент и момент на забегающем колесе: Т``= Т0 – Т` и подставим его в мощностной баланс: Т0 · ω0= Т`· ω` + (Т0 – Т`)· ω`` + Тr · (ω`– ω``). Т `= Т 0 ω 0 − ω `` − Тr . ω `−ω `` ω`+ω`` получим 2 ω`+ ω`` − ω`` ω`+ ω``−2 ⋅ ω`` 2 Т `= Т 0 −Тr = Т0 −Тr . ω`−ω`` 2 ⋅ (ω`−ω``) Окончательно получим Подставив ω0 = Т `= 0,5 ⋅ Т 0 − Т r и Т ``= 0,5 ⋅ Т 0 + Т r . 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. К бл1 = Тr . Кбл1= 0…1 Т0 2. К бл 2 = Т `` . Кбл2= 0,5…1 Т0 3. К бл = Т `` . Кбл= 1…∞ Т` Третий коэффициент (наиболее удобный) получил широкое применение. 66 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: η= Р0 − Рr . P0 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``). ω` – отношение угловых скоростей полуВведем обозначение i = ω`` осевых шестерен дифференциала. Тогда ω`– ω``=ω` · (1 – i). Так как ω`+ ω``=2 · ω0, то ω0 = ω`· 0.5 ·(1 – i). Учитывая ранее полученные Т `= 0,5 ⋅ Т 0 − Т r и Т ``= 0,5 ⋅ Т 0 + Т r , подставив в них Тr. Получим Т `= 0,5 ⋅ Т 0 (1 − 2 А) и Т ``= 0,5 ⋅ Т 0 (1 + 2 А) . Поделим Т`` на Т` получим: К бл = К −1 1+ 2 ⋅ А . Откуда А = бл . 1− 2⋅ А 2( К бл + 1) Окончательно получим: η = 1− К бл − 1 i − 1 ⋅ . К бл + 1 i + 1 Пример: Вездеход поворачивает R=30 м, колея В=1,7 м. i = (R+0,5·B) /(R– 0,5·B). i = 1,06. Если Кбл = 8, то КПД η = 1− 8 − 1 1,06 − 1 ⋅ = 0,9773 8 + 1 1,06 + 1 Если R = 5 м, то η = 0,868. 67 Таким образом, КПД дифференциалов повышенного трения достаточно высок. 6.4. Принудительная блокировка дифференциалов Конструктивное исполнение жесткой блокировки дифференциала существенно проще и технологичнее дифференциала повышенного трения. Однако автомобиль со всеми заблокированными дифференциалами 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 очевидно и мы его рассматривать не будем (тем более, что управляемость первична на высоких скоростях, а не в труднопроходимых условиях). 6.4.1. 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: l l lн = π ⋅ rкн ⋅ n , lвн = π ⋅ rквн ⋅ n => н = вн . π ⋅ rкн π ⋅ rквн Учитывая, что lн=π·(R + B/2) и lвн=π·(R – B/2), где B – колея, получим B B R+ R− 2 = 2. rкн rквн Введем средний радиус шин rкср= rквн(н) ±δrк/2. Тогда B B R+ R− 2 = 2 ⇒ δ δ rкср + r 2 rкср − r 2 . 2 2 δ   δ  B  B  B   R +  ⋅  rкср − r 2  =  R −  ⋅  rкср + r 2  ⇒ δ r 2 = rкср 2  2   2  2  R  68 С другой стороны rкср можно выразить через силовую зависимость: F rкср = rк 0 − λ х к 2 , 2 где Fк2 – суммарная сила тяги на колесах моста; λх – тангенциальная эластичность шины, мм/Н. Необходимую силу тяги на колесах определим без учета аэродинамической составляющей: Fк2 = Ga · fR, где fR – коэффициент сопротивления качению колеса в повороте:   V2  V2  2  = f 0 ⋅ (1 + A f ⋅ V ) ⋅ 1 +  . f R = f к ⋅ 1 +  ϕx ⋅ g ⋅ R   ϕx ⋅ g ⋅ R  Крутящие моменты на колесах ведущего моста изменяют значения радиусов колес: rкн = rкс − λ х ⋅ Fкн2 и rквн = rкс − λ х ⋅ Fквн2 , откуда rкс − rквн rкн − rкс δ r 2 В = rкср . + = λх λх ⋅ R λх λх Суммы реакций на ведущих колесах должно хватить для преодоления внешнего сопротивления Fквн2 + Fкн2 = Fк 2 . Решая два последних уравнения совместно, получим: δ δ Fк 2 + r 2 Fк 2 − r 2 λх λх Fквн2 = и Fкн2 = . 2 2 Крутящий момент на колесах будет равен: Т 2н = F2н ⋅ rкс и Т 2вн = F2вн ⋅ rкс Fквн2 − Fкн2 = Как видим, Fквн2 и Fкн2 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: F B  1960  1,7  δ r 2 =  rкс − λ х к 2  =  500 − 0,005 = 104,17 мм.  2 R  2  8  69 Тогда сила тяги будет равна: Fк 2 + Fквн2 = 2 δr 2 λх 104,17 0,005 = 11397 Н 2 1960 + = 104,17 0,005 = −9437 Н . 2 1960 − и Fкн2 = Соответствующие моменты: Т 2н = F2н ⋅ rкс = −9437 ⋅ 0,5 = −4718,5 Н ⋅ м и Т 2вн = F2вн ⋅ rкс = 11397 ⋅ 0,5 = 5698,5 Н ⋅ м 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. 6.4.2. Паразитная мощность в трансмиссии с заблокированным дифференциалом в раздаточной коробке Кинематическое рассогласование мостов: L  2 ⋅ 1 − сos arctg  R δ r = rкср ⋅  . L 1 + сos arctg R Кинематическое рассогласование управляемого моста   rкср  B L B L   R arctg . R arctg δ r1 = + ⋅ cos − − ⋅ cos     L  B  B 2 2   R ⋅ cosarctg  R+ R−  R 2 2 Кинематическое рассогласование неуправляемого моста F B  δ r 2 =  rкс − λ х к 2  . 2 R  рк 70 7. Торможение автомобиля 7.1. Нормативы 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: Ø Служебное торможение: осуществляется водителем с заранее выбранным замедлением. Инструмент торможения – колесные тормоза. а = 2,5…3,0 м/с2 Ø Экстренное торможение: осуществляется водителем с максимальным замедлением. Инструмент торможения – колесные тормоза. а = 8…9 м/с2 Ø Притормаживание: осуществляется водителем с целью исключения разгона (ускорения) на спусках или уменьшение скорости с малой интенсивностью. Часто выполняется длительно. Инструмент торможения – замедлители (гидравлические или электрогидравлические муфты – ретардеры). При отсутствии замедлителя (у легковых автомобилей) – тормозят двигателем. Примечание: Ретардеры до недавнего времени применялись только на тяжелых машинах. Однако теперь их стали применять и на легковых автомобилях. Изменилось их назначение: в связи с ужесточением экологических норм (речь о ЕВРО 5) для ускорения прогрева двигателя и катализатора выхлопных газов двигатель «нагружают» ретардером – время прогрева систем сокращается в несколько раз. Системы тормозов современного автомобиля: ü основная – система служебного и экстренного торможения; o аварийный режим (автопоезд) – срабатывает при нарушении работоспособности основной системы (обрыв тормозного шланга между прицепом и тягачом); o аварийный режим (обеспечение живучести системы) – независимые или параллельные контуры; ü ABS (антиблокировочная система) – система служебного и экстренного торможения, не допускающая блокирования колес. Задерживает занос на «миксте», сокращает тормозной путь на твердом (!) покрытии; ü ВА (Break Assist –«ассистент») – система экстренного торможения. Сокращает время срабатывания тормозов, увеличивает тормозное усилие до максимально допустимого; 71 ü ü ü ü ü EBD (электронное управление торможением)– отпускает тормоз на «нужном» колесе(ах) в режиме торможения, исключая занос; ESP (система курсовой устойчивости) – система работает, когда заданное рулем направление не совпадает с вектором движения автомобиля. ESP тормозит «нужным» колесом(ами) даже если не нажата педаль тормоза. EBD и ESP дополняют ABS. Системы ESP постоянно совершенствуются. Они носят разные названия, например, X-Drive (BMW). противооткатная – предотвращает откат автомобиля при старте (маневре) на горке; стояночная – система, используемая для длительного удержания автомобиля на стоянке без использования педалей (кроме того, используется спортсменами в движении: не для всех автомобилей!!!). 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. 