Шляхи підвищення стійкості і керованості

Як випливає 3. формул (6.1) і (6.5). для збільшення граничних статичних кутів поздовжньої і поперечної стій-костей проти перекидання необхідно збільшувати поздовжню базу і колію машини, а також зменшу вати висоту розміщення її центра ваги. Це враховують при проектуванні машини шляхом відповідного компонування. Конструкцією деяких тракторів передбачається можливість зміни бази і колії в умовах експлуатації. Висоту розміщення центра ваги зменшують збільшенням поздовжньої бази, а також встановленням спеціальних вантажів.

Відповідно до вимог стандартів кути поперечної статичної стійкості повинні бути не менші 35° у тракторів тягових класів вище 0,6 (за виключенням бавовницьких) і 30° у самохідних сільськогосподарських машин.

У тракторів тягового класу 0,6 і бавовницьких ці кути нормуються технічною документацією.

Звичайні трактори, не обладнані спеціальними пристроями для запобігання перекиданню, можуть працювати на схилах крутістю до 12° (гусеничні) і 8° (колісні).

(3.31)

де Мдmах — максимальний крутний момент двигуна , Нм;

Мдн — крутний момент двигуна з номінальною частотою обертання колінчастого вала , Нм;

ітрZ, hтрZ — відповідно передатне число та К.К.Д. трансмісії на Z-тій передачі.

Рис.3.1. Теоретична тягова характеристика трактора.

Враховуючи, що дотична сила тяги трактора прямо пропорційна крутному моментові двигуна, на осі абсцис (Рисунок 3.1.) від точки О' для кожної заданої передачі наносяться масштабні шкали крутних моментів двигуна Мдтах, Мдн, і Мді відповідно дотичним силам тяги Рктах, Ркном і ркі.

Вздовж осі ординат вниз наносяться масштабні шкали ефективної потужності, годинні витрати палива і частоти обертання колінчастого вала двигуна з таким розрахунком, щоб графіки в регуляторній зоні не перетинались. З врахуванням числа передач і відповідних крутних моментів будується характеристика показників роботи двигуна у вигляді залежностей Nе, GT, nд=f(Мкр). В результаті утворюються пучки кривих Nе із спільним центром в точці О', криві GТ із спільним центром в точці GТХ, пучок кривих nд з центром в точці nX, яка відповідає холостому ходу двигуна. Точки перетину (вершини) кривих усіх показників регуляторної характеристики двигуна повинні знаходитися на горизонтальних прямих, а по вертикалі — відповідати номінальним моментам двигуна.

Криві, розташовані в нерегуляторній зоні в межах від Мдн до Мдтах, будуються для кожної передачі за розрахунковими точками регуляторної характеристики

Прикладом побудови навантажувальної характеристики двигуна в функції від крутного моменту може служити нижня частина теоретичної тягової характеристики трактора (Рисунок 3.1.).

Слід врахувати, що в зоні перевантажень від Мдн до Мдтах криві Nе, GТ і nд будуються за точками регуляторної характеристики, а в зоні дії регулятора закономірності зміни даних показників зображаються прямими лініями.

Після побудови навантажувальної характеристики визначається сила опору коченню:

(3.32)

де f — коефіцієнт опору коченню, який відповідає заданому агрофону.

Значення сили опору коченню Pf відкладається на осі абсцис вправо від точки О' до точки О — початку координат безпосередньо тягової характеристики трактора. На осі абсцис від точки О в масштабі дотичної сили відраховується сила тяги на гаку трактора, що визначається за формулою Ргк=Рк-Рf, а вздовж осі ординат вверх зображаються у відповідних масштабах тягові показники трактора: буксування рушіїв, швидкості руху, тягові потужності на гаку, питомі витрати палива на кожній з передач і тяговий К.К.Д.

Коефіцієнт буксування d розраховується з емпіричного виразу:

(3.33)

де р — відносна сила тяги трактора, яка дорівнює:

У випадку бокового ковзання заднього моста (схема а) відцентрова сила створює момент, який намагається збільшити занос. Для гасіння бокового ковзання заднього моста рекомендується повертати напрямні колеса у бік заносу так. щоб центр повороту автомобіля опинився на тому боці, в який ковзає автомобіль. Відцентрова сила, що виникла при цьому, спрямовуватиметься в бік, протилежний бойовому ковзанню моста. При боковому ковзанні переднього моста (схема б) відцентрова сила Р_ц створить момент, який протидіє повороту передньої частини автомобіля у бік заносу. Тому бокове ковзання переднього моста гаситься автоматично.

