4.2 Методичні вказівки по виконанню окремих етапів контрольної роботи

Для визначення особливостей експлуатації та галузі застосування автомобіля, що розраховується, слід урахувати сучасні вимоги стосовно рухомого складу автомобільного транспорту та тенденції його розвитку.

Особливу увагу потрібно звернути на можливі шляхи підвищення транспортної продуктивності автомобіля, його економічності, надійності конструкції, на зниження трудомісткості обслуговування та ремонту й поліпшення умов праці водія.

Таким чином, у контрольній роботі мають бути відображені такі положення: - встановлення вимог до автомобіля, що розробляється;

- аналіз і критична оцінка умов роботи автомобіля;

- порівняння техніко-економічних показників існуючих автомобілів, які працюють в аналогічних умовах, з'ясування їх недоліків і переваг.

Після вирішення цих проблем складають схему компоновки автомобіля.

Принципова схема компоновки автомобіля складається в масштабі на окремому листі формату Не менш ніж 210x297 мм, при цьому враховуються габаритні й вагові обмеження згідно з ГОСТ 9314-59, ГОСТ 8891-58, ГОСТ 9734-61. Ця схема компоновки входить до контрольної роботи. На ній позначають базу автомобіля, колію і координати центру мас. Відстань від центру мас до передньої і задньої осей позначаються на схемі компоновки через а і b. Координати центру мас вибирають з таких співвідношень до бази L автомобіля:

- вантажні автомобілі з кабіною над двигуном і одинарними колесами на задній осі а=(0,55...0,60)L;

- те ж зі спареними колесами на задній осі а = (0,65... 0,70)L;

- вантажні автомобілі з кабіною за двигуном а=(0,70. ..0,75)L;

- легкові автомобілі а=(0,50...0,55)L;

- автобуси а=(0,60...0,65)L;

Координати центру мас по висоті h для автомобілів у навантаженому стані:

- вантажні h=(0,30...0,35)L;

- легкові h=(0,25...0,30)L;

- автобуси h=(0,33…0,38)L.

Базу автомобіля L вибирають, виходячи з аналізу компоновочних схем автомобілів, близьких за типом і призначенням до автомобіля, що проектується.

А. Тяговий розрахунок автомобіля і визначення його тягово-швидкісних якостей.

Основне завдання тягового розрахунку - визначення максимальної потужності двигуна і передаточних відношень трансмісії автомобіля, що розробляється, які забезпечать йому потрібні показники тягово-швцдкісних якостей, що задаються.

Тяговий розрахунок автомобіля виконується згідно з вихідними значеннями, які наведені в завданні.

Основні етапи виконання тягового розрахунку:

- вибір і обґрунтування конструктивних вихідних даних;

- визначення основних параметрів двигуна автомобіля, що розробляється

- визначення основних параметрів трансмісії автомобіля;

- розрахунок тягово-швидкісних якостей автомобіля.

1 .Вибір і обґрунтування конструктивних вихідних даних.

Власну масу М_о визначають, виходячи із аналізу характеристик найбільш технічно досконалих сучасних автомобілів (близьких за типом і призначенням до розроблюваного). Власна маса створюваних автомобілів повинна бути зменшена, Порівняно з існуючими в середньому на (10-20)%. У контрольній роботі слід вказати, за рахунок чого буде досягнуто це зниження маси автомобіля.

Орієнтовно власна маса автомобіля може бути визначена за допомогою коефіцієнта використання маси q, який є відношення власної маси автомобіля М_о до його вантажоємності М_в, тобто

- для вантажних автомобілів: ;

- для легкових автомобілів: ,

де М_п- маса пасажирів, з водієм включно.

Якщо кількість місць в автомобілі позначити через п, то взявши масу одного пасажира за 75 кг, величина М_п визначиться так:

.

Орієнтовно значення q для сучасних вантажних автомобілів беруть залежно від їх вантажоємності [3]:

МВ,кг	1500	3000	5000	8000	1200
Q	1,15	0,80	0,70	0,65	0,62

Для вантажних автомобілів підвищеної проходимості коефіцієнт ц беруть залежно від колісної формули автомобіля.

Колісна формула	4х4	6х6	8х8
q	1,6…1,7	1,4…1,5	1,3…1,4

Для легкових автомобілів значення беруть залежно від кількості місць і типу автомобіля.

