Физическое существо буксования - относительное перемещение двух взаимодействующих тел, сопровождаемое их деформацией и взаимным скольжением поверхностей соприкосновения. В нашем случае такими телами служат ведущее колесо и почва (грунт, дорога), а поверхностью их взаимодействия - площадь, ограниченная пятном контакта протектора с почвой.

Буксование изучают потому, что оно снижает поступательную скорость колеса и требует затрат энергии (топлива) на свое осуществление, а также оказывает вредное воздействие на почву, сминая и разрушая ее структуру, и вызывает износ шин. Предметом рассмотрения в настоящем параграфе является зависимость от буксования поступательной скорости, силы тяги и КПД буксования ведущего колеса.

Буксование ведущего колеса с эластичной шиной возникает вследствие деформации шины и деформации почвы с проскальзыванием. Поэтому рассмотрим буксование как совокупность двух процессов: буксование от деформации почвы 8 П и буксование от деформации пневматической шины 5 Ш:

Буксование от деформации почвы 5 П. Проанализируем наиболее общий случай работы ведущего колеса, когда все почвозацепы, которые находятся в контакте с почвой, погружены в нее полностью (см. рис. 23).

Под действием почвозацепов почва деформируется. Максимальной деформации смятия подвергается опорная стенка от давления последнего по ходу колеса почвозацепа. Это объясняется следующим. Почва, как любой пластический материал, принимает деформацию в зависимости от продолжительности действия на нее постоянной силой. Чем дольше почвозацеп оказывает давление на стенку почвы, тем большей деформации смятия она подвергается, пока не достигнет предела по деформации смятия или среза почвы почвозацепами. Последний по ходу колеса почвозацеп входит в почву первым, поэтому оказывает наиболее длительное воздействие на стенку силой Р" (см. рис. 23) по сравнению с другими почвозацепами, погрузившимися в почву позже. Эта картина еще более ярко проявляется в работе гусеничного движителя, когда количество почвозацепов, находящихся в контакте с почвой одновременно, значительно больше, чем у колеса.

Примем допущение, что протектор шины жесткий в продольном направлении и не подвержен деформации растяжения и сжатия от действия касательной силы Р к. Тогда за время поворота колеса на угол (З к теоретический путь, пройденный колесом при отсутствии деформаций почвы и шины, должен быть равен расстоянию L n между первым и последним почвозацепами, находящимися в контакте с почвой. Однако вследствие деформации почвы реальный путь колеса S n меньше теоретического на AA max . Все колесо и его ось, наряду с перекатыванием вперед, как бы переместились назад (в сторону, противоположную своему движению) на величину, равную деформации смятия почвы ДД тах под последним почвозацепом. Это перемещение сопровождается проскальзыванием опорных поверхностей почвозацепов и шины относительно поверхности почвы, которое и является сущностью буксования 5 П. Его можно выразить следующим образом:

Как видно из рис. 23, буксование (путь проскальзывания) ведущего колеса, оцениваемое величиной деформации смятия, разное в каждой точке по длине пятна контакта протектора с почвой (например, ДД тах > A*Si)- При малом ведущем моменте проскальзывание происходит только в конце пятна контакта, где сила воздействия почвозацепа на стенку почвы наибольшая. Это означает, что при буксовании последнего почвозацепа (точка Б , рис. 23) передний почвозацеп

(точка А) и другие элементы протектора в передней части пятна контакта сохраняются неподвижными относительно опорной поверхности и практически не проскальзывают. По мере увеличения времени действия передняя точка перемещается назад, увеличивается деформация смятия почвы, скольжение распространяется все больше на переднюю часть пятна контакта, вследствие чего величина Д5 тах и 8 П в целом нарастает (см. рис. 23). Взаимное проскальзывание протектора относительно опорной поверхности по всей длине пятна контакта, включая элементы протектора на входе в контакт (точка А), соответствует началу полного буксования колеса, сопровождаемого перемещением почвы почвозацепами («фрезерованием»). Интенсивность этого буксования в конкретных условиях работы колеса зависит от величины ведущего момента, приложенного к колесу.

Буксование вследствие деформации шины 5 Ш. В теории качения автомобильного колеса в качестве радиуса качения принимают радиус г к 0 колеса, работающего в режиме свободного качения, когда весь момент ведущего колеса затрачивается только на преодоление момента от силы сопротивления качению колеса, не создавая свободной силы тяги.

Радиус качения колеса с учетом деформации шины рассчитывают по формуле г к = г к 0 - А, т М вед (см. § 1). Зная теоретический и действительный радиусы качения колеса, можно рассчитать теоретический S r и действительный S K путь колеса за один оборот:

Отношение разницы ДД Ш теоретического S T и действительного S K пути колеса к теоретическому пути (по аналогии с буксованием вследствие деформации почвы) будет буксованием вследствие деформации шины:

Теоретически буксование возникает, когда на колесе появляются ведущий момент Л/ вед и касательная сила тяги Р к. Действие Р к вызывает деформацию почвы и шины, которая с увеличением М веа и Р к нарастает, увеличивая буксование.

