4.2. Тяговий розрахунок автомобіля .

Тяговий розрахунок автомобіля полягає у визначенні : потужності Nv двигуна , достатньої для забезпечення руху з заданою максимальною швидкістю і повним використанням вантажопідйомності автомобіля ; власної сили тяжіння Go автомобіля , що дорівнює його мінімальній експлуатаційній силі тяжіння ; максимального значення динамічного фактора

Dmax на першій передачі ; ряду передатних чисел трансмісії.

Потужність двигуна повинна бути достатньою для забезпечення руху з заданою максимальною швидкістю Vmax під час повного використання вантажопідйомності автомобіля. Таку швидкість автомобіль повинен розвивати на дорогах , для яких коефіцієнт опору коченню дорівнює 0,02 – 0,025. Крім цього необхідно, щоб автомобілі мали запас динамічного фактора для подолання додаткових місцевих опорів без зниження максимальної швидкості . В зв’язку з цим за розрахункове значення зведеного коефіцієнта дорожніх опорів , під час якого автомобіль повинен розвивати максимальну швидкість , слід брати величину Ψv = 0,04. Потужність Nv / кВт / , необхідна для руху в заданих умовах, дорівнює

( 4.12.)

де Vmax — максимальна швидкість руху автомобіля на прямій передачі з номінальною частот отою обертання колінчастого вала двигуна, км/год;

ψ — приведений коефіцієнт дорожнього опору ;

η_тр - коефіцієнт корисної дії трансмісісії ;

49

F - площа лобового опору , м2

F=HB, м2

Н, В — відповідно габаритна висота в (м) і колія автомобіля (м).

Коефіцієнт обтічності КW вантажних автомобілів знаходиться в межах 0,6-0,75 Нс2/м4 і вибирається з врахуванням лобового опору.

Значення позначають індексом РW і називають силою опору повітря. / Н /

Gа – повна ( максимально експлуатаційна ) вага автомобіля Gа складається з власної ваги Gо і його вантажності Gв

( 4.13.)

Вага Gв визначається за формулою:

( 4.14.)

де в — коефіцієнт вантажності

GT — теоретична вантажопідйомність, Н

Коефіцієнт вантажності в суттєво впливає на динамічні та економічні показники автомобіля : чим він більший , тим дані показники кращі. Значення коефіцієнта вантажопідйомності залежить від типу та конструктивних особливостей автомобіля . для легкових автомобілів в = 0,25 – 0,4 , а у сучасних вантажних автомобілів загального призначення

в =0,9 – 1,1.

Наступна задача тягового розрахунку - визначення ряду передатних чисел трансмісії. Спочатку розраховується передатне число головної передачі і0 . Якщо максимальну швидкість автомобіль повинен розвивати на прямій передачі , то

50

збурення з бігом часу зростають і відводять систему від основного руху (нестійкий рух).

Рух механічної системи є стійким (за Ляпуновим), якщо малі початкові збурення з бігом часу асимптотично наближаються до нуля і зникають або залишаються малими.

Теоретичний аналіз стійкості машини виконують у такій послідовності:

відповідно до кількості ступенів свободи складають диференціальні рівняння руху машини;

визначають порядок системи, складають і розв'язують характеристичне рівняння цієї системи;

за видом коренів характеристичного рівняння визначають стійкість руху машини (рух нестійкий, якщо серед коренів характеристичного рівняння є хоча б один дійсний додатний корінь або є комплексні корені з додатною дійсною частиною).

У зв'язку з тим, що скласти і розв'язати диференціальні рівняння досить складно, стійкість руху трактора або автомобіля оцінюють шляхом розв'язання окремих спрощених задач: аналізують керованість машини на основі розглядання кінематики і динаміки повороту; виясняють причини коливань напрямних коліс і спрацювання машини; визначають граничні кути статичної стійкості проти перекидання і сповзання з уклону; розглядаються ситуації, при яких можливе перекидання машини під час руху.