Клас автомобіля	Надмалий	Малий	Середній	Великий	Надвеликий
Кількість місць	4	4-5	5	6	7
q	1.8-1.9	2.6-2.7	3.2-3.4	3.4-3,5	3,5-4,0

Значення коефіцієнта q для автобусів різних типів поки що не встановлені. Тому власну масу автобусів слід вибирати, керуючись рекомендаціями зниження маси на (10-20)% порівняно з існуючими.

Загальна маса вантажного автомобіля: ; легкового автомобіля чи автобуса:

Розподіл загальної маси М₀, по осях визначаються координатами центру мас автомобіля, які були взяті при розробці компоновочної схеми.

За координатами центру мас визначають навантаження на передню і задню осі автомобіля:

, , ,

де g = 9,81 м/с² - прискорення вільного падінні.

За навантаженням на осі визначають навантаження на окремі колеса однієї осі G:

, ,

де n - кількість коліс на осі.

Динамічний радіус коліс визначають за розміром шин.

Добирають шини, спираючись на отримані величини навантажень на колеса кожної осі автомобіля ГОСТ 5513-86, чи за ГОСТ 4754-80, d яких вказуються максимальні допустимі навантаження на шини вантажних, легкових автомобілів та автобусів (при цьому слід враховувати, що в визначених нормативних документах навантаження на кожне колесо подається в кілограмах).

Після того, як буде вибраний тип шин для автомобіля, що проектується, визначається динамічний радіус колеса ,

де d - внутрішній діаметр шини (діаметр обода) друга цифра маркувати шини, м; Ь - висота профілю шини (перша цифра маркування), м; λ - коефіцієнт деформації шини, який може бути для шини середнього н низького тиску в межах λ=0,09-0,14.

Значення динамічного радіуса колеса слід порівняти із значенням статичного радіуса, назначеного у відповідних нормативних документах. Якщо відношення не перевищує 3-5 %, то значення r_g беруть для подальших розрахунків.

ККД трансмісії автомобіля визначається добуток ККД окремих механізмів:

,

де η₁, η₂,… η₃ –ККД окремих механізмів трансмісії.

Вибираючи значення ККД трансмісії, оцінюють найдосконаліші сучасні конструкції автомобілів. При відсутності необхідних даних ККД окремих механізмів трансмісій, значення спільного ККД трансмісії можна брати в трактатах;

- вантажні автомобілі та автобуси з колісною формулою 4x2 і одинарною головною передачею:

η_тр= 0,90 ...0,94;

- те саме з подвійною головною передачею:

η_тр =0,86 ...0,88;

- вантажні автомобілі з колісною формулою 4x4:

η_тр = 0,84...0,85;

- вантажні автомобілі з колісною формулою 6x4:

η_тр = 0,80...0,84;

- легкові автомобілі и автобуси малої місткості:

η_тр = 0,92...0,96.

Фактор опору повітря W визначається як добуток коефіцієнта обтікання на площу фронтальної проекції автомобіля F:

Значення К_w для сучасних автомобілів знаходяться в таких межах, [Нc² /м⁴]; легкові 0,2...0,5; вантажні - 0,6. ..0,7; автобуси - 0,25...0,4.

Площа фронтальної проекції визначається так:

- для вантажних автомобілів F = В∙Н;

- для легкових автомобілів F = 0,78∙В∙Н,

де В та Н - габаритні розміри фронтальної проекцї автомобіля.

Значення К_wF для автомобіля, що розробляється,бажано знизити на (10-15)% порівняно і існуючим однотипним автомобілем, вказавши за рахунок чого буде досягнуте таке зменшення.

2. Визначення основних параметрів двигуна.

Визначення потужності N_emax, починається з визначення розрахункової ефективної потужності N_p. Для автомобіля, що розробляється, її визначають за рівнянням балансу потужностей на випадок сталого руху автомобіля з названою в завданні максимальною швидкістю V_max по дорозі з сумарним питомим опором руху ψ_v. Розрахункова потужність двигуна, кВт:

,

де G_a, - загальна маса автомобіля, Н; V_max, - максимальна швидкість руху автомобіля, м/с.

Отримане розрахункове значення потужності двигуна закруглюється до найбільшого цілого числа, остання цифра якого нуль чи п'ять.

Якщо одержане таким чином розрахункове значення потужності відрізняється не більше, ніж на 5% у бік зменшення від потужності існуючого двигуна, то для автомобіля, що розробляється, беруть двигун вітчизняного виробництва і наводять його зовнішню швидкісну характеристику. Якщо ж для проектованого автомобіля неможливо дібрати двигун серійного виробництва, то його зовнішню швидкісну характеристику будують в такій послідовності.

