АТЗ

дорогою, тому значення Umax відкидають і приймають значення Umax . В другому етапі порівнюють значення Umax і UmaxVmin. У результаті порівняння за Umax приймають максимальне значення з двох порівнюваних, при этом а) якщо Umax UmaxVmin, то приймаючи за вихідне значення Umax удається використовувати повна зчіпна вага, якщо мінімальна швидкість буде менше необхідною.

б)Якщо Umax UmaxVmin, то Umax= UmaxVmin, при цьому забезпечується необхідна мінімальна швидкість руху, але максимальна сила тяги в контакті шини колеса з дорогою буде більше чим можна забезпечити по зчепленню. Значення мінімального і максимального числа трансмісії дає можливість визначити загальний діапазон трансмісії:

D Umax Umin .

Після визначення мінімального і максимального передаточного числа трансмісії, а також вибору передбачуваного компонування трансмісії, визначають передаточні числа різних агрегатів трансмісії автомобіля. Це вимагає уведення визначеного числа передач у деяких агрегатах.

При проектуванні і розрахунку АТЗ необхідно забезпечити найбільше передаточне число в агрегатах трансмісії розташованим якнайближче до ведучих коліс. Ця обставина дозволяє зменшити величину моменту, що крутить, переданими валами двигуна, і знизити їхню масу. Найбільше эффективно це досягається завдяки введенню колісних редукторів з досить великим передаточним числом: Uк.р. = 5...6.…6 Переданий момент, що крутить, і масу трансмісії можливо зменшити, установивши на початку силового потоку редуктор, що прискорює. Это особенно ефективно при використанні низькообіртних дизелів. Замість установки редуктора, що прискорює, що крутить момент можна зменшити зрушенням усіх передаточних чисел передач передач убік менших передаточних чисел, при цьому в коробке з'являється несколько що прискорюють передач. Задавши виходячи з розумінь мінімальних передаточних чисел у коробке передач, а також величиною передаточного числа в раздатке ( при наявності такої в трансмісії рівної чи близький до 1), визначаємо передаточне число головної передачі:

Uг		Umin
	Uкпп Uдв. .

Якщо у ведучому мосту передбачається наявність двох передач, то отримане значення відповідає вищій передачі редуктора.

Визначення сумарного числа передач у коробке і додатковій коробці передач.

Це число залежить від діапазону Dтрансмиссии, чем вище діапазон, тим більше повинно бути передач. Якщо виходити з доцільності роботи двигуна у визначеному діапазоні частот обертання незалежно від включених передач, то загальне передаточне число трансмісії повинне підкорятися закону геометричної прогресії: Umax = Umin gn -1 , де g – знаменник геометричної прогресії,

n - - сумарне число передач. З огляду на вираження:

D Umax

Umin одержуємо, что D = gn -1, тобто сумарне число передач у трансмісії:

n - = 1+logg D = 1+lg g / lg D = 1+ ln g/ln D. У такий спосіб потрібне сумарне число в трансмісії залежить від знаменника геометричної прогресії g – обумовленого значеннями частот обертання коленвала двигуна при який швидкості руху АТЗ на двох суміжних передачах рівні, тобто

g neN

neM . Чем більше g, тим менше необходимо передач у трансмісії і навпаки. Вибір як максимальне значення

g neN

nemin - неприпустимий, через утрати швидкості при переключенні передач, тому що це приведе до зупинки двигуна і неможливості подальшого включення. Зменшення g і збільшення числа передач у трансмісії забезпечують можливість вибрати потрібну передачу в трансмісії при зміні умов експлуатації, яка б забезпечувала мінімальну витрату палива і максимальну потужність. Для реалізації сталого числа передач у трансмісії існує два способи: 1) Регулювати всі передачі в одному агрегаті; 2) У декількох агрегатах.

1)Застосовується при створенні трансмісій неповноприводних автомобілів усі передачі, що зосередила, у КПП. При зменшенні g це приводить до появи багатоступінчастих коробок від 10 до 20 передач.

2)При наявності повного привода.

Передаточні числа коробки передач

Передаточні числа коробки передач визначаються, виходячи з установлених значень максимального і мінімального передаточних чисел трансмісії автомобіля. Наявність великого числа передач у коробці дозволяє забезпечити кращі динамічні якості автомобіля, однак, велика кількість чисел передач утрудняє керування коробкою передач. Виходячи з аналізу конструкцій сучасних коробок, найбільш прийнятними є число передач, що знаходяться від чотирьох до шести, причому на сучасних АТЗ установлюється підвищувальна (що прискорює) передача.

