авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ



Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 9 |

«Министерство образования и науки РФ Министерство промышленности и торговли РФ Министерство транспорта РФ Федеральное агентство по техническому регулированию ...»

-- [ Страница 2 ] --

Однако, в «Нормативах потребности АПК в технике для растениеводства и животноводства» [19], транспортные средства не рассматриваются в технологическом процессе производства сельскохозяйственной продукции, а самым востребованным энергетическим средством указан колесный трактор МТЗ-80/82 класса тяги 1,4 т. Анализ приведенных данных показывает, что в малых формах хозяйствования существует необходимость в перевозке мелкопартионных грузов. Такой вывод подтверждается и зарубежным опытом [4].

Решению транспортной проблемы в сельском хозяйстве всегда уделялось большое внимание [1-3, 5-6, 16, 20-22, 24]. Необходимость механизации отдельных технологических операций в сельскохозяйственном производстве определяла подходы к созданию универсальных машин. Однако получались или разновидности тракторов с модульным агрегатированием, или транспортные средства с таким количеством дополнительных функций, что экономическая эффективность их применения оставалась под вопросом [17].

ФГУП «НАМИ» была разработана концепция малогабаритных средств сельскохозяйственного назначения (МТС) с широкими функциональными возможностями. Согласно этой концепции создается семейство транспортных средств в виде грузовых автомобилей высокой проходимости с приданием им дополнительных функциональных возможностей для механизации некоторых вспомогательных операций в малых формах хозяйствования [7-8, 10-11, 13-14]. Упомянутая концепция реализована в виде семейства колесных транспортно-тяговых машин (рис.

1), предназначенных для работы в тяжелых условиях и исследование основных эксплуатационных режимов работы которых, как в транспортном, так и в тяговом режиме является актуальной задачей.

За рубежом созданию специализированной техники сельскохозяйственного назначения всегда уделялось большое внимание.

Однако транспортные средства высокой проходимости с широкими функциональными возможностями не столь распространены. Отсутствие такого рода транспортных средств в линейке продукции ведущих производителей мира можно объяснить наличием хорошо развитой дорожной сети, в том числе в сельской местности, более мягким климатом, укрупнением фермерских хозяйств, а также большой насыщенностью типажей тракторов и автомобилей разнообразными взаимодополняющими типами машин. С другой стороны, накоплен большой опыт по созданию транспортно-тяговых машин различного класса и назначения. Например, многолетний опыт производства и эксплуатации системы машин Унимог (Германия) показывает, что в сельскохозяйственном производстве гибрид автомобиля и трактора не нужен, он дорог и не эффективен. Востребованы трактора различных компоновочных схем и класса тяги в качестве средств механизации и транспортные средства – грузовые автомобили различной грузоподъемности и исполнения с широкими функциональными возможностями.

Рис. 1. Опытные образцы МТС первой серии В работе [7] дан анализ таких специализированных транспортно тяговых машин, как:

- малогабаритные полноприводные транспортные средства различного назначения;

- малогабаритные технологические модули для сельского хозяйства с транспортной скоростью не более 40 км/ч;

- малогабаритные полноприводные многофункциональные транспортные средства, специально предназначенные для сельского хозяйства, которые не сертифицируются как автомобили, и не предназначены для эксплуатации по дорогам общего пользования.

В качестве аналогов МТС были рассмотрены Ресант RS 1904P (Швейцария), Вольво С202 (Швеция), Карон 240, Оелле 196 Е, Дурсо Футура, ОМАИ 4х4, Поникар 57.20, Карго, Бонетти и Ереппи Слалом (Италия) (рис. 2 - 9). Некоторые технические характеристики наиболее близких аналогов сведены в таблицу 1.

Анализ показывает, что упомянутые машины повышенной проходимости способны выполнять только 2…3 вспомогательные агротехнические операции, они мало приспособлены к преодолению бездорожья и использованию передней навески, а транспортные операции выполняют только вне дорог общего пользования на грунтовых дорогах с твердым покрытием. Общим недостатком таких транспортных и технологических средств можно признать относительную дороговизну при ограниченности функциональных возможностей.

Следовательно, исходя из понимания особенностей транспортных проблем отечественных сельхозпроизводителей, определение показателей эффективности эксплуатации семейства МТС является актуальной задачей.

В сельском хозяйстве страны автомобильный парк долгое время состоял в основном из машин общего назначения, которые имели низкую проходимость, высокое давление на грунт;

на них нельзя было получить минимально устойчивую скорость движения при совместной работе с технологическими сельскохозяйственными машинами. Из всех автомобилей, поставляемых сельскому хозяйству, к специализированным сельскохозяйственным относились три модели самосвалов типа 4х2, имеющие отличную от других конструкцию кузова [16]. Расчеты показали, что необходимо иметь многомодельный парк малотоннажных машин, а из транспортно-технологических автотранспортных средств наиболее востребован полноприводный двухосный автомобиль-тягач грузоподъемностью 5…6 т с дизелем. Он должен был быть приспособлен к регулярной работе в составе автопоезда с прицепом той же грузоподъемности с максимальной нагрузкой на ось до 6 т.

Кроме того, в транспортной системе использовались автомобили, так или иначе приспособленные для применения в малых формах хозяйствования [16]:

Рис. 2. Вольво С Рис. 3. ОМАИ 4х Рис. 4. Поникар 57.20 Рис. 5. Карго 80 4х Рис. 6. Бонетти F100 Рис. 7. Оелле 196 Е Рис. 9. Ереппи Слалом Рис. 8. Карон Таблица Технические характеристики малогабаритных транспортных средств Ереппи Расант Дурсо Футура Карон Параметры Слалом 30 RS1904P 98Е (Италия) (Италия) (Италия) (Швейцария) Грузоподъемность, 1000 800 1510 кг Снаряженная масса, 1400 1000 1990 кг Полная масса, кг 2400 1800 3500 Габаритные 3880х1450х 4100х1530х 4250х1200х 3150х1895х размеры, мм, 1960 1970 2140 ДхШхВ Колесная база, мм 2320 2300 2220 Клиренс, мм 240 175 250 Максимальная 40 32 40 скорость, км/ч Мощность 33, двигателя, кВт 20 (26,1)/3000 15 (20,4)/2300 18(25)/ (46)/ (л.с.), при мин- Макс. крутящий момент, Нм при 112/1400 80,0/1200 93,0/1200 149/ мин- Тип трансмиссии и 4х4 мех., 10 4х4 мех., 10 4х4 мех., 12 4х4 мех., количество передач передач передач передач передач вперед, 2 назад вперед, 2 назад вперед, 6 назад вперед, 8 назад Размерность шин 185R14С 6,5/80х15 31х15,50R-15 29х13,50-15" Гидравличес- Гидравличес Оборудование Гидравличес Наличие кий механизм кий механизм для передней и дополнительного опрокидыва- кий механизм опрокидыва задней навес опрокидыва оборудования ния в 3 сторо- ния в 3 сторо ки, валы отбо ны, валы отбо- ния ны, валы отбо ра мощности ра мощности ра мощности - автомобиль-фургон ИЖ-2715 (грузоподъемность – 350 кг) и автомобиль-пикап ИЖ-27151 (соответственно, 400 кг);

- автомобиль-фургон ЕрАЗ-762В (1150 кг);

- УАЗ-451М и УАЗ-451ДМ (1000 кг) и их модификации высокой проходимости УАЗ-452 и 452Д (800 кг).

По количеству и номенклатуре выпускаемая техника не справлялась быстро растущим грузопотоком. Особенно это было заметно в сельском хозяйстве, где транспортные средства высокой проходимости редко применялись, причем при слабом развитии тракторных перевозок.

В НАМИ было разработано семейство транспортно-технологических автомобилей НАМИ-0342 (рис. 10), которые могли работать в сельском хозяйстве и коммунальной сфере городов, для чего они были оборудованы передним и задним валами отбора мощности, специальными устройствами для агрегатирования разного рода технологического оборудования. В таблице приведены основные технические характеристики машины. Однако, в силу разных причин, испытания машин не были доведены до государственных приемочных и наладить серийное производство не удалось.

Потребность в транспортно-технологических автомобилях, способных круглогодично работать на грунтовых дорогах и в полевых условиях со специальными и специализированными прицепными средствами только росла.

