Тормозные свойства автомобиля

Размещено на http://www.allbest.ru/

Лекция 1. Введение

Жизнь современного человека трудно представить себе без автомобиля. Автомобиль используется и в производстве, и в быту, и в спорте. Трудно представить себе, что немногим более 100 лет назад автомобиля не существовало вовсе. Ни в одном языке мира не было даже такого слова “автомобиль”. В 1886 году независимо друг от друга автомобиль изобрели два немецких инженера - Готлиб Даймлер и Карл Бенц .

Автомобиль Бенца. С двигателем объемом 984 куб.см и мощностью 0.9 л.с. при 400 об. в минуту он развивал скорость 15 км в час

Автомобиль Бенца был трехколесным с достаточно простой системой рулевого управления, а автомобиль Даймлера - четырехколесный. В конструкции этих машин были все основные элементы современных автомобилей. Прежде всего, они приводились в движение двигателем внутреннего сгорания. У них имелись колеса, рессоры, рулевое управление, тормоза. Крутящий момент от двигателя передавался к колесам с помощью трансмиссии. Двигатель с трансмиссией соединялся через сцепление, роль которого вначале играл натяжной ролик ременной передачи, позволяющий запустить двигатель на стоянке.



Автомобиль Даймлера. С двигателем объемом 469 куб.см и мощностью 1.5 л.с. при 700 об. в минуту он развивал скорость 16 км в час.

Вначале эти автомобили производились самими изобретателями, а затем изготавливались по лицензии другими автомобилестроителями. Позднее эти автомобили копировали и усовершенствовали, создавали новые автомобили оснащенные более мощными многоцилиндровыми двигателями с большим объемом и числом оборотов. Даймлером была изобретена коробка передач. Для достижения максимальной скорости без потери мощности на рубеже 19-20 веков Луи Рено была предложена прямая передача.

Система Аккермана

Для изменения направления движения в первых автомобилях, как в каретах, поворачивалась вся передняя ось целиком вместе с рессорами подвески. Очень скоро стало ясно, что это годится только для конных экипажей с их скоростями и совершенно непригодно для автомобилей. Причина заключалась в том, что при повороте точки касания внутренних и внешних колес с дорогой движутся по разным траекториям и для предотвращения бокового скольжения управляемые колеса должны поворачиваться на разные углы. Вспомнили о работах Рудольфа Аккермана, который в 1834 году запатентовал поворотную систему, основанную на принципе параллелограмма, и с успехом применили ее в автомобиле. Справедливости ради нужно отметить, что систему Аккермана впервые использовал на паровой самодвижущейся повозке француз Амадей Болле еще в 1878 г.

Помимо передних колес, создававших трудности при повороте, пришлось уделить внимание и задним, которые в те времена были ведущими. Ведущие колеса нельзя было устанавливать на одной оси, так как при повороте внутреннее колесо проходит меньший путь и, поэтому, вращается медленнее, чем внешнее. Проблема была решена применением для привода ведущих колес дифференциального механизма, изобретенного в 1831 году англичанином Робертсом и позволяющего изменять передаточное соотношение или направление вращения.

Колеса первых автомобилей представляли собой жесткие обода с массивными или велосипедными спицами, на которые надевались сплошные резиновые шины. Даже при установке очень мягких рессор механизмы первых автомобилей не были защищены от непрестанных ударов при движении по дорогам того времени. Автомобили начинали разваливаться на части: рассыпались спицы колес, ломались рессоры, рулевые колеса, ослаблялось крепление двигателя, трещали по швам кузова. Конструкторы пытались усиливать детали автомобиля, что только утяжеляло его. Требовались более мощные и тяжелые двигатели, масса автомобиля возрастала еще больше, а удары колес на выбоинах и ухабах становились сильней, чем раньше. Образовавшийся замкнутый круг удалось разорвать с изобретением в 1888 году шотландцем Джоном Данлопом пневматической шины. В 1891 году братья Мишлен изобрели съемную шину с внутренней камерой, которая значительно улучшила функциональные качества автомобиля. Масса автомобиля уменьшилась примерно в 1.5 раза, удлинился срок его службы, движение стало более плавным, появилась возможность передвигаться со скоростью, о которой в 19 веке нельзя было и мечтать. В 1899 г бельгиец Женатзи на электромобиле с пневматическими шинами “Мишлен” превысил скорость 100 км в час.

Повышение скорости движения потребовало совершенствования конструкции тормозов. Хотя Бугатти однажды сказал, что автомобили служат для езды, а не для остановки, разработке тормозов уделялось много внимания. Вначале это были башмаки, прижимающиеся при торможении к поверхности шины, затем ремни наматывающиеся на специальные барабаны и только в последующем появились барабанные тормоза с внутренними колодками. Долгое время тормоза устанавливались только на задние колеса. Однако, скоро обнаружилось, что при торможении возникает момент, увеличивающий нагрузку на передние колеса и существенно разгружающий задние, делая задние тормоза малоэффективными. Несмотря на большие сомнения стали устанавливать тормоза и на передние колеса. Одним из пионеров в этой области стал инженер Джустино Каттанео, сконструировавший в 1910 г “Изотту Фраскини” и снабдивший ее тормозами передних колес. В 30-е годы был внедрен гидравлический привод тормозов. Благодаря изобретению усилителя тормозов даже физически слабый водитель мог ездить на большом автомобиле и быть уверенным, что при необходимости сможет остановить его. Последним штрихом в развитии тормозов считается внедрение дисковых тормозов. Благодаря своей термостойкости они с успехом были испытаны в гоночных автомобилях, а в 60-е годы 20-го столетия ими стали оснащать и серийные машины.



Автомобиль Форд-Т с двигателем объемом 2892 куб.см и мощностью 21 л.с. при 1500 об. в минуту он развивал скорость 60 км в час

Итак, в начале 20 века автомобиль в общих чертах был создан, но он был еще дорогостоящей игрушкой, редкостью, а не средством передвижения. Средством передвижения он стал с началом его массового производства. Первым по настоящему массовым автомобилем стал, разработанный в 1908 году автомобиль Форд-Т. За 19 лет было произведено 15 миллионов автомобилей. Внедрение конвейерной сборки привело к тому, что за время производства цена автомобиля упала с 950 до 260. Автомобиль стал доступным и массовым. К середине 20-х годов мировое автомобильное поголовье превысило 30 миллионов машин.