Вибирають тип двигуна, який найбільше підходить для автомобіля, що розробляється. При цьому слід зважити його призначення, умови роботи автомобіля, паливний баланс країни і перспективні напрями двигунобудування на найближчі 5-10 років. Водночас необхідно задатися частотою обертання, яка відповідатиме розрахунковій потужності двигуна автомобіля, що проектується. Задаючись ω_р, слід вважати, що для сучасних двигунів вона знаходиться в таких межах: карбюраторні двигуни:

- для легкових автомобілів ω_р = 40... 70хв^-1;

- для вантажних ω_р=30…50хв^-1 ;

- для дизельних ω_р=22…30хв^-1 .

Двигуни вантажних автомобілів і автобусів, на відміну від двигунів легкових автомобілів, обладнуються, як правило, регуляторами (обмежувачами) частоти обертання. Таким чином, максимальна ефективна потужність реального двигуна N_emax і частота обертання ω_N, що їй відповідає, повинні знаходитись у таких інтервалах:

- для карбюраторних двигунів з обмежувачем максимальної частоти обертання:

N_emax =(1,06...1,07)N_р; ω_N =(1,10. ..1,11) ω_р;

- для карбюраторних двигунів без обмежувача:

N_emax =(1,08—1,09)N_р; ω_N = (0,77..0,7з) ω_р;

- для дизелів з регуляторами частоти обертання:

N_emax = N_р; ω_N = ω_р.

Отримані значення ефективної максимальної потужності та Частоти обертання двигуна N_emax закруглюються до цілого числа для побудови зовнішньої швидкісної характеристики двигуна автомобіля, що розробляється.

Для визначення проміжних значень N_e, і ω_е зовнішньої швидкісної характеристики двигуна в діапазоні від мінімальної потужності N_emin до максимальної ефективної потужності N_emax можна скористатися емпіричними залежностями, а також спеціальними таблицями.

Найбільш достовірне значення N можна отримати, використовуючи емпіричну формулу . [5] кВт:

,

де А, В - постійні коефіцієнти.

Для карбюраторних двигунів А=В=1; для дизельних двигунів: А=0,5; В=1,5.

Проміжні значення частоти ω_en, обертання вибирають в межах (0,2; 0,4; 0,6; 0,7; 0,8; 0,9) від ω_en.

Використовуючи отримані після розрахунку значення, на аркуші міліметрівки (формат 210x297) будуємо графік залежності, у вигляді плавної осередненої кривої, яка проходить через обчислені значення. Для зручності слід на графік нанести сітку (вертикальні та горизонтальні лінії) проведені через цілі (недробові) значення частоти обертання, через 50, 100 хв^-1). Значення потужності при цих значеннях частоти обертання потрібно занести до таблиці.

Значення обертового моменту, які теж входять до таблиці визначають за формулою:

.

За отриманими значеннями Ме на швидкісну характеристику наноситься криву .

Потім на кривих потужності і моменту будують регуляторні (обмежувальні) відгалуження роботи двигуна в місцях розрахункової потужності і відповідного їй моменту. Будуючи ці відгалуження, потрібно мати на увазі, що регулятор (обмежувач) має певну ступінь нечутливості, яка становить 3-5 % розрахункової частоти обертання двигуна.

Значення N_e і ω_e, які наведені в таблиці, використовуються для всіх подальших розрахунків.

3. Визначення передавальних чисел трансмісії.

Швидкісна характеристика двигуна, а також наведені вихідні д?ні дають змогу визначити насамперед мінімальне та максимальне передавальне число трансмісії автомобіля ; що проектується.

Мінімальна передавальне число трансмісії визначається при умові забезпечення руху автомобіля з максимальною швидкістю на максимальній частоті обертання двигуна м/с:

,

де r_k радіус кочення ведучого колеса, взятий з належною точністю таким, що дорівнює динамічному радіусу.

Визначивши з наведеного виразу величину U_min, визначають передавальне число головної передачі автомобіля U₀ виходячи з того, що

,

де U_kmin - мінімальне передавальне число коробки передач; U_gmin - мінімальне передавальне число додаткового механізму трансмісії (додаткової коробки передач, дільника тощо).