7.2. Тормозной режим эластичного колеса (ΣFz= 0): Gк = Rz (ΣFx=0): Fк = Rx Тf = Rz·е; Ти=Jк · ε а Gк (ΣTy =0) ТТ + Tf – Ти – Fк · rд = 0 Vк Fк ω Т Т + Т f − Tи Fk = ≡ Rx . rд rд Предельное значение Rx определяет коR x эффициент сцепления шины с дорогой φх: е Rz RXmax=Gк · φXmax rд = rк0 + λм · ТТ, где λм – коэффициент тангенциальной эластичности шины по моменту (мм/(Н·м) или Н-1); rк0 – радиус качения в ведомом режиме (обычно принимают равным статическому радиусу). Тт, ε Примечание: знак «+» в зависимости rд ставят в том случае, если тормозной момент (а он отрицательный) подставляют без знака. 72 7.3. Торможение (общая схема) Fв hв Rz1 Fи Ga·sinα Ga·cosα Rx1 Rz2 Ga L1 hg L Rx2 L2 α Тормозной баланс автомобиля: G Rx1 + Rx 2 = a ⋅ a m Ga ⋅ sin α − 0,5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ A ⋅ V 2 . g Найдем тормозные моменты: Продольные реакции на колесах при отсоединенной трансмиссии: m,n Rx1, 2 = TT 1, 2 + Rz1, 2 ⋅ f ⋅ rк 0 − ∑ J к ⋅ ε к 1 rк 0 Тормозной момент двигателя: Т Тд = Θ ⋅ Vд ⋅ ( А + В ⋅ nд ) , 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: Т п = ( Т Тд − J д ⋅ ε д ) ⋅ iтр , где Jд – момент инерции двигателя; εд – ускорение двигателя; iтр – передаточное число трансмиссии. 73 n m Rx 2 + Rx 2 = TT 1 + Rz1 ⋅ f ⋅ rд − ∑ J к ⋅ εк 1 + TT 2 + Rz 2 ⋅ f ⋅ rд − ∑ J к ⋅ εк + (Т Тд − J д ⋅ εд ) ⋅ iтр 1 rд rд Перегруппируем тормозной баланс автомобиля («тормоза» = «толкачи»): Т Тд ⋅ iтр TT 1 TT 2 + + ( R z1 + R z 2 ) ⋅ f + ± Ga ⋅ sin α + 0,5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ A ⋅ V 2 = rд rд rд . m+n J к ⋅ εк J д ⋅ ε д ⋅ iтр ⋅ η тр ∑ Ga 1 ⋅a+ + g rд rд Введем замену rд = rk0 . а а и ε д = ⋅ iтр . Введем замену в правой части: ε к = rк rк Преобразуем правую часть m+ n  2 ∑1 J к ⋅ g  J д ⋅ iтр ⋅ η тр ⋅ g a  a Ga ⋅ ⋅  1 + +  = Ga ⋅ ⋅ δТ . g  Ga ⋅ rк 0 ⋅ rк Ga ⋅ rк 0 ⋅ rк  g     По аналогии с коэффициентом учета вращающихся масс при разгоне запишем: m+n δТ = 1 + J д ⋅ i ⋅ η тр ⋅ g 2 тр Ga ⋅ rк 0 ⋅ rк + ∑J к ⋅g 1 Ga ⋅ rк 0 ⋅ rк 2 = 1 + δ1Т ⋅ iтр + δ 2Т . 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: д TT 1 TT 2 Т Т ⋅ iтр a + + + Ga ⋅ ψ + 0,5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ A ⋅ V 2 = Ga ⋅ ⋅ δТ . rк 0 rк 0 rк 0 g Найдем замедление автомобиля Т Тд ⋅ iтр  Ga ⋅ ψ 0,5 ⋅ c x ⋅ ρ в ⋅ A ⋅ V 2  TT 1 TT 2   . а = g + + + + r ⋅ G ⋅ δ r ⋅ G ⋅ δ r ⋅ G ⋅ δ ⋅ G ⋅ δ ⋅ G ⋅ δ к0 a Т к0 a Т a Т a Т  к0 a Т  7.4. 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 74 Rx1 + Rx2=Ga · φx · cos α  Cx ⋅ ρв ⋅ A ⋅ V 2   . a юз = g ⋅  ϕ x ⋅ cos α ± sin α + ⋅ 2 G  a  Если тормозим на горизонтальной площадке, то: C x ⋅ ρв ⋅ A ⋅ V 2 a юз = g ⋅ ϕ x + ≈ g ⋅ ϕx . 2 ⋅ ma Пример: Ga=14560 Н; φx = 0,8; Сх = 0,48; А = 2,4 м2; V = 30 м/с a юз = g ⋅ 0,8 + 0,48 ⋅ 1,225 ⋅ 2,4 ⋅ 30 2 ⋅ g = 7,848 + 0,42786 ≈ 8,28 м / с 2 . 2 ⋅ 14560 Если учесть «правильный» коэффициент сцепления (при юзе около φx = 0,4), то a юз = g ⋅ 0,4 + 0,48 ⋅ 1,225 ⋅ 2,4 ⋅ 30 2 ⋅ g = 3,924 + 0,42786 ≈ 4,35 м / с 2 2 ⋅ 14560 Замечания: 1. Аэродинамическая составляющая замедления 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! Основные показатели процесса торможения 7.5. 7.5.1. Время торможения: V2 dV 1 dV a= ⇒ dt = dV ⇒ t = ∫ dt a V1 a 2 dV dV V − Vк t= ∫ ≈ = н ∫ 2 g ⋅ ϕx C ⋅ ρ ⋅ A ⋅V V1 V1 g ⋅ ϕ x g ⋅ ϕx + x в 2 ⋅ ma Аэродинамическим сопротивлением часто пренебрегают. V2 V 7.5.2. Тормозной путь: dS V ⋅ dV V= ⇒ dS = V ⋅ dt = ⇒ dt a V2 V2 V ⋅ dV V2 V ⋅ dV V ⋅ dV Vн2 − Vк2 . S юз = ∫ =∫ ≈∫ = a C x ⋅ ρ в ⋅ A ⋅ V 2 V1 g ⋅ ϕ x 2 ⋅ g ⋅ ϕ x V1 V1 g ⋅ ϕx + 2 ⋅ ma 75 Если Vк = 0, то S юз = V н2 и Vн = 2 ⋅ ϕ х ⋅ g ⋅ S юз . 2 ⋅ g ⋅ ϕx Тормозная диаграмма Скорость t1 t2 Замедление a=max a=φ·g t3 Время t1 – время реакции водителя (в среднем – 0,5…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 (принимаем a = φ·g/2) t4 – время торможения t4 = V/(φ·g). Примечание: Замедление на четвертом участке имеет два экстремума: в начале и в конце. Первый пик обусловлен значительным влиянием аэродинамического сопротивления на сравнительно большой скорости. Второй пик – на малой скорости – обусловлен снижением скорости скольжения резины колес по дороге, что улучшает её «проникновение» в микронеровности опорной поверхности и соответствующее увеличение сцепных свойств (в этом случае φх для «хороших шин» часто превышает 1) Найдем остановочный путь: 1. S1=Vн · t1. 2. S2=Vн · t2. Vн2 − Vк2 Vн2 − Vк2 ϕ ⋅g 3. S3 = ⋅2 = , где Vk = Vн − x ⋅ t 3 2 ⋅ g ⋅ ϕx g ⋅ ϕx 2 2 ⋅ Vн ⋅ ϕ x ⋅ g ⋅ t 3 ϕ x ⋅ g 2 2 (Vk ) = V − + ⋅ t3 2 4 2 Vн ⋅ ϕ x ⋅ g ⋅ t 3 − 0,25 ⋅ ϕ x ⋅ g 2 ⋅ t 32 S3 = = Vн ⋅ t3 − 0,25 ⋅ ϕ x ⋅ g ⋅ t 32 ϕx ⋅ g 2 2 2 н (V ) Vн2 − Vн ⋅ ϕ x ⋅ g ⋅ t 3 + 0,25 ⋅ ϕ x ⋅ g 2 ⋅ t 32 S4 = = ; 2 ⋅ ϕx ⋅ g 2 ⋅ ϕx ⋅ g 2 4. 2 k Vн2 Vн ⋅ t3 ϕ x ⋅ g ⋅ t32 S4 = − + 2 ⋅ ϕx ⋅ g 2 8 76 В итоге получим: Vн2 ϕ x ⋅ g ⋅ t 32 S 0 = Vн ⋅ (t1 + t 2 + 0.5 ⋅ t 3 ) + − . 2 ⋅ ϕx ⋅ g 8 На практике последним членом пренебрегают: S 0 = Vн ⋅ (t1 + t 2 + 0.5 ⋅ t 3 ) + Vн2 . 2 ⋅ ϕx ⋅ g Пример: V=20 м/c 0.2  20 2  S0 = 20 ⋅  0.8 + 0.1 + = 49 + 2  2 ⋅ 0.7 ⋅ 9.8  м. 7.5.3. Тормозные силы, моменты, давление в контуре Сила инерции автомобиля, которой должна противодействовать торG мозная сила: Fи = a ⋅ a . g Реакции на колесах: Rx1= Rx1max= Rz1 · φх; Rx2= Rx2max= Rz2 · φх. G Fи = Rx1 + Rx2 è a ⋅ a = (R z1 + Rz 2 ) ⋅ ϕ x = Ga ⋅ ϕ x . g Сумма моментов относительно контакта второго колеса = 0 G Rz 1 ⋅ L − Ga ⋅ ϕ x ⋅ hg − Ga ⋅ L2 = 0 откуда Rz 1 = a ⋅ (L2 + ϕ x ⋅ hg ) . L Сумма моментов относительно контакта первого колеса = 0 G Rz 2 ⋅ L + Ga ⋅ ϕ x ⋅ hg − Ga ⋅ L1 = 0 откуда Rz 2 = a ⋅ (L1 − ϕ x ⋅ hg ). L G G Откуда: Rx1 = a ⋅ (L2 + ϕ x ⋅ hg ) ⋅ ϕ x Rx 2 = a ⋅ (L1 − ϕ x ⋅ hg ) ⋅ ϕ x L L Изменение реакций Rx1 Rx2 Rz1 Rz2 в зависимости от φх 16000 14000 Реакция, Н 12000 Rz1 10000 Rx1 8000 Rz2 6000 Rx2 4000 2000 0,2 0,4 0,6 коэффициент сцепления 0,8 1 77 Условия (рис. 1): 15600 1,5 0,65 0,85 0,5 20000 Реакция, Н Ga= L= L1= L2= hg= Условия (рис. 2) Ga= L= L1= L2= hg= 15600 1,5 0,65 0,85 1 15000 10000 5000 0,2 0,4 0,6 0,8 1 Коэффициент сцепления ТТ и Т Т = А1 ⋅ р1 , rд где р1 – давление в переднем контуре; А1 – передаточная функция, определяемая конструкцией тормозов (зависимость тормозного момента от давления в контуре). R ⋅r p1 = x1 д – давление, необходимое для доведения передних тормозов до юза. А1 R x1 = rд ⋅ ϕ х ⋅ Ga ⋅ (L2 + ϕ x ⋅ hg ). А1 Аналогично найдем давление в заднем контуре: r p2 = д ⋅ ϕ х ⋅ Ga ⋅ (L1 − ϕ x ⋅ hg ) . А2 Соотношение давлений в контурах: p1 = p1 А2  L2 + ϕ x ⋅ hg = ⋅ p2 А1  L1 − ϕ x ⋅ hg 15600 1,5 0,825 0,675 0,5 0,5 При данных условиях и полученной характеристике регулятора все колеса будут блокироваться одновременно!!! Регулятор давления Отношение давлений p1/p2 Ga= L= L1= L2= hg= А2/А1=  .   