АТЗ

визначаються: Pc=Pw+Pд=F K b V2+Ga =W V2+Ga , де - сила опору.

Всі опори, возникаемые при русі, переборюються тяговою силою на колесі, створюваної двигуном.

У загальному виді: рівняння тягового (силового) балансу автомобіля.

Відповідно до рівняння, невпинний рух АТС можливо, лише, за умови, коли тягова сила на колесах: Pкдв Pд+Pw . Дана нерівність зв'язує конструктивні фактори, що обумовлюють опір его руху. Виконання даної нерівності для руху АТС необходимо, але недостатньо для невпинного руху АТС, тому що останнє возможно, лише, за умови відсутності буксування

ведучих коліс, тобто: Pд+Pw Pкдв Pсц=z2 .

Якщо враховувати рушійну силу на колесах Pкдв , то це приведе до розгону автомобіля. Цей розгін буде продовжуватися доти, поки рушійна сила на колесах не перевищить силу зчеплення; перевищення сили зчеплення приводить до буксування автомобіля.

Рівняння тягового балансу може бути представлене у виді графіка:

Залежність сили на АТЗ від швидкості.

При цьому залежність рушійної сили на колесах від швидкості, буде мати наступний вид. P - сила опору дороги; P +Pv – сумарна сила. Крапка перетинання двох кривих відповідає руху автомобіля в сталому режимі, при відсутності прискорення (розгону) АТЗ. Сила опору розгону Pj може бути знайдена, виходячи з умови, що швидкість автомобіля менше максимальної Vmax : Vn Vmax . Даний графік відповідає руху автомобіля на визначеної передачі трансмісії.

Задачі, розв'язувані за допомогою тягового балансу АТЗ.

При побудові графіка в координатах PV, для АТС наносять криві, що відповідають руху автомобіля, на різних передачах трансмісії, при этом, використовуючи отриманий графік, можливо визначити показники динамічності АТЗ, при його рівномірному русі.

Приклад. Максимальну швидкість визначають на перетинанні кривої, що відповідає тяговій силі на колесі, із кривий визначальної силу сумарного опору дороги і повітряного середовища. По діаграмі може бути знайдений фактор обтічності АТЗ – W. Для этого необхідно знать тягову характеристику, величину максимальної швидкості на дорозі з відомим коефіцієнтом дорожнього опору . Фактор обтічності визначається по величині відрізка ab, ув'язнений між кривої Pкд і горизонталлю Р і що представляє собою силу опору повітря Рw, тобто фактор обтічності може бути визначений: де k – коефіцієнт враховуючий розміри швидкості і сили.

Різниця тягової сили і сили опору повітря Ркд-Pw називається надлишкової силой тяги, що витрачається на подолання дорожнього опору, тобто сила на колесі Ркд – цілком використовується, за вичитом сили опору повітря на

подолання сумарної сили опору дороги: Ркд-Pw=Р . Отже, ордината кривої надлишкової сили визначає собою максимальні величини дорожніх опорів, що автомобіль може перебороти на заданій швидкості руху, при роботі двигуна по ЗШХ. З огляду на, раннє отримані, вираження:

, тому що sin tg , тоді величина максимального кута підйому, подоланого автомобіля буде дорівнювати i= -f cos sin . З огляду на, что cos для малих кутів приблизно дорівнює одиниці, можемо записати: i= -f . Для того, щоб знайти це значення кута, необхідно провести горизонтальну прямую Pmax , дотичну кривої тягової сили на колесі, ордината крапки торкання дає

	6
	5				Pкд
	4				Ркд
кд	3				Ркд
P					Рф
	2
					Pmax
	1				Pw+Pф
	0
	1	3	5	7	9
			V

максимальне значення надлишкової сили тяги, а абсциса, так називану, критичну швидкість руху. У випадку руху АТЗ по прямої і зростання дорожнього опору, швидкість автомобіля буде знижуватися доти, поки надлишкова сила тяги не зрівняється із силою дорожнього опору.

Таке автоматичне вирівнювання сил можливо по всій галузі кривої надлишкової сили, при швидкостях перевищуючих критичну. Якщо сила опору дороги перевищить надлишкову силу, то рух на даній передачі виявиться неможливим і виникає необхідність переходити на передачу з великим передаточним числом.

Зміна нормальних реакцій на колесах автомобіля від швидкості руху. Зміна нормальних реакцій на колесах автомобіля від швидкості руху.