Автомобиль “Кадиллак 314-7” - 1925 с 8-цилиндровым двигателем мощностью 85.5 л.с. при 3000 об.мин

От автомобиля требовали все больших удобств и все более высокой скорости, достижение которой стало возможным благодаря усовершенствованию дорог. И тут обнаружилось, что сложившаяся концепция автомобиля находится, в свете новых требований, на пределе своих возможностей. В чем это выражалось? Комфорт - значит хорошо оборудованный закрытый кузов и плавность хода, а плавность хода значит эластичные рессоры и шины. Скорость - значит мощный двигатель, тем более мощный, чем лучше оборудован кузов (т.е. чем он тяжелее) и чем больше сопротивление шин при качении по дороге (т.е. чем шины мягче). Примером такой конструкции может служить автомобиль Кадиллак 1925 г. с огромным закрытым кузовом, большими колесами и 8-ми цилидровым двигателем.

Автомобиль 20-х годов с тяжелым кузовом каретной конструкции и мягкими баллонными шинами вдруг по непонятным причинам отказывался подчиняться водителю даже на очень хороших дорогах и, особенно, на большой скорости. Не менее загадочными были и колебания передних колес (названные впоследствии “шимми” по названию модного в те годы танца), причем опять-таки на хороших дорогах. Все сооружение, хоть в него и вкладывали сотни килограммов металла, дерева и резины, быстро расшатывалось и начинало отчаянно скрипеть.

При массовом производстве автомобилей на методы проб и ошибок для решения возникших проблем уже нельзя было полагаться. Нужны были научные методы решения поставленных жизнью технических задач. Появилась и стала развиваться наука, которая в наше время называется теорией автомобиля. Довольно быстро ученым и инженерам удалось установить, что причиной всех бед автомобиля 20-х годов оказалось эластичное колесо. То самое эластичное колесо, которое в начале века решило многие проблемы автомобиля и сделало его конструкцию работоспособной. Дело в том, что вместе с радиальной эластичностью колесо приобрело и эластичность в боковом направлении. Если на катящееся жесткое в боковом направлении колесо действует боковая сила, то оно продолжает двигаться по траектории, совпадающей с плоскостью вращения колеса, до тех пор, пока боковая сила не превысит силу сцепления колеса с дорогой. При действии же боковой силы на катящееся эластичное колесо траектория его движения отклоняется от плоскости колеса на угол, называемый углом бокового увода.

Рассмотрим этот процесс. На рисунке а показана схема качения эластичного колеса, когда боковые силы отсутствуют. Линия ОА проходит посередине протектора. При качении колеса его точки В и С, находящиеся на этой линии, касаются дороги соответственно в точках В1 и C1, и траектория качения колеса будет располагаться в плоскости симметрии колеса. При действии на колесо боковой силы Fy вертикальная плоскость, проходящая через центр колеса, сместится относительно центра отпечатка на D (рисунок б), а линия ОА, проходящая посередине протектора, будет изогнутой. Вследствие этого при повороте колеса на некоторый угол точка В войдет в контакт с дорогой в точке В2, а точка С -- в С2. При дальнейшем качении колеса все точки, лежащие на середине протектора, будут иметь контакт с дорогой на линии ОК, и траектория колеса (линия ОК) отклонится от плоскости колеса на угол d.

Теперь представим себе, что задние колеса автомобиля подвержены уводу, а увод передних мал, или отсутствует. При повороте увод колес по направлению действия центробежной силы заставит автомобиль поворачиваться еще круче, центробежная сила еще больше возрастет и … автомобиль уйдет в занос, теряя управляемость. С увеличением скорости движения аналогичная картина возникает даже при небольшом отклонении траектории движения автомобиля от прямолинейной.

Причина автоколебаний тоже оказалась в эластичном колесе в сочетании с господствующей в то время зависимой подвеской. Были разработаны новые схемы подвески, сводившие к минимуму или полностью исключающие многие негативные явления в автомобилестроении того времени.

Итак автомобиль получил возможность ездить по хорошим дорогам со скоростью превышающей 100 км. в час. Для достижения высоких скоростей движения на автомобили стали устанавливать все более и более мощные двигатели, увеличивая их вес и расход топлива (например автомобиль Бугатти 41 “Ройял”). Но существенного прироста скорости не происходило.



Автомобиль Бугатти 41 “Ройял” - 1933 г. Двигатель 8-ми цилиндровый, объемом 12763 куб.см., мощностью 300 л.с. при 2000 об. в мин. Максимальная скорость - 200 км. в час. Емкость бензобака 225 л. Вес - 3000 кг.

Скоро выяснилось, что на скоростях, превышающих 100 км. в час, плохо обтекаемый автомобиль каретной конструкции тратит на преодоление сопротивления воздуха до трех четвертей мощности двигателя. Это подстегнуло интерес конструкторов к автомобилям с аэродинамическими формами. Автомобиль “Крайслер Эйрфлоу” демонстрирует начало поисков в этом направлении

Автомобиль “Крайслер Эйрфлоу” - 1934 г. Восьмицилиндровый двигатель (4893 куб.см.) развивал мощность130 л.с. при 3400 об. в мин.

Приятно отметить на этом пути достижения отечественного автостроения - автомобиль “Победа”, разработанный в 1944 г., имел коэффициент сопротивления воздуха, характеризующий степень аэродинамического совершенства, Кв=0.31 (Фиат-124 - 1966 г. Кв=0.4). Очевидно, сказался опыт, накопленный в авиации в предвоенные годы, и талант конструкторов.



Автомобиль Фольксваген Ауто 2000 - 1981 г. Коэффициент сопротивления воздуха Кв=0.25.