2 1,5 1 0,5 0,2 0,4 0,6 Коэффициент сцепления 0,8 1 78 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. 7.5.4. 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: 3. Применение ABS, ABS+EBD, ABS+ESP 79 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 8.1. Опрокидывание автомобиля на подъеме Условие опрокидывания (вперед)– равенство нулю вертикальных реакций относительно передних колес: L  G L Rz 2 = a ⋅ (L1 ⋅ cos α − hg ⋅ sin α ) = 0 ⇒ tgα = 1 ⇒ α = arctg  1  . L hg  hg  Во избежание опрокидывания должно быть выдержано условие: L2 > ϕx . hg 8.2. Движение автомобиля на поперечных склонах Ga·sinα Ga·cosα R``y Rz`` Ga R z` B/2 R`y B/2 hg О` β Rz`, Rz`` – суммарные нормальные реакции нижнего и верхнего бортов Rу`, Rу`` – суммарные поперечные реакции нижнего и верхнего бортов 8.2.1. 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 Перегруппировав, получим φy = tg β. 80 Максимальный коэффициент поперечного сцепления φу = 0,8, следовательно β = arctg 0,8 = 38,6. 8.2.2. Опрокидывание на склоне Условие Rz``= 0. Опрокидывание относительно оси О`: B ∑ TO` = Rz`` ⋅ B + Ga ⋅ sin β ⋅ hg − Ga ⋅ cos β ⋅ 2 откуда G B  Rz`` = a ⋅  ⋅ cos β − hg ⋅ sin β  ≡ 0 откуда B 2  B B tgβ = = γ В → β = arctg 2 ⋅ hg 2 ⋅ hg γB – коэффициент поперечной устойчивости (не путать с углом крена γ) Пример: Автомобиль ГАЗ-66: В=1,65 м; hg = 1,41 м. 1,65 β = arctg ≈ 30 o . 2 ⋅ 1,41 Учитывая, что угол соскальзывания не более 38,6°, делаем вывод о том, что машина быстрее перевернется, чем соскользнет. 8.3. Крен кузова Реальные автомобили имеют подвеску, поэтому более нагруженная (нижняя по склону) сторона проседает, а другая приподнимается. Это явление называется креном кузова. Зависимая подвеска Подвеска МакФерсон На двойных поперечных рычагах На одном поперечном рычаге 81 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. ü 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. ü 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). ü Центр крена пружинной стойки (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. ü 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: Подвеска уменьшает угол опрокидывания. (Принимаем без доказательства) 8.4. Устойчивость автомобиля против заноса и опрокидывания Fцб Ga Rz`` R z` R``y R`y О`` B/2 B/2 hg R 82 8.4.1. Занос всех колес Условие заноса – центробежная сила равна сумме поперечных реакций колес: Fцб = Ry`+ Ry``. V 2 Ga V 2 Fцб = m ⋅ = ⋅ . R g R Известно, что Ry` = Rz` · φy; Ry`` = Rz`` · φy Так как Rz` + Rz`` = Ga, то Ry`+ Ry`` = (Rz` + Rz``) · φy = Ga · φy. Тогда получим: Ga V 2 ⋅ = Ga ⋅ ϕ y g R откуда Vкрзанос = ϕ y ⋅ g ⋅ R – критическая по заносу скорость. Пример: R = 100 м, φ = 0,5, g = 9.81 м/c2 Vкрзанос = 0.5 ⋅ 9.81 ⋅ 100 = 22.15 м/c 8.4.2. Опрокидывание на повороте без учета крена Условие опрокидывания Rz` = 0. Сумма моментов относительно О`` должна быть равна нулю: Ga V 2 B ` Rz ⋅ B + ⋅ ⋅ hg − Ga ⋅ = 0 откуда g R 2 R`z  Ga  B V 2 B V2   = − ⋅ hg  ≡ 0 откуда получим = ⋅ hg B  2 g ⋅ R 2 g⋅R  Перегруппируем: g ⋅ B V 2   = 2 ⋅ hg  R  опр Критическая по опрокидыванию скорость: B⋅g⋅R Vкропр = или Vкропр = γ B ⋅ g ⋅ R 2 ⋅ hg Чтобы автомобиль не переворачивался, необходимо выполнить условие: V 2  V 2  B  >    откуда > ϕy . 2 ⋅ h R R g   опр   занос 83 Δhg 8.4.3. Опрокидывание на повороте с учетом крена ΔВ Fцб Ga R z` Rz`` R``y R`y О`` B/2 hg hкр R B/2 Δhg = hкр · (1 – cos γ), где γ угол крена. ΔB = hкр · sin γ ≈ hкр · γ, если γ в рад. G V2 Т кр = Fy ⋅ hкр + Ga ⋅ ∆B = ⋅ ⋅ hкр + Ga ⋅ γ ⋅ hкр . g R Замечание: γ в радианах(!), но безразмерный, т.к. выполнено sin – преобразование. Восстанавливающий момент: Твост = (С1 + С2) · γ. С – [Н·м/рад] (строго в радианах) Момент сил крена должен быть уравновешен подвеской Твост = Ткр Ga V 2 (C1 + C 2 ) ⋅ γ = ⋅ ⋅ hкр + Ga ⋅ γ ⋅ hкр g R (в левой части γ размерный, в правой безразмерный). Ga V 2 hкр C1 + C 2 = ⋅ ⋅ + Ga ⋅ hкр g R γ  V 2 1 C + C = G ⋅ h ⋅ 1 + ⋅  , Угловая жесткость подвески – 1 2 a kp  gR γ  где 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°. 1   C1 + C 2 = Ga ⋅ hkp ⋅ 1 + 0.4 ⋅  = 5.6 ⋅ Ga ⋅ hkp . 0.087   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). 84 Найдем критическую скорость по опрокидыванию с учетом крена. Сумма моментов относительно центра контакта внешнего колеса с дорогой: Ga V 2 B  ` Rz ⋅ B + ⋅ ⋅ hg − Ga ⋅  − ∆B  = 0 g R 2  откуда  Ga  B V2 `  − ∆B − Rz = ⋅ hg  ≡ 0 ; g⋅R B 2  Ранее записано ∆B = γ ⋅ hкр . Из зависимости для угловой жесткости подвески (см. выше) найдем γ: Ga V 2 ⋅ ⋅ hкр g R γ= далее получим С1 + С 2 − Ga ⋅ hкр Ga V 2 2 ⋅ ⋅ hкр g R ∆B = С1 + С 2 − Ga ⋅ hкр Подставим ΔВ в R`z : Ga V 2 2 ⋅ ⋅ hкр B V2 g R − − ⋅ hg ≡ 0 à 2 С1 + С 2 − Ga ⋅ hкр g ⋅ R Ga V 2 2 ⋅ ⋅ hкр V2 B g R + ⋅ hg = à С1 + С 2 − Ga ⋅ hкр g ⋅ R 2 2  B Ga ⋅ hкр V 2  à + hg  = à ⋅  2 g ⋅ R  С1 + С 2 − Ga ⋅ hкр  V 2    R   опр =g⋅ B 2  Ga ⋅ hкр 2 ⋅  hg +  С1 + С2 − Ga ⋅ hкр      . Крен кузова «увеличивает» высоту центра масс! Пример: hg = 0,66 м; В = 1,27 м; hкр = 0,5 м; Ga = 14500 H; φу = 0,8 V 2     R  занос 2 = ϕ ⋅ g = 0.8 ⋅ 9.81 = 7.84 м/с . 2 Без учета крена  V  опр  R    С учетом крена  V 2     R  =g⋅ 2 B 1.27 = 9.81 ⋅ = 9.43 м/с . 2 ⋅ hg 2 ⋅ 0.66 опр = 9.81 ⋅ м/с2. 1.27 = 7 . 92   14500 ⋅ 0.5 2  2 ⋅  0.66 + 36000 − 14500 ⋅ 0.5   85 Если С1+С2 = Ga · hкр · 5,6 = 14500·0,5·5,6=40600 Нм/рад, то аопр= 8,1 м/с2. 8.5. 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: 2 2 Rzk2 ⋅ ϕ 2 = R yk + Rxk à max 2 R yk = Rzk2 ⋅ ϕ 2 − Rxk . Суммарная боковая реакция оси: R yi = R'yi + R'yi' . 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: ü Занос передней оси вызывает автоматическое снижение боковой силы (растет радиус поворота à снижается боковое ускорение) ü Занос задней оси наоборот увеличивает боковую силу – занос прогрессирует. Вывод: с точки зрения заноса заднеприводные автомобили 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 (определить запас оси против заноса). 86 8.5.1. Нормальные реакции по осям (случай без продольных ускорений): L L R z 1 = Ga ⋅ 2 R z 2 = Ga ⋅ 1 . L L Распределение по колесам: L L Внешние колеса R'z 1 = Ga ⋅ 2 + ∆Rz 1 R'z 2 = Ga ⋅ 1 + ∆Rz 2 ; 2⋅L 2⋅L L L R'z' 1 = Ga ⋅ 2 − ∆Rz 1 R'z' 2 = Ga ⋅ 1 − ∆Rz 2 . Внутренние колеса 2⋅L 2⋅L Перераспределение реакций зависит от крена γ и жесткости подвески: 1 1 ∆ R z 1 = C1 ⋅ γ ⋅ ∆R z 2 = C 2 ⋅ γ ⋅ . B B Зная γ (см. выше, предыдущий параграф) получим: L 1 L 1 R'z 1 = Ga ⋅ 2 + C1 ⋅ γ ⋅ R'z' 1 = Ga ⋅ 2 − C1 ⋅ γ ⋅ ; и 2⋅L B 2⋅L B Аналогично для задней оси L 1 L 1 R'z 2 = Ga ⋅ 1 + C 2 ⋅ γ ⋅ R'z' 2 = Ga ⋅ 1 − C2 ⋅ γ ⋅ ; и 2⋅L B 2⋅L B Ga V 2 ⋅ ⋅ hкр g R . где γ = С1 + С2 − Ga ⋅ hкр 8.5.2. Касательные реакции Допущения: v При достижении предельной боковой силы сопротивление качению колес удваивается; v Рост бокового сопротивления пропорционален росту бокового ускорения:  a  f r = f k ⋅ 1 + y  .  