Измерить раздельно 8 П и 8 Ш чрезвычайно трудно. Более того, для эксплуатационно-технологических свойств трактора или для оценки проходимости автомобиля в этом нет необходимости. Поэтому обычно определяют общий коэффициент буксования движителей 8, не выделяя влияния на него деформации почвы и деформации шины отдельно. В расчетах также используют общий коэффициент буксования колес.

Коэффициент буксования и КПД буксования. Различают коэффициент буксования и коэффициент полезного действия буксования.

Один из этих коэффициентов отражает кинематический аспект взаимодействия ведущего колеса с опорной поверхностью, т.е. влияние буксования на скорость качения колеса. Второй коэффициент учитывает затраты энергии на деформацию шины и грунта (почвы), а также на трение протектора относительно грунта.

Буксование как кинематический фактор оценивают по коэффициенту буксования, который определяют отношением величины снижения скорости к возможному ее теоретическому значению (без буксования) в процентах или в долях:

где v T и v K - теоретическая (окружная) скорость и скорость поступательного движения колеса (действительная).

Коэффициент полезного действия, как известно, равен отношению полезной энергии, полученной после преобразования, к величине подводимой энергии. В рассматриваемом случае это отношение мощности, реализованной ведущим колесом (в касательную силу тяги) с учетом затраты энергии только на буксование (N" K = P K v K), к мощности, подведенной к ведущему колесу (N K = Р к v T) от трансмиссии:

Поэтому

Взаимосвязь коэффициентов Г|§ и 5 с учетом (24) и (25) следующая:

Особенность КПД буксования состоит в том, что его определяют через кинематическую составляющую потери энергии, т.е. через снижение скорости (от v T до v K) при постоянной силовой составляющей Р к. В связи с отмеченной особенностью буксование не влияет на тяговый баланс. В уравнении тягового баланса ведущего колеса (21) нет составляющей, которая учитывала бы силу, затрачиваемую на осуществление буксования. Такая составляющая, учитывающая затраты энергии на буксование, включена в уравнение энергетического баланса трактора и автомобиля.

Для тракторного ведущего колеса буксование является нормальным рабочим процессом на всех сельскохозяйственных полевых операциях. Оно влияет на производительность и агротехнические показатели работы МТА, а также вызывает затраты энергии на выполнение ненужной работы трения шины о почву, на разрушение структуры и измельчение почвы. На эксплуатационно-технологических показателях буксование отражается через снижение топливной экономичности, скорости и производительности МТА. Буксование тракторных колес определяют тяговыми испытаниями трактора.

При движении автомобиля по дороге с асфальто- или цементобетонным покрытием на высшей передаче потери энергии на трение протектора о дорогу не превосходят 10... 15% общих потерь на качение колеса с учетом гистерезисных. При передаче момента, равного половине максимально возможного по сцеплению, потери на буксование составляют 50% общих потерь, а при передаче момента, близкого к максимально возможному, в несколько раз превышают гистерезисные потери. Для сравнения: баланс потерь ведомого колеса в тех же условиях движения существенно отличается: 90. ..95% - гистерезисные потери; 3...5% - потери на трение шины о дорогу и 2...3% - потери на деформацию опорной поверхности. Остальное - аэродинамические потери вращающегося колеса.

Влияние буксования на силу тяги колеса. Сила тяги ведущего колеса определяется продольной реакцией почвы R x на касательную силу Р к от ведущего момента на колесе. Максимальное значение R x и силы тяги колеса зависит от силы трения Р Т в пятне контакта и достигается, когда касательная сила Р к по мере увеличения станет равной силе трения Р тр (сцепления Р ф) в пятне контакта: Р к =Р тр (Р к = Р^). Взаимодействие шины с почвой происходит следующим образом.

Как было показано выше, при приложении ведущего момента часть элементов протектора в пятне контакта начинает проскальзывать относительно опорной поверхности, а вторая часть остается неподвижной. Известно, что коэффициент трения покоя (где элементы протектора не проскальзывают) больше коэффициента трения скольжения (где элементы протектора проскальзывают). К тому же коэффициент трения скольжения уменьшается с увеличением скорости скольжения. По мере нарастания ведущего момента (от трансмиссии) М веа и касательной силы Р к расширяется площадь с трением скольжения и уменьшается площадь с трением покоя. Этому процессу сопутствует увеличение реакции R x и буксования 8 (рис 26) и снижение силы Р тр. Когда соотношение площадей со скользящими и нескользящими элементами в пятне контакта достигнет пропорции, при которой нарастающая касательная сила Р к сравняется с убывающей силой трения P v коэффициент сцепления R x (на рис. 26 это R x /R z ) достигнут максимального значения (при S = опт.). Далее площадь контакта со скользящими элементами протектора увеличивается, а реакция R x уменьшается без повышения

Рис. 26. Зависимость RJR Z от буксования

активной силы Р к, так как сила трения (сцепления) продолжает уменьшаться.