Согласно расчетам, наиболее массовым должен был быть автопоезд с полной массой не более 24 т, в составе автомобиля-тягача с полной массой до 12 т и грузоподъемностью до 6 т, и двухосного прицепа грузоподъемностью до 5… т. В соответствии с агротехническими требованиями семейство транспортных средств должно было содержать базовое шасси – автомобиль-тягач высокой проходимости, предназначенный для работы с прицепом равной грузоподъемности;

самосвальный и бортовой автопоезда;

седельный автопоезд и шасси под специальные надстройки [6]. Серийное производство семейства КАЗ-4540 было начато в 1984 году. Эксплуатация показала, что производительность транспортных работ в сельском хозяйстве возросла примерно в 2 раза при снижении расхода топлива и уменьшения вредного воздействия на окружающую среду. На рис. 11 показан общий вид транспортно-технологического автопоезда КАЗ (1985 г.), в таблице приведены основные технические характеристики автопоезда сельскохозяйственного назначения.

В работе [18] рассматриваются математические модели колесных транспортно-тяговых машин в виде тракторов нетрадиционной компоновки. Авторы упомянутой работы «нетрадиционную компоновку»

сельскохозяйственных машин понимают как отличную от «традиционной»

или «классической» компоновки. Путем исследования более трех сотен моделей традиционной и нетрадиционной компоновки были получены корреляционные статистические зависимости между конструктивными и компоновочными параметрами.

Разработка математической модели МТС как тяговой машины сельскохозяйственного назначения позволит установить связь между эксплуатационными и конструктивными параметрами, оценить эффективность принятых решений по сравнению с известными технологическими машинами, и поэтому является актуальной задачей.

Кроме того, разрабатываемая математическая модель должна помочь оценить зависимости тягово-сцепных качеств МТС от распределения нагрузки между осями. Это тем более актуально, что МТС может быть использовано в качестве тяговой машины на вспомогательных технологических операциях в сельском хозяйстве, где тягово-сцепные качества колесной машины определяются характером взаимодействия ходовой системы с почвой. Известно [1,14,17,24], что в этом взаимодействии основными факторами являются конструкция движителя, нагрузки на оси, состояние и характеристики почвы. Например, зависимость тягово-сцепных качеств тракторов как тяговых машин от распределения нормальных реакций между осями [18] T y п / y з, где y п и y з нормальные реакции на передние и задние колеса. Пределы изменения T определяются грузоподъемностью шин и сохранением устойчивости и управляемости машины.

Таблица Основные технические характеристики автомобиля-самосвала НАМИ-0342 типа 4х Параметр Значение Полезная нагрузка, кг Снаряженная масса, кг Полная масса, кг Нагрузка на переднюю ось, кг Нагрузка на заднюю ось, кг База, мм Колея передних и задних колес, мм 1200- Габаритные размеры, ДхШхВ, мм 3710х1730х Максимальная скорость движения (в зависимости от назначения и типа двигателя), км/ч 50- Минимальная устойчивая скорость, км/ч 2, Минимальный дорожный просвет, мм Шины 8,40- Двигатель: дизельный бензиновый Число и расположение цилиндров 2, рядное 2, оппозитное Рабочий объем, л 0,954 0, Номинальная мощность, кВт 15 Частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности, мин-1 3000 Максимальный крутящий момент, Нм 50 Частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте, мин-1 2600 Рис. 10. НАМИ-0342 Рис. 11. КАЗ- Таблица Основные технические характеристики автомобиля-самосвала КАЗ- Параметр Значение Полезная нагрузка, кг Снаряженная масса, кг Полная масса, кг Нагрузка на переднюю ось, кг Нагрузка на заднюю ось, кг Допустимая масса прицепа, кг:

- только по дорогам с твердым покрытием - по всем дорогам База, мм Колея передних и задних колес, мм 2000- Габаритные размеры, ДхШхВ, мм 6810х2490х Максимальная скорость движения, км/ч Минимальный дорожный просвет, мм Шины HP-56 370/80- Двигатель:

Тип дизельный, ЯМЗ-КАЗ- Число и расположение цилиндров 6, V-образное Рабочий объем, л 8, Номинальная мощность, кВт 112, Частота вращения коленчатого вала при номинальной мощности, мин-1 Максимальный крутящий момент, Нм Частота вращения коленчатого вала при максимальном крутящем моменте, мин-1 1400- Принимая допущение, что в рассматриваемом диапазоне распределения нормальных нагрузок коэффициент сцепления не меняется, то реализуемая по сцеплению касательная сила тяги G, Pk T где G - полная масса машины.

Сила сопротивления качению зависит от распределения нагрузок между осями:

Gf f 1 y п f 2 y з, откуда приведенный коэффициент качения может быть записан в зависимости от T :

f f1 T f 2, T 1 T где коэффициенты качения передних и задних колес можно выразить как функции T :

f 1 f 1 T и f 2 f 2 T.

В цитируемой работе тяговый КПД также определяется в зависимости от T :

f T 1.

f Следует заметить, что изменение КПД, учитывающего потери от буксования в зависимости от распределения нормальной нагрузки, определяется характером изменения буксования. Так как процесс взаимодействия колеса с почвой определяется множеством факторов, то предполагается, что расчетные значения функции T f T примерно соответствуют реальным условиям.

Для полноприводного трактора (4К4) наибольший тяговый КПД достигается при равномерном распределении нагрузок на мосты с одинаковыми по размеру колесами ( T =1). При разработке технического задания на МТС исходили из необходимости обеспечения ровно такого распределения нагрузок при одинаковых по размеру колес. Иными словами, зависимость тягового КПД от коэффициента распределения нагрузок должна иметь монотонный характер, что и следует проверить в процессе теоретических исследований.

Минимальное значение приведенного коэффициента качения f для полноприводной машины имеет место при:

k п bп D12п, T k з bз D12з где k п и k з - приведенные коэффициенты объемного смятия почвы;

bп, bз, D1п и D1з - ширина и приведенные диаметры шин передних и задних колес, соответственно [7]. При этом, D1 D 1 U / H, где D - диаметр колеса, U - радиальная деформация шины, H - глубина колеи.

Следовательно, f f min - для полноприводной тяговой машины с ведущими колесами одинакового диаметра. Можно заключить, что при несовпадении расчетного и фактического значений T необходимо изменять параметры движителя, приближаясь к оптимальному значению коэффициента распределения нормальных реакций.

Известно, что эксплуатационные режимы работы транспортно-тяговых машин характеризуются многими параметрами [21], как постоянными, так и переменными. Например, такие параметры, как полная масса, установившаяся температура двигателя, давление воздуха в различных системах на определенных режимах движения можно принять неизменными. В это же время, параметры трансмиссии могут меняться определенным конструкцией машины образом, а такие показатели, как скорость движения, виброускорение, температура агрегатов, сила тяги на крюке и т.п. изменяются непрерывно в зависимости от условий движения. Так как последнее носит случайный характер, то параметры эксплуатационных режимов тоже являются случайными функциями и могут быть оценены только методами математической статистики (теории вероятности).

Следовательно, проведение экспериментальных исследований МТС с целью определения средних скоростей движения в различных дорожных условиях является актуальной задачей.

Для рационального использования МТС в качестве тяговой машины на вспомогательных операциях в малых формах хозяйствования, необходимо оценить такие параметры динамической нагруженности, как ускорение подрессоренных и неподрессоренных масс, возникающие от действия неровностей дороги;

крутящие моменты в трансмиссии и на ведущих колесах;

силу тяги на крюке и т.п. Кроме того, для оценки динамического нагружения МТС в качестве транспортной машины, достаточно знать уровень виброускорений подрессоренных и неподрессоренных масс и крутящих моментов в трансмиссии. Анализ этих параметров позволит оценить прочность несущих элементов, а также прочность и надежность агрегатов трансмиссии.

Однако очевидно, что для транспортно-тяговой машины в виде грузового автомобиля высокой проходимости, предназначенной для эксплуатации, в том числе, по бездорожью, наиболее информативным является такой параметр эффективности, как «полезная производительность» [21]:

П Qs0 / t0, где Q - объем перевозимого груза;

s0 - протяженность кратчайшего маршрута;

t0 - время, затраченное на перевозки.

Для полной оценки транспортно-тяговой машины, как правило, исследуют эффективность по уровню выполнения машиной той или иной транспортно-тяговой функции Фi или их комплекса Фi по сравнению с требуемым уровнем Фoi или Фoi. Уровень выполнения функции зависит от приведенных суммарных затрат Ci (совершенство конструкции, эксплуатационные затраты и т.п.), необходимых для выполнения работы.

Тогда коэффициент эффективности:

Фi Coi.

Кэ Ci Фoi Так как использование этого параметра связано с определенными трудностями, то, в дальнейшем, необходимо определить параметр эффективности МТС в качестве транспортно-тяговой машины и провести сравнительный анализ с образцами, имеющими сопоставимые параметры.