Нормальні реакції дороги, що діють на колеса АТЗ змінюються в залежності від сил і моментів діючих на АТЗ.

Під час руху радіальна реакція на колесах змінюється в залежності від умов руху. Визначимо нормальні реакції, що діють на автомобіль при нерівномірному русі на підйомі. Складемо рівняння моментів щодо задньої осі автомобіля виходячи з наступної схеми:

Рівняння моментів щодо задньої осі:

Z1 L+x1 r+Mk1-Mk2+Pw (hg-r)+x2 r+(Pп Pи) (hg-r)- G cos B – Мі1-ми2 = 0

Підставляючи отримані раніше значення величин сил Х1 і Х2 діючих на колеса що рухається АТС і вирішуючи рівняння щодо реакції Z1(опорної поверхні передньої осі)

Gcos

одержуємо рівняння: Z1 = L

З огляду на визначення сили тяги на колесах, а також визначення інерційного моменту і сили інерції розглянуті раніше, рівняння примет вид:

Z1

G cos

PT r (Pп Pи ) (hц

r)

Jm j Uтр

2

L

L

r L

З огляду на невелику відмінність у додатку сили опору повітря руху автомобіля і

розташуванню центра ваги дане рівняння примет вид:

2

Z1

G cos

PT r (Pп Pw Pи ) (hц

r)

Jm Uтр

j i

L

L

r L

(1)

При цьому, сума проекції всіх сил на вертикальну вісь буде мати вид:

Z1 = Ga cos -Z2 (2)

і

(2),

визначимо

величину реакцій на задніх

Вирішуючи,

спільно рівняння (1)

G

a

cos a

P r (P P

P ) h r)

Jm Uтр2

Z

2

T

п

w

и

и

j

колесах:

L

L

r i

На практике величини Z1

і Z2 визначають як функцію сил опорів руху коліс

автомобіля, тоді рівняння величин реакцій на колесах будуть мати наступний вид:

Z2

G

a

cos a

Pc rk

(Pk

r) (Pп

Pw

Pи ) (hц

r)

J

k

j

L

L

rk

L

Z1

G

a

cos a

Pc rk

(Pk

r) (Pп

Pw

Pи ) (hц

r)

J

k

j

L

L

rk

L

Приведені рівняння показують, что нормальна реакція діюча на передні колеса зменшується, а на задні збільшується зі збільшенням крутості підйому, інтенсивності розгону, а також зі збільшенням сил опору на колесах, сил опору повітря, а також їм необхідної тягової сили для подолання цих сил.

Динамічний фактор автомобіля

Виходячи з аналізу графіка силового балансу будь-якого автомобіля, довольно проблематично зіставити можливості даного автомобіля з іншими автомобілями, у плані подолання зявляємих при русі автомобіля опорів. Тому для порівняльної характеристики динамічних якостей АТЗ використовують динамічний фактор. Цей

параметр є найбільш зручним вимірником динамічності автомобіля і являє собою відношення надлишкової сили тяги на колесах автомобіля до його ваги:

D PT Pw G

График зміни динамічного фактора від швидкості руху автомобіля зветься динамічної характеристики: D = f (V) – динамічна характеристика авто

График динамічної характеристики:

График динамической характеристики

D

8								P1
6
								P2
4
								P3
2
								ф
0
1	2	3	4	5	6	7	8	9

v, м/c

Виходячи з рівняння теплового балансу автомобіля: PT – Pw = P + Pj , і

	P P			P	Pj
	T	w
розділивши обидві частини рівняння на вагу:					G	- одержимо
		G

визначення динамічного фактора автомобіля :

j

D

g

Для випадку сталого руху АТЗ: D =

График динамічної характеристики дозволяє судити про максимальну швидкість руху автомобіля по той чи іншій дорозі, для этого необхідно спроектувати на вісь абсцис крапку перетинання кривої динамічного фактора на відповідній передачі з прямий даний коефіцієнт дорожнього опору, що характеризує.

D

8
6							Ряд1
4							Ряд2
							Ряд3
2
							ф
0
1	2	3	4	5	6	7	8

v

Визначення величин прискорення часу і шляхи розгону автомобіля.