Очень важно подчеркнуть, что при полном буксовании колеса (100%) процесс тягообразования не прекращается, хотя сила тяги снижается в сравнении с максимальной на некоторую величину, зависящую от механических свойств опорной поверхности и шины. На типичной дороге (автомобиль) или сельскохозяйственном фоне (трактор) закрепленная неподвижно машина сохраняет тяговые показатели на уровне 60...80% по сравнению с максимальными.

В теории мобильных машин вместо коэффициента трения пользуются коэффициентом сцепления зависит от скорости скольжения, т.е. от величины буксования. В то же время в справочных таблицах приводится значение ф к, полученное, как правило, по результатам испытаний, проведенных, во-первых, с использованием метода буксирования, т.е при фиксированном буксовании, равном 100%, а во-вторых, с фиксированной скоростью протягивания заторможенного колеса. Это обстоятельство следует учитывать при выборе величины ф к в расчетах, а также при оценке точности расчетов.

График в координатах R x /R z =J{S) на рис. 26 отражает также взаимодействие тормозного колеса с опорной поверхностью в диапазоне скольжения от 0 до 100%.

На рис. 27 приведены данные по буксованию тракторного колеса на стерне в зависимости от величины вертикальной нагрузки, которые согласуются с графиком RJR. =/(5). По данным разных исследователей, при допускаемой стандартом вертикальной нагрузке максимальная касательная сила тяги тракторных шин на стерне создается при буксовании 10. ..24%.

Рис. 27.

• 1 - G H = 5 кН;2 - G H = 10 кН;
• 3 - G H = 15 кН; 4 - G H = 2 5 кН; 5 - 6 Н = 3 5 кН

При равномерном движении ускорения нет, следовательно, динамический фактор по тяге D равен коэффициенту суммарного сопротивления дороги ψ, то есть D = ψ = f к + i.

То есть, пользуясь динамической характеристикой при известном коэффициенте сопротивления качению колес f к можно найти величину преодолеваемого подъема i при равномерном движении автомобиля с полной нагрузкой.

Согласно задания ψ = 0,082, при движении по дороге V категории принимаем f к = 0,03 .

Тогда для равномерного движения величина предельного угла подъема:

α max = arctg (D max – f к), град.

Вычисления по данной формуле проводятся без учёта действия на автомобиль силы аэродинамического сопротивления, поскольку при преодолении максимально возможных подъёмов скорость движения автомобиля не велика.

	КамАЗ	Mercedes
Dmax	0,489	0,435
fk	0,03	0,03
α

Движение без буксования возможно при соблюдении условия:

D с = a ∙ φ х ∙ cos α max /(L-Hд ∙ (φ х+ f к)) ≥ D max .

D с - динамический фактор по сцеплению

а- расстояние от центра масс до задней оси автомобиля

α max - предельный угол преодолеваемого подъема

L- колесная база автомобиля (т.к. колёсная формула КамАЗа 6*4, то за L принимаю расстояние от передней оси до оси балансира)

Hд- высота центра тяжести

f к – коэффициент сопротивления качению

Hд =1/3* hд, где hд- габаритная высота

а= m 2/ m a * L , где m 2 -вес автомобиля приходящийся на заднюю ось (заднюю тележку), m a -полный вес автомобиля.

Согласно заданию коэффициент сцепления колес с дорогой φ х = 0,2 .Для автомобиля КамАЗ:

a=125000/19350*3,85=2,48м

Hд=1/3*2,960=0,99

D с = 2,48*0,2*cos 25°/(3,85-0,99*(0,2+0,03)) = 0,124< D max = 0,489.

Для автомобиля Mercedes:

A=115000/200000*4.2=2,42м

Hд=1/3*2,938=0,98м

D с = 2,42*0,2* cos 22°/(4.2-0,98(0,2+0,03)) = 0,113

Обратившись к динамическому паспорту автомобиля, увидим, что поскольку D сц

Вывод: При заданном значении φ х = 0,2 на дороге с предельными углами подъема и полной нагрузке автомобили двигаются с пробуксовкой ведущих колес.

Расчет в данной курсовой работе предельных углов преодолеваемых подъемов автомобиля позволяет сделать вывод, что величина этих углов зависит, прежде всего, от трех факторов: массы автомобиля, величины тяговой силы и величины коэффициента сопротивления качению колес.