Исходя из вышеизложенного, была сформулирована цель проводимых в ФГУП «НАМИ» исследований: проведение теоретических исследований основных эксплуатационных режимов МТС сельскохозяйственного назначения путем определения параметров эффективности как транспортного средства, разработки математической модели как тяговой машины и экспериментальное исследование опытных образцов.

В качестве задач исследования, кроме перечисленных выше, представляется необходимым провести исследование опытных образцов МТС, уточнить техническую документацию в процессе подготовки серийного производства. В настоящее время проводятся полигонные испытания опытных образцов и уточнение чертежной документации, а на одном из заводов Новгородской области ведется подготовка к серийному производству.

Семейство МТС может способствовать решению проблемы отсутствия личного и семейного пассажирского транспорта в сельской местности, что, со своей стороны, может обеспечить рост такого важного экономического и социального показателя, как подвижность населения.

Библиографический список 1. Агейкин Я.С. Проходимость автомобилей. – М.: Машиностроение, 1981. – 232 с.

2. Барун В.Н., Игнатов В.Д. Эффективность применения большегрузных автомобилей на уборочно-транспортных работах//Механизация и электрификация сельского хозяйства. 1981. №10. С.11-14.

3. Баснак А.Ю. Приоритетные направления развития фермерского и личного подсобного производства (на матералах Рязанской области)/Автореферат дис. … канд техн. Наук, - Мичуринск-наукоград, 2006. – 26 с.

4. Бородина Е.Н. Крестьянские (фермерские) хозяйства в России и за рубежом// Техника и оборудование для села. 2006. №8. С. 2-3.

5. Брегадзе М.Д. Разработка методики расчета нагрузочных режимов полноприводных автомобилей для эксплуатации в условиях сельскохозяйственного производства. Дисс.

канд. тех. наук.– М.: 1989.–158 с.

6. Глинер Л.Е. Обоснование и практическая реализация полноприводной компоновочной схемы грузовых автомобилей общетранспортного назначения как резерва повышения производительности автотранспортных средств //Автореферат дис.

…канд. техн. наук. – М., 1987. - 24 с.

7. Дзоценидзе Т.Д. Обоснование параметров малогабаритных транспортных средств сельскохозяйственного назначения с широкими функциональными возможностями.

Дисс. … доктора технических наук. – М., МГАУ им. В.П. Горячкина, 2009. – 407 с.

8. Дзоценидзе Т.Д., Есеновский-Лашков Ю.К., Загарин Д.А., Кузнецов Н.С., Козловская М.А.

Особенности развития отечественной автокомпонентной базы и проблема создания новых средств развития транспортной инфраструктуры//Грузовик &. 2008. №9. С. 32-37.

9. Евтюшенков Н.Е. Перспективы транспорта для села до 2010 г.// Техника и оборудование для села. 2005. №1. С. 9-10;

№2. С. 11-12.

10. Загарин Д.А. и др. Трансмиссия полноприводной колесной машины. Патент № на полезную модель. 10.04.2007. Бюл. №10.

11. Загарин Д.А. и др. Колесное транспортное средство многофункциональное. Патент №66412 на промышленный образец. 16.05.2008.

12. Измайлов А.Ю. Технологии и технические решения по повышению эффективности транспортных систем АПК. – М.: ФГНУ «Росинформагротех», 2007. – 200 с.

13. Ипатов А.А., Дзоценидзе Т.Д., Минкин И.М., Пономарев А.К., Загарин Д.А. Первый в мире типаж мобильных малогабаритных АТС для сельского хозяйства//Автомобильная промышленность. 2008. №10. С. 10-13.

14. Ипатов А.А., Дзоценидзе Т.Д. Создание новых средств развития транспортной инфраструктуры. Проблемы и решения. – М.: Металлургиздат, 2008. - 272 с., ил.

15. Кормаков Л.Ф. Автомобильный транспорт агропромышленного комплекса:

организация и экономика. – М.: Транспорт, 1990. – 232 с.

16. Краткий автомобильный справочник. – 10-е изд., перераб. и доп. – М.: Транспорт, 1983. – 220 с., ил., табл. (Гос. науч. – исслед. ин-т автомоб. трансп.).

17. Ксеневич И.П., Гоберман В.А., Гоберман Л.А. Наземные тягово-транспортные системы. Энциклопедия в 3-х томах. – М.: Машиностроение, 2003.

18. Ксеневич И.П., Парфенов А.П., Либцис С.Е. Сельскохозяйственные тракторы нетрадиционных компоновок. Справочное пособие под ред. д.т.н., проф. И.П.

Ксеневича. – Минск, 2003. – 210 с., ил.

19. Нормативы потребности АПК в технике для растениеводства и животноводства:

Нормативы. – М.: ФГНУ «Росинформагротех». 2003. – 84 с.

20. Петрушов В.А. Автомобили и автопоезда: Новые технологии исследования сопротивлений качения и воздуха. – М.: ТОРУС ПРЕСС, 2008. – 352 с.: ил.

21. Платонов В.Ф., Леиашвили Г.Р. Гусеничные и колесные транспортно-тяговые машины. – М.: Машиностроение, 1986. – 296 с., ил.

22. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. Учеб. для студентов автомобильных специальностей вузов. – М.: Машиностроение, 1981. – 271 с., ил.

23. Формирование и использование парка машин в малых формах хозяйствования.

Научный доклад. – М.: ФГНУ «Росинформагротех», 2006. – 51 с.

24. Шухман С.Б., Соловьев В.И., Прочко Е.И. Теория силового привода колес автомобилей высокой проходимости. Под общей редакцией д.т.н., проф. С.Б. Шухмана.

– М.: Агробизнесцентр, 2007. – 336 с.

УДК 629. ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ КИНЕМАТИЧЕСКОГО НЕСООТВЕТСТВИЯ МЕЖДУ МОСТАМИ НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ МЕТОДА ВВЕДЕНИЯ ЖЕСТКОЙ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СВЯЗИ А.В. Келлер, канд. техн. наук, доц.;

В.В. Окольников, канд. техн. наук, доц.;

И.О. Бобков, К.А. Пшеницын, А.Ю. Кокшин Челябинское высшее военное автомобильное командно-инженерное училище Существенное влияние на эффективность использования метода введения жесткой кинематической связи оказывает наличие кинематического несоответствия между мостами автомобилей многоцелевого назначения АМН, которое возникает вследствие эксплуатационных (различные траектории движения колес мостов, различное давление воздуха в шинах и т.д.) и конструктивных факторов (допуски на изготовление шин, податливость приводных валов и т.д.).

Жесткий кинематический привод, в том числе и блокированный дифференциальный, вследствие разных угловых скоростей вращения или радиусов ведущих колес приводит к движению их с разным по величине и направлению буксованием. Это явление снижает эффективность использования сцепного веса АМН (за счет увеличения количества ведущих колес) для увеличения общей касательной силы тяги. Рассмотрим подробно влияние количества ведущих колес с жесткой кинематической связью на тяговые и энергетические показатели АМН.

Известно, что при блокированном приводе ведущих колес всегда существует коэффициент кинематического несоответствия (K) между ними.

Для двух мостов (колес) этот коэффициент может быть определен по уравнению:

Vm1 Vm1 (1 1 ) 1 K 1, (1) Vm2 Vm2 (1 2 ) 1 где 2, 1 – буксование «отстающего» и «забегающего» колес;

Vт1, Vт2, Vд – теоретическая поступательная скорость движения осей «забегающего» и «отстающего» колес и действительная скорость движения осей колес.

У АМН с жесткой кинематической связью между ведущими мостами вступление колес в ведущий режим происходит последовательно в зависимости от величины К между двумя «смежными» мостами.

Поэтому можно воспользоваться средними значениями Кср между двумя колесами, последовательно вступающими в режим ведущих, т.е.:

n K i (2) K1 K 2 K 3...K n i K cp, n n где п – число ведущих колес.

В этом случае уравнение (1) может быть записано:

1n K cp n, (3) 1 где n – буксование колеса, вступающего в тяговый режим последним.

Для определения суммарной касательной силы n ведущих колес воспользуемся линейной зависимостью между касательной силой тяги и буксованием (для малых значений ):

Pk a, (4) где а – коэффициент пропорциональности:

10 a. (5) Суммарная сила тяги АМН может быть найдена из выражения:

n n 10 3 ( i.