Визначення передаточних чисел проміжних передач коробки. Проміжні передачі, між першою і прямою, підбираються з умови забезпечення найбільш інтенсивного розгону автомобіля по геометричній прогресії, розглянутої вище.

Паливна економічність автомобіля.

Паливна економічність є одним з найважливіших експлуатаційних властивостей АТЗ. Паливна економічність від економічних параметрів двигуна, а також режимів роботи автомобіля. Оцінюється витратою палива, віднесеного до довжини пройденого шляху, або, что більш правильно, до одиниці виконаної транспортної роботи.

Витрата палива в умовах експлуатації АТЗ залежить від великого числа факторів і може бути визначений розрахунковим шляхом для деяких окремих випадків руху автомобіля:

1)при русі в усталеному русі

2)при розгоні

Вимірники паливної економічності автомобіля.

У загальному випадку сталого руху найбільше легко вимірити витрата палива в кілограмах за одну годину роботи кг/год . У випадку, якщо відома величина ефективної потужності, то можливо визначити питома ефективна витрата палива, що представляє собою відношення годинної витрати палива до потужності, що

розвиваєтьсяq GT : , де

N

GT – витрата палива в кілограмах за годину роботи (часовой витрата): GT Q , де

T

Q – загальна витрата палива в літрах;- щільність палива;

Т – час роботи, тоді величина питомої ефективної витрати палива визначається

формулою:	q	Q		г
					.
		N T
				кВт ч

Витрата палива на одиницю пробігу автомобіля називається шляховою витратою:

qП Q , де S – пробіг автомобіля.

S

Зв'язок між годинною, питомою, ефективною і шляховою витратою палива

можливо виразити в такий спосіб: qП GT T , якщо врахувати ефективна витрата:

S

qП qe Ne T і, якщо врахувати також величину швидкісного режиму руху, тобто

S

визначитися зі швидкістю руху АТЗ і, соответственно величиною обсягу: qП qe Ne

V

лм (1).

Рівняння витрати палива.

Для складання рівняння витрати палива розглянемо фактори, що впливають на витрату палива. Как известно, потужність двигуна, необхідна для руху АТЗ, може

(Pд Pв Pи) V

бути визначена, виходячи з силового балансу АТЗ: Ne кВт (2).

1000

Зіставляючи вираження (1) і (2), можливо одержати наступну залежність:

qn	qe (Pд Рв Ри)		л	. На практике найбільш прийнятним є витрата палива на сто
	1000
		м
кілометрів, тоді дане вираження буде мати наступний вид:					qn	qe (Рд Рв Ри)		л
						2700
							100км

.

Згідно отриманого вираження, видно, что витрата палива на одиницю пробігу зменшується при поліпшенні паливної економічності двигуна, оцінюваний питомою ефективною витратою палива (qe).Погіршення технічного стану двигуна, его конструктивних параметрів, приводить до збільшення qe і погіршенню паливної економічності.

Паливна економічність двигуна виходить розрахунковим путём, виходячи з ЗШХ двигуна, однак, найбільш правильним способом визначення qe є проведення іспитів реального двигуна. У випадку відсутності експериментальних даних, використовують метод визначення питомої ефективної витрати палива, заснований на розгляді витрати палива у виді функцій декількох параметрів: qe=q koв kи , де q – ефективна витрата палива при максимальній потужності; kов – коефіцієнт, що враховує зміна ефективної витрати палива, у залежності від числа оборотів колінчатого вала двигуна, що має наступну залежність:

Kов

1.2

1

0.8

0.6

0.4

0.2

0

1 2 3

ne/nN

Де kи – коефіцієнт, що враховує зміна ефективної витрати палива від ступеня використання потужності двигуна.

	2.5
	2
и	1.5			y
K	1			x
	0.5
	0
	1	2	3	4
			U

x – двигун з іскровим запалюванням y – дизельний двигун.

Паливно-економічна характеристика автомобіля.

Для того, щоб мати повне представлення про економічність автомобіля, необхідно побудувати графічну залежність вимірника економічності автомобіля у виді питомої витрати палива від швидкості руху автомобіля: qn=f(Va) при різних значеннях коефіцієнта опору дороги.