10. Определение предельной силы тяги на крюке на всех передачах и проверка возможности движения при условии буксования по дороге ψ = 0,11 и φ х =0,6 , определение низшей передачи на котрой автомобиль будет двигаться без буксования на указанной дороге.

Сила тяги на крюке характеризует способность автомобиля к буксировке прицепных звеньев. Величина предельной силы тяги на крюке автомобиля определяется по формуле:

где – предельная сила тяги на крюке, Н;

– максимальная тяговая сила на передаче, Н;

– сила сопротивления воздуха, соответствующая режиму движения с максимальной тяговой силой, Н;

– сила общего дорожного сопротивления, Н.

Для проверки возможности движения автомобиля по условию буксования необходимо определить силу сцепления ведущих колёс с дорогой и сравнить полученное значение с предельным значением силы тяги на крюке для каждой передачи.

P т.сц = m 2 ∙ L∙ φ х /(a-Hд ∙ (φ х+ f к))- сила тяги по сцеплению.

Пример расчета для автомобиля КамАЗ:

1 передача:

84,147кН; =0,007кН; =28,5кН.

84,147-0,007-28,5=55,64кН

2 передача:

43,365кН; =0,0254кН; = 28,5кН.

43,365-0,0254-28,5=14,84кН

3 передача:

35,402кН; =0,0382кН; = 28,5кН.

35,402-0,0382-28,5=6,86кН

P т.сц =125000*3,85*0,6/(2,48-0,98*(0,6+0,02))=151,1кН

Пример расчета для автомобиля MERCEDES:

1 передача:

97,823кН; =0,005кН; =29,43кН.

97,823-0,005-29,43=68,388кН

2 передача:

55,59кН; =0,0169кН; = 29,43кН.

55,59кН -0,0169-29,43=26,14кН

3 передача:

33,491кН; =0,0464кН; = 29,43кН.

33,491-0,0464-29,43=4,01кН

P т.сц =115000*4,2*0,6/(2,42-0,98*(0,6+0,02))=159,9кН

На основании того, что на любых передачах ,то можно сказать, что при движении автомобиля не наблюдается проскальзывание ведущих колес.

Сравнительная таблица полученных оценочных параметров тягово-скоростных свойств, заключения.

	КамАЗ	Mercedes
Внешняя скоростная характеристика	N e max =183кВт(2100) M e max =989Нм(1300)	N e max =180кВт(2100) M e max =972Нм(1100)
Вывод: Автомобиль КамАЗ мощнее чем Mercedes , что видно из внешней скоростной характеристики, а также у него больший крутящий момент.
Тяговой и мощностной баланс	Максимальная тяговая сила у автомобиля КамАЗ P т max =84,147Н. В точке, где пересекается график Pт и (Рд+Рв), т.е. Рт=Рд+Рв, скорость максимальна при данных условиях движения V max МАЗ =5,22м/с (на третьей передаче).	Максимальная тяговая сила у автомобиля Mercedes P т max =97,823Н. В точке, где пересекается график Pт и (Рд+Рв), т.е. Рт=Рд+Рв, скорость максимальна при данных условиях движения, V maxMerc =5,2 м/с (на третьей передаче).
Вывод: Исходя из графиков тягового и мощностного балансов, можно отметить, что на одинаковых передачах при движении на одних и тех же скоростях, автомобиль Mercedes имеет большую максимальную тяговую силу и тяговую мощность, и больший запас тяговой силы и мощности, которая может быть использована на разгон автомобиля, преодоление сил сопротивления движению, буксирование прицепа и др.. Следовательно автомобиль Mercedes имеет лучшие тяговые свойства. Это связано еще и с тем, что КПД трансмиссии больше у автомобиля Mercedes, т.к у данного авто один ведущий мост.
Динамический паспорт	D max = 0,435 соответствующая ему скорость V=1,149м/с	D max = 0,489 соответствующая ему скорость V=1,029м/с
Вывод: Динамический фактор у а/м Mercedes больше, чем у КамАЗ, т.к. тяговая сила прямопропорциональна ему. Тяговые свойства автомобиля Mercedes лучше, чем у КамАЗа т.к максимально преодолеваемое автомобилем Mercedes дорожное сопротивление больше чем у КамАЗа
Ускорение, время и путь разгона	Максимальное ускорение j a =0,638 м/с 2 .	Максимальное ускорение j a =0,533 м/с 2
Время и путь разгона на пути:	400м 1000м	t=90 сек t=205сек	t=121сек t=226сек
Вывод: А/м Mercedes затрачивает на разгон больше времени, чем КамАЗ, т.к. ускоряется он медленнее. Расстояние, пройденное при разгоне, у а/м Mercedes так же больше. Т.о. приемистость автомобиля КамАЗ лучше чем у Mercedes. Однако, нельзя точно судить о том, какой из автомобилей обладает лучшей приёмистостью, т.к. методы определения параметров приблизительны и могут существенно отличаться от реальных данных.
Предельный угол подъема и проверка возможности движения по условию буксования	Предельный угол подъема = 25º	Предельный угол подъема = 22º
Вывод: Преодолеваемые автомобилями подъемы в заданных условиях различны. Максимальный угол преодолеваемого подъема у автомобиля КамАЗ больше чем у Mercedes. При проверке на условие буксования видим, что автомобили будут двигаться без пробуксовки. Автомобили могут двигаться без буксования по данной дороге на всех скоростях (которые используются на дороге данной категории)