Лишь в 70-е годы, в связи с топливным кризисом, сделавшим чрезвычайно актуальными вопросы топливной экономичности, за эту проблему взялись чисто научными методами с использованием аэродинамических труб. Автомобиль Фольксваген Ауто 2000 с коэффициентом сопротивления воздуха 0.25 служит иллюстрацией успешных поисков в этом направлении. Стало интенсивно развиваться научное направление - аэродинамика автомобиля. В эти же годы и по тем же причинам стали более строго подходить к весовому совершенству автомобиля. Это потребовало использования расчетных методов для анализа прочности и жесткости автомобиля. Для этого повсеместно стали применять метод конечных элементов (МКЭ), позволяющий проводить расчетные исследования конструкции при минимальном количестве упрощающих допущений. Ниже приведены результаты расчетного анализа напряжений в несущей системе автомобиля УАЗ-31512.

Отметим, что использование МКЭ приводит к необходимости иметь дело с задачами огромной размерности - в приведенном примере содержалось более 100000 неизвестных - и требует для реализации производительной вычислительной техники.

Итак, мы видим, что на протяжении ста последних лет автомобиль постоянно совершенствовался в результате решения проблем, возникающих с расширением его функциональных возможностей. Параллельно с развитием конструкции автомобиля развивались и научные методы, позволяющие исследовать и описать математически сложные процессы, происходящие при движении автомобиля.

При проектировании новых конструкций транспортных средств знание этих методов позволяет избежать многих ошибок, которые предыдущие поколения автомобильных инженеров были вынуждены решать методом проб. Применение теории позволяет существенно удешевить стоимость разработки новых автомобилей, повысить их качество, сократить время проектирования.

Возможность количественной оценки характеристик автомобиля при изменении различных параметров позволяет “настроить” автомобиль на достижение высоких показателей в специфических дорожных условиях, что весьма важно, например, для спортивных автомобилей.

В настоящее время совершенствование конструкции автомобиля происходит в основном благодаря широкому использованию компьютерных систем. Самыми важными сферами применения компьютеров являются управление зажиганием и впрыском, управление автоматическими коробками передач, антиблокировочными системами, управление подвеской, контроль функций автомобиля. В этой связи также чрезвычайно важным становится тонкое понимание и математическое описание различных процессов сопровождающих движение автомобиля.

Предметом изучения современной теории автомобиля являются физические законы, лежащие в основе механики движения автомобиля. Её методы позволяют разобраться в тягово-скоростных и тормозных свойствах автомобиля, т.е., всесторонне исследовать и описать математически процесс разгона, равномерного движения и торможения автомобиля. Решить вопросы устойчивости и управляемости автомобиля при движении. Исследовать факторы, влияющие на плавность хода автомобиля и научиться управлять этими факторами. В компетенцию этой науки входит и исследование топливной экономичности автомобиля. Для автомобилей, предназначенных для эксплуатации в условиях бездорожья, методы теории автомобиля позволяют оценить характеристики его проходимости. В нашей стране основные положения теории автомобиля как науки были разработаны академиком Е.А. Чудаковым и сформулированы в книге “Теория автомобиля”, впервые вышедшей в 1935г. В последующем отдельные разделы теории автомобиля получили дальнейшее развитие в трудах многих советских и зарубежных ученых. Так совершенствование методов расчета тягово-скоростных свойств нашло отражение в трудах Г.В. Зимелева, вопросы управляемости и устойчивости разрабатывались А.С.Литвиновым, методы расчета плавности хода - Р.В. Ротенбергом, современным методам оценкипроходимости автомобилей посвящены работы Я.Е. Фаробина.

Лекция 2. Тягово-скоростные свойства автомобиля

2.1 Основные характеристики двигателя внутреннего сгорания

2.2 Кинематика и динамика автомобильного колеса

Основное назначение автомобиля - перевозить необходимую полезную нагрузку с заданной скоростью на нужное расстояние с приемлемыми затратами энергии.

2.1 Основные характеристики двигателя внутреннего сгорания

На большинстве автомобилей источником энергии служит двигатель внутреннего сгорания (ДВС). Их мощностные свойства принято оценивать скоростными характеристиками.

Cкоростные характеристики -- это кривые изменения мощности и крутящего момента, развиваемые двигателем, в зависимости от частоты вращения его вала при полном или частичном открытии дроссельной заслонки. Напомним, что крутящий момент характеризует силу, умноженную на плечо ее приложения, которую может “предоставить” двигатель автомобилю для преодоления тех или иных сопротивлений движению, а мощность -- это отношение работы к интервалу времени ее совершения.Наиболее важна скоростная характеристика, снятая при полностью открытом дросселе. Ее называют внешней. В ней существенны самые верхние точки кривых, соответствующие наибольшим мощности Pemax и крутящему моменту Memax, каковые обычно и записывают в технические характеристики автомобилей и двигателей. Например, для двигателя ВАЗ-2105 “Жигули” или ВАЗ-2108 “Спутник” наибольшая мощность равна 51 кВт при 5600 об/мин и наибольший крутящий момент -- 94 Нм при 3400 об/мин. Скоростные характеристики определенные с частично открытом дросселем называются частичными.

Как видим, частота вращения коленчатого вала двигателя при наибольшем крутящем моменте значительно меньше частоты, соответствующей максимуму мощности. Это значит, что если дроссельная заслонка карбюратора полностью открыта, то крутящий момент при сравнительно небольшой мощности двигателя и скорости движения автомобиля будет наибольшим, а при уменьшении или увеличении частоты вращения вала двигателя момент уменьшится. При движении с неполностью открытым дросселем можно увеличить мощность и в небольших пределах крутящий момент, сильнее нажав на педаль управления подачей топлива.

Часто при проектировании автомобиля скоростные характеристики двигателя неизвестны, и тогда расчет ведут по приближенным скоростным характеристикам.

Основанием для построения приближенных скоростных характеристик является то, что внешние характеристики двигателей внутреннего сгорания могут быть представлены зависимостью:

(2.1)

где a, b, с -- коэффициенты, значения которых зависят от типа и конструкции двигателя; Ре, ? e--текущие значения мощности и угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя.