Pkan Pki 6) an i i Выразим сумму буксований через буксование колеса первым вступающим в работу на основе выражения (6):

2 1 K 1 (1 1 ) ;

(7) 3 1 K 2 (1 2 ) 1 K 1K 2 (1 1 ) ;

(8) для n–го колеса:

n 1 K n1 (1 n 1 ) 1 K 1K 2...K n 1 (1 1 ). (9) С учетом вышеизложенного получим:

n (n 1) (1 1 )(n 1) K cp yc, (10) i i где ус – условное буксование движителя.

Разделив правую и левую часть уравнения (4) на сцепной вес, получим:

10 уд, (11) an k G yc где уд – коэффициент использования сцепного веса АМН;

к – коэффициент распределения массы АМН по колесам;

G – вес АМН.

Если принять распределение массы по всем колесам равномерным, то можно записать:

k G nGi. (12) Графики зависимости силы тяги и удельной силы тяги от числа ведущих мостов при движении по суглинку представлены на рисунке 1.

Тогда уравнение (11) запишется:

уд. (13) an Gi n yc Анализ рисунка 1 позволяет сделать вывод о том, что при определенном кинематическом несоответствии (порядка 8,5 %) между ведущими мостами реализуемая сила тяги при количестве ведущих мостов больше трех может уменьшиться. Удельная сила тяги при наличии кинематического несоответствия всегда уменьшается с увеличением числа ведущих мостов.

Существенное кинематическое несоответствие возникает при движении АМН в горной местности вследствие перераспределения массы на колеса задних мостов и как следствие существенного уменьшения их радиуса качения в ведомом режиме. В результате этого происходит перераспределение крутящего момента двигателя в сторону передних колес, имеющих больший радиус качения в ведомом режиме. При этом вследствие снижения доли веса АМН, приходящейся на передние мосты, суммарная сила тяги, которую может реализовать АМН, значительно снижается.

Рис. 1. Зависимость удельной уд и суммарной Рка силы тяги АМН от количества ведущих мостов n при различном кинематическом несоответствии К.

Особенно это заметно на АМН типа 4Х4, для которых характерно существенное перераспределение массы между передними и задними мостами.

На рисунке 2 представлена зависимость уменьшения суммарной силы тяги (в процентах от максимально возможной), реализуемой ведущими колесами АМН типа 4Х4 (КАМАЗ-4350), от массы перевозимого на нем груза и уклона дороги.

Как следует из рисунка 3, АМН типа 4Х4 при движении в горной местности недоиспользует в зависимости от массы перевозимого груза и уклона дороги от 5 до 30% своих тяговых возможностей (что существенно снижает его подвижность). При буксировании прицепа степень недоиспользования потенциальных возможностей увеличивается еще на 5…10%.

Вместе с тем основной причиной кинематического несоответствия при прямолинейном движении АМН является различие в радиусах качения его колес. В исследованиях выполненных в НАМИ и 21 НИИИ МО РФ [1, 2] установлена дробно-линейная (гиперболическая) зависимость радиуса колеса от давления воздуха в шинах. Следовательно, кинематическое несоответствие, возникающее при прямолинейном движении между ведущими мостами АМН можно устранить путем изменения давления воздуха в шинах. Таким образом, для обеспечения требуемой подвижности АМН при движении в сложных условиях в систему управления блокированием дифференциалов необходимо интегрировать систему регулирования давления воздуха в шинах.

Рис. 2. Зависимость потерь суммарной силы тяги АМН типа 4Х4 вследствие кинематического несоответствия от массы перевозимого груза и уклона дороги Библиографический список 1. Петрушов, В.А. Сопротивление качению автомобилей и автопоездов [Текст] / В.А.

Петрушов, С.А. Шуклин, В.В. Московкин. - М.: Машиностроение, 1975. - 184 с.

2. Абрамов, В.Н. Оценка и выбор пневматических шин регулируемого давления для армейских автомобилей [Текст] / В.Н. Абрамов, М.П. Чистов, И.В. Веселов, А.А.

Колтунов;

под ред. В.В. Шипилова. - Бронницы: ФГУП 21 НИИИ МО РФ, 2006. - 223 с.

УДК 629.1.098.001. СОВРЕМЕННЫЙ ГОРОДСКОЙ АВТОМОБИЛЬ И.М. Князев, канд. техн. наук, доц.;

И.В.Хамов, канд. техн. наук, доц.

Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Типичный легковой автомобиль, пользующийся наибольшим спросом у нас в стране и за рубежом представлен моделями класса С [1], такими как Ford Focus, VW Golf, Opel Astra, Lada Priora. Он имеет длину от 3,8 до 4,4 м, высоту 1,33 – 1,44 м и 5 мест для водителя и пассажиров.

Максимальная мощность двигателя составляет от 90 до 150 л.с.

В настоящее время большая часть населения живет в крупных городах, а значительная часть пробега автомобиля приходится на городские условия. Указанный тип автомобилей плохо приспособлен к таким условиям эксплуатации:

1. Слишком большая длина затрудняет маневрирование и парковку в стесненных условиях города.

2. Высоты салона явно недостаточно для удобной посадки и высадки.

Кроме того, глаза водителя расположены относительно низко над дорогой, как следствие плохая обзорность и сильное ослепление фарами встречных автомобилей.

3. Пять мест слишком много, учитывая что легковой автомобиль в городе перевозит в среднем менее двух человек.

4. Для движения по городу, где разрешенная скорость составляет 60 км/ч, и вне населенных пунктов, где скорость не должна превышать 90 км/ч, не требуется двигатель такой высокой мощности. При этом двигатель завышенной мощности увеличивает транспортный налог и стоимость полюса ОСАГО.

Мировой экономический кризис, истощение топливных ресурсов и стремительное ухудшение экологии заставляют по-другому взглянуть на концепцию современного массового городского автомобиля. Он должен быть экономичным не только по расходу топлива, а в широком смысле этого слова занимать мало места на проезжей части и стоянке, быть менее токсичным и шумным, обеспечивать минимальные транспортный налог и стоимость обязательного страхования. По сравнению с распространенным в настоящее время типичным городским автомобилем, современный экономичный автомобиль должен иметь меньшие длину, число мест и мощность двигателя.

А для обеспечения комфортной посадки при малой длине салона и хорошей обзорности он должен иметь увеличенную габаритную высоту.

Анализ затрат на обязательное страхование и транспортный налог в зависимости от мощности двигателя показан диаграммой зависимости на рисунке.

Затраты, руб.

С ТН 0 50 100 150 200 250 Мощность двигателя, л.с.

Рис. 1. Зависимость годовых затрат на транспортный налог (ТН) и ОСАГО (С) от мощности двигателя для г. Омска (стаж водителя более 3 лет, возраст более 22 лет) В связи с этим предлагается двухуровневая концепции современного экономичного автомобиля. Первый уровень предполагает незначительное уменьшение длины и мощности двигателя, с одновременным увеличением габаритной высоты для сохранения 4 или 5 мест. (см. таблицу 1).

Сравнение типичного автомобиля пользующегося повышенным спросом (FORD FOCUS II Sedan) с городским автомобилем концепции первого уровня (SUZUKI Wagon R+) показывает (таблица 2), что хотя последний на 22 % короче он занимает на 31 % меньше площади дороги и при этом имеет полезный объем больше на 23 %.

Более рациональным для городских условий является двухместный автомобиль, параметры которого заданы вторым уровнем (таблица 1).

Таблица Параметры современного экономичного автомобиля Уровни концепции Параметр Первый Второй Длина, мм 3400-3800 (3500) 2300-2700 (2695) Высота, мм 1500-1800 (1660) 1500-1800 (1542) Максимальная 70-100 (70) До 50 (45) мощность ДВС, л.с.

Число мест 4 – 5 (5) 2 (2) Прототип Smart Fortwo II coupe Suzuki Wagon R+ Примечание - в скобках даны параметры прототипов Таблица Сравнительная характеристика типичного и концептуального автомобилей FORD Разница показателей, SUZUKI FOCUS II абсолютная Показатель Wagon R+ Sedаn (относительная, %) Габаритная длина, мм 4488 3500 -988 (-22) Площадь, занимаемая на дороге, м 8,26 5,67 -2,59 (-31) Полезный объем автомобиля (объем 2,57 + 0,47 = 3,74 + 0 = 0,7 (23) салона* + объем багажника), м3 3,04 3, Отношение полезного объема к 0,677 1,069 0,392 (58) габаритной длине, м3/м Отношение полезного объема к площади, занимаемой на дороге, 0,368 0,660 0,292 (79) м3/м * Произведение длины салона (расстояние от педали тормоза до спинки заднего сиденья или до задней двери для кузова универсал) на его ширину и высоту Интересен опыт кафедры «Автомобили и тракторы» Тольяттинского государственного университета, где разработана концепция современного особокомпактного двухместного городского легкового автомобиля [2]. Его габаритная длина составляет всего 2300 мм, а высота – 1400 мм.