a y max    V2 V2  a y =  2   . Ранее известно  R  , тогда f r = f 0 ⋅ 1 + A f ⋅ V ⋅  1 + ϕ ⋅ g ⋅ R   a y max = ϕ ⋅ g    ( Рассмотрим автомобиль классической компоновки. Ведомая ось: Общая реакция оси Rx1 = Rz1 · fr ) 87 и R`x1 = R`z1 · fr Реакция каждого колеса Ведущая ось (без разгона): Момент на дифференциальной коробке: [ R``x1 = R``z1 · fr ] T0 = Ga ⋅ f r + 0.5 ⋅ c x ⋅ ρ ⋅ A ⋅ V 2 ⋅ rк0 . Моменты на колесах: К бл 1 T ' = T0 ⋅ и T '' = T0 ⋅ , К бл + 1 К бл + 1 а продольные реакции (с учетом потерь на сопротивление качению): T ' − R'z 2 ⋅ f r ⋅ rк 0 T ' ' − R'z'2 ⋅ f r ⋅ rк0 ' '' Rx 2 = Rx 2 = и . rк 0 rк 0 8.5.3. Запас боковой реакции колес и осей max 2 Ранее получено R yk = Rzk2 ⋅ ϕ 2 − Rxk – боковая реакция, которую может передать колесо, тогда запас осей: ( (R ) ) (ϕ − f ) ; − (R ) + (R ) ⋅ ϕ − (R ) ' '' R ymax 1 = Rz 1 + Rz 1 ⋅ R ymax 2 = ' 2 z2 ⋅ ϕ2 ' 2 x2 2 2 r '' 2 z2 2 '' 2 x2 . 8.5.4. Боковая сила Это центробежная сила в повороте + боковая сила (ветра) + перераспределение реакций: Ga V 2 L2 G V 2 L1 Fцб 2 = a ⋅ ⋅ ⋅ и ⋅ . g R L g R L Боковую силу (ветра) не рассматриваем. Перераспределение продольных реакций Rx R`x1 Fцб R`x2 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 саR``x1 R``x2 моблокирующимся дифференциалом положительный момент больше у внутреннего F1 F2 колеса, что усугубляет перераспределение): R`x1 > R``x1 и R`x2 < R``x2 Возникает поворачивающий момент: B Tn = R'x1 − R'x' 1 + R'x' 2 − R'x 2 ⋅ . 2 Fцб 1 = [( ) ( )] 88 Тогда суммарная боковая сила (без ветра): [( ) ( )] [( ) ( )] Ga V 2 L2 B F1 = ⋅ ⋅ + R'x1 − R'x' 1 + R'x' 2 − R'x 2 ⋅ и g R L 2⋅L Ga V 2 L1 B F2 = ⋅ ⋅ − R'x1 − R'x' 1 + R'x' 2 − R'x 2 ⋅ . g R L 2⋅L 8.5.5. Запас оси против заноса F1 < Ry1 и F2 < Ry2 Коэффициент запаса оси против заноса: R y 1 − Fy 1 R y 2 − Fy 2 Передней К 1 = , задней К2 = . R y1 Ry 2 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!!!): K зу = К2 −1 > 0 . К1 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. 14500 20 2 ⋅ ⋅ 0.5 = 0 ,1028 рад = 5.9 o γ = 9.81 100 36000 − 14500 ⋅ 0.5 1.2 1 R'z 1 = 14500 ⋅ + 20000 ⋅ 0 ,1028 ⋅ = 3625 + 1618 ,8 = 5244 Н ; 2 ⋅ 2.4 1.27 1.2 1 R''z 1 = 14500 ⋅ − 20000 ⋅ 0 ,1028 ⋅ = 3625 − 1618 ,8 = 2006 Н ; 2 ⋅ 2.4 1.27 1.2 1 R'z 2 = 14500 ⋅ + 16000 ⋅ 0 ,1028 ⋅ = 3625 + 1295 ,1 = 4920 Н ; 2 ⋅ 2.4 1.27 1.2 1 R''z 2 = 14500 ⋅ − 16000 ⋅ 0 ,1028 ⋅ = 3625 − 1295 ,1 = 2330 Н ; 2 ⋅ 2.4 1.27   20 2  = 0.01952 ⋅ 1.50968 = 0.029 ; f r = 0.016 ⋅ 1 + 5.5 ⋅ 10 ⋅ 20 ⋅  1 +  0.8 ⋅ 9.81 ⋅ 100  ( −4 2 ) R'x1 = 5244 ⋅ 0.029 = 152 H ; R''x1 = 2006 ⋅ 0.029 = 58 H ; R y 1 = 5244 2 ⋅ 0.8 2 − 152 2 + 2006 2 ⋅ 0.8 2 − 58 2 = 4192.4 + 1603.8 = 5796 H ; [ ] T0 = 14500 ⋅ 0.029 + 0.5 ⋅ 0.48 ⋅ 1.24 ⋅ 1.27 ⋅ 1.48 ⋅ 20 2 ⋅ 0.3 = 193 Н ⋅ м ; 89 Т`=T``=130/2 Н·м; R'x 2 = 96.5 − 4920 ⋅ 0.029 ⋅ 0.3 = 177 H ; 0.3 R''x 2 = 96.5 − 2330 ⋅ 0.029 ⋅ 0.3 = 254 H ; 0.3 R y 2 = 4920 2 ⋅ 0.8 2 − 177 2 + 2330 2 ⋅ 0.8 2 − 254 2 = 3935.3 + 1858 = 5793 H ; F1 = 14500 20 2 1.2 1.27 ⋅ ⋅ + [(152 − 58 ) + (149 − 74 )]⋅ = 2959.2 + 44.7 = 3004 H ; 9.8 100 2.4 2 ⋅ 2.4 F2 = 14500 20 2 1.2 1.27 ⋅ ⋅ − [(152 − 58 ) + (149 − 74 )]⋅ = 2959.2 − 44.7 = 2915 H ; 9.8 100 2.4 2 ⋅ 2.4 К1 = 5796 − 3004 5793 − 2915 0.5 = 0.48 ; К 2 = = 0.5 ; K зу = − 1 = 0.0417 > 0 . 5796 5793 0.48 Выводы: Факторы, улучшающие устойчивость: Ø L1 < L2 – центр масс смещен вперед; Ø С1 > C2 – угловая жесткость передней подвески больше; Ø Уменьшение fr; Ø Боковой центр парусности смещен вперед. Самостоятельно изучить: Реакция автомобиля на изменение подачи топлива (перераспределение вертикальных реакций вызывает изменение запасов поперечных реакций, что может привести к срыву автомобиля в занос). 90 9. Управляемость автомобиля 9.1. Общие сведения Управляемость – способность автомобиля при движении точно следовать повороту управляемых колес. Существует 3 основных способа изменения траектории автомобиля: Ø Притормаживание колес одного борта и/или увеличение скорости колес другого борта (повышенный износ шин). Ø Поворот за счет разлома шарнирно сочлененной рамы (усложнение подвода крутящего момента к задним осям) Ø Отклонение плоскости вращения управляемых колес (наиболее распространенная схема). Fk sin Θ Fk Fk Fk cos Θ Fk Условия движения автомобиля в заданном направлении: Fk·cosΘ ≥ Rz ·f – возможность движения; Fk ⋅ sin Θ < Rz ⋅ ϕ 2 − f 2 – условие заноса. Rz ⋅ ϕ2 − f 2 Rz ⋅ f ≤ Fk < . cos Θ sin Θ Пример: Автомобиль поворачивает на пашне f = 0.103; φ = 0.3; Θ = 30º; Rz = 3625 H. 3625 ⋅ 0.103 3625 ⋅ 0.3 2 − 0.103 2 ≤ Fk < cos 30 sin 30 2042.8 ≤ Fk < 431.1 – условие не выполнено. 9.2. Рулевая трапеция Если повернуть передние колеса на один и тот же угол, то появится скольжение обоих колес!!! Это плохо сказывается на управляемости. ОБ Из Δ АОБ ctgΘ н = ; АБ ОС Из Δ ДОС ; ctgΘ вн = ДС 91 АБ = ДС = L. ctgΘ н − ctgΘ вн = ОБ − ОС B = . ДС L 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. L А Б B Д С Rk Θв Θ н Для выполнения условия соотношения углов поворота колес необходимо применение сложного многозвенного механизма. O Однако сложные рулевые механизмы не оправданны: При малых скоростях выполняют маневрирование. При больших скоростях – подруливание. Большие погрешности возникают только при больших углах поворота (т.е. на малых скоростях). Поэтому идут на компромисс: применяют 4х звенный механизм. 9.3. Динамика автомобиля на эластичных колесах 9.3.1. Силовой увод шины Под воздействием боковой силы Fy беговая дорожка колеса деформируется – образуется угол наклона беговой дорожки α. Если на вращающее α колесо начнет действовать боковая сила, то вектор скоFy Gк рости колеса отклонится от первоначального на некий угол δ – угол силового увода А В С (угол между линией пересеσ δ чения плоскости вращения колеса с дорогой и вектором скорости колеса): Пояснение к схеме: Ø т. А – Беговая дорожка только вошла в контакт с дорогой и пока не деформирована; Ø т. В – середина контакта беговая дорожка деформирована на некоторую величину; 92 Ø 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. Fy Fy=Fymax=Rz·φy 1 2 3 δ, рад (град) K δ = K δн ⋅ q x т.к. Rx max = Rz · φx, то . 