Вывод: В данном разделе было произведено исследование тягово-скоростных свойств двух автомобилей практически одинаковой мощностью.

Несмотря на то, что двигатель MERCEDES обладает одинаковой мощностью, а сам автомобиль MERCEDES, в целом, тяжелее, высокий момент на средних оборотах и повышенное передаточное число трансмиссии позволяют ему превзойти автомобиль КамАЗ по тяговым свойствам и развиваемому усилию на крюке. У автомобиля КамАЗ больше максимальная скорость, усорение.

В свою очередь, автомобиль, MERCEDES способен преодолевать более крутые подъемы, что делает его незаменимым на труднопроходимых участках.

Известно, что для обеспечения движения тяговое усилие должно быть большим, чем суммарное сопротивление движению автомобиля.

Горизонтальная сила Рк (тяговое усилие), возникающая вследствие действия на колесо вращательного момента Мвр в зоне его контакта с покрытием, направлена в сторону, обратную движению (см. рис.5.1).

Сила Рк вызывает горизонтальную силу реакции Т, представляющую собой силу трения (сцепления) колеса с покрытием в зоне их взаимодействия, при этом Т=Рк.

Рис.5.1. Условие возможного движения автомобиля

Но колесу приходится преодолевать еще сопротивление качению. Сила сопротивления качению Pf определяется по известной зависимости: ,

где Gk - усилие, передаваемое на ведущее колесо, Gk = (0,65: 0,7) G - для грузовых автомобилей и (0,5:0,55) G - для легковых, где G - вес автомобиля; - коэффициент сопротивления качению.

где а - расстояние от вертикальной оси колеса до места расположения реакции R от веса Gк, передаваемого на колесо; - радиус качения пневматического колеса; = λ * r, где r - радиус недеформированного колеса, λ - коэффициент уменьшения радиуса колеса в зависимости от жестокости шин (λ = 0,93 - 0,96).

Установлено, что практически значение остается постоянным до скорости V= 50 км/час и находится в зависимости от типа покрытия в пределах = (0,01-0,06). При увеличении скорости возрастает, т.к. при наезде колеса на неровности кинетическая энергия, прямо пропорциональная V², затрачивается в значительно большей стпени на преодоление этих препятствий.

При V>50 км/час f определяется по зависимости

V- ,

где - коэффициент сопротивления качению при V до 50 км/час.

Используя положения теоретической механики и рис. 5.1, можно записать: Т = Рк –

Т = Рк – Т = Рк – (5.4)

Очевидно, что движение автомобиля возможно при Т >Рк.

Наибольшее значение силы трения, а значит, и тягового усилия, определяется по зависимости Тmах = φ ∙ Gсц, где φ - коэффициент сцепления; Gсц сцепной вес автомобиля, передаваемый на ведущее колесо.

Естественно, сила трения (сцепления) достигает наибольшей величины (при одном и том же сцепном весе, передаваемом на колесо) при максимальном значении коэффициента сцепления φ.

Коэффициент сцепления является переменной величиной и зависит от многих факторов (состояния покрытия проезжей части, режима торможения, наличия боковых сил, давления в шине, рисунка протектора, скорости и пр.). φ изменяется в широких пределах (φ=0,1-0,7) и поэтому его лишь условно можно рассматривать как параметр, однозначно характеризующий покрытие.

Максимально возможное значение φmax ведущих колес с покрытием в данных условиях соответствует моменту, предшествующему началу их буксования, а тормозящих колес - переходу от торможения трения тормозных колодок о барабан к скольжению по покрытию заблокированных колес юзом.

Различают коэффициент продольного сцепления φ1, соответствующий началу проскальзывания или буксования колеса при качении или торможении без боковой силы Yk; и коэффициент поперечного сцепления φ2 – поперечная составляющая коэффициента сцепления , возникающая при смещении катящегося ведущего колеса под углом к плоскости движения под воздействием бокового усилия Yk, когда колесо, вращаясь, скользит вбок.