В соответствии с методикой, разработанной в МАДИ, система уравнений для нахождения коэффициентов а, b и с, может быть получена из следующих соображений.

Поскольку уравнение (2.1) имеет общий характер, оно должно удовлетворяться и в точке nе=nр. Так как при этом то из (2.1) следует

a+b+c=1. (2.2)

Далее, вынесем из правой части уравнения (2.1) за скобки ? e/? р и, имея в виду, что , , после преобразования получим выражение для построения зависимости крутящего момента от угловой скорости вращения коленчатого вала:

(2.3)

Положим Me=Memax и w e=w M и введем характеристики

- коэффициент приспособляемости по моменту;

коэффициент приспособляемости по частоте вращения.

Тогда второе уравнение примет вид

(2.4)

Третье уравнение получается из условия наличия экстремума функции

(2.2) при w e=w M и соответственно равенства нулю производной

или

b+2c/kw =0 (2.5)

Решение системы уравнений (2.2), (2.4) и (2.5) дает

(2.6)

Выбирая из характеристик двигателей значения Pemax, np, Memax и nM, по формулам (2.1) , (2.3) (2.6) построим внешнюю характеристику двигателя.

Не вся энергия, получаемая от двигателя, используется непосредственно для движения автомобиля. Есть еще и “накладной расход” -- на работу механизмов трансмиссии (рис. 9), в которых эта энергия расходуется на трение (пробуксовка дисков сцепления, трение зубьев шестерен, а также на трение в подшипниках и карданных сочленениях) и взбалтывание масла (в картерах коробки передач, ведущего моста). От трения и взбалтывания масла механическая энергия превращается в тепловую и рассеивается.

Этот “накладной расход” не постоянен -- он увеличивается, когда в работу включается дополнительная пара шестерен, карданные шарниры работают под большим углом, масло очень вязкое (в холодную погоду), когда на повороте активно включаются шестерни дифференциала (при прямолинейном движении их работа невелика). Чем меньше этот расход, тем больше коэффициент полезного действия (к.п.д.) трансмиссии h t, который представляет собой отношение мощности или момента, переданных на ведущие колеса, к мощности или моменту двигателя, измеренных на его маховике и записанных в техническую характеристику данной модели.

В расчетах можно принять, что к.п.д. трансмиссии приблизительно равен:

для легковых автомобилей 0,91--0,97;

для грузовых 0,85--0,89.

При движении на повороте эти значения ухудшаются (т. е. уменьшаются) на 1--2%. При движении по дороге со значительными неровностями (работа карданов) значения ? t ухудшаются еще на 1--2%, в холодную погоду -- еще на 1--2%, при движении на низших передачах -- еще примерно на 2%. Если все эти условия движения присутствуют одновременно, “накладной расход” увеличивается почти вдвое, и значение к.п.д. может уменьшиться у легкового автомобиля до 0,83-- 0,88, у грузового до 0,77--0,84.

2.2 Кинематика и динамика автомобильного колеса

Энергия вращения, вырабатываемая двигателем, преобразуется в поступательное движение транспортного средства движетелем, в качестве которого в автомобиле выступает система колес с эластичными пневматическими шинами.

На автомобильное колесо, взаимодействующее с опорной поверхностью, действуют силы, которые удерживают автомобиль на дороге, передвигают и останавливают его, заставляют изменить направление движения. В процессе взаимодействия колеса с опорной поверхностью в различных направлениях деформируется как колесо, так и опорная поверхность. В зависимости от соотношения деформации колеса и опорной поверхности возможны следующие условные виды движения колеса:

эластичного (деформируемого) колеса по недеформируемой поверхности;

жесткого (недеформируемого) колеса по деформируемой поверхности;

деформируемого колеса по деформируемой поверхности.

К первому виду движения можно относить случаи, когда деформация опорной поверхности значительно меньше деформации шины, что наиболее характерно для автомобиля как транспортного средства, предназначенного для движения по дорогам с твердым покрытием.

Второй вид движения наиболее часто наблюдается при работе трактора на рыхлых или болотистых почвах, при движении автомобиля по снежной целине или сыпучему песчаному грунту.

В некоторых условиях деформации колеса и опорной поверхности соизмеримы, например, при движении автомобиля с пониженным давлением воздуха в шинах по грунтам с малой несущей способностью (пашня, размокший грунт и др.).

Автомобильное колесо может катиться прямолинейно (при прямолинейном движении автомобиля) или криволинейно (при повороте автомобиля). Ниже рассматривается прямолинейное движение автомобильного колеса по недеформируемой поверхности. При этом считается, что все силы и моменты, действующие на колесо, располагаются в вертикальной плоскости. Особенности работы колеса в других условиях движения будут рассмотрены нами позднее.

Пневматическая шина представляет собой оболочку, наполненную сжатым воздухом. При качении колеса по дороге происходит деформация этой оболочки и проскальзывание элементов протектора относительно поверхности дороги.

Размер автомобильного колеса в свободном, ненагруженном состоянии характеризуется свободным радиусом rc. Свободный радиус колеса -- половина наружного диаметра Dн;

rc =0.5 Dн.

Под наружным диаметром колеса понимается диаметр наибольшего окружного сечения беговой дорожки колеса при отсутствии контакта с дорогой. Наружный диаметр колеса зависит от давления воздуха в шине и, как правило, возрастает с его увеличением, определяется непосредственно замером. Значение наружного диаметра колеса при номинальном давлении воздуха в шине указывается в ГОСТах или каталогах.

При действии на колесо вертикальной нагрузки происходит деформация части шины, соприкасающейся с опорной поверхностью. При этом расстояние от оси колеса до опорной поверхности становится меньше свободного радиуса. Это расстояние, замеренное у неподвижного колеса, называется статическим радиусом rст. Статический радиус при номинальных нагрузках и давлении воздуха в шинах также указывается в их характеристиках. Обычно шины конструируют таким образом, чтобы при номинальных нагрузке и давлении прогиб шины составлял 13... 20 % от высоты профиля. Статический радиус при известных конструктивных параметрах шин можно находить из соотношения:

rст =0,5d+l zH,

где d -- посадочный диаметр обода шины;

l z --коэффициент вертикальной деформации, зависящий от типа шин:

для тороидных шин l z =0,85...0,87;

для шин с регулируемым давлением и арочных l z =0,8...0,85;

Н -- высота профиля.