При експериментальних випробуваннях траєкторної стійкості використовують такі показники, як курсовий кут і бокове зміщення центра ваги машини, а також їх перші і другі похідні за часом (відповідно швидкість і прискорення). Ці показники вимірюють при випробуваннях автомобілів за типовою методикою.

Крім того, для оцінки керованості і поворотності визначаються мінімальний радіус повороту ,при круговому русі; граничне значення швидкості зміни кривизни траєкторій різних точок; кількість енергії, що затрачається на керування під час руху за заданою траєкторією; питома сила тяги, необхідна при повороті; коефіцієнт використання зчіпної ваги при повороті.

Показниками стійкості машин проти перекидання і сповзання на уклонах є граничні статичні кути поздовжньої і поперечної стійкостей по перекиданню і сповзанню.

6.2. Стійкість проти перекидання і сповзання.

Поперечна та поздовжня стійкість.

Аналіз стійкості машин проти перекидання і сповзання виконують, як правило, розв'язуванням окремих задачу визначають показники статичної

75

Лекція №6

Стійкість трактора та автомобіля

План:

1. Аналіз стійкості руху машин.

2. Стійкість проти перекидання і сповзання. Поперечна та поздовжня стійкість.

3. Стійкість автомобіля проти заносу.

4. Шляхи підвищення стійкості і керованості.

6.1. Аналіз стійкості руху машин.

Стійкість руху машини характеризується здатністю переміщуватися без відхилення від заданої траєкторії.

Внаслідок втрати стійкості руху може виникнути перекидання машини сповзання зі схилу , занос , відхилення від заданого напрямку руху, коливання напрямних коліс тощо.

Збереження стійкості надзвичайно важливе , бо обумовлює безпечну і високопродуктивну роботу машин.

Проблема стійкості руху і рівноваги механічних систем відома в механіці вже більш як два століття. Основний вклад в її вирішення вніс знаменитий російський вчений А. М. Ляпунов.

Питання про стійкість руху машин виникає в зв’язку з тим , що поряд з основними зовнішніми силами . які діють на машину ( що входять у рівняння тягового балансу або диференційне рівняння руху ), завжди існують випадкові силові дії , які виводять її з основного ( теоретичного заданого) руху. Ці сили не входять у диференційні рівняння руху машини. Вони виникають при певних умовах взаємодії ходової системи з поверхнею руху (нерівності шляху, неоднакові реакції на праві і ліві колеса та сили їх зчеплення, різні нормальні реакції, обумовлені уклоном), а також внаслідок інерційних і аеродинамічних явищ. Деякі з цих факторів можуть викликати коливання напрямних, коліс, які впливають на траєкторію руху машини

Випадкові сили надають трактору або автомобілю додаткових лінійних або кутових зміщень від основного руху.

Після одержання механічною системою малих початкових відхилень від основного руху (збурень) виникає питання про характер подальшої їх зміни за часом.

Можливі три випадки:

збурення з бігом часу зменшуються, асимптотично наближаються до нуля і зникають, система повертається до основного руху (асимптотично стійкий рух);

збурення з бігом часу не зникають, але залишаються малими (неасимптотично стійкий рух);

74

(4.15 .)

де rК — динамічний радіус ведучих коліс автомобіля, м;

іKZ — передатне число коробки зміни швидкостей на прямій передачі (іKZ=1)

( 4.16.)

де λш — коефіцієнт деформації шини, який для вантажних автомобілів приймається 0,93-0,95;

r0 — радіус шини у вільному стані, м.

( 4.17.)

де d, в — відповідно діаметр ободу колеса і ширина профілю шини в дюймах.

Далі визначається передатне число ік1 першого ступеня коробки передач .

Передатне число першої передачі повинно задовольняти наступні вимоги:

забезпечувати подолання підвищених дорожніх опорів руху;

не викликати буксування ведучих коліс автомобіля під час передачі максимального крутного моменту двигуна;

забезпечувати максимальне значений динамічного фактора автомобіля;

Вказані вимоги виконується за умови:

(4. 18.)