При усталеному русі економічна характеристика автомобіля має наступний вид:

	8
qn	6						ф1
	4						ф2
	2						Ряд3
	0
	1	2	3	4	5	6	7
				Va

каждая крива побудована для визначеного значення коефіцієнта , причому1 2 3. Графики економічної характеристики дозволяють виявити витрати палива при різних швидкостях руху в різних дорожніх умовах. Також легко і зважуються зворотні задачі.

Витрата палива при несталому русі.

У реальних умовах автомобіль працює в режимі несталого руху (розгін, гальмування, накат), при цьому найбільший вплив на витрату палива робить рух автомобіля в режимі розгону. При розгоні енергія палива, що згоряє, витрачається на збільшення кінетичної енергії автомобіля і, як результат, збільшення його швидкості. Якщо автомобіль рухається накатом, поступово сповільнюючи до значення тієї швидкості, з яким початий розгін, то подолання сил опору руху буде відбуватися за рахунок кінетичної енергії, накопиченої при розгоні.

Таким чином, економічність автомобіля при розгоні, можливо оцінити витратою палива, віднесеного до сумарного шляху при розгоні і накаті. Как показує практика, найбільше эффективно, у плані економічних показників АТЗ, вести розгін автомобіля при відкритті дросельної заслінки на 80 .

Експериментальні дослідження паливної економічності.

При експериментальному дослідженні АТЗ використовують спеціальну апаратуру, що дозволяє фіксувати параметрів режимів руху у виді величин часу русі на визначеному режимі, шляху руху, швидкості руху, а також витрати палива. Любою режим рухи АТЗ може бути представлений у виді циклів руху, що представляють собою залежність швидкості руху від часу: v=f(t).

Загальний вид циклу руху авто може мати наступний вид:

	Цикл движения автомобиля
	4.5
	4
	3.5
	3
V	2.5		Ряд1
	2
	1.5
	1
	0.5
	0
	0	5	10
		t

АВ – розгін; ВР – рівномірний рух; СD – накат; DE – гальмування до зупинки.

Розходження величини швидкостей і часу проходження кожного з ділянок утворять окремий випадок, характерний для різних прийомів руху і керування автомобілем.

Норми витрати палива.

Установлюється, виходячи з силових параметрів двигуна, заводомвиготовлювачем і коректується, виходячи з умов експлуатації АТЗ і технічного стану.

Гальмова динаміка автомобіля.

Гальмові властивості відносяться до найважливіших експлуатаційних властивостей АТЗ і тісно зв'язані з тяговими властивостями. Процес гальмування зв'язаний з переходом кінетичної енергії автомобіля, що рухається, у роботу тертя, при цьому відбуваються непоправні втрати, тому що кінетична енергія автомобіля, поглинена його гальмами не може бути надалі використане, тому всяке гальмування неминуче зв'язане з погіршенням паливно-економічних властивостей автомобіля. У процесі гальмування АТЗ розрізняють наступні характерні види:

1)службове гальмування, характеризуєме зміною швидкості від визначеного значення до необхідного, не рівного нулю.

2)Екстрене гальмування, при якому відбувається різке гасіння швидкості, як правило до нульового значення.

Зазначені види гальмування можуть бути досягнуті наступними прийомами гальмування:

1)гальмування за рахунок дії гальмової системи;

2)гальмування за рахунок дії гальмової системи і двигуна;

3)гальмування только двигуном;

4)гальмування періодичною дією гальмової системи.

Процес гальмування автомобіля характеризується виникненням на колесах автомобіля гальмового моменту. Как правило, гальмовий момент на колесі – це результат дії сил тертя в гальмовому механізмі на визначеному радіусі від осі колеса. У результаті дії гальмового моменту, що протидіє обертанню коліс, між колесом і дорогою з'являється реакція протидіюча руху колеса автомобіля.

Схема сил діюча на колесо при гальмуванні..

При гальмуванні колеса, що є результатом дії гальмового моменту протидіючого обертанню колеса між колесом і дорогою виникає сила реакції протидіючого руху тобто гальмова сила (Рт). Тому що рухоме авто має кінетичну енергію:

Ek		ma Va	2	, то в процесі гальмування зв'язаним зі зменшенням швидкості,
	2

кінетична енергія переходить у тепло виділюване при терті фрикційних накладок гальмових пристроїв об гальмовий барабан. При гальмуванні автомобіля до повної зупинки кінетична енергія робить роботу: А=Ек = Рт S , де S – це величина гальмового шляху. Тоді гальмова сила:

PT Ek ma Va2 ST 2ST

Зявляємая при гальмуванні сила не повинна перевищувати силу зчеплення колеса з дорогою, у противному випадку виникає ковзання колеса по опорній поверхні – настає явище юза коліс. Іншими словами максимальна сила гальмування на колесі може бути визначена виходячи із сили зчеплення і дорівнює їй:

Рт мах = Р = Ga , де - коефіцієнт зчеплення шини колеса з дорогою.