Заключение. По мнению авторов, широкое распространение компактных городских автомобилей является неизбежным и в настоящее время сдерживается в основном консервативностью потребителей.

Библиографический список 1. Иванов А.М., Солнцев А.Н., Гаевский В.В. Основы конструкции автомобиля. – М.: ООО «Книжное издательство «За рулем», 2005. – 336 с.

2. Соломатин Н.С., Зайцев С.А., Исаев Е.У. Концепция современного особокомпактного городского легкового автомобиля // Автомобильная промышленность. – 2007. - № 1. – С. 28-30.

УДК 629. КАФЕДРЕ «АВТОМОБИЛИ И ТРАКТОРЫ» СИБАДИ 80 ЛЕТ И.М.Князев, Л.Г.Ягодкин, канд. техн. наук, доценты Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия Сибирский автодорожный институт был создан в 1930 году. В его составе было открыто 8 кафедр, в том числе кафедра «Автомобили и тракторы». Первый заведующий кафедрой - Григорий Ильич Эдельсон приступил к работе 15 сентября 1930 года. Этот день можно считать днем основания кафедры.

Шли годы, рос и расширялся институт, в процессе реорганизации менялось и название кафедры: «Автодело», «Автомобили и транспорт», «Автомобили и двигатели». В 1935 году состоялся первый выпуск инженеров-механиков автофака и был организован гараж, в котором появился автомобиль ГАЗ-ММ и трактор ХТЗ. Заведующим гаражом был назначен выпускник с дипломом № 1 СибАДИ Сашко Семен Леонтьевич.

В конце 1941 года кафедра именовалась «Автомобили, тракторы и электрооборудование», позже – «Автомобили и двигатели». В декабре 1961 года на смену Г.И.Эдельсону заведующим кафедрой был назначен Гаврилов Александр Константинович. В 1962 году на базе кафедры «Автомобили и двигатели» были созданы кафедры «Автомобильные двигатели» под руководством Гаврилова А.К. и «Автомобили», которую возглавил Петров Михаил Александрович, выпускник СибАДИ 1949 года, защитивший в 1955 году кандидатскую диссертацию в МАДИ под руководством академика Н.Р.Брилинга.

Г.И.Эдельсон С.Л.Сашко А.К.Гаврилов М.А.Петров Петров М.А. в первую очередь решал задачу по подготовке кадров преподавателей. В целевую аспирантуру МАДИ были отправлены Приходько Г.К., Назарко С.А., Куюков В.В. В 1964 году под руководством Лурье М.И. защает кандидатскую диссертацию Назарко С.А. по теории применения вариаторов в трансмиссии легковых автомобилей. Под руководством зав. кафедрой «Автомобили» МАДИ Островцева А.Н.

защищают диссертации Куюков В.В. (1970 г.) и Приходько Г.К. (1974 г.).

С 1966 года на кафедре открывается аспирантура. Первые аспиранты – Балакин В.Д. и Калинин Ю.М. под руководством Петрова М.А. защитили диссертации в 1970 и 1974 г.г. по проблеме применения АБС и импульсного торможения.

С 1967 года руководит кафедрой Назарко Сталий Алексеевич. К этому времени под руководством Петрова М.А. формируется научное направление и создается научная школа кафедры по проблемам исследования торможения автомобиля и работы пневматических шин. Кафедра ведет исследования на Курганским заводе колесных тягачей, выполняет совместные работы с Лабораторией испытаний шин Омского шинного завода.

В 1973 г. Петровым М.А. была опубликована монография «Работа автомобильного колеса в тормозном режиме», в которой были обобщены результаты исследований кафедры за этот период. В этом же году защищает диссертацию Ягодкин Л.Г. По результатам исследований торможения автомобильного колеса при воздействии на него боковых сил в МАМИ в 1975 г. защитил кандидатскую диссертацию Ю.А. Рябоконь.

В середине 70-х годов кафедра начала выполнять работу по улучшению тормозных свойств автомобилей семейства Урал. Результаты этой работы легли в основу кандидатских диссертаций преподавателей кафедры Пятакова В.Г. и Савельева Б.В. Кафедра продолжает готовить кадры в ведущих вузах страны. В целевой аспирантуре по тематике кафедры прошли обучение и защитили кандидатские диссертации в МАМИ Малюгин П.Н., Зарщиков А.М., Хамов И.В., в МАДИ – Дик А.Б. и Князев И.М.

С.А.Назарко В.А.Владимиров Развитие исследовательских работ и научный рост кадров обусловили совершенствование учебного процесса и на кафедре сформировалось новое учебное направление по безопасности дорожного движения. Была подготовлена необходимая учебная база и в 1981 году началась подготовка инженеров по специальности «Организация дорожного движения», а из кафедры «Автомобили» была выделена и образована новая выпускающая кафедра «Организация и безопасность движения» в составе которой был автор известных трудов по организации движения Валентин Алексеевич Владимиров.

Усилиями сотрудников кафедры «Автомобили» в начале 80-х годов был создан уникальный, не имеющий аналогов в СССР барабанный стенд для исследования выходных характеристик шин, влияющих на безопасность движения автомобилей. Стенд позволяет проводить испытания шин при больших углах увода и намораживать на барабане ледяную поверхность.

Другим направлением исследований кафедры становятся дорожные испытания автомобилей с усовершенствованной тормозной системой.

Такая работа проводится совместно с автополигоном НАМИ, автозаводами ВАЗ, ЗИЛ, Урал.

В 1988 году кафедры «Автомобили» и «Организация и безопасность движения» были объединены в одну кафедру «Автомобили и безопасность движения». Заведующим объединенной кафедрой был избран Балакин В.Д., а с 2002 года – Рябоконь Ю.А.

Для реализации выпуска инженеров по специальности «Автомобиле и тракторостроение» решением Ученого совета СибАДИ в 2006 году на базе кафедры «Автомобили и безопасность движения» была вновь создана, теперь уже имеющая статус выпускающей, кафедра «Автомобили и тракторы».

УДК 629.113. РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ РАЗДАТОЧНОЙ КОРОБКИ ТРЕХОСНОГО ГРУЗОВОГО АВТОМОБИЛЯ МАЛОЙ РАЗМЕРНОСТИ С КОЛЕСНОЙ ФОРМУЛОЙ 6х М.А. Козловская, научный сотрудник ФГУП «НАМИ»

Существующая специфика эксплуатации транспортных средств в условиях слабо развитой дорожной сети и бездорожья, недостаточно широкий модельный ряд выпускаемых автомобилей, порождают целый ряд проблем, среди которых особо важную роль играет проблема создания новых средств развития транспортной инфраструктуры в виде автомобилей высокой проходимости. Подобные транспортные средства должны в большей степени удовлетворять запросам потребителей, особенно в сельском хозяйстве, а также в других отраслях хозяйствования.

Грузовые автомобили высокой проходимости с колесной формулой 6х6 разрабатываются и серийно выпускаются давно. В мировой практике известно много примеров по выпуску такого рода техники, в основном для решения военных задач. Однако, многие из трехосных автомобилей востребованы и в гражданских отраслях. Они отличаются конструктивными особенностями, но, как правило, это или бортовые грузовые автомобили, или специальные шасси, оснащенные многофункциональными надстройками.

В результате проведенных ранее исследований можно выделить три группы автомобилей:

– первая группа – массовые полноприводные автомобили, оснащен ные устройствами повышенной проходимости: низкопрофильными (широкопрофильными и арочными) шинами на ведущих мостах, подкатными гусеничными тележками, противобуксовочными цепями и др.;

– вторая группа – полноприводные автомобили массового, крупно серийного и серийного производства, максимально унифицированные по узлам и агрегатам с автомобилями первой группы. Характерными конструктивными особенностями автомобилей второй группы являются неразрезные (балочные) мосты, рессорная подвеска, а также объединенные в тележки мосты трехосных и четырехосных автомобилей. Автомобили второй группы предназначены для систематической работы в тяжелых дорожных условиях и на бездорожье с достаточно высокой несущей способностью, как без прицепа, так и с прицепом, полная масса которого составляет 40…60% от максимальной полной массы автомобиля. На их базе создаются седельные и лесовозные тягачи, а также тягачи-трубовозы;

– третья группа – вездеходные автотранспортные средства, предназначенные для работы в особо тяжелых условиях бездорожья, таких как переувлажненные грунты, сыпучие и бархатные пески, заболоченная местность, торфяные болота, снежное бездорожье неограниченной глубины и т.п.