2  R  1 −  x   ϕ ⋅ Rz  . qx = R 1 + 0,375 ⋅ x Rz Rх = Rх = Rх = Rх = 0,20 · Rх max à Кδ = 0,979·Кδ0 0,40 · Rх max à Кδ = 0,916·Кδ0 0,60 · Rх max à Кδ = 0,800·Кδ0 0,80 · Rх max à Кδ = 0,600·Кδ0 коэфф. сопротивления уводу В зоне чистого увода вводят коэффициент сопротивления уводу: Fy Fy δ= [рад] è K δ = [Н/рад]. Kδ δ Пример: шина 6,45 – 13 Кδ = 36000 Н/рад. При нормальных условиях (ведомый режим при паспортной (нормальной) вертикальной нагрузке) задают Кδн. Только при отсутствии опытных данных Кδн допустимо определять (современные шины имеют значительно больший коэффициент сопротивления уводу, чем рассчитан по нижеследующим зависимостям): K δн = 780 ⋅ Bk ⋅ (d + 2 Bk ) ⋅ ( pш + 98) – для радиальных шин; K δн = 500 ⋅ Bk ⋅ (d + 2 Bk ) ⋅ ( p ш + 98) – для диагональных шин, где рш – давление в шине, кПа; Вк – ширина профиля шины, м; d – посадочный диаметр шины, м. Коэффициент сопротивления уводу Кδ зависит от: Ø конструкции шины (радиальная жестче диагональной); Ø давления в шине: с увеличением давления растет Кδ; Ø продольной реакции Rx: Rx/Rx max 93 нормальной реакции R по Литвинову: 2 3   Rz   Rz   Rz  + 0,4 ⋅    − 1,8 ⋅  K δ = K δн ⋅ 2,4 ⋅ Rzн  Rzн   Rzн    K δ = K δн ⋅ q z Rz = – 20 % à Кδ = 0,973·Кδн Rz = + 20 % à Кδ = 0,979·Кδн Коэфф. сопротивления уводу Ø Кбн Rzн – номинальная нагрузка на колесо. Rzн Gk K δ = K δн ⋅ q x ⋅ q z 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: F δ сi = ` yi `` – силовой увод оси (только за счет эластичности Kδ + Kδ шин). 4. Коэффициент сопротивления силовому уводу оси всегда уменьшается при крене кузова. Уменьшение тем существеннее, чем больше угловая жесткость подвески. Пример: Автомобиль проходит поворот: Rz1н = 5200 Н; Rz1в =2050 Н; Rzн =3625 Н; Кδн =31500 Н/рад; Rx`= 148 Н;Rx``=75 Н. 2 3  5200  5200   5200   − 1,8 ⋅  + ⋅ , 4 K δ1н = 31500 ⋅ 2,4 ⋅     = 28966 Н / рад ; 3625  3625   3625    2 3  2050  2050   2050   − 1,8 ⋅  K δ1в = 31500 ⋅ 2,4 ⋅  + 0,4 ⋅    = 26899 Н / рад ; 3625 3625 3625      2  148  K δ `= 28966 ⋅ 1 −   = 28947 Н/рад; 5200 ⋅ . 8   2 75   K δ ``= 26899 ⋅ 1 −   = 26871 Н/рад.  2050 ⋅ 0.8  28947 + 26871 55818 = = 0.886 . 31500 + 31500 63000 Коэффициент сопротивления силовому уводу двух колес уменьшается на 11,4 %. (и это всего-то в ведомом режиме!!! В ведущем или тормозном режиме снижение Кδ катастрофическое!!!) 9.3.2. Кинематический увод шины 94 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 β счет кинематики). Однако перераспределение вертикальных реакций приводит к различной деформации колес, а, следовательно, и к наклону rк` оси. rк`` 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 двойных 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 δкк = Кβ · Кγ · γ 9.3.3. Кинематический увод оси δк0 δк0 – кинематический увод оси вызван разворотом оси при крене кузова δ к 0 = Кℵ ⋅ γ , где Кℵ – характеристика подвески (коэффициент, численно равный углу поворота оси автомобиля при поперечном крене 1º) 95 Общий увод оси автомобиля: F δi = δic + δкк + δк0 = ` y `` + К β ⋅ К γ ⋅ γ + К ℵ ⋅ γ . К δi + К δi Учитывая Ga V 2 L3− i B Fy = ⋅ ⋅ ± ∑ Rx`,``1, 2 ⋅ (см. 8.5) 2⋅L g R L i =1, 2 и Ga V 2 ⋅ ⋅ hкр g R γ= С1 + С 2 − Ga ⋅ hкр (см. 8.4.3) получим Ga V 2 L3−i δi = ⋅ ⋅ × g R L B  `,``  1 ± ∑ Rx1, 2 ⋅ K β ⋅ K γ ⋅ hкр ⋅ L K ℵ ⋅ hкр ⋅ L 2⋅L + ×  i=1, 2 + (C1 + C2 − Ga ⋅ hкр )⋅ L3−i (C1 + C2 − Ga ⋅ hкр )⋅ L3−i К δ `+ К δ ``    B   `,``  1 ± ∑ Rx1, 2 ⋅ 2 ( K β ⋅ K γ + K ℵ ) ⋅ hкр ⋅ L  Ga V L3−i  i =1, 2 2 ⋅ L  = ⋅ ⋅ ⋅ + ( g R L  К δ `+ К δ `` C1 + C2 − Ga ⋅ hкр )⋅ L3− i            1/Кi Ga V 2 L3−i δi = ⋅ ⋅ g R L  1 ⋅   Кi   è  V 2 Gi δi = ⋅ g ⋅ R Кi где Кi – эквивалентный коэффициент сопротивления уводу оси; + для передней оси; – для задней оси; ' '' '' ' ∑ R`,`` x1,2 = (Rx1 − R x1 ) + (Rx 2 − Rx 2 ) i =1,2 9.4. Поворот автомобиля на эластичных колесах Рассмотрим «велосипедную» схему. Автомобиль движется в повороте на эластичных колесах. Уводит как передние, так и задние колеса. 96 δ2 С В Д δ1 Θ Rδ δ2 Θ–δ1 L2 Оδ tg (Θ − δ1 ) + tgδ 2 = Rδ = δ1,2 – эквивалентный увод передней и задней оси. Из Δ ОδСД: СД tg ( Θ − δ1 ) = ; Оδ С Из Δ ОδСВ: СВ tgδ1 = ; ОδС Тогда ВС + СД L ; = Оδ С Rδ L или для малых углов: tg ( Θ − δ1 ) + tgδ 2 Rδ = L . Θ − δ1 + δ 2 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: δ1 δ2 Ц.т. Fу Fцб 97 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: δ1 δ2 Ц.т. Fу Автомобиль боком «сползает» с дороги. Коррекция рулем легко компенсирует возмущение. Автомобиль движется «немного боком» к курсу. 3. Избыточная поворачиваемость δ1 < δ2: δ1 δ2 Ц.т. Fцб Fу 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. 9.5. Комплексная оценка управляемости автомобиля 9.5.1. Коэффициент недостаточной поворачиваемости Увод оси определяется эквивалентным (т.е. суммарным, учитывающим все виды увода оси) коэффициентом сопротивления боковому уводу: Fy V 2 G1 V 2 G2 δ1 = = ⋅ и δ2 = ⋅ . K1 g ⋅ R K1 g ⋅ R K2 Rδ = K ндп = L = Θ − δ1 + δ 2 L .  G1 G2  V  Θ− ⋅ − g ⋅ R  K1 K 2  2 G1 G2 − – коэффициент недостаточной поворачиваемости. K1 K 2 98 Кндп > 0 – недостаточная поворачиваемость; Кндп = 0 – нейтральная поворачиваемость; Кндп < 0 – избыточная поворачиваемость. Замечание: Кндп – величина размерная [рад], следовательно, субъективная. Сравнивать разные автомобили этим коэффициентом нельзя!!! 9.5.2. Коэффициент запаса управляемости На базе автомобиля можно найти такую точку, которую будем называть l центром боковых реакLδ2 Lδ1 ций (ЦБР). Если к ЦБР приложить боковую сиL2 L1 лу, то уводы осей будут равны δ1 = δ2. L Fy 1 Fy 2 δ1 = и δ2 = . K1 K2 Найдем силы: L L Fy1 = Fy ⋅ δ2 и Fy 2 = Fy ⋅ δ1 . L L Тогда L L δ 1 = F y δ1 и δ 2 = Fy δ 2 . L ⋅ K2 L ⋅ K1 Учитывая, что δ1 = δ2 и Lδ1 = L – Lδ2, получим: K1 K2 L − Lδ 2 Lδ 2 Lδ 2 = L ⋅ Lδ1 = L ⋅ = è и . K1 + K 2 K1 + K 2 K2 K1 Замечание: Смещение ЦБР относительно ЦМ к задней оси означает недостаточную поворачиваемость. Такое смещение считают положительным. l – коэффициент запаса управL ляемости. Идеальный вид характеристики à K зу = Такая характеристика возможна у полноуправляемых автомобилей, т.е. автомобилей у которых все колеса управляемые: на малых скоростях у автомобиля должна быть избыточная повора- Kзу V 99 чиваемость (для повышения маневренности), а на больших скоростях – недостаточная (задние колеса поворачиваются в сторону поворота): 9.5.3. Статическая чувствительность автомобиля к управлению Введем передаточную функцию: W=Xвых/Хвх – статическая чувствительность нию. 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 à W = V/R · R/L = V/L. Для автомобиля на эластичных колесах статическая чувствительность автомобиля к управлению будет выглядеть следующим образом: L ранее получено (см. 9.5.1) R = V 2  G1 G2 Θ− ⋅ − g ⋅ R  K 1 K 2 автомобиля к управлеW Избыточная поворачиваемость недостаточная повора-ть Vкр V    L V 2  G1 G2   откуда Θ = + ⋅ − R g ⋅ R  K 1 K 2  V V ω R тогда W = = . или W = 2 V2 Θ L V  G1 G2  L+ ⋅ K ндп  + ⋅ − g R g ⋅ R  K 1 K 2  Рассмотрим различные условия: а) Автомобиль имеет избыточную поворачиваемость. При внешнем возмущении происходит занос автомобиля, т.