На сухій асфальтованій поверхні = 0,7...0…0,8,т.е. максимальна гальмова сила досягається при використанні до 80 % сили ваги АТЗ.

Додаткові сили ваги зухвалі гальмування автомобіля

Виходячи з розглянутого раніше силового балансу автомобіля для гальмування можуть бути використані - сила опору повітряного середовища, сила опору двигуна, сила опору трансмісії.

При гальмуванні на дорозі з невеликим коефіцієнтом зчеплення більш ефективне гальмування забезпечується при багаторазовому натисканні на гальмову педаль з невеликим зусиллям з метою доведення коліс до юза.

Рівняння руху автомобіля при гальмуванні

При наявності гальм на всіх колесах автомобіля максимальне гальмове зусилля між колесами і дорогою:

Рт мах = Рт1 + Рт2 = Z1 + Z2 = Ga , де

Z1, Z2 – реакції вагової складової на колесах.

Рівняння руху автомобіля при гальмуванні в загальному виді можливо одержати використовуючи рівняння тягового балансу для випадку гальмування автомобіля:

Рт + Рw + Р + Рi = 0

Подібне рівняння - це запис проекції всіх сил діючих на авто при гальмуванні.

Pk1 + Pk2 + Pt1 + Pt2 + Ptd + Ptxx + Pw – Pи = 0; Pk + PT + PTd + PTxx – Pи = 0

З огляду на, что величина гальмової сили двигуна

P Mtd Uтр
TD	rk

Момент тертя в двигуні возможно приблизно визначити по формулі: M = (a1 n + b1) Vh, де

a1, b1 – емпіричні коефіцієнти n – число оборотів двигуна Vh – літраж двигуна

Гальмування АТЗ за допомогою гальмової системи

У цьому випадку Ртд = 0. Величина сили опору в трансмісії різко зменшується і нею можна зневажити. Тоді рівняння тягового балансу для даного випадку гальмування буде мати наступний вид:

Рк + Рт – Ри = 0

З огляду на розглянуті раніше залежності, рівняння примет вид:

Ga Ga Ga i 0 g

i 0

g;

Зогляду на гальмовий момент від роботи трансмісії у виді коефіцієнта обліку

обертових мас :

i 0 g

При гальмуванні з включеним двигуном, з огляду на обертові маси коліс автомобіля: = 1+ 1 = 1.05

Вимірники гальмових властивостей автомобіля

Основними вимірниками гальмових властивостей автомобіля є:

1)Максимальне уповільнення при гальмуванні

2)Мінімальний час гальмування

3)Гальмовий шлях

Уповільнення при гальмуванні – це величина негативного прискорення. Вирішуючи рівняння тягового балансу щодо уповільнення одержимо наступну залежність: -I = ( + ) g. Наявність знака (-) повинне робити на сповільнення руху автомобіля. З огляду на то обставину, що максимальне уповільнення для АТЗ визначається на дорогах з гарним покриттям, для яких величина коефіцієнта опору качению Fk не значна величиною сумарного опору дороги можна зневажити.

У загальному виді величина уповільнення 1) I = g. А з огляду на обертові маси коліс: I = g.

Виходячи з возникаемых при гальмуванні величин уповільнення, процес гальмування може бути екстреним, аварійним при який уповільнення I = 8...8.…85м/з2; службова I = 1.5...…4м/з2

Час гальмування

Для визначення мінімального часу гальмування представимо рівняння 1) у наступному виді:

	jз		d	g
			dt		, чи тоді:
	dt		d
		g			(2)

Час гальмування може бути виразно з отриманого рівняння (2) шляхом інтегрування цього рівняння від початкової швидкості:

	tm	Vk	dV	Vн Vk
			g		g
		Vn

У випадку якщо швидкість АТЗ представити в км/год, то:

tm Vн Vk Vн Vk

3.6 g 35

Шлях гальмування

Для перебування шляху гальмування перетворимо рівняння (2), виразивши час через шлях і швидкість: dt = d/V , тоді d = d/ V g