Прискорення, що автомобіль може розвити у визначених умовах може бути виразно з умови руху:

j D g

Приємистостьавтомобіля визначається швидкістю наростання швидкості, для її оцінки використовують график часу і шляху розгону автомобіля в залежності від швидкості руху. Час і шлях розгону являють собою час у плині якого автомобіль може розганятися в даному інтервалі швидкостей і шлях який йому для цього буде потрібно. При прямолінійному русі автомобіля прискорення – це перша похідна швидкості за часом:

j dV dt

Звідси:

dt dV j

Повний час розвантажування в інтервалі швидкостей від V1 до V2,

		v 2	1
	t			dv
		v1	j

Безпосереднє рішення цього інтеграла утруднено через відсутність точно вираженого аналітичного зв'язку між прискоренням і швидкістю руху, тому час розвантажування автомобіля визначають графоаналітичним способом. Існує велика кількість методик, одна з яких запропонована професором Яковлевым і докладно розглянута при виконанні тягового розрахунку. Якщо швидкості руху V1 відповідають швидкості прискорення j1, а швидкості V2 прискоренню j2, можна приблизно вважати, что:

V2 V1 j1 j2

3.6t		2 , де t – це час розвантажування від швидкості V1 до швидкості V2.
Звідси:
t	V2	V1

1.8( j1 j2 )

Визначаючи таким путем послідовний час розвантажування для різних передач і різних інтервалів швидкості можна побудувати криву, що характеризує час розвантажування в залежності від швидкості. Знаючи, что швидкість є перша похідна шляху за часом:

V ds

dt , чи ds = Vdt, визначимо скінченний величину в шляху розгону автомобілів:

t2

S Vdt

t1

Через відсутність точної аналітичної залежності між швидкістю і часом, даний інтеграл безпосередньо узятий не може. Приближенно шлях розгону S за час t2 – t1 при

V1 V2

середній швидкості руху 2 може бути визначений з вираження:

S (t2 t1) (V1 V2 ) 2

У такий спосіб можна підрахувати користаючись графіком часу розвантажування, шляху розгону для окремого інтервалу швидкостей і побудувати загальні графики шляху розгону.

Силовий баланс автомобіля Подібно тепловому балансу автомобіля що показує розподіл тягової сили на

ведучих колесах між окремими видами опору руху може бути складений силовий баланс автомобіля що представляє собою розподіл по окремих видах опорів ефективної потужності двигуна.

Силовий баланс АТЗ одержують, виходячи із силового балансу, множачи

обидві частини рівності силового балансу на величину швидкості: N P v

1000

(квт), при этом тягова потужність на колесах автомобіля: Nt=Ne тр

Потужність, затрачувана на подолання опору качению коліс:

Nп	Рп v		Ga sin v		Ga i v	(квт)
1000		1000		1000

Потужність, затрачувана на подолання опору повітряного середовища:

Nw	Pw v		k F v2		w v3
						(квт)
					1000
1000		1000

Потужність, затрачувана на подолання опору розгону автомобіля:

Nj	Pj v		Ga	i j		v		Ma j v	(квт)
					1000
1000			g				1000

Сумарна потужність, затрачувана на подолання опору дороги: Nд Nf Nп Ga v

1000

(квт), тоді рівняння силового балансу буде мати вид:

Nт (Nп Nf Nw nj) rg (Nд Nw Nj) rg

Nт

ra	ra	- для сталого руху АТЗ.
(Nд Nw) rg

rk

Згідно отриманого рівняння випливає, що при незмінних значеннях потужностей, затрачуваних на подолання сил опору руху – потужність двигуна повинна бути тим більше, чим менше радіус качения колеса. Якщо rk=0, тобто відбувається процес повного буксування і швидкість руху автомобіля дорівнює нулю, то сума потужностей (Nд+Nw+Nj) також буде дорівнювати нулю.

Права частина рівняння має невизначеність, тоді величину потужності вычисляем по формулах, у яких відсутнє відношення rg/rk. Силовий баланс може бути представлений у виді графіка, по якому можливо визначити можливість руху автомобіля з тією чи іншою швидкістю по дорозі з визначеним коефіцієнтом опору (.

		График мощностного
				баланса
	8
	6						1
N	4						Ряд2
	2						Ряд3
	0						Nд
						11	Nд+Nw
	1	3	5	7	9
				V

Деякі особливості використання динамічних якостей АТЗ: 1) Динамічне подолання підйомів.