При качении нагруженного колеса в силу ряда причин (динамическое действие нагрузки, передаваемый колесом крутящий момент, скорость вращения и др.) расстояние между осью колеса и опорной поверхностью меняется. Это расстояние называют динамическим радиусом rд. При качении колеса по твердой опорной поверхности с малой скоростью статический и динамический радиусы его практически одинаковы. Поэтому при приближенных расчетах динамический радиус часто принимают равным статическому.

Радиус качения колеса можно представить как радиус условного недеформируемого кольца, которое, катясь без скольжения, совершит число оборотов и пройдет путь, одинаковый с реальным колесом. Радиус качения колеса является условной величиной и непосредственно не связан с его размерами. Он определяется как отношение поступательной скорости колеса к угловой скорости его вращения rk = vx /w k.

При качении колеса на него могут действовать крутящий момент и толкающая сила. Если колесо катится под действием только толкающей силы, такое колесо называют ведомым. Радиус качения колеса в ведомом режиме rk0 не равен его свободному радиусу, поскольку при действии на шину вертикальной нагрузки происходит сжатие протектора в тангенциальном направлении по нижней полуокружности шины (рис. 1.2).

Рис. 1.2. Тангенциальная деформация шины от вертикальной нагрузки: + -- зона сжатия

Рис. 1.3. Зависимость радиуса качения колеса в ведомом режиме от его нагрузки

Поэтому периметр колеса в нагруженном состоянии оказывается меньше периметра свободного колеса. Этому способствует и то, что точки протектора, находящиеся на различном расстоянии от центральной плоскости колеса, имеют неодинаковые относительные скорости. Поэтому в зоне контакта тангенциальные деформации шины оказываются различными также и по ее ширине. Характер изменения радиуса колеса в ведомом режиме от нагрузки показан на рис. 1.3.

При номинальном давлении и нагрузке радиус качения колеса в ведомом режиме больше его статического радиуса и меньше радиуса колеса в свободном состоянии. При расчетах его можно принимать равным 0,95.,.0,97 свободного радиуса.

Рис. 1.4. Деформация шины (а) и эпюра напряжений в протекторе (б) при приложении к колесу крутящего момента:+ --зона сжатия; - --зона растяжения

Реальное автомобильное колесо в тангенциальном направлении не является абсолютно жестким. Под воздействием передаваемого крутящего момента протектор деформируется в тангенциальном направлении. Если направление передаваемого момента совпадает с направлением угловой скорости колеса, элементы шины, находящиеся в набегающей полуокружности, подвергаются сжатию, а с противоположной стороны -- растяжению, как это показано на рис. 1.4. На этом же рисунке показана эпюра тангенциальных напряжений в протекторе шины.



Рис. 1.5. Зависимость площади скольжения колеса (заштрихованная зона) от передаваемого им момента Мк:

Элементы шины, находящиеся в контакте с опорной поверхностью, нагружены в тангенциальном направлении неодинаково: элементы, входящие в контакт, сжимаются, а выходящие -- растягиваются. При возрастании передаваемого крутящего момента увеличивается площадь, в пределах которой происходит проскальзывание шины относительно дороги (рис. 1.5).При некотором значении момента начинается одновременное перемещение всех находящихся в зоне контакта точек колеса. Перемещение части точек колеса, находящихся в контакте с дорожным покрытием, относительно опорной поверхности, когда в зоне контакта есть точки, неподвижные относительно этой поверхности, называется упругим проскальзыванием колеса. Одновременное же перемещение всех находящихся в контакте точек колеса называется скольжением колеса.

Вследствие упругого проскальзывания или скольжения путь, проходимый колесом за один оборот, оказывается меньшим, чем путь, проходимый в ведомом режиме. При возрастании передаваемого крутящего момента увеличивается тангенциальная деформация шины и скольжение, а путь, проходимый колесом за один оборот, уменьшается. В соответствии с принятым выше определением, уменьшение пути центра колеса за определенное число его оборотов равносильно уменьшению радиуса качения. Если направление передаваемого момента будет противоположным направлению угловой скорости вращения колеса (тормозящее колесо), при увеличении момента радиус качения будет возрастать.



Зависимость радиуса качения колеса от передаваемого ему крутящего момента показана на рис. 1.6. На участке 2--3 радиус качения линейно зависит от передаваемого момента, и его изменение определяется упругим проскальзыванием колеса. Акад. Е. А. Чудаковым, впервые установившим эту зависимость, предложена следующая формула для нахождения радиуса качения по передаваемому колесу моменту:

rk=rk0-l tMk (1.2)

где rk0 -- радиус качения при нулевом крутящем моменте, который соответствует радиусу качения колеса в ведомом режиме;

l t -- коэффициент тангенциальной эластичности шины, зависящий от типа и конструкции шины.

На участках 1--2 и 3--4 изменение радиуса качения определяется как упругим проскальзыванием, так и скольжением колеса. Пунктирной линией на графике показано, как изменялся бы радиус качения при отсутствии скольжения. Очевидно, что на участках 1--2 и 3--4 он может находиться также по формуле (1.2). В последующем радиус качения, определенный при отсутствии скольжения, будем называть радиусом качения без скольжения и обозначать r0.

На участках 0--1 и 4--5 происходит полное скольжение элементов шины относительно опорной поверхности. Точка 5 соответствует буксующему колесу при неподвижном автомобиле, а точка 0--колесу, движущемуся юзом.

Если обозначить радиусы качения и передаваемые колесом моменты в начале и в конце линейного участка соответственно через М2, rк2 и М3, rк3, то коэффициент тангенциальной эластичности шины определим как

Экспериментально радиус качения находят путем определения числа оборотов колеса N на отрезке пути s при заданном режиме движения:

rk=s/(2p N).