При виборі мінімального передавального числа коробки передач слід враховувати, що, як правило, останню передачу виконують прямою (U_kmin=1).Прискорювальну передачу (U_gmin>1) застосовують лише тоді, коли це приведе до збільшення транспортної продуктивності автомобіля або зумовлено конструкцією трансмісії (наприклад, автомобілі з двовальними коробками передач, використання порівняно тихохідного дизеля на швидкісному автомобілі тощо).

При встановленні на автомобілі двоступінчастої головної передачі, її вища ступінь включається за допомогою формули:

,

Передавальне відношення нижчої ступені знаходиться як добуток: U₀₁ =U₀₂Δ, в якому коефіцієнт Δ беруть в межах 1,3. ..1,5.

Максимальне передавальне число трансмісії U_max визначається при умові максимального опору дороги. Останній характеризується величиною питомого опору ψ_max:

- для легкових автомобілів і автобусів ψ_max =0,30...0,35;

- для вантажних автомобілів ψ_max =0,35...0,40;

- для автомобілів підвищеної прохідності ψ_max =0,6..0,8.

Для розрахунку користуються формулою тягового балансу автомобілів:

,

де ΣР_с сумарна сила опору руху (Н); Р_т- сила тяги автомобіля (Н).

Або переходячи до максимальних питомих величин

; ,

Визначивши U_max потрібно перевіриш можливість реалізації максимальної сили тяги при U_max при умові зчеплення ведучих коліс з покриттям дороги, що характеризується коефіцієнтом зчеплення φ:

,

де - коефіцієнт зчепленні φ = 0,6.. .0,8; G_вк- вагове навантаження, яке припадає на ведучі колеса автомобіля; U_maxφ, - максимальне передавальне число трансмісії за умовами зчеплення.

При визначенні G_вк потрібно враховувати перерозподіл навантаження на осі автомобіля під час розгону. Так, для автомобіля з колісною формулою 4x2

G_вк =m₂G₂,

де m₂ - коефіцієнт перерозподілу навантаження на задню (ведучу) вісь автомобіля, m₂= 1,15. ..1,20.

У випадку повнопривідного автомобіля G_вк = G_а умова руху без буксування :

U_maxφ>U_max,

Знаючи величину U_max визначають передавальне число першої передачі, коробки передач автомобіля U_k1 при умові, що: U_max=U_k1U₀.

Перед тим, як вибрати проміжні передавальні числа, слід вибрати кількість передач автомобіля. Для сучасних легкових автомобілів використовують, в основному 4 і 5 - ступінчасті коробки передач.

Найчастіше ряд проміжних передавальних чисел визначають за- законом геометричної прогресії:

,

де n - кількість передач; m - порядковий номер передачі, для якої визначається передавальне число.

У коробці передач, передавальне число якої підібране за законом геометричної прогресії, використання потужності двигуна на кожній передачі залишається однаковим. Якщо не враховувати час перемикання передач у коробці, то інтенсивність розгону автомобіля з такою коробкою теоретично виявляється найбільшою, але, дійсні затрати часу на перемикання передач ведуть до зниження швидкості руху (особливо на високих передачах) і інтенсивність розгону зменшується. Тому доцільно виконувати корегування ряду передавальних чисел вищих передач коробки, зближуючи їх між собою і наближаючи передавальні числа до гармонійного ряду.

При доборі передаточних чисел за законом гармонійного ряду маємо :

.

Беручи значення U₁ та U₂ для нижчих передач, визначених за законом геометричної прогресії, знаходимо передавальне відношення вищих передач за законом гармонійного ряду, такий ряд передавальних чисел можна взяти для подальших розрахунків.

Для вантажних автомобілів та автопоїздів, які працюють в умовах міжміських перевезень, можна збільшити, порівняно з геометричною прогресією, відношення передавальних чисел нижчих передач. Наприклад, для 5-ти ступенчатої короки передач без підвищуючої передачі :

; ;

; .

4.Визначения показників тягово-швидкісних властивостей автомобіля.

Завдяки проведеним попереднім розрахункам отримані всі необхідні значення для побудови динамічної характеристики, графіків прискорень, часу і шляху розгону автомобіля.

Необхідні для побудови графіка розрахунки виконують, використовуючи графік зовнішньої швидкісної характеристики двигуна з використанням залежностей:

, м/с; , (Н);

, Н; ;

, м/с².

де Р_т,- сила тяги автомобіля (Н); Р_w - сила опору повітря (Н); D - динамічний фактор; δ_об- коефіцієнт обертових мас, j_a - прискорення автомобілі м/с²; ψ=0,02; δ_об= 1,03 + 0,05U_k.