Коэффициент поперечного сцепления φ2 используется для оценки устойчивости автомобилей против заноса при движении по горизонтальным кривым, когда на автомобиль действует поперечная центробежная сила; φ2≈ (0,85-0,9) φ1.

Коэффициент сцепления является важнейшей характеристикой транспортно-эксплуатационных качеств автомобильной дороги. От φ зависит не только возможность реализации тяговой силы автомобиля, но и устойчивость автомобиля против заноса на кривых, возможность своевременной остановки автомобиля перед препятствием или пешеходом. Недостаточное сцепление шины с колесом с покрытием часто является первопричиной дорожно-транспортных происшествий (ДТП). Установлено, что повышение коэффициента сцепления в 2 раза позволяет уменьшить число ДТП в 1,5 раза.

На значения коэффициентов сцепления оказывают влияние многие факторы. Установлено, что на значение коэффициента сцепления большее влияние оказывает состояние дорожного покрытия, чем его тип. Это связано

с тем, что в идеальных условиях при любых покрытиях твердые выступы минеральных частиц вдавливаются в шину и поэтому колесо может проскользнуть преимущественно в результате деформации резины протектора.

По мере износа покрытий их шероховатость уменьшается, а следовательно, уменьшается и их сцепление с колесом. Коэффициент сцепления наиболее устойчив у цементобетонных покрытий в сухом состоянии при продолжительности их службы до 10-12 лет, у асфальтобетонных - 5-8 лет. При износе (стирании) покрытий на 50-60% коэффициент сцепления уменьшается на 30-40%. Иначе говоря, с течением времени коэффициент сцепления снижается.

Коэффициент сцепления зависит: от материала, из которого изготовлена шина (наибольший коэффициент сцепления обеспечивают шины, изготовленные из высокогистерезисных резин); типа рисунка протектора шин (на влажном покрытии шины с рисунком протектора, имеющим большую расчлененность, обеспечивают более высокий коэффициент сцепления); степени износа протектора шины (при полном истирании рисунка протектора коэффициент сцепления снижается на 35-45%, а на влажных и грязных покрытиях примерно еще на 20-25%).

Коэффициент сцепления снижается вследствие наличия на покрытии грязи, пыли, продуктов износа шин и т.п., ибо ими заполняются впадины поверхностей покрытия протекторов шин, что уменьшает их шероховатость.

Исследования показали, что коэффициент сцепления уменьшается с увеличением скорости. Это обусловлено тем, что при высоких скоростях движения шина не успевает полностью деформироваться, так как продолжительность контакта с покрытием для этого недостаточна, а следовательно, неровности покрытия вдавливаются в шину на меньшую глубину. На сухих покрытиях снижение коэффициента сцепления с увеличением скорости менее ощутимо.

Влага, смачивая зону контакта между шиной и покрытием, действует как смазка, разделяющая шероховатые поверхности (покрытия и колеса), снижая коэффициент сцепления. При слое воды на покрытии толщиной в несколько миллиметров и сильном износе шин и скорости, близкой к 100 км/час, может возникнуть явление аквапланирования, когда образующийся между шиной и покрытием водяной клин, создающий гидродинамическую подъемную силу, резко снижает давление колеса на дорогу, вследствие этого контакт передних колес с покрытием может полностью прекратиться с потерей управляемости автомобиля.

При наличии на покрытии грязи и т.д. φ сильно меняется во время дождя. В первый период дождя образуется сравнительно густая пленка грязи, которая играет роль смазки, уменьшающей коэффициент сцепления. Постепенно смазка разжижается, частично смывается дождем и коэффициент сцепления начинает возрастать, тем не менее не достигая значения φ на сухом покрытии.

В целом коэффициент сцепления изменяется в широких пределах в течение года в связи с изменением климатических условий. Естественно, что φ наиболее высок летом и снижается зимой. Поэтому в зимний период проводят различные мероприятия, повышающие коэффициент сцепления (очистка дорожных покрытий от снега, льда, устранение гололеда и скользкости покрытий путем посыпки песком, шлаками, противогололедными смесями и пр.).

Движение без буксования возможно при соблюдении условия:

D с = a ∙ φ х ∙ cos α max /(L-Hд ∙ (φ х+ f к)) ≥ D max .

D с - динамический фактор по сцеплению;

а- расстояние от центра масс до задней оси автомобиля;

α max - предельный угол преодолеваемого подъема;

L- колесная база автомобиля;

Hд- высота центра тяжести;

f к – коэффициент сопротивления качению;

Hд =1/3* hд, где hд- габаритная высота;

а= (m 2/ m a)*L , где m 2 - вес автомобиля, приходящийся на ведущую ось, m a - полный вес автомобиля.