В стране был освоен выпуск многофункциональных грузовых автомобилей высокой проходимости с колесной формулой 6х6. Однако, в гражданских отраслях промышленности, а также в различных сферах хозяйствования, указанные автомобили оказались ограниченно востребованными. На примере сельскохозяйственного производства можно сказать, что при перевозке разнообразных грузов, имеющиеся на рынке трехосные грузовые автомобили большой грузоподъемности с колесной формулой 6х6 оказались малоэффективными, так как в большинстве случаев эксплуатируются недогруженными.

Такой вывод подтверждается результатами проведенных ранее работ [7-13]. Особенно это справедливо для малых форм хозяйствования (крестьянских фермерских и личных подсобных хозяйств – КФХ и ЛПХ, а также садоводческих товариществ).

КФХ и ЛПХ населения России производят более 55% валовой продукции сельского хозяйства страны, обрабатывая 25 млн. гектар пашни и используя не только изношенную сельхозтехнику, но и лошадей и ручной труд. Дальнейшее развитие КФХ и ЛПХ является одной из важных составляющих прогнозируемого пути развития АПК. Однако, при этом почти 16,5 млн. хозяйств России требуют решения проблемы технического перевооружения.

В структуре сельского хозяйства доля ЛПХ составляет 55...56, а КФХ – 3,7…4,5%. Причем в ЛПХ производится до 93% картофеля и до 81,5% овощей, в КФХ – соответственно 1,3…1,6 и 2,6…3,3%. Для большинства сельских жителей ЛПХ – единственный источник выживания. В мелкотоварных хозяйствах вся технологическая цепочка производства картофеля и овощей, за исключением тракторной вспашки и предпосадочной культивации, основана на применении ручного труда.

Нормальное функционирование КФХ обусловлено многими факторами: уровнем технической оснащенности и транспортных услуг, структурой машинно-тракторного парка, степенью развития служб технического сервиса. Однако, формирование оптимального по структуре парка машин для КФХ осложняется их высокой стоимостью [12, 19].

Особенности грузоперевозок определяют потребности в автомобилях высокой проходимости грузоподъемностью от 0,3 до 2,0 т [8]. Такого рода автомобили можно назвать малоразмерными. Для решения этой задачи недостаточно применение автомобилей с колесной формулой 4х4. С большей эффективностью могут быть применены автомобили с колесной формулой 6х6. Такая же ситуация встречается с транспортным обеспечением геологов, охотоведческих хозяйств, туристического бизнеса и т.п.

Следовательно, создание трехосного грузового автомобиля малой размерности с колесной формулой 6х6 является актуальной задачей.

В производственной программе отечественных заводов грузовые автомобили малой размерности с колесной формулой 6х6 отсутствуют.

Это объясняется, в том числе, и тем, что в России не выпускаются серийные автомобили 4х4, на базе которых (добавив третью ось и доработав трансмиссию) можно было бы создать соответствующие модификации. Тем более трудно говорить о новых разработках и их освоении в серийное производство. Поэтому созданный в ФГУП «НАМИ»

опытный образец автомобиля НАМИ-3333 может занять пустующую нишу на рынке. По-другому обстоят дела у зарубежных производителей.

Рассматриваемый тип машин почти всегда присутствовал в производственной программе ведущих мировых производителей.

Большинство моделей создано для военных нужд, но некоторые из них имеют «гражданские» версии и успешно применяются. На рисунках 1 – показаны лишь некоторые модели из огромной номенклатуры трехосных грузовых автомобилей малой размерности с колесной формулой 6х6.

Некоторые технические характеристики приведены в таблице 1 [22].

На примере автомобиля Пинцгауэр (рис. 1), можно сказать, что за несколько десятилетий выпуска он нашел применение во многих странах мира: на кофейных плантациях Бразилии, на добыче полезных ископаемых в странах Европы, на транспортных работах у пчеловодов Греции, в геологических партиях во Франции, в качестве машин технического сопровождения спортивных команд раллистов и т.п.

Анализ конструктивных особенностей этих автомобилей показывает, что отсутствие общих подходов к проектированию (разные страны производители) определяет различие их конструктивных решений и компоновок. В результате, находящиеся в производстве автомобили различаются размещением осей по базе, схемой раздачи мощности по колесам, схемой рулевого управления и другими конструктивными особенностями.

Рис. 1. Штайр-Пух Пинцгауэр-712М. Рис. 2. Додж Т223 WC63.

Рис. 3. Виллис Супер Джип. Рис. 4. Бухер Пума.

Рис. 5. Ленд Ровер Перенти SASR. Рис. 6. Крупп L2H143.

Рис. 7. Латиль М-7Z1. Рис. 8. Моррис Коммершиэл D.

Таблица Некоторые технические характеристики трехосных грузовых автомобилей малой размерности с колесной формулой 6х6 разных лет выпуска Автомобиль Показатели Моррис Виллис Додж Штайр-Пух Ленд Ровер Латиль Крупп Коммер- Супер Т223 Пинцгауэр- Бухер Пума Перенти М-7Z1 L2H шиэл D Джип WC63 712М SASR Велико- Велико Страна производитель Франция Германия США США Австрия Швейцария британия британия и год начала выпуска 1939 г. 1942 г. 1943 г. 1943 г. 1974 г. 1987 г.

1932 г. 2003 г.

Грузоподъемность, кг 1500 1000 1200 1000 1500 1500 1500-2000 Полная масса, кг 3400 2500 2600 2400 3430 3900 3800-4400 Снаряженная масса, кг 1900 1500 1400 1400 1930 2400 2300-2400 Максимальная мощность 38,5 (50) 38,5 (50) 46,2 (60) 46,2 (60) 71,5 (92) 66,9 (87) 106,9 (139) 68,5 (89) двигателя, кВт (л.с.) сред. с раздельным приводом на ведущие автомат. с разд. при с разд.приводом на проходной мосты, двухступенчатая 4-ступен. водом на вед. мосты, мост с раздаточная коробка, КПП в бло- вед. мосты, подключаемый межосе- подключаемый передний мост ке с 2-х ст. 4-х ст.

передний мост вым дифф., раздат. и КПП, 2-х Трансмиссия под- задней ст. разд.

ключаемый главной коробка 1-ст. 2-ст. перед. мост, перед.

разд. разд. 2-х ст.

коробка коробка раздат.

коробка Максимальная скорость, 40,0 60,0 75,0 75,0 87,0 95,0-105,0 110,0 100, км/ч Такое состояние дел во многом определяет высокую стоимость таких машин, так как, часто, они переусложнены. В нашем случае, так как число осей и их размещение определены, то основным конструктивным решением можно рассматривать выбор схемы раздачи мощности, или силового привода к ведущим мостам и колесам.

При этом, прочие конструктивные решения, такие, как выбор силовой установки, типа и конструкции трансмиссии, коробки передач, раздаточной коробки, подвески и т.п. играют важную роль в формировании технических характеристик автомобиля и в большой степени влияют на качество транспортного средства. Однако, они достаточно изучены, результаты теоретических исследований во многом сформулированы и широко освещены в научно-технической литературе.

Известно [2, 5-6, 15, 17-18, 20-21], что передача мощности ко всем ведущим колесам трехосного полноприводного автомобиля осуществляется с помощью той или иной схемы трансмиссии. При этом используется одна или несколько коробок.

Раздаточная коробка, установленная непосредственно за основной (в одном картере или же раздельно) выполняет также функции дополнительной коробки передач в том случае, когда применение серийной коробки передач не обеспечивает искомый диапазон передаточных отношений. Тогда в раздаточной коробке предусматриваются две ступени передаточных чисел, что обеспечивает широкий диапазон регулирования передаточных чисел трансмиссии, необходимый для автомобилей высокой проходимости. Если же применяются коробки передач с широким диапазоном передаточных отношений, тогда раздаточная коробка выполняется одноступенчатой.

Схема силового привода (трансмиссии) трехосных автомобилей с колесной формулой 6х6 отличается большим разнообразием, так как для правильного распределения момента, передаваемого от двигателя, между шестью колесами, в лучшем случае, должно быть три межколесных, один симметричный и один несимметричный дифференциалы [15].


Типы приводов, применяющихся в конструкциях автомобилей и автопоездов, делятся на четыре основные группы: индивидуальный, дифференциальный, блокированный и комбинированный [4, 20].