Результати розрахунків, виконаних за цими формулами, заносять до таблиці 4.1

Таблиця 4.1 Результати розрахунку

Номер передач	Передавальне відношення	Розрахункові величини	Частота обертання двигуна і відповідні значення Ме
			ω1 М1	ω2 М2	ω3 М3	ω4 М4	ω5 М5
1	Uk1	Vn,м/с
2	Uk2	Рт, H

Примітка : розрахунки бажано проводити, починаючи з прямої передачі. Для інших передач числові значення величин V_а і Р_т отримують діленням чи множенням на U_k1 значень, одержаних для прямої передачі.

За даними таблиці 4.1 будують динамічну характеристику і графік прискорення автомобіля. Графіки часу f=f(V_a,) і шляху розгону S=f(V_a) автомобіля будують, використовуючи графік прискорень автомобіля графо-аналітичним методом.

На графіку прискорень автомобіля потрібно визначити ділянки швидкості руху автомобіля, що відповідають його розгону на І, II-й і т.д. передачах. Потім кожне з цих ділянок поділяється на чотири або більше рівних інтервали. Межі інтервалу і ділянок швидкості позначаються послідовно V_a1, У_a2 і т.д., а відповідні їм значення прискорення позначаємо j_a1, j_a2, і т.д.

Час розгону автомобіля визначають для кожного інтервалу швидкостей:

; ; , і т.д.

Потім для кожного інтервалу швидкостей визначають шлях розгону автомобіля за формулою:

; , і т.д.

Визначення часу і шляху розгону автомобіля, а потім і побудову графіків, зручніше виконувати за допомогою таблиці 4.2

Таблиця 4.2 Час і шлях розгону

№	Величина	Інтеграли швидкостей
1	Швидкість у кінці інтегралу Vaі, м/с	1	2	3												15	16
2	Прискорення у кінці інтегралу jaі, м/с2
3	Час розгону в інтегралі tі, с
4	Сумарний час tі, с
5	Шлях розгону в інтегралі Si, м
6	Сумарний шлях розгону Sі, м

Сумарний час і сумарний шлях розгону автомобіля до швидкості і-го інтервалу V, визначають за допомогою сумування часу і шляху розгону на всіх попередніх інтервалах швидкостей, виходячи з того, що:

, (с);

, (м);

За даними граф 1 і 4 таблиці 4.2 будують графік часу розгону ; а за значенням граф 5 і б - графік шляху розгону автомобіля. Ці два графіки можуть бути об'єднані, тобто можуть мати спільну вісь координат, на який відкладається швидкість руху автомобіля.

Вказані графіки (зовнішня швидкісна характеристика двигуна, графік використання потужності двигуна на передачах залежно від питомого сумарного опору руху, динамічна характеристика, графіки прискорення часу, та шляху розгону) виконуються на аркушах міліметрівки формату А4.

Приклади виконання цих графіків та програми для розрахунку на МК приведені в [ 14].

Виконаний в КР тяговий розрахунок та побудовані характеристики тягово-швидкісних властивостей дають змогу порівняти показники динамічності автомобіля , що розробляється, з вимогами нормативних документів.

Згідно з ГОСТ 21398 - 75 "Автомобілі вантажні. Загальні технічні вимоги та ГОСТ 22576 -77 "Автомобілі і автопоїзди. Номенклатура показників швидкісних властивостей і методи їх визначення" введення обмежень показників динамічності:

- максимальна швидкість руху, має бути не менше,ніж 22 м/с;

- швидкість руху на підйомі 3% і довжиною 3 км має бути не менше, ніж 8,5 м/с.

- максимальний підйом, що може подолати автомобіль, повинен бути не менше 25 %; (ці показники з вимогами нормативних документів порівнюються за допомогою динамічної характеристики):

- час розгону до максимальної швидкості не повинен перевищувати 150 с для одиноких автомобілів і 250 с для автопоїздів;

- шлях розгону до максимальної швидкості не повинен перевищувати 2500 м. для одиноких автомобілів і 4500 м для автопоїздів. (Ці показники визначаються за допомогою графіків часу і розгону автомобіля.)

Показники гальмових властивостей - визначають, виходячи з вимоги забезпечення максимальної інтенсивності гальмування.