Согласно рис. 1.1, скорость точки В (скорость vs)можно рассматривать как скорость скольжения элементов шины относительно опорной поверхности. В соответствии с принятыми обозначениями

vs = vx -- voB=w к(rк--rо).

Отсюда следует, что при rк=rо колесо катится без скольжения. Если rк>rо, скорость скольжения положительна и ее направление совпадает с направлением поступательной скорости колеса (колесо движется юзом). При rк<rо скорость скольжения отрицательна и направлена в сторону, противоположную вектору поступательной скорости центра колеса (колесо движется с буксованием).

Рис. 1.8. Положения мгновенных центров вращения колеса

На рис. 1.8 показаны планы скоростей для рассмотренных трех случаев качения колеса. Из рисунка следует, что радиус качения является расстоянием от центра колеса до его мгновенного центра вращения Оt и в зависимости от режима движения может изменяться от нуля (буксующее колесо при неподвижном автомобиле) до бесконечности (заблокированное колесо п

Лекция 8. Тормозные свойства автомобиля (продолжение)

8.1 Оценка тормозных свойств автомобилей

8.2 Регулирование тормозных сил

8.1 Оценка тормозных свойств автомобилей

автомобиль двигатель колесо тормозной

Тормозные свойства автотранспортных средств в значительной степени определяют безопасность движения на автомобильных дорогах. Поэтому к эффективности и надежности тормозных систем предъявляют особо жесткие требования. Оценка эффективности рабочей и тормозной систем осуществляется по длине тормозного пути и установившемуся замедлению, а стояночной и вспомогательной -- по суммарной тормозной силе, развиваемой этими системами.

Под тормозным путем понимается расстояние, проходимое автомобилем от начала торможения до его полной остановки.

За начало торможения принимают момент, в который водитель устанавливает ногу на тормозную педаль.

Поскольку при оценке тормозных систем торможение осуществляется с максимальной интенсивностью, на основном участке тормозного пути замедление примерно одинаково. Это замедление принято называть установившимся.

Эффективность тормозных систем определяется во время проведения дорожных испытаний. Перед их проведением автотранспортное средство должно пройти обкатку в соответствии с инструкцией завода-изготовителя, нагрузка и ее распределение по мостам должны соответствовать техническим условиям. Агрегаты трансмиссии и ходовой части (кроме тормозов) должны быть предварительно прогреты. Износ рисунка протектора шин должен быть равномерным и не превышать 50%. Участок дороги, на котором проводятся испытания основной и запасной тормозных систем, и погодные условия должны удовлетворять тем же требованиям, которые к ним предъявляются при оценке скоростных свойств автотранспортного подвижного состава.

Поскольку эффективность тормозных механизмов в сильной степени зависит от температуры трущихся пар, тормозные испытания проводятся при различных тепловых состояниях тормозных механизмов. По принятым в настоящее время стандартам испытания по определению эффективности рабочей тормозной системы делят на три типа: испытания “ноль”, испытания I и испытания II. Испытания “ноль” предназначены для оценки эффективности рабочей тормозной системы при холодных тормозных механизмах. При испытаниях I определяют эффективность рабочей тормозной системы при нагретых путем предварительных торможений тормозных механизмах, а при испытаниях II -- при механизмах, нагретых путем торможения на затяжном спуске. В ГОСТе определены начальные скорости, с которых должно производиться торможение, установившиеся замедления и тормозные пути в зависимости от типа транспортных средств. Регламентируются также усилия на тормозных педалях: педаль легковых автомобилей должна нажиматься с силой 500 Н, грузовых -- 700Н.

Начальные скорости торможения устанавливаются в зависимости от типа транспортного средства:

от v0=80 км/ч (легковые автомобили)

до v0=40 км/ч (грузовые автомобили и автопоезда с полной массой свыше 12 т).

Установившиеся замедления должны быть не менее:

легковых автомобилей -- 7 м/с2,

автобусов -- 6 м/с2,

грузовых автомобилей и автопоездов -- 5,5 м/с2.

Расчет нормативной длины тормозного пути (м) при испытаниях “ноль” можно производить по формуле

St 0 = Av0 + (v0)2/(26ауст), (4.15)

где

v0--начальная скорость, км/ч;

aуст -- установившееся замедление;

А -- коэффициент, зависящий от типа транспортного средства:

для легковых автомобилей -- 0,1;

для автобусов и грузовых автомобилей--0,15;

для автопоездов--0,18.

Установившееся замедление при испытаниях типа I и II должно составлять соответственно не менее 0,75 и 0,67 от замедлений при испытаниях типа “ноль”.

Начальные скорости, при которых испытывают запасные тормозные системы, соответствуют начальным скоростям при испытаниях рабочих систем. При этом необходимо посредством запасных тормозных систем обеспечивать замедление:

легковых автомобилей не менее 2,9 м/с2,

автобусов -- 2,5 м/с2,

грузовых автомобилей и автопоездов -- 2,2 м/с2.

Тормозной путь можно рассчитывать по формуле (4.15). Коэффициенты A принимаются такими же, как и для рабочей тормозной системы.

Методы оценки тормозных свойств автотранспортных средств, находящихся в эксплуатации, обычно определяются правилами дорожного движения. В правилах оговариваются условия испытаний (сухая горизонтальная дорога с твердым покрытием), а также начальная скорость, принимаемая одинаковой для всех транспортных средств. Оценочными критериями являются установившееся замедление и тормозной путь. Минимальные установившиеся замедления автомобилей, находящихся в эксплуатации, обычно допускают несколько меньшими (на 10...12 %), чем у новых.

При расчетах остановочного пути учитывают, что в течение промежутка времени t=tp+tз скорость автомобиля не изменяется. Поэтому путь, проходимый за это время, находят по выражению: Sp.з.=v0(tp+tз).