е. радиус поворота равен нулю: L V 2  G1 G2  L V 2  G2 G1   =0 Θ= + ⋅  − è R= + ⋅ − R g ⋅ R  K1 K 2  Θ g ⋅ Θ  K 2 K 1  L+ V2 g G G  ⋅  2 − 1  = 0  K 2 K1  100 g⋅L – критическая скорость – скорость, при которой радиус G2 G1 − K 2 K1 Vкр = поворота равен нулю – полная потеря управляемости!!! б) Автомобиль имеет недостаточную поворачиваемость. При внешнем возмущении происходит увеличение радиуса поворота автомобиля. Ограничим увеличение радиуса движения автомобиля не более двух раз, тогда: L V 2  G1 G2  2 L V 2  G1 G2  L = = R= + è ⋅ − ⋅ − Θ g ⋅ Θ  K 1 K 2  Θ g ⋅ Θ  K 1 K 2  Θ Vхар = g ⋅L – характерная скорость – скорость, при которой радиG1 G2 − K1 K 2 ус поворота увеличивается вдвое. 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. 9.6. Динамика поворота автомобиля на эластичных колесах Vy2 V2 Vx2 & ω,ω R1 Vx1 V&y δ1 Vy1 R2 Θ V1 Fцб = m ⋅ Y&& Рассмотрим два последовательных положения автомобиля через интервал времени Δt и спроецируем новые скорости на старые, затем вычтем старые: ∆V y = ( V y + ∆V y ) ⋅ cos ∆ϕ + ( Vx + ∆V x ) ⋅ sin ∆ϕ − V y ; Т.к. Δtà0, то Δφà0 => cosΔφà1, sinΔφàΔφ, тогда получим ∆V y = V y + ∆V y + Vx ⋅ ∆ϕ + ∆Vx ⋅ ∆ϕ − V y четвертым членом пренебрегаем и берем производную: 101 Y&& = ∆V y ∆t = ∆V y ∆t + Vx ∆ϕ à ∆t Y&& = V&y + Vx ⋅ ω – полное боковое уско- рение. mY&& = R1 + R2 – равновесие сил и моментов сил;  & J ω = R ⋅ l − R ⋅ l  z 1 1 2 2 m(V&y + Vx ⋅ ω) = K 1 ⋅ δ 1 + K 2 ⋅ δ 2 .  & J ω = K ⋅ δ ⋅ l − K ⋅ δ ⋅ l  z 1 1 1 2 2 2 Найдем δ1,2 и R1,2. V y1 Θ − δ 1 = tg ( Θ − δ1 ) = , учитывая Vy1 = Vy + l1 · ω получим Vx V y1 V y l1 δ1 = Θ − =Θ− − ⋅ ω; Vx Vx Vx учитывая Vy2 = l1 · ω – Vy получим V y 2 l2 Vy δ 2 = tgδ 2 = = ⋅ω− . Vx Vx Vx K K ⋅l R1 = K 1 ⋅ Θ − 1 ⋅ V y − 1 1 ⋅ ω ; Vx Vx K 2 ⋅ l2 K ⋅ ω − 2 ⋅Vy . Vx Vx Теперь система уравнений примет вид: K1 K 1 ⋅ l1 K 2 ⋅ l2 K2  & ( ) m V + V ⋅ ω = K ⋅ Θ − ⋅ V − ⋅ ω + ⋅ ω − ⋅Vy y x 1 y  V V V V x x x x   2 2 K 1 ⋅ l1 K ⋅l K ⋅l K ⋅l J ω ⋅Vy − 1 1 ⋅ ω − 2 2 ⋅ ω + 2 2 ⋅ Vy z & = K 1 ⋅ l1 ⋅ Θ −  Vx Vx Vx Vx перегруппируем уравнения: K1 + K 2 K 1 ⋅ l1 − K 2 ⋅ l 2  & m ⋅ V + m ⋅ V ⋅ ω + ⋅ V + ⋅ ω = K1 ⋅ Θ y x y  V V x x   2 K 1 ⋅ l1 + K 2 ⋅ l 22 K 1 ⋅ l1 − K 2 ⋅ l 2 J ω &+ ⋅V y + ⋅ ω = K 1 ⋅ l1 ⋅ Θ  z Vx Vx Разделим первое уравнение на m, а второе на Jz и сгруппируем первое: & m ⋅ Vx2 + K 1 ⋅ l1 − K 2 ⋅ l 2 K1 + K 2 K ⋅ω= 1 ⋅Θ ⋅Vy + V y + m ⋅ Vx m ⋅ Vx m   K 1 ⋅ l1 − K 2 ⋅ l 2 K 1 ⋅ l12 + K 2 ⋅ l 22 K ⋅l ω &+ ⋅Vy + ⋅ω= 1 1 ⋅Θ  J z ⋅ Vx J z ⋅ Vx Jz R2 = Введем коэффициенты а1,2,3,4 102 K + K2 ; a1 = 1 m ⋅ Vx m ⋅ Vx2 + K 1 ⋅ l1 − K 2 ⋅ l 2 a2 = ; m ⋅ Vx K ⋅ l − K 2 ⋅ l2 ; a3 = 1 1 J z ⋅ Vx K 1 ⋅ l12 + K 2 ⋅ l 22 a4 = ; J z ⋅ Vx K1 & V y + a1 ⋅ Vy + a 2 ⋅ ω = m ⋅ Θ общая система уравнений движения автомо ⋅ K l 1 1 ω ⋅Θ & + a3 ⋅ V y + a4 ⋅ ω =  Jz биля. При анализе динамики движения автомобиля рассматривают три основных процесса: Ø Рывок руля Θ = КΘ · t, Где КΘ – коэффициент скорости поворота руля. Ø Переставка. Ø Синусоида Θ = АΘ · sin βt, где АΘ – амплитуда поворота колес, рад; β – частота поворота колес. 9.7. 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: Ø ψ – угол наклона оси колес (моста); Ø Сψ – угловая жесткость подвески; Ø Jψ – момент инерции оси колес (вокруг оси Х); Cψ Ø ωψ = . Jψ 2. Колебания колес в плоскости ХОY. Характеризуется следующими параметрами: Ø φ – угол поворота колес; Ø Сφ – жесткость деталей и рулевого привода в целом; Ø Jφ – момент инерции колес и привода вокруг оси Z; 103 Ø ωϕ = Cϕ Jϕ . Эти колебательные системы связаны гироскопическим эффектом Z Кинетический момент колеса: Т”г Т'г Ак = Jк · ωк, где момент инерции колеса Jк. ωк r Вектор кинетического момента колеса Тк Y r направлен по оси ОY ( Т к). Угловые колебания подвески происходят Т'г r в плоскости YOZ. Они вызваны внешним моr Т вн ментом Т вн (например, неровностями дороги), X вектор которого направлен по оси ОХ. Возникает гироскопический момент: Т 'г = J к ⋅ ωк ⋅ ψ& – 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: Т 'г' = J к ⋅ ωк ⋅ ϕ& . 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 && + 2 ⋅ J К ⋅ ω К ⋅ ϕ& + С ψ ⋅ ψ = 0  J ψ ⋅ ψ  && − 2 ⋅ J К ⋅ ω К ⋅ ψ& + Cϕ ⋅ ϕ = 0  J ϕ ⋅ ϕ Т`г & = AΩ cos Ωt ; ψ && = − AΩ 2 sin Ωt Пусть ψ = A sin Ωt ; ψ и && = − BΩ 2 sin Ωt . ϕ = B sin Ωt ; ϕ& = BΩ cos Ωt ; ϕ 2 A Cϕ − J ϕ ⋅ Ω Из первого уравнения = B 2 ⋅ J k ⋅ ωk ⋅ Ω A 2 ⋅ J k ⋅ ωk ⋅ Ω Из второго уравнения = . B Cψ − J ψ ⋅ Ω 2 104 Приравняем Cϕ − J ϕ ⋅ Ω 2 2 ⋅ J k ⋅ ωk ⋅ Ω = 2 ⋅ J k ⋅ ωk ⋅ Ω откуда Cψ − J ψ ⋅ Ω 2  C ϕ 4 ⋅ J k2 ⋅ ω2k  Cϕ Cψ + ⋅ =0 Ω −Ω  + +  J J J J J J ⋅ ψ ϕ ψ ϕ ϕ ψ   4 2  Cψ ( ) Ω 4 − Ω 2 ωψ2 + ωϕ2 + H 2 + ωψ2 ⋅ ωϕ2 = 0 – биквадратное уравнение. 4 ⋅ J k2 ⋅ ω2k H = Jψ ⋅ Jϕ 2 H= à 2 ⋅ J k ⋅ ωk Jψ ⋅ Jϕ – коэффициент гироскопической связи. Корень биквадратного уравнения: Ω 2 = ωψ2 + ωϕ2 + H 2 ± (ω 2 ψ + ωϕ2 + H 2 ) 2 − ωψ2 ⋅ ωϕ2 . Наличие гироскопической связи снижает высшую частоту и повышает низшую частоту, что увеличивает вероятность резонанса. Ø Рассмотрим влияние дисбаланса колеса. Радиальная сила, вызванная дисбалансом: Fy = mk ⋅ rm ⋅ ω 2k Fгориз = mk ⋅ rm ⋅ ω 2k ⋅ cos γ Fверт = mk ⋅ rm ⋅ ω 2k ⋅ sin γ γ = ωk ⋅ t тогда Fгориз = mk ⋅ rm ⋅ ω2k ⋅ cos( ω k ⋅ t ) Fверт = mk ⋅ rm ⋅ ω2k ⋅ sin( ωk ⋅ t ) Ø Первоначальный поворот колеса на угол φ, вызванный кинематическим рассогласованием рулевого привода и подвески, вызывает отклонение по ψ. Методы борьбы – это стабилизация управляемых колес: отклонение колес от прямого направления должно вызывать появление сил, возвращающих колесо в нейтральное положение. Контролируемые параметры: Ø Поперечный наклон шкворня эффективен при больших углах поворота àмалых скоростях; Ø Продольный наклон шкворня (кастор) – эффект «рояльной ножки»– скоростная стабилизация (иногда отказываются, т.к. есть следующий…) Ø Стабилизация за счет силового увода шин – момент от равнодействующей реакции шины противоположен моменту от боковой силы; Ø Весовая стабилизация (продольная симметрия нагрузок на колеса). 105 10. Плавность движения автомобиля 10.1. Нормативы 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 опредены в стандартах: 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) 2 м/с , 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; 106 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. Упругий элемент нельзя разместить точно по центру колеса. Обычно он расположен где-то на рычагах подвески. Сила, приложенная на конце рычага (на колесе), должна быть уравновешена противоположно направленной ей силой упругого элемента, расположенного на некотором плече: Приведение жесткости подвески к жесткости колеса: Gp G Gk Gр Cк = к ; Cp = ; fк fp b a Gk = G p ⋅ ; fk = f p ⋅ ; a b Gp ⋅ b ⋅ b Gp ⋅ b2 Cк = = ; fp ⋅a⋅a fк ⋅ a2 b2 . a2 Где индексы к и р соответствуют колесу и рессоре (упругому элементу) Cк = C p fр fk b а Торсионная подвеска имеет особенность – у нее нет параметра b. Тт = Gk a è Gk = Tт/а fк = a sin φ или для малых углов fк = a φ, тогда Tт Т G 1 1 Cк = к = = т ⋅ 2 ; Cк = C т ⋅ 2 , fк а ⋅ ϕ ⋅ а ϕ а а где индекс т соответствует торсиону. ВСЕГДА в расчетах необходимо приводить жесткость упругого элемента к жесткости колеса. 