Інтегруючи данные вираження в межах від Vнач. до Vкон. одержимо:

	tmax		1	t	2	2
St		dS		VdV	Vн	Vk
					2 g
	0	g		0

При гальмуванні автомобіля до повної зупинки St max = Vн2/2 g ;

Згідно отриманого вираження величина гальмового шляху при гальмуванні з максимальною інтенсивністю прямопропорциональна квадрату швидкості автомобіля в момент початку гальмування, тому при збільшенні швидкості руху величина гальмового шляху різко росте. Відповідно до отриманої формули величина гальмового шляху враховує лише ту частину шляху, що проходить автомобіль за час безпосереднього гальмування. Повний (зупинний шлях) більше гальмового шляху S0 St , тому що в нього входить шлях прохідний автомобіля за час реакції водія, час спрацьовування гальм і час збільшення уповільнення.

S0 = Sр + Sрт + 0.5 Su

Наявність коефіцієнта 0,5 порозумівається, что уповільнення автомобіля змінюється за законом близькому до лінійного з уповільненням рівному половині установленій величин. Тоді величина встановленого шляху дорівнює:

S0 = (tр + tрт + 0.5tз)V + Vн2/2 g;	ввести у формулу коефіцієнт
Академіком Великановым запропоновано

ефективності гальмування, тоді величина зупинного шляху може бути визначена по

спеціальному вираженню:

S0 = (tр + tрт + 0.5tз)V + RV2 / g

Спільне гальмування автомобільною гальмовою системою і двигуном

У результаті гальмування сила інерції маховика протидіє гальмовій дії двигуна. Розглянемо випадки при який вигідно застосовувати гальмування двигуном. З огляду на рівняння силового балансу автомобіля при гальмуванні:

Pk + PT – Pи + PTд = 0;

Pk + PT – Pи + М I / r ;

Pk + P – Ga/g j + M It / r = 0;

Можливо визначити величину уповільнення : jз. = g/ Pk + Pt + Mtd / Ga (3)

З огляду на коефіцієнт обертових мас при відключеному двигуні формула по визначенню величини уповільнення буде мати наступний вид:

jзт g Pk PT PTxx

Ga (4).

Згідно (3) і (4) – гальмування з включеним двигуном буде більш інтенсивним якщо:

gPk PT M g g Pk PTxx

Ga V Ga

Розподіл гальмової сили по колесах автомобіля при гальмуванні

Pw=0; Pf=0.

Складемо рівняння моментів сил щодо крапок опор задньої осі:

Z1 L-Ga a+Pu hg=0;	z1		Ga b Pu hg	.
			L

Рівняння щодо крапки торкання з опорною поверхнею коліс передньої осі:

Z2 L-Ga a+Pu hg=0;	z2		Ga a Pu hg	0.
			L

Pu=Pтmax=Ga , де - коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою.

PТ1= z1; PТ2= z2.

PТ1

z1

z1

Ga b Pu hg

Ga b Ga hg

b hg

PТ1

PТ2

z2

Ga a Pu hg

Ga a Ga hg

z2

a hg PТ2

Отримане рівняння показує, что умова найвигіднішого розподілу гальмових сил між колісьми передньої і задньої осі автомобіля змінюються при зміні чи величини розташування вантажу в кузові, що приводить до зміни величин координат центра ваги автомобіля. При цьому прийняти робочу гальмову систему коефіцієнтом розподілу гальмування QТ:

Т РТ1 , де коефіцієнт Т може бути постійним, або перемінним зі східчастою

РТ2

чи безупинною зміною, у залежності від зміни величини тиску в гальмовій системі. В АТС обладнаних гальмовими системами, що забезпечують сталість розподілу гальмових сил. При этом оптимальний розподіл гальмових сил, згідно встановленогоТ возможно, лише, за умови, коли коефіцієнт зчеплення шин з дорогий оптимальний.

При заданих значеннях величин координат центра ваги коефіцієнт Т, однозначно, зв'язаний з коефіцієнтом зчеплення шин з дорогою д. З огляду на

розглянуті вище рівності, можливо одержати наступне вираження: Т д hg b .

L

Керованість

Керування автомобіля є головною виробничою функцією водія. Під керуванням АТЗ варто розуміти цілеспрямовану організацію процесу руху.