Скорость автомобиля в процессе торможения может быть получена интегрированием по времени замедления автомобиля, а тормозной путь S? -- интегрированием скорости:

В процессе торможения замедление автомобиля меняется: изменяется сила сопротивления воздуха, коэффициент сцепления, дорожное сопротивление. Расчеты тормозного пути при переменном замедлении целесообразно выполнять на вычислительных машинах. Если расчет ведется для случая движения автомобиля по горизонтальному участку с небольшой начальной скоростью (не выше 80 км/ч), силы сопротивления подъему Fg и сопротивления воздуха Fв можно не учитывать. Тормозной путь St находят как сумму элементарных тормозных путей, проходимых автомобилем за время Dt, считая замедление его постоянным. Показано, что достаточно высокая точность расчетов обеспечивается при шаге Dt = 0.01 с.

Практический интерес представляет методика расчета остановочного пути автомобиля при торможении с постоянным замедлением. Наиболее близко таким условиям соответствует аварийное торможение с начальных скоростей 30...60 км/ч. При расчете остановочного пути в этом случае принимают допущение, что замедление нарастает скачкообразно до at mах в момент времени 0,5tн, как это показано на рис. 4.1 пунктирной линией. При таком допущении уменьшение скорости начинается через промежуток времени t1 = tp+ tз + 0,5tн с момента возникновения необходимости торможения. Из рис. 4.1, а видно, что при таком методе расчета площадь между осью абсцисс и линией изменения скорости автомобиля, пропорциональная остановочному пути, будет несколько большей, чем получаемая при точном расчете. Но так как время нарастания замедления очень мало, погрешность оказывается небольшой, и ею можно пренебречь. Остановочный путь может быть найден непосредственно по площади между линией абсцисс и линией изменения скорости по графику рис. 4.1,б):

So = vo (tp +tз+ 0,5tн )+0,5vо(0,5tн +tt). (4.16)

Время 0,5tн +tt , в течение которого скорость автомобиля уменьшается от v0 до нуля при замедлении аt mах определяется выражением

0,5tн +tt = v0/at, и формула (4.16) принимает вид:

So = vo (tp +tз+ 0,5tн)+ (v0)2/(2 at) (4.16)

Замедление at определяется по формуле (4.11).

8.2 Регулирование тормозных сил

Повысить эффективность торможения при одновременном улучшении устойчивости автомобиля можно путем установки в тормозной системе регуляторов тормозных сил. Регуляторы обеспечивают распределение тормозных сил между колесами мостов, приближающееся к оптимальному, при аварийном торможении в различных дорожных условиях вне зависимости от степени загруженности автомобиля. Все существующие регуляторы делятся на две группы: регуляторы без обратной связи и с обратной связью.

Регуляторы первой группы изменяют соотношения между тормозными силами в зависимости от интенсивности торможения и нагрузки автомобиля. Максимальные же тормозные моменты в этом случае определяются силой, с которой водитель нажимает на тормозную педаль. Поэтому такие регуляторы, обеспечивая распределение сил, более или менее близкое к оптимальному, не исключают блокировки колес, а соответственно, и заноса автомобиля.

Режим работы регулятора с обратной связью зависит от характера качения колеса. В начале блокировки специальные автоматические устройства уменьшают тормозной момент так, чтобы его среднее значение поддерживалось примерно на уровне максимально возможного по сцеплению при данной нагрузке на колесо.

Регуляторы без обратной связи. Для уяснения принципа работы регуляторов без обратной связи рассмотрим график (рис. 4.9), на котором показаны оптимальные соотношения между тормозными силами на колесах переднего и заднего мостов грузового автомобиля с полной нагрузкой (100 %), с половинной (50 %) и без груза.

Штрихпунктирные линии соединяют точки, соответствующие одинаковым сцеплениям. Например, для обеспечения одновременной блокировки всех колес при торможении полностью загруженного автомобиля на дороге с коэффициентом сцепления j = 0,5 тормозная сила на колесах переднего моста должна быть равна 37 кН, а заднего --35 кН. Если же в этих условиях тормозится порожний автомобиль, то тормозные силы должны соответственно составлять 21 кН и 13 кН. Таким образом, оптимальное соотношение тормозных сил у груженого автомобиля будет bt= 1, а у порожнего bt--= 1,6. Привод без регулятора в рассматриваемом случае обеспечивает соотношение bt : = 1,2 (прямая линия на графике). При таком распределении тормозных сил, если водитель чрезмерно сильно нажмет на тормозную педаль груженого автомобиля, первым начнет блокироваться передний мост, а у автомобиля без груза -- задний. В этих условиях сцепной вес автомобиля не может быть использован полностью. Поскольку тормозные силы и соответствующие им тормозные моменты пропорциональны давлению в тормозных контурах мостов. Давление в контурах тормозного привода p1 и p2 связано с тормозной силой:

p1 = c1Ft 1;

р2 = c2Ft 2

График, показывающий связь давления в переднем и заднем контурах тормозного привода, будем называть рабочей характеристикой регулятора. У систем, не имеющих регулятора, рабочая характеристика представляет прямую линию, выходящую из начала координат под углом 45° (p1=p2). Обычно регулятор устанавливают в контуре привода тормозов заднего моста. Он изменяет по установленному закону давление в этом контуре в зависимости от давления в контуре переднего моста и нагрузки, приходящейся на задний мост. О нагрузке, приходящейся на задний мост, можно судить по деформации рессоры. Поэтому те регуляторы, которые реагируют на нагрузку, имеют устройства, изменяющие регулируемые параметры в зависимости от деформации упругих элементов подвески. Идеальный регулятор должен обеспечивать регулирование давления в заднем контуре так, чтобы при всех режимах торможения соблюдались оптимальные соотношения между тормозными силами. Однако такой регулятор оказался бы неоправданно сложным. Практическое регулирование осуществляется по более простым законам. Рассмотрим некоторые из них.