107 Упрощенная схема автомобиля массой mп, имеющий передний и задний неподрессоренные мосты mн1 и mн2. выглядит следующим образом. z0 В А 0 mп z2 z z1 α x С К1 Cр1 Cр2 ζк1 К2 ζк2 mн1 Cш1 mн2 Cш2 а b Число собственных частот колебаний системы равно числу степеней свободы. mп имеет возможность колебаться в вертикальной плоскости (1я ст. свободы) и вращаться вокруг поперечной оси OY (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. Независимо от метода решения дифференциальных уравнений необходимо сначала сформулировать математическую модель (например, систему четырех диф. уравнений с начальным (вынуждающая сила) и граничными (демпфирование, диссипация) условиями). Для понимания сути уравнений математической модели в начале рассмотрим колебания только подрессоренной массы без учета демпфирования (без амортизаторов). 10.2. Свободные колебания массы на упругом элементе Рассмотрим свободные (т.е. после(!) возбуждающего толчка) колебания массы. Сила, развиваемая упругим элементом, пропорциональна его жесткости и прогибу: z zст Fупр = С ⋅ z . z Сила инерции, действующая на массу, пропорциональна ускорению: Fa = m ⋅ &z& (точки над переменной означают производную по времени). 108 В статическом состоянии имеем: Fст = С ⋅ zст (Fст численно равна mg). Баланс сил имеет вид: m ⋅ &z& − C ⋅ z ст + С( z + z ст ) = 0 или m ⋅ &z& + C ⋅ z = 0 . Приведем уравнение к каноническому виду (т.е. старшая производная должна быть без коэффициентов): C &z& + ⋅ z = 0 . m 2 Учитывая С/m = ω (где ω – собственная частота системы), тогда &z& + ω2 ⋅ z = 0 . Характеристическое уравнение имеет вид: К2 + ω2 =0; К2 =– ω2; К = i· ω Решение дифференциального уравнения ищем в виде: z = A ⋅ sin ωt + B ⋅ cos ωt . Из начального условия известно, что при t = 0 и z = 0. Откуда B = 0. Тогда z = A ⋅ sin ωt . z& = A ⋅ ω ⋅ cos ωt . &z& = − A ⋅ ω2 ⋅ sin ωt . &z&& = − A ⋅ ω3 ⋅ cos ωt . 10.3. Свободные колебания подрессоренной массы двухосного автомобиля без учета затухания и влияния неподрессоренных масс Заменим жесткость рессоры Ср и жесткость шины Сш приведенной жесткостью подвески Спр. (Неподрессоренной массой mн в первом приближении (в этом параграфе) пренебрегаем.) Приведение жесткостей рессоры и шины: Деформация подвески zпр складывается из деформаций шины zш и пружины zр под действием внешней силы (подрессоренной массы, неподрессоренную не учитываем): Cр Kр mн Cш, Кш Cпр Кпр 109 z np = z ш + z П ; z пр = G ; C пр zш = G ; Cш zп = G (C ш + C р ) G ; z np = Cр Cш ⋅ C р Тогда окончательно получим: Cпр = С р ⋅ Сш С р + Сш . z0 В А 0 mп z1 α z2 z x С Спр1 Спр2 а b 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: − mп ⋅ &z&0 = Cпр 1 ⋅ z1 + C пр 2 ⋅ z 2  2 && = −C пр1 ⋅ z1 ⋅ а + C пр 2 ⋅ z 2 ⋅ b mп ⋅ ρ y α где ρ y = Jy mп – радиус инерции подрессоренной массы относитель- но поперечной оси ОУ; Jy – момент инерции подрессоренной массы относительно той же оси; a и b – расстояние от передней и задней осей до центра подрессоренной массы. Выразим z0 и α через координаты z1 и z2: Из прямоугольного треугольника АВС z − z2 z − z2 * α = arctg 1 или для малых углов в рад α = 1 ; L L Из того же треугольника z0 − z 2 z1 − z 2 z ⋅ b − z2 ⋅ b z ⋅ b − z2 ⋅ b z2 ⋅ ( a + b ) = è z0 = 1 + z 2 è z0 = 1 + è b a+b a+b a+b a+b z ⋅ b + z2 ⋅ a z0 = 1 . L 110 Подставим вторые производные в систему: &z&1 ⋅ b + &z&2 ⋅ a  − m ⋅ = C пр1 ⋅ z1 + C пр 2 ⋅ z 2 п  L  m ⋅ ρ 2 &z&1 − &z&2 = −C ⋅ z ⋅ a + C ⋅ z ⋅ b пр1 1 пр 2 2  п y L Обе части первого уравнения умножим на b, а левую часть перепишем: mп ⋅ b 2 m ⋅ a ⋅b − ⋅ &z&1 − n ⋅ &z&2 = C пр1 ⋅ z1 ⋅ b + C пр 2 ⋅ z 2 ⋅ b , L L затем вычтем из второго уравнения и упростим mп ⋅ ρ 2y mп ⋅ ρ 2y mп ⋅ b 2 mn ⋅ a ⋅ b &z&1 − &z&2 = −C пр1 ⋅ z1 ⋅ b − C пр1 ⋅ z1 ⋅ a ; ⋅ &z&1 + ⋅ &z&2 + L L L L  mп ⋅ b 2 mп ⋅ ρ 2y   mп ⋅ ρ 2y mn ⋅ a ⋅ b     ⋅ &z&2 + ( b + a ) ⋅ C пр1 ⋅ z1 = 0 ; + ⋅ &z&1 +  − +  L    L  L L    mп m ⋅ b 2 + ρ 2y ⋅ &z&1 + п ⋅ a ⋅ b − ρ 2y ⋅ &z&2 + ( b + a ) ⋅ C пр1 ⋅ z1 = 0. L L ( ) ( ) Вновь первое уравнение системы умножим теперь на а mп ⋅ a ⋅ b mn ⋅ a 2 − ⋅ &z&1 − ⋅ &z&2 = C пр1 ⋅ z1 ⋅ a + C пр 2 ⋅ z 2 ⋅ a L L затем сложим со вторым уравнением системы и упростим mп ⋅ ρ 2y mп ⋅ ρ 2y mn ⋅ a 2 mп ⋅ a ⋅ b − ⋅ &z&1 + ⋅ &z&1 − ⋅ &z&2 − ⋅ &z&2 = C пр 2 ⋅ z 2 ⋅ b + C пр 2 ⋅ z 2 ⋅ a L L L L mп m ⋅ ( a ⋅ b − ρ 2y ) ⋅ &z&1 + п ⋅ ( a 2 + ρ 2y ) ⋅ &z&2 − ( b + a ) ⋅ C пр 2 ⋅ z 2 = 0 L L Приведем систему к каноническому виду:  a ⋅ b − ρ 2y С пр1 ⋅ L2 ⋅ &z&2 + 2 ⋅ z1 = 0 &z&1 + 2 b + ρ 2y b + ρ 2y ⋅ mп   a ⋅ b − ρ 2y Спр 2 ⋅ L2  &z&2 + a 2 + ρ 2 ⋅ &z&1 − a 2 + ρ 2 ⋅ m ⋅ z 2 = 0 y y п  ( ) ( ) Введем обозначения: a ⋅ b − ρ 2y a ⋅ b − ρ 2y = η1 ; = η2 ; b 2 + ρ 2y a 2 + ρ 2y ; Тогда система примет вид: (b С пр1 ⋅ L2 2 + ρ 2y )⋅ m = ω12 ; п (a Спр 2 ⋅ L2 2 + ρ 2y )⋅ m = ω 22 п 111 &z&1 + η1 ⋅ &z&2 + ω12 ⋅ z1 = 0 –  &z&2 + η2 ⋅ &z&1 − ω22 ⋅ z2 = 0 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: ( ) (ω 1  2 ω1 + ω22 m  2 ⋅ ( 1 − η1 ⋅ η 2 )  Ω н ,в = 2 1 − ω22 ) 2  + 4 ⋅ η1 ⋅ η2 ⋅ ω12 ⋅ ω22  .  Если η1 ⋅ η 2 = 0, то Ω н = ω 2 ; Ω в = ω1 – гармонические колебания точки В и А соответственно. Чем больше η1 ⋅ η2 , тем больше взаимное влияние подвесок. η1 ⋅ η 2 = 0, если a ⋅ b = ρ 2у . Вводят коэффициент распределения подрессоренных масс ε у = ρ 2у . a ⋅b Для большинства полностью груженых автомобилей (легковых и грузовых) a ⋅ b отличается от ρ 2у не более ± 20 %. Если εу =0,8…1,2, то собственные частоты подвесок (в данном случае равные парциальным*) можно найти следующим образом Спр1 С пр 2 ω12 ≈ ; ω22 ≈ . mп1 mп 2 * Парциальная частота – это частота колебаний сложной системы, если все степени свободы, кроме одной, устранены. 10.4. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля без учета затухания z1 ζк mп1 Cр1 mн1 Cш1 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: 112 mп1 ⋅ &z& + C р1 ⋅ ( z − ζ ) = 0  mн1 ⋅ &ζ& − C р1 ⋅ ( z − ζ ) + Сш ⋅ ζ = 0 Раскроем скобки и приведем к каноническому виду: &z& + ω02 ⋅ z − ω02 ⋅ ζ = 0 – мат.модель колебания подвески без амортизатора  &ζ& − ω 2п ⋅ ζ + ω2к ⋅ z = 0 С р1 где ω0 = mп 1 – парциальная частота подрессоренной массы (колесо же- стко прикреплено к полу – шина в колебаниях не участвует!!!); ωп = С р1 + С ш 1 mн1 – парциальная частота неподрессоренной массы (подвес- ки), т.е. при зафиксированном от колебаний кузове автомобиля; ωк = С р1 mн1 – парциальная частота неподрессоренной массы ( Сш à 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 ( ) (ω Ω0 ,к = 0 ,5 ⋅  ω2к + ω02 m  2 к + ω02 ) 2 − 4 ⋅ ( ω2к − ω2п ) ⋅ ω02  .  