Автомобіль може переборювати підйоми дороги з розгону, тобто використовуючи накопичену кінетичну енергію, при цьому величини підйому, подолані з розгону, можуть бути круче максимального підйому, подоланих при рівномірному русі, але довжина їх обмежена.

Схема динамічного подолання підйому.

При розрахунку довжини підйому, вважають, что автомобіль наближається до нього з максимальною величиною швидкості. У момент в'їзду на підйом, коефіцієнт опору дороги збільшується від 1 до 2, при этом крива динамічної характеристики АТЗ буде мати наступний вид:

7
6
5							Ряд1
4
D							Ф1
3
							Ф3
2
1
0
1	2	3	4	5	6	7	8
				V

Якщо криву динамічного фактора розбити на інтервали, виходячи з того, що величина

прискорення АТЗ при розгоні може бути визначена з вираження: j D f g

Визначимо величини прискорень, а потім визначимо час, необхідне для руху з зазначеною величиною розгону в даному інтервалі t= v/j, відкіля можна визначити і величину шляху на кожній з ділянок динамічного подолання підйомів: S= vср t .

У випадку, якщо коефіцієнт на підйомі дорівнює Dmax чи менше його, то кінцева швидкість автомобіля визначається перетинанні лінії із кривої динамічної характеристики, після якого рух стане рівномірним. Якщо ж опір на підйомі буде дорівнювати 3 (вище Dmax ), то швидкість автомобіля зменшуючись стає менше критичної й убуває дуже быстро.

2) Рух автомобіля накатом.

При накаті двигун відокремлен від ведучих коліс, тобто відсутня тягова, тертя трансмісії невелике, тому що агрегати працюють без навантаження. Рівняння силового балансу для даного режиму руху буде мати наступний вид: Рин=Рв-Рд-Рхх, де Рхх – приведена до ведучих коліс сила тертя в трансмісії при роботі её на неодруженому ходу: Рхх=Мхх/ra. Для рішення рівняння будують криві сил опору руху автомобіля. Обчисливши для декількох значень ухилу дороги величини i, указують їх на графике, при цьому по абсцис крапки перетинання сумарної кривої сил опору з прямий відповідної даному ухилу, визначаємо величину максимальної швидкості руху. При цьому величина прискорення може бути визначена з вираження:

j Рд Рв Рхх g .

Ga

Тяговий розрахунок АТЗ.

Досить висока продуктивність автомобіля може бути досягнута, лише, у тому випадку, якщо він має здатність до подолання визначеної величини дорожніх опорів із заданою швидкістю руху. Необхідні для цієї мети швидкісна характеристика двигуна, передаточні числа трансмісії визначаються шляхом виконання тягового розрахунку.

Існує два типи тягових розрахунків: проектувальний і перевірочний. Проектувальний тяговий розрахунок дозволяє установити необхідні параметри двигуна трансмісії АТЗ на стадії проектування, виходячи з передбачуваних умов експлуатації. Перевірочний тяговий розрахунок дозволяє установити відповідність конструктивних і вихідних параметрів двигуна і трансмісії автомобіля реальною умовою експлуатації.

Проектувальний тяговий розрахунок.

Вихідними даними для його виконання є вагові геометричні параметри АТЗ, а також умови експлуатації, передбачувані у виді коефіцієнтів сумарного дорожнього опору. Вагові і геометричні параметри встановлюються, виходячи з завдання на проектування автомобіля, тобто передбачуваного типу АТЗ, вантажопідйомності ( пасажировмісності ), класу автомобіля, що існують тенденцій розвитку. При этом повна маса автомобіля: Ga=G0+Gгр+Gэк.

Геометричні параметри встановлюються, виходячи з існуючих обмежень на габарити, з урахуванням габаритних розмірів автомобілів-аналогів. Передбачувана маса і габаритні розміри дозволяють визначити, у відомій мері допущень, зовнішній вигляд автомобіля і , як результат, установити величини коефіцієнтів, що визначають його опір руху в повітряному середовищі. Максимальна швидкість двигуна встановлюється в якості вихідних даних, з урахуванням умов руху автомобіля, а також існуючих обмежень.