1.Регулирование путем изменения коэффициента передачи регулятора. В общем виде давления в переднем и заднем контурах привода можно связать соотношением p2=a p1, где a -- коэффициент передачи регулятора. Можно построить такой регулятор, который при изменении нагрузки на мост (деформации рессоры) будет изменять свой коэффициент передачи. При наличии регулятора повышается эффективность торможения автомобиля при движении с неполной нагрузкой и без груза, но в то же время не исключается блокировка заднего моста. Такие регуляторы применяют при пневматическом тормозном приводе. Они получили название лучевых регуляторов.

2. Регулирование путем ограничения давления в заднем контуре. Давление, при котором изменяется характеристика регулятора ро, будем называть точкой срабатывания регулятора. Такие регуляторы иногда применяют на автомобилях с мало изменяющимися весовыми характеристиками. Основной недостаток регулятора -- малая эффективность торможения при больших коэффициентах сцепления вследствие неполного использования сцепного веса, приходящегося на задний мост. Лучшая характеристика присуща регулятору, у которого в точке срабатывания меняется коэффициент передачи. Он называется регулятором с пропорциональным клапаном. При наличии в приводе регулятора с пропорциональным клапаном повышается эффективность торможения, но при неполной нагрузке автомобиля не исключена блокировка колес заднего моста.

3. Регулирование с изменяющейся точкой срабатывания. Характеристика регулятора определяется коэффициентом передачи к и законом изменения положения точки срабатывания в зависимости от нагрузки, приходящейся на задний мост. Применяются регуляторы с такой характеристикой в системах с гидравлическим приводом. Эти регуляторы наиболее полно удовлетворяют требованиям оптимального регулирования тормозных сил и применяются в тормозных системах с пневматическим приводом.

При подборе характеристик регулятора для конкретного автомобиля необходимо учитывать предполагаемый тип тормозного привода и условия эксплуатации. Регуляторы должны обеспечивать при любой степени загрузки автомобиля и аварийном торможении на дорогах с коэффициентами сцепления 0,15...0,8 максимально возможное замедление при одновременной блокировке всех колес автомобиля или опережающей блокировке колес переднего моста. Для выполнения последнего условия необходимо, чтобы линия оптимальных давлений совпадала или была выше рабочей характеристики регулятора. На начальном участке характеристики регулятор обычной конструкции (кроме лучевых регуляторов) не работает и давления в контурах переднего и заднего мостов одинаковы.

Исходными данными для проектирования регуляторов являются:

лучевого типа -- зависимость коэффициента передачи a от нагрузки, приходящейся на задний мост;

с клапаном-ограничителем -- точка срабатывания ро и коэффициент передачиa;

с переменной точкой срабатывания -- зависимость точки срабатывания ро от нагрузки, приходящейся на задний мост, и коэффициент передачи к (гидравлический привод) или зависимости точки срабатывания ро и коэффициента передачи a от нагрузки (пневматический привод).

При применении регуляторов коэффициент распределения тормозных сил bt--для участка характеристики, на котором регулятор не работает, подбирают обычно так, чтобы у автомобиля с грузом одновременная блокировка колес происходила при торможении на дороге со сцеплением j = 0,35...0,45.

Регуляторы с обратной связью. Регуляторами тормозных сил без обратной связи улучшаются тормозные свойства автомобилей, однако наличие их не исключает возможности потери устойчивости автомобиля вследствие его заноса. Регуляторы с обратной связью, или противоблокировочные системы (ПБС), предназначены для обеспечения эффективного торможения автомобиля в любых условиях при сохранении им устойчивости.

Система включает электронный блок управления, регулятор давления (модулятор) и датчик угловой скорости колеса. ПБС могут работать по различным алгоритмам. Основная идея большинства алгоритмов основывается на том, что при превышении скольжения, соответствующего максимальному сцеплению, скорость вращения колеса резко уменьшается.

Рассмотрим работу ПБС по одному из возможных алгоритмов. При нажатии на тормозную педаль и дальнейшем увеличении усилия давление в приводе возрастает. При возрастании давления увеличиваются тормозная сила и угловое замедление колеса. Угловое замедление колеса увеличивается по двум причинам: вследствие торможения уменьшается скорость автомобиля, а при увеличении удельной тормозной силы увеличивается коэффициент скольжения.

В момент достижения удельной тормозной силой максимального значения, равного gmaxначинается процесс блокировки колеса и его угловое замедление резко возрастает. Сигнал с датчика угловой скорости колеса передается в управляющий блок, который анализирует угловое замедление колеса. В момент резкого возрастания замедления управляющим блоком подается сигнал в модулятор, которым соединяется полость тормозного цилиндра с атмосферой. При этом в ячейках памяти фиксируется давление в тормозном цилиндре р1. Уменьшение давления в тормозном цилиндре вследствие наличия неизбежного запаздывания срабатывания модулятора начинается в точке 2. В промежутке 1--2давление в тормозном цилиндре и угловое замедление колеса возрастают, а удельная тормозная сила несколько уменьшается. В момент, соответствующий точке 2, начинается снижение давления в тормозном цилиндре, а также углового замедления колеса и скольжения. Управляющий блок настраивается таким образом, чтобы уменьшение давления происходило до значения р2,(точка 3), несколько меньшего, чем давление р1. Когда давление достигает значения р2, может начаться увеличение давления (следующий цикл) или же оно в течение некоторого промежутка времени (точка 4) будет поддерживаться равным р2. После чего начинается новый цикл работы АБС. Таким образом, антиблокировочная система создает пульсирующий тормозной момент, обеспечивающий качение колеса со скольжением, близким к оптимальному. Противоблокировочные системы, имеющие фазу выдержки, называются трехфазовыми (в отличие от двухфазовых, имеющих только фазы увеличения и уменьшения давления).

Использование ПБС в тормозных приводах позволяет существенно улучшить тормозные свойства автомобиля и обеспечить его устойчивость при торможении с максимальной эффективностью. Испытания показывают, что тормозные системы, имеющие ПБС с правильно выбранными параметрами, позволяют уменьшить тормозной путь (особенно при торможении с высоких начальных скоростей на дорогах с пониженным коэффициентом сцепления) на 20...35 %. При этом устойчивость и управляемость автомобиля сохраняются.

Размещено на Allbest.ru