Индивидуальный привод предполагает наличие индивидуальных двигателей по числу колес автомобиля при наличии общей или раздельных силовых установок.

Дифференциальный привод обычно характеризуется применением 3 звенных дифференциалов (шестеренчатых, червячных, кулачковых и др.) во всех узлах разветвления потоков мощности в трансмиссии: в раздаточных коробках, межбортовых редукторах, главных передачах и т.д.

Блокированный привод отличается наличием жесткой механической связи всех колес движителя.

Комбинированный привод характеризуется одновременным применением двух или нескольких элементов привода трех типов (индивидуального, дифференциального и блокированного).

Анализ литературных источников показывает, что, несмотря на большой объем проведенных исследований, и устоявшихся конструктивных решений, универсальных схем привода к ведущим мостам и колесам нет. Результаты и выводы исследователей противоречивы, а теоретическая и практическая задача сравнения блокированного и дифференциального привода в части конечных рекомендаций не нашла однозначного решения.

Следовательно, обоснование схемы силового привода вновь создаваемого трехосного грузового автомобиля малой размерности с колесной формулой 6х6 является актуальной теоретической и практической задачей.

В процессе решения данной задачи, схемы привода должны окончательно выбираться уже на стадии проектирования автомобиля, т.е. с применением общих аналитических методов, и предусматривать наиболее высокие технико-экономические показатели автомобиля в преобладающих дорожных условиях.

Наличие различных вариантов схем силового привода к ведущим мостам и колесам ставит перед исследователями проблему разработки критериев оценки эффективности упомянутого привода. Если понимать «эффективность», как оценку расходования энергии силовой установки на преодоление сопротивления движению, то в случае полноприводных автомобилей, в том числе с колесной формулой 6х6, в процессе движения основные потери связаны с характером взаимодействия движителя с опорной поверхностью, особенно в условиях бездорожья. При таком подходе понятно, что потери в движителе зависят, прежде всего, от характера распределения крутящего момента двигателя по ведущим мостам и колесам [1, 4, 6, 16-18, 21]. Иными словами, минимальное сопротивление движению может быть достигнуто тогда, когда к каждому мосту и колесу подводится такой крутящий момент, который обеспечивает минимальное сопротивление качению и минимально возможную величину буксования. Т.е. зависит от схемы силового привода. Получается, что оценочный критерий эффективности, в виде того или иного коэффициента, должен описывать степень оптимального распределения крутящего момента по ведущим мостам и колесам в зависимости от схемы силового привода.

В работах [4, 6] на основе тягово-энергетической характеристики колеса разрабатываются общие зависимости для оценки эффективности – КПД многоприводных машин и их движителей на транспортных, тяговых и транспортно-тяговых режимах движения при любом соотношении числа ведущих и ведомых колес, любом количестве и типе звеньев T автотракторных поездов. При этом использовались тяговый КПД х ходовой системы, тяговый КПД T машины в целом, транспортный КПД – х и полный КПД – хП.

TР В относительно простых вариантах m е c m П N f Гi N N f Гi f Гi TP TP i 1 i 1 i 1 i или, х х n n N Ki N Ki i 1 i N f Гi – где мощность, затрачиваемая на преодоление дополнительного сопротивления качению i-го колеса от перевозимого груза;

N Кi – мощность, подводимая к i-му ведущему колесу;

m, n – общее число колес и число ведущих колес транспортного средства;

е, с – число мостов одного прицепа и число прицепов соответственно.

Применение этого коэффициента связано с большим объемом вычислений, так как можно учитывать не только величину буксования ведущих колес, но и влияние макронеровностей, подъемы, спуски и динамику автомобиля. Однако в работе [18] отмечается, что коэффициент КПД, приведенный выше, имеет существенный недостаток, так как не дает представления о количественном изменении мощности машины при изменении величины КПД. Иными словами, если при усовершенствовании TР схемы силового привода х увеличивается на 5%, то мощность, подводимая к движителю, не обязательно уменьшается на те же 5%. Т.е. не ясна зависимость технико-экономических показателей (мощности и расхода топлива) от характера совершенствования схемы силового TР привода. К тому же, понятно, что чем больше х, тем лучше. Но трудно определить предел конструктивного совершенствования схемы силового TР привода, так как обеспечить х 1 вряд ли возможно.

В работе [2] приводится методика анализа схем силового привода полноприводных автомобилей, позволяющая учитывать особенность конструкции и условия эксплуатации автомобиля. Методика анализа состоит из трех последовательных взаимосвязанных этапов: кинематический анализ с целью определения суммарной величины кинематического несоответствия в элементах блокированной силовой передачи;

силовой анализ, при котором рассчитывается распределение мощности в трансмиссии при данных величинах кинематического несоответствия;

экономический расчет трансмиссии, позволяющий оценить потери и окончательно выбрать схему силового привода автомобиля.

Как видим, основное внимание уделяется кинематическому несоответствию, которое возникает в результате воздействия многих эксплуатационных и конструктивных факторов, действующих одновременно при движении автомобиля, увеличивая или уменьшая общую величину кинематического несоответствия (разные радиусы колес, различное давление в шинах, неодинаковые нагрузки на колеса и др.).

В общем виде величина кинематического несоответствия Sm Sk S К 100% (1 k ) 100%, m Sm Sm К где m – кинематическое несоответствие элемента m относительно элемента k в %;

S k – путь, проходимый элементом k;

S m – путь, проходимый элементом m.

У рассматриваемой формулы имеются частные вариации. Например, с учетом конструктивно-эксплуатационных параметров rkB im К (1 B ) 100%, m rm ik B B где rk и rm – радиусы качения колес в ведомом режиме;

ik и im – передаточные числа приводов колес. Изучение результатов анализа К позволило заключить, что m не позволяет оценить эффективность схемы силового привода в полной мере. Полученные авторами цитируемой работы значения кинематического несоответствия полноприводных автомобилей приведены в таблице 2.

Таблица Значение возможного кинематического несоответствия автомобилей высокой проходимости Максимально возможное Причины возникновения К значение m в % кинематического несоответствия Межосевое Межколесное - колебания размеров шин при изготовлении и 1,5 – 2,0 1,5 – 2, неравномерный износ в процессе эксплуатации - перепад давления в шинах при эксплуатации 1,0 – 1,5 1,0 – 1, - изменение координат центра тяжести 1,0 – 1,5 0, - динамическое изменение вертикальных нагрузок 4–5 на колесах - преодоление препятствий крутизной до 30 16 – - движение по разбитым дорогам 2 1– В работе [3] сформулирован закон оптимального распределения мощности по колесам, которому и должна соответствовать схема силового привода автомобиля высокой проходимости. Согласно этому закону, схема трансмиссии и ее функционирование могут считаться оптимальными, если:

- во-первых, мощность, подводимая к каждому колесу, в любой момент времени, в любых условиях и режимах движения будет равна мощности сопротивления его качению, т.е. если схема трансмиссии обеспечивает его качение в свободном режиме;

- во-вторых, мощность, необходимую для преодоления внешних сопротивлений движению (разгон, тяга на крюке, преодоление подъема и сопротивления воздуха, сопротивления при криволинейном движении), схема распределяет по всем колесам равномерно (с учетом поправочного коэффициента на условия взаимодействия колеса и автомобиля с опорной поверхностью);

- в-третьих, суммарная мощность, подведенная к колесу, как в тяговом, так и тормозном режиме его движения не превосходит мощность 30%-го буксования (скольжения).

То есть N вн.с N Ki N fKi K i N 30%бук, 2n K где N Ki – мгновенная мощность, подведенная к i-му колесу;

N fKi – N вн.с – мгновенная мощность сопротивления качению i-го колеса;

мгновенная мощность внешних сопротивлений движению автомобиля;

n K – число ведущих колес автомобиля;

K i – поправочный коэффициент, учитывающий условия взаимодействия колеса и автомобиля с опорной поверхностью и его возможности реализовать подводимую мощность.

В первом приближении K i Ki RZi max Ga1 n, где max – максимальный коэффициент сцепления шины данной конструкции, полученный на сухой асфальтобетонной дороге при полном скольжении;

Ki – мгновенный коэффициент сцепления i-го колеса с опорной поверхностью в данных условиях движения;

RZi – нормальная реакция дороги под i-м колесом в данный момент движения;

n – число осей автомобиля;

Ga – масса автомобиля.

Все члены формулы, отображающей закон оптимального распределения мощности, легко подсчитываются с помощью известных из теории автомобиля зависимостей.