Если Сш/Ср существенно, тогда ( ω2к − ω2п ) à0, и тогда собственные частоты колебаний подрессоренной и неподрессоренной масс часто принимают равными их парциальным частотам: Ω0 ≈ ω p = Ср mп и Ω к ≈ ωп = С р + Сш mн . Решение системы имеет вид:  z = z' ⋅ cos( Ω 0 ⋅ t ) + z' ' cos( Ω к ⋅ t )  ζ = ζ' ⋅ cos( Ω 0 ⋅ t ) + ζ' ' cos( Ω к ⋅ t ) 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. 113 Статический прогиб подвески прямо пропорционален подрессоренному весу: f cm = Ср mп ⋅ g m ⋅g = è CР = п . Тогда Ω0 = mп CР f cm g , g = 9,81 f cт м/с2 Ω0 = 3.13 30 29.91 30 n = Ω0 ⋅ = ≈ . π f ст f ст f ст Если fст выразить в сантиметрах, то получим 300 n= . f ст Замечание: Так как при расчете Ω0 не учитывали неподрессоренную массу и жесткость шин, то собственная частота z mп колебаний кузова получается несколько завышена. Однако если Сш/Ср >2 и mn/mн >4, то погрешность не превышает 1 %. Учитывая, что комфортная частота колебаний Cр К 1…1,5 Гц, получим статический прогиб подвески: ζк 2 f ст mн Cш1   g π = 2 . f ст = 9.81 ⋅   = 0.107...0.048 K ⋅ ( 1 1 . 5 ) 30 Ω0   м. Вывод: Чем меньше статический прогиб подвески, тем жестче подвеска (тем больше трясет). 10.5. Свободные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания 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 зату- хающими. 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. 114 В первом приближении будем считать, что сила сопротивления амортизатора линейно зависит от скорости его работы ( z& − ζ& ). Тогда движение подрессоренной массы опишем уравнением: mп ⋅ &z& + K ⋅ (z& − ζ& ) + С р ⋅ ( z − ζ ) = 0 ; Движение неподрессоренной массы: mн ⋅ &ζ& − K ⋅ (z& − ζ& ) − С р ⋅ ( z − ζ ) + Сш ⋅ ζ = 0 . 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 k k замену h0 = и hк = , которые назовем парциальными коэффициmп mн ентами сопротивления подвески (с-1), также подставим парциальные частоты: &z& + h0 ⋅ z& + ω02 ⋅ z − h0 ⋅ ζ& − ω02 ⋅ ζ = 0 – мат. модель затухающих колебаний под&& ζ + hk ⋅ ζ& + ω2п ⋅ ζ − hк ⋅ z& − ω2к ⋅ z = 0 вески. 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:  s = −0.5 ⋅ h ± 0.5 ⋅ i ⋅ 4 ⋅ ω2 − h 2  s 2 + h0 ⋅ s + ω02 = 0  è  2   s1 + hк ⋅ s1 + ω2п = 0  s1 = −0.5 ⋅ hк ± 0.5 ⋅ i ⋅ 4 ⋅ ω2п − hк2  Таким характеристическим уравнениям соответствуют следующие решения:  z = (c1 ⋅ cos( ω ⋅ t ) + c2 ⋅ sin( ω ⋅ t )) ⋅ e −0.5⋅h0 ⋅t  ζ = (c1' ⋅ cos( ωк ' ⋅t ) + c 2 ' ⋅ sin( ωк ' ⋅t )) ⋅ e −0.5⋅hк ⋅t где ω = 0 ,5 ⋅ 4 ⋅ ω02 − h02 = ω0 ⋅ 1 − ψ 02 – частота колебаний подрессоренной массы с учетом затухания; ψ 0 = h0 – относительный коэффици2 ⋅ ω0 ент затухания колебаний подрессоренной массы; ωк ' и ψк – то же для неподрессоренной массы. Константы с1, с2, c1' и c'2 зависят от начальных условий. Произведем замену 115 c1 = Az ⋅ sin ϕ0  c2 = Az ⋅ cos ϕ0  ' c1 = Aζ ⋅ sin ϕ к  ' c2 = Aζ ⋅ сosϕ к A = c2 + c2 1 2  z где  2  Aζ = c1' + c'2  ( ) ( ) 2 , где φ0 и φк – начальный фазовый угол колебаний соответственно подрессоренной и неподрессоренной масс; Аz, Aζ – начальная амплитуда колебаний соответственно подрессоренной и неподрессоренной масс После подстановки в решение получим z mп  z = Az ⋅ sin( ω ⋅ t + ϕ0 ) ⋅ e −0.5⋅h0 ⋅t – решение мат. мо −0.5⋅hк ⋅t ζ = Aζ ⋅ sin( ω к ' ⋅t + ϕ к ) ⋅ e Cр К дель затухающих колебаний подвески. Экспонента характеризует затухание колебаний. Величина ех определяет знаменатель р геоmн метрической прогрессии. 2q0 Cш1 Затухание за один период 2π характеризуется логарифмическим декрементом затухания δ: δ δ = 2 ⋅ π ⋅ ψ 0 . (е – (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. ζк 10.6. Вынужденные колебания подрессоренной и неподрессоренных масс двухосного автомобиля с учетом затухания 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). 116 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:   2 πх   , q = q0 1 − cos l  в   q0 – амплитуда волны; х – абсцисса точки с вертикальной координатой q; lв – длина волны. При равномерном движении х = V·t получим:   2π ⋅ V ⋅ t   = q0 [1 − cos(ν ⋅ t )] , q = q0 1 − cos l в    где v = 2π·V/lв – частота возмущающей силы В § 10.5 мы получили мат. модель затухающих колебаний подвески: &z& + h0 ⋅ z& + ω02 ⋅ z − h0 ⋅ ζ& − ω02 ⋅ ζ = 0 . && ζ + hk ⋅ ζ& + ω 2п ⋅ ζ − hк ⋅ z& − ω 2к ⋅ z = 0 Для проведения анализа упростим модель – избавимся от одной из степеней свободы путем приведения жесткостей упругих элементов, допустив независимость колебаний масс mп и mн: mп ⋅ &z& + k ( z& − q& ) + Cпр ( z − q ) = 0 . Подставим q и приведем уравнение к каноническому виду: h ν  &z& + h0 ⋅ z& + ω02 ⋅ z = Q0  0 2 sin( νt ) + 1 − cos( νt ) ,  ω0  С пр q0 ⋅ Cпр k где h0 = ; ω02 = ; Q0 = = q0 ⋅ ω02 . mп mп mп Общее решение найдено как сумма решений однородного (левая часть) уравнения и частного решений: z = [c1 sin( ω1t ) + c2 cos( ω1t )] ⋅ e −0.5 h0t + q0 + z a sin( νt + ϕν ) . I II Часть I – затухающие колебания. Часть II – не затухающие, установившие колебания. Частью I можно пренебречь. Тогда после преобразования получим z a = q0 ω0 (ω 4 ψ 02 ⋅ ν 2 + ω02 2 − ν2 ) 2 + 4 ψ 02 ⋅ ν 2 ⋅ ω02 – частное решение мат. модели устано- вившихся вынужденных колебаний; 117  ω02 − ν 2 + 4 ψ 02 ⋅ ν 2   ϕ ν = − arctg  ω 0  – фазовый угол. 2 3 2 ψ ⋅ ν   Проведем анализ. Для удобства заменим zv = za/q0 , тогда z ν = ω0 (ω 2 4 ψ 02 ⋅ ν 2 + ω02 − ν2 ) 2 + 4 ψ 02 ⋅ ν 2 ⋅ ω02 . 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 0.5 4 ψ 02 + 1 zν = . ψ0 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: z ν = ω0 ( ω02 4 ψ 02 ⋅ ν 2 + ω02 −ν ) 2 2 + 4 ψ 02 ⋅ν 2 ⋅ ω02 ⋅ ( ω2k −ν ) 2 2 ω 2k + 4 ψ 2k . ⋅ν 2 ⋅ ω2k 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: ω0 = Ср mп и ωк = Ср mн ; Ср, mп, mн – жесткость рессоры и соответствующие массы; ψ0, ψк – относительный коэффициент затухания колебаний подрессоренной и неподрессоренной масс: 118 h0 h и ψк = к ; 2 ⋅ ω0 2 ⋅ ωк h0, hк – парциальные коэффициенты сопротивления подвески: k k h0 = и hк = ; mп mн 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. ψ0 = 119 Библиографический список 1. Кравец В. Н. Законодательные и потребительские требования к автомобилям / В. Н. Кравец, Е. В. Горынин. – Нижний Новгород: НГТУ, – 2002. – 400 с. 2. Кравец В. Н. Теория автомобиля: учеб. Пособие / В. Н. Кравец. – Нижний Новгород: НГТУ, – 2007. – 368 с. 3. Тарасик В. П. Теория движения автомобиля: Учебник для вузов. – СПб.: БХВ-Петербург, 2006. – 478 с. 4. Бронштейн И. Н. Справочник по математике для инженеров и учащихся втузов / И. Н. Бронштейн, К. А. Семендяев. – М.: Наука, – 1981. – 704 с. 120 Учебное издание ХУСАИНОВ Альберт Шамилевич СЕЛИФОНОВ Валерий Викторович Теория автомобиля. Конспект лекций. Редактор Н.А. Евдокимова Подписано в печать . . 2008. Формат 60×84/16. Бумага тип. № 1. Печать трафаретная. Усл. печ. л. Тираж 100 экз. Заказ Ульяновский государственный технический университет 432027, г. Ульяновск, ул. Сев. Венец, д. 32. Типография УлГТУ, 432027, г. Ульяновск, ул. Сев. Венец, д. 32.