де φ — коефіцієнт зчеплення ведучих коліс з опорною поверхнею, який приймається в межах 0,5-0,7;

λк — коефіцієнт навантаження ведучих коліс (λк =0,70-0,75);

Мдтах — максимальний крутний момент двигуна, Нм.

Щоб визначити передатне число коробки передач на інших ступенях , необхідно перш за все вибрати число ступенів . Для вантажних автомобілів , що працюють в умовах сільського господарства , їх повинно бути не менш чотирьох – п’яти . Структуру ряду передач вибирають з умови забезпечення

51

найбільшої інтенсивності розгону . Для досягнення вказаної мети розгін на кожній передачі повинен розпочинатися на однакових частотах n1 обертання вала двигуна, а закінчуватися на постійних частотах n2 . Крім цього , швидкість початку розгону на даній передачі повинна дорівнювати швидкості кінця розгону на попередній передачі і саме тому вона повинна виконуватись умова

(4.19)

де ік (x – 1) , ікx – передатне число коробки на попередній та наступній передачах.

Вказана умова передбачає побудову ряду передач за принципом геометричної прогресії, знаменник якої дорівнює

(4.20.)

де Z — число передач;

іК1 — передатне число першої передачі

іКZ — передатне число прямої (найвищої) передачі.

Знаючи передатне число першої передачі і знаменник геометричної прогресії, визначають передатні числа всіх передач.

Розгін автомобіля , якщо застосовується геометричний ряд передач , ілюструється графіком / 4.3 /. На графіку , що відображає швидкісну характеристику автомобільного двигуна , поряд з ефективною потужності

Ne = f ( nд) побудовано ряд променів , що характеризують залежність швидкості автомобіля V від частоти обертання

52

русі, бо опорні котки притискаються до гребенів гусениць і зростає тертя, а також відбувається на­грібання ґрунту, який засипає внутрішні поверхні гусе­ниць, утруднюючи кочення опорних котків);

Рт — тягове зусилля, яке при повороті діє під кутом у до поздовжньої осі симетрії машини, в результаті чого ут­ворюється бокова складова PTsin у, що істотно впливає на динаміку повороту;

Мс— момент опору повороту гусениць, обумовлений їх тертям по ґрунту і його деформуванням при обертанні на­вколо полюсів О2 і О1 які, як і центр повороту О, у за­гальному випадку зміщені на відстань Хп від середини;

Рп і Р' — відцентрова сила і її бокова складова;

М, — момент сил інерції, що діє під час входу у по­ворот;

Z2 і Z1 — бокові реакції ґрунту, які діють на гусениці при повороті.

Залежно від напрямку створюваного відносно точки От моменту ці сили повертають гусеничну машину або пере­шкоджають повороту.

Зокрема поворотний момент Мп можна подати так:

Мп = 0,5В(Рк2- Рк1). (5.8.)

Можливість повороту гусеничного трактора при умові достатнього зчеплення характеризується нерівністю:

Рк2 < 0,5<φG.

Аналіз динаміки повороту поїздів і їх стійкості наведе­но у спеціальній літературі.

73

Рс = (5.7.)

Вважається, що поворот за умовами зчеплення відбу­деться, тобто керованість збережеться, якщо

Рс<φΥп

Втрата керованості можлива не тільки при малому коефіцієнті зчеплення, але й при значному зменшенні нор­мальних реакцій грунту на передні напрямні колеса Уп під час руху по підйому або внаслідок несприятливої силової дії з'єднаної з трактором машини.

Стандартом установлено, що навантаження на передні колеса при мінімальних до­пустимих кутах підйому і тягових зусиллях повинні бути не менше 0,2 експлуа­таційної ваги.

На гусеничну машину при повороті діють такі зов­нішні сили (рис. 5.11.):

Рк2 і Рк1 — дотичні сили тяги, що діють відповідно на забігаючу і відстаючу гу­сениці (вони бувають різні за значенням і напрямками, бо за допомогою механізмів повороту гусениці можуть частково або повністю відклю­чатися від двигуна, гальмуватися або до них можуть під­водитися різні крутні моменти);