Однако в реальном автомобиле к каждому колесу подводится мощность N ОР, отличающаяся от оптимальной N ООПТ, обеспечивающей N. Поэтому в минимальное сопротивление качению, на величину качестве общего критерия К Д (коэффициента добротности, или совершенства, схемы трансмиссии) следует принять среднеквадратичное отклонение, которое подсчитывается по формуле:

2n N Oip ) K Д 1 N ( N Оi, Оa ОПТ i где N ОiОПТ – оптимальная мощность, подводимая к i-у колесу в данный момент времени;

N Оip – реально подводимая к нему мощность;


n – число осей;

N Оa – суммарная тяговая мощность, которая должна быть подведена от двигателя к трансмиссии и разделена по колесам автомобиля в заданных условиях и режимах его движения.

В случае идеальной трансмиссии ( K Д 1 ) - N ОР N OОПТ. Во всех остальных случаях схема силового привода не отличается добротностью, или несовершенна.

В работе [18] утверждается, что коэффициент добротности К Д непосредственно не связан с количественным изменением мощности необходимой для движения автомобиля с данной и оптимальной трансмиссиями. Поэтому для оценки эффективности схемы силового привода предлагается ввести коэффициент оптимальности распределения мощности ( К ОМ ) по ведущим мостам N ОПТ К ОМ 1, N Оа N ОПТ где – мощность, подведенная к движителю автомобиля с оптимальным распределением мощности по осям;

N Оа – мощность, подведенная к движителю реального шасси.

Здесь же утверждается, что К ОМ позволяет определить оптимальную характеристику дифференциала, других элементов трансмиссии и движителя не только при прямолинейном равномерном движении автомобиля, но и при повороте, ускорении, движении с прицепом, движении на подъеме и т.д. В результате схему силового привода автомобиля можно оптимизировать. Из этого делается вывод, что К ОМ может быть использован в качестве оценочного коэффициента, выразив КПД шасси. Однако К ОМ зависит еще и от того, насколько оптимально распределяются массы автомобиля по ведущим мостам. Этот вопрос требует дополнительно рассмотрения.

Следовательно, разработка оценочного коэффициента силового привода является актуальной задачей.

Исходя из вышеизложенного, была сформулирована цель работы, которая ведется в ФГУП «НАМИ»: проведение теоретических исследований вновь разрабатываемой раздаточной коробки трехосного грузового автомобиля малой размерности с колесной формулой 6х6, создание опытных образцов и экспериментальное их исследование.

В соответствии с целью работы были поставлены следующие основные задачи исследования:

1. Провести теоретические исследования по обоснованию схемы силового привода трехосного грузового автомобиля малой размерности с колесной формулой 6х6 НАМИ-3333.

2. Провести теоретические исследования и разработать оценочный коэффициент эффективности силового привода.

3. Разработать и исследовать раздаточную коробку для автомобиля НАМИ-3333 с тремя выходными валами и межосевым дифференциальным приводом.

4. Провести стендовые испытания вновь изготовленной раздаточной коробки для оценки адекватности принятых конструктивных решений.

5. Провести дорожные испытания опытного образца автомобиля НАМИ-3333 для оценки оптимальности обоснованности схемы силового привода.

В настоящее время завершается изготовление вновь разработанных раздаточных коробок опытного образца автомобиля НАМИ-3333 [14], идет подготовка к сборке самого опытного образца и стендового оборудования для планируемых исследований.

Библиографический список 1. Агейкин Я.С. Проходимость автомобилей. – М.: Машиностроение, 1981. – 232 с.

2. Аксенов, П.В. Анализ схем силовой передачи автомобилей высокой проходимости [Текст] / П.В. Аксенов, А.С. Поляков // Автомобильная промышленность. – 1968. – № 10. – С. 11-15.

3. Аксенов П.В., Белоусов Б.Н. Критерии для оценки схем // Автомобильная промышленность. 1997. №6. –С. 19-21.

4. Андреев А.Ф. и др. Дифференциалы колесных машин / А.Ф. Андреев, В.В. Ванцевич, А.Х. Лефарев: Под общ. ред. А.Х. Лефарова. – М.: Машиностроение, 1987. – 176 с.: ил.

5. Бахмутов С.В., Шухман С.Б., Лепешкин А.В. Силовой привод колес многоосных машин: перспективы научного поиска оптимальных решений// Автомобильная промышленность. 2005. №3. –С. 11-15.

6. Ванцевич В.В. Синтез схем привода к ведущим мостам и колесам многоприводных транспортно-тяговых машин/Автореферат дисс. … доктора технических наук. – Минск, 1992. – 46 с.

7. Гоберман В.А. Автомобильный транспорт в сельскохозяйственном производстве. – М.: Транспорт, 1986. – 287 с.

8. Дзоценидзе Т.Д. Обоснование параметров малогабаритных транспортных средств сельскохозяйственного назначения с широкими функциональными возможностями.

Дисс. … доктора технических наук. – М., МГАУ им. В.П. Горячкина, 2009. – 407 с.

9. Дзоценидзе, Т.Д. Проблема создания новых средств развития транспортной инфраструктуры и пути ее решения на примере семейства МТС [Текст]/Т.Д.

Дзоценидзе, Леонов А.В., Козловская М.А., Журавлев А.В.//Труды НАМИ. Выпуск 241.

М., Изд. ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ»2009. С. 90-111. (М.А. Козловская - 0,40 п.л.) 10. Дзоценидзе, Т.Д. Разработка технологических процессов производства малогабаритных транспортных средств для сельского хозяйства [Текст]/Т.Д.

Дзоценидзе, Н.С. Кузнецов, М.А. Козловская, А.В. Журавлев//VIII Конгресс технологов автомобилестроения. Сборник докладов и тезисов. – М.: ОАО «Автосельхозмаш холдинг», 2008. С. 19-30. (М.А. Козловская - 0,38 п.л.).

11. Евтюшенков Н.Е. Перспективы транспорта для села до 2010 г.// Техника и оборудование для села. 2005. №1. С. 9-10;

№2. С. 11-12.

12. Измайлов А.Ю. Технологии и технические решения по повышению эффективности транспортных систем АПК. – М.: ФГНУ «Росинформагротех», 2007. – 200 с.

13. Ипатов А.А., Дзоценидзе Т.Д. Создание новых средств развития транспортной инфраструктуры. Проблемы и решения. – М.: Металлургиздат, 2008. - 272 с., ил.

14. Козловская М.А. и др. Раздаточная коробка трехосной колесной машины /Е.Б.

Александров, Т.Д. Дзоценидзе, П.А. Кабанин, М.А. Козловская, А.Н. Лушников, А.П.

Недялков, С.Н. Семикин. Заявка № 2009141672 на выдачу патента Российской Федерации на изобретение от 12.11.2009.

15. Коротоношко Н.И. Работы НАМИ в области создания унифицированного семейства многоприводных автомобилей/ Тр. НАМИ, 1968, вып. 103. С. 74-89.

16. Петрушов В.А. Автомобили и автопоезда: Новые технологии исследования сопротивлений качения и воздуха. – М.: ТОРУС ПРЕСС, 2008. – 352 с.: ил.

17. Петрушов, В.А. О различии тягово-динамических показателей автомобилей с дифференциальным и блокированным приводом [Текст] / В.А. Петрушов, Ю.В.

Пирковский, С.А. Шуклин // Автомобильная промышленность. – 1968. – № 10. – С. 8-11.

18. Пирковский Ю.В., Шухман С.Б. О коэффициенте оценки конструктивного совершенства шасси автомобиля // Автомобильная промышленность. 1997. №12. – С. 17-20.

19. Формирование и использование парка машин в малых формах хозяйствования.

Научный доклад. – М.: ФГНУ «Росинформагротех», 2006. – 51 с.

20. Шуклин, С.А. Принципы выбора схемы силового привода многоприводного автомобиля на основе расчета экономической эффективности [Текст] / С.А. Шуклин, В.В. Московкин, В.И. Чергейко. – М.: НИИНАВТОПРОМ, 1975. – 48 с.

21. Шухман С.Б., Соловьев В.И., Прочко Е.И. Теория силового привода колес автомобилей высокой проходимости. Под общей редакцией д.т.н., проф. С.Б. Шухмана.

– М.: Агробизнесцентр, 2007. – 336 с.

22. Энциклопедия военных автомобилей [Текст] / Е. Д. Кочнев, Издание 2-е, доп. и перераб. – М.: ООО «Книжное издательство „За рулем“», 2008. — 640 с: ил.

УДК 629