φ х - коэффициент сцепления колес с дорогой (Согласно заданию коэффициент сцепления колес с дорогой φ х = 0,45.)

Для автомобиля ГАЗ:

a =1800/2800*2.76=1,77м;

Hд=1/3*2.2=0.73м;

D с = 1,77*0,45*cos 27.45°/(2.76-0.73*(0,45+0,075)) = 0,31> D max = 0,38.

Обратившись к динамическому паспорту автомобиля, увидим, что, поскольку , движение будет осуществляться с возможной пробуксовкой.

Сравнительная таблица полученных оценочных параметров тягово-скоростных свойств, заключения.

	Авт 1	Авт 2
Внешняя скоростная характеристика	N e max =70,8кВт(3800) M e max =211,6Нм(2200)	N e max =74,6кВт(2400) M e max =220Нм(4000)
Вывод:
Тяговой и мощностной баланс	Максимальная тяговая сила у автомобиля P т max = 10425Н. В точке, где пересекается график Pт и (Рд+Рв), т.е. Рт=Рд+Рв, скорость максимальна при данных условиях движения V max ГАЗ = 22.3м/с (на третий передаче).	Максимальная тяговая сила у автомобиля P т max =8502Н В точке, где пересекается график Pт и (Рд+Рв), т.е. Рт=Рд+Рв, скорость максимальна при данных условиях движения, V maxFORD =23.3 м/с (на третий передаче).
Вывод:
Динамический паспорт	Dmax = 0,38 соответствующая ему скорость V=4,2/с	Dmax = 0,3 соответствующая ему скорость V=5,6/с
Вывод:
Ускорение, время и путь разгона	Максимальное ускорение j a =0,45 м/с 2 .	Максимальное ускорение j a =0,27 м/с 2
Время и путь разгона на пути:	400м 1000м До 60 км/ч	t=32 сек t=46,7 сек	t=25 сек t=47,8 сек
Вывод:
Предельный угол подъема и проверка возможности движения по условию буксования	Предельный угол подъема = 27,4º	Предельный угол подъема = 20,2º
Вывод:

10. Кинематическая схема тормозной системы автомобиля Газ 2752.

1,2- дисковые передние тормоза.

3-контур передних тормозов

4-главны тормозной цилиндр

5-вакумный усилитель

6-педаль тормоза

7-контур задних тормозов

8-регулятор тормозного давления

9,10-барабанные задние тормоза

11. Диаграмма экстренного торможения

Торможение, целью которого является максимально быстрая остановка, называют экстренным.

Время торможения автомобиля складывается из следующих составляющих:

tрв – время реакции водителя – время от момента, когда замечена опасность, до начала торможения. tрв = 0,2-1,5с (tрв = 0,8c);

tсп – время срабатывания тормозного привода.

tсп = 0,2с(гидравлический), tсп = 1 с (пневматический)

tнз – время нарастания замедления. Зависит от типа автомобиля, квалификации водителя, состояния дорожного покрытия, дорожной ситуации, состояния тормозной системы.

При аварийном торможении tнз = 0,5с;

tуз – время установившегося замедления – время, за которое состояние тормозной системы остаётся практически неизменным, и осуществляется полное торможение (до остановки) автомобиля.

tр – время растормаживания (от начала отпускания тормозной педали до возникновения зазоров между фрикционными накладками). tр = 0,1 – 0,5c. Принимаем tр = 0,4с.

Начальная скорость торможения V 0 = 30 км/ч = 8,3 м/с; к-т сцепления шин с дорогой φ x = 0,35.

Тормозной путь автомобиля:

Sт = Sсп + Sнз + Sуз;

Sт = 0,004*Kэ *V 0 2 /φ x = 0,004*(30 2 /0,35)*1,3 = 13,4 м, где

Кэ – к-т эффективности тормозной системы, Кэ = 1,3 – 1,4.

В расчётах принимаем Кэ = 1,3.

Величина замедления:

j уз = (φ x + i)*g/Кэ/δ вр = 0,35*10/1,3/1,68 = 1,6 м/с 2 , где

i = 0 – уклон дороги,

g = 10 м/с 2 – ускорение свободного падения;

Время установившегося замедления:

Время торможения:

tт = tсп + tнз + tуз = 0,2+0,5+4.8 = 5,5 с.

Т.о. автомобиль при V 0 = 30 км/ч и φx = 0,35 имеет тормозной путь Sт = 13,4 м за время

Для построения диаграммы экстренного торможения найдем падение скорости на участке tуз:

Vуз = Vо – 0,5*jуз*tнз = 8,3 – 0,5*1,6*0,5 = 7,9 м/с.

12. Расчёт и построение зависимости тормозного и остановочного пути автомобиля от начальной скорости движения при экстренном торможении.

Начальная скорость автомобиля при торможении V0 = 30 км/ч.

Тормозной путь Sт – путь, проходимый автомобилем от момента срабатывания тормозного привода до полной остановки автомобиля.

Sт = 0,004*(V 0 ^2)*Kэ/φx.

Остановочный путь Sо – путь, проходимый автомобилем от момента обнаружения опасности до полной остановки.

Для анализа зависимости тормозного и остановочного пути от скорости движения автомобиля в начале торможения или от к-та сцепления шин с дорогой необходимо использовать диаграмму экстренного торможения, на которой указаны фазы торможения.

Т.о., используя формулы тормозного и остановочного пути, можем произвести расчёты на основании которых затем построить график зависимости тормозного и остановочного пути автомобиля от начальной скорости движения при экстренном торможении.

Таблица 6. значения для графика зависимости тормозного и остановочного пути от начальной скорости движения
	φx=0,35	φx=0,6
V0, км/ч	Sт, м	Sо, м	Sт, м	Sо, м

13. Общее заключение по тормозным свойствам автомобиля.

Тормозные свойства автомобиля – совокупность свойств, определяющих максимальное замедление автомобиля при его движении на различных дорогах в тормозном режиме, предельные значения внешних сил, при действии которых заторможенный автомобиль надёжно удерживается на месте или имеет необходимые минимальные установившиеся скорости при движении под уклон.

Диаграмма экстренного торможения наглядно показывает фазы торможения, а именно: время реакции водителя, время срабатывания тормозного привода, время нарастания замедления, время установившегося замедления и время растормаживания.

На практике эти фазы стремятся уменьшить путём усовершенствования тормозной системы в целом – tсп (время срабатывания тормозного привода), tуз (время установившегося замедления), tр (время растормаживания). Составляющие tрв (время реакции водителя) – путём повышения квалификации, приобретения опыта вождения, tнз (время нарастания замедления) – зависит от перечисленных факторов плюс состояния дорожного покрытия и дорожной ситуации, которые корректировке не поддаются.

Тормозной и остановочный пути являются одними из главных показателей тормозных свойств автомобиля. Они зависят от скорости начала торможения V 0 и к-та сцепления колёс с дорогой φ x . Чем больше к-т φ x и ниже скорость V 0 , тем короче тормозной и остановочный пути.

По графику остановочного и тормозного пути от скорости и коэффициента сопротивления можно определить безопасную допустимую скорость и путь торможения при движении по соответствующему дорожному полотну.

Методы и условия проверки тормозного управления автомобиля при дорожных и стендовых испытаниях приведены в ГОСТ Р 51709-2001.

14. Топливная характеристика установившегося движения а/м по дороге с

ψ 1 =(0,015); ψ 2 =0,5 ψ max ; ψ 3 =0,4(ψ 1 + ψ 2)

В качестве оценочных показателей топливно-экономических свойств приняты контрольный расход топлива, топливная характеристика установившегося движения g п =f(v a) на дорогах с различным состоянием покрытия, зависимость удельного эффективного расхода топлива от степени использования мощности g е =f(U) и зависимость удельной производительности автомобиля от скорости движения W y =f (v a) на дорогах с различным состоянием покрытия.

Для определения расхода топлива при установившемся движении можно воспользоваться уравнением расхода топлива:

где g п - путевой расход топлива, л/100 км;

0,6 0,8 Kn 1,175 1,1 0,96 0,95 U% 0,1 0,2 0,4 0,6 0,8 Kи 1,5 1,1 0,95 0,82 0,83

ψ 2 =0,5 ψ max =0,5* 0,075=0,0375

ψ 3 =0,4(ψ 1 + ψ 2)=0,4*(0,015+0,375)=0,021

Аналогично рассчитываем значения для остальных оборотов коленчатого вала, коэф. сопротивления дороги и второго автомобиля. Полученные значения заносим в таблицу. По данным таблицы строим график топливно-экономической характеристики автомобилей, по которому сравниваем автомобили.

15. График зависимости эффективного удельного расхода топлива g e от степени использования мощности при частотах вращения коленвала: n 1 =0,5n i ; n 2 =n i ; n 3 =n N ;

При конкретном частотном режиме работы двигателя и известных значениях мощности, расходуемой на преодоление сил сопротивлений дороги и воздуха определяется удельный эффективный расход топлива с учётом КПД трансмиссии по формуле:

Принимаемn i =1600 об/мин для обоих автомобилей, тогда n 1 =800.

Аналогично рассчитываем значения для остальных оборотов коленчатого вала, коэф. сопротивления дороги и второго автомобиля. Полученные значения заносим в таблицу 8. По данным таблицы строим зависимости удельного эффективного расхода топлива от степени мощности автомобиля по которому сравниваем автомобили.

Замена