Згідно ГОСТ 22895-77 "Гальмові системи автотранспортних засобів", оцінювальними показниками автомобільної динамічності при гальмуванні є уповільнення j_y та шлях гальмування S_г.

Мінімальний шлях гальмування автомобіля

.

Максимальне уповільнення

,

де V - початкова швидкість руху автомобіля; f - коефіцієнт опору коченню автомобіля; α - кут нахилу поверхні дороги.

Кількісні значення показників гальмових властивостей потрібно порівняти з вимогами "Правил дорожнього руху".

За показники поперечної врівноваженості автомобіля прийняті критичні швидкості руху по кривій за умови бокового перекидання V_n і спрацювання V_з. Ці швидкості визначаються за формулами:

; ,

де g- прискорення вільного падінні, м/с²; R - радіус кривизни дороги , м; В - колія автомобіля, м; h_ц - висота центру ваги, м; φ- коефіцієнт зчеплення коліс з дорогою.

Задаючись кількома радіусами кривизни дороги в межах від 20 до 100 м, визначають критичні швидкості руху автомобіля, за якими будують графіки поперечної зрівноваженості. Користуючись отриманим графіком, визначають критичні швидкості руху автомобіля , коли R=50м.

Для досягнення задовільної керованості конструкція автомобіля повинна відповідати вимогам:

- керовані колеса на повороті автомобіля повинні рухатись без бокового ковзання ;

- рульовий привод має забезпечити правильне співвідношення кутів повороту керованих коліс;

- геометричні розміри напрямних елементів підвісок та характеристики пружності підвісок і шин мають бути дібрані таким числом, щоб кути відведення передньої та задньої осей знаходились у заданих співвідношеннях;

- має бути забезпечена необхідна стабілізація керованих коліс і запобігання їх довільних коливань;

- у рульовому управлінні повинен бути забезпечений зворотній зв'язок, що дає змогу водію відчувати величину і напрямок сил, які діють на керовані колеса.

Ступінь відповідності конкретної конструкції автомобіля кожній з цих вимог оцінюється такими показниками [5]:

- критичною швидкістю за умовами Ущ,, яка являє собою максимальну швидкість руху, з якою автомобіль може повернутись без попереднього ковзання керованих коліс :

, м/с,

де φ_т - коефіцієнт зчеплення шин з дорогою, φ_т = 0,6 ; f-коефіцієнт опору кочення, f= 0,02; L - база автомобіля, м;θ - максимальний середній кут повороту керованих коліс автомобіля, рад, θ=0,62.. ..0,7 рад.

Якщо автомобіль рухається з швидкістю, більшою, ніж розрахункова V_кер, то керовані колеса будуть, ковзатись в поперечному напрямку: повертання їх на більший кут не змінює загального напрямку руху автомобіля.

Радіус повороту автомобіля, враховуючи бокове відведення коліс,

,

де δ₁ ,δ₂ - кути ведення передньої і задньої осей, рад.

Кути ведення δ₁ ,δ₂ збільшуються при збільшенні поперечних сил Р_т1 і Р_т2, що діють на осі автомобіля. Поперечні сили, в свою, чергу, пропорційні силам ваги, які припадають на осі автомобіля і квадрату швидкості його руху:

; ,

де К₃₁, К₃₂ - коефіцієнт опору відведення передньої і задньої осей, Н/град.

Для сучасних автомобілів:

а) легкових =500 ...1000 Н/град;

б) вантажних - 800... 1500 Н/град,

Визначивши таким чином кути ведення осей автомобілів і знайшовши R_B потрібно порівняти отримані значених радіусу з радіусом повороту, за яким рухався б автомобіль з жорсткими колесами, тобто коли δ₁, = δ₂ = 0. Такий радіус

.

Якщо при порівнянні радіусів R₁ і R виявиться, що R₃ = R, то вважають, що автомобіль має нейтральну повороткість, коли R₃ > R - автомобіль має надлишкову повороткість. Якщо R_з < R - повороткість автомобіля недостатня.

Для автомобіля, що проектується, потрібно щоб його повороткість була недостатньою або нейтральною (надлишкова повороткість не допускається за умов безпеки руху).

Критична швидкість за умов бокового ведення визначається за формулою, м/с:

.

У автомобіля з недостатньою або нейтральною повороткістю критична швидкість відсутня, бо коли δ₁>δ₂ підкорінний вираз від'ємний і V_B не має реального значення. При δ₁= δ₂ критична швидкість V_В нескінченно велика.