.

Передньоприводні автомобілі мають більшу стійкість проти заносу, тому що задні колеса не зазнають дії дотичних реакцій дороги, обумовлених ведучими моментами, а отже, здатні сприймати більші бокові зусилля без бокового ковзання.

Особливістю керованості передньоприводного автомобіля належить вважати можливість несподіваного виникнення бокового ковзання передніх коліс при перевищенні швидкості на вході у поворот. Зниження швидкості при цьому гальмуванням двигуном може сприяти заносу.

Як показали випробування, найраціональнішим у цій ситуації є наявність мінімальних тягових сил (реакцій), які наче «затягують» автомобіль у поворот. Діючи на педаль акселератора, водій знаходить оптимальну тягову силу.

Наочне уявлення про вплив дотичної реакції на здатність колеса сприйма­ти бокові зусилля без бокового ковзання дає рис. 6.6, де побудовані три прямокутника сил, що мають однакові діагоналі (штрихові лінії), відповідні сили зчеплення коліс з дорогою, але з різними сторонами, одна з яких — поздовжня сила в певному масштабі, а друга — бокова сила, при якій наступає бокове ковзання колеса.

Очевидно, збільшення дотичної реакції дороги, викликане розгоном або гальмуванням, призводить до зменшення бокової реакції, при якій може початися бокове ковзання коліс. У граничному випадку, коли дотична реакція досягає значення сили зчеплення, колесо втрачає здатність до сприйняття бокових зусиль. Граничний випадок дозволяє пояснити причину заносу, яким супроводжується гальмування автомобіля до блокування коліс (до юзу).

Занос у результаті бокового ковзання заднього моста у більшості автомобілів не тільки більш імовірний, але й не безпечніший.

На рис. 6.7. показані схеми заносу автомобіля в результаті бокового ковзання заднього (а) і переднього (б) мостів.

Припустимо, що автомобіль рухається прямолінійно зі швидкістю и. З цією швидкістю перемішаються центри переднього і заднього мостів Занос виникає в результаті бокового ковзання моста зі швидкістю у_а. Вектор результуючої швидкості и_р моста складає деякий кут з поздовжньою віссю автомобіля. Це призводить до повороту автомобіля відносно центра О і виник­нення відцентрової сили Р_ц

j — характерний для заданого агрофону коефіцієнт зчеплення;

а, в, с — коефіцієнти, що залежать від типу трактора і ґрунтових умов; для колісних тракторів: а=0,13; в=0,013; с=8, а для гусеничних тракторів: а=0,04; в=0,04; с=8.

Для кожної заданої передачі визначається теоретична швидкість UT в км/год.

(3.34)

де rК — динамічний радіус ведучого колеса (зірочки), м;

nд — частота обертання колінчастого вала двигуна, хв-1.

Знаючи коефіцієнт буксування d і теоретичну швидкість руху, можна розрахувати для заданих передач робочі швидкості Vp в км/год.

(3.35)

За формулою Nгк=Ргк×Vр/3600 для кожної передачі визначається потужність на гаку трактора, (кВт).

Паливна економічність трактора оцінюється питомою тяговою витратою палива:

(3.36)

де GT — годинна втрата палива, яка береться з графіка регуляторної характеристики двигуна, кг/год.

Умовний тяговий К.К.Д. трактора становить:

(3.37)

значення Nгк і Ne визначається за теоретичною тяговою характеристикою.

Перевірка hT.Y здійсняється за формулою:

(3.38)

Якщо розрахунки за формулою (3.37) і (3.38) виконано правильно, результати розрахунків повинні співпадати або бути близькими.

Після побудови теоретичної тягової характеристики складається баланс потужності трактора для умов усталеного руху. Потужність на гаку Nгк і значення d , Vp , GT , РК беруться з графіка тягової характеристики.