Перший етап проектування розрахунку. Розрахунок величини потужності необхідної для руху АТЗ із максимально можливою швидкістю. Nev – це потужність

складається з потужності, необхідної для переміщення встановленої маси автомобіля по дорозі з заданим коефіцієнтом опору руху плюс потужність, необхідна для подолання опору повітряного середовища, виходячи з габаритних розмірів і коефіцієнта обтічності передбачуваного автомобіля:

(квт)

З урахуванням утрат трансмісії автомобіля і переносного коефіцієнта, установлене значення потужності, при максимальній швидкості руху, дозволяє визначити пропоновану потужність двигуна, виходячи з існуючої формули Лейдермана:

(квт)

У випадку, якщо на АТЗ передбачається установка двигунів з обмежником частоти

обертання, дана формула буде мати вид: (квт)

Дані формули дозволяють, лише, приблизно установити величини необхідної потужності двигуна. Для остаточної перевірки правильності вибору зовнішньої характеристики виконують розрахунок часу розвантажування автомобіля і порівнюють його з існуючими вимогами до цього параметра.

етап. Вибір передаточних чисел трансмісії автомобіля.

Сучасні двигуни не мають достатній діапазон моментів, що крутять, і кутових швидкостей. У той же час для руху АТЗ у різних експлуатаційних умовах необхідно щоб зусилля на ведучих колесах і частоти обертання змінювалися в значних межах. Цю задачу виконують агрегати трансмісії. Існує велика кількість типів трансмісії: механічні, гідромеханічні, електромеханічні. При збільшенні вантажопідйомності АТЗ, повної маси числа осей і потужності двигуна – спостерігається тенденція переходу від механічної до гідромеханічного і далі гідрооб'ємній і електромеханічній трансмісії. Механічна трансмісія використовується при потужності двигуна до 250 Квт. При потужності від 250 до 750 Квт – застосовують гідрооб'ємну трансмісію, іноді використовують електромеханічну і зовсім рідко механічну. При потужності свыше 750 Квт – основний є електромеханічна.

Вимоги пропоновані до трансмісії

Конструкція трансмісії повинна забезпечити рух АТЗ в умовах експлуатації для який вона призначена і мати високий технічний рівень. Щоб задовольняти своєму функціональному призначенню трансмісія повинна мати визначені параметри:1) Максимальним передаточним числом; 2) Мінімальним передаточним числом;3) Набором передаточних чисел різних агрегатів.

Розрахунок мінімального передаточного числа трансмісії

Розрахунки мінімального передаточного числа ведуть виходячи з кінематичного забезпечення максимальної швидкості руху автомобіля:

U W rk min Vmax

чи виходячи з числа оборотів:

U	min		W rk			П nдв. rk
			V	max		30 V	max	,

де n – максимальна частота обертання двигуна, rk – радіус качения колеса,

Vmax – максимальна швидкість,м/сек.

Визначення максимального передаточного числа

Максимальне передаточне число Umax визначається виходячи з порівняння трьох величин: 1) Максимального передаточного числа що забезпечує реалізацію максимально можливої сили тяги за умовою зчеплення коліс з дорогою.

Memax nтр	Umax
		Gaсс.
rk
			, тоді

Gaсс. rk

Umax Memax тр. , де

- коефіцієнт зчеплення колеса з дорогою (0,7...0…0,8); Gа сц. – вага що приходиться на ведучі колеса.

2) Максимального передаточного числа що забезпечує подолання АТЗ заданого дорожнього опору при рівномірному русі і принибрежением опору повітря у виді малої швидкості автомобіля.

		Memax	тр. Umax		ma g max
				rk
						, відкіля
	Umax			ma g max rk
				Memax тр.		, де max – знаходиться в межах від 0,58 до 0,64.

3) Максимального передаточного числа що забезпечує стійкий рух АТЗ із необхідною мінімальною швидкістю.

	Vmin		П nm rk
			30 UmaxV	min , тоді

UmaxVmin П nm rk

30 Vmin .

Виходячи зі зручності маневрування, а також виконання особливих транспортних робіт з особливою обережністю доцільно застосовувати Vmin у межах від 0,56 до 7,39 м /сек, чи від 2 до 5 км/ч.. Порівняння отриманих трьох значень Umax виконують у наступній послідовності: 1) Порівнюють значення Umax і Umax . Для неповноприводних АТЗ нерівність Umax Umax свідчить, что подолання заданого дорожнього опору неможливо без збільшення зчіпної ваги, у цьому випадку приймаємо величину Umax = Umax . Для повноприводних АТЗ завжди прагнуть забезпечити реалізацію максимально можливої сили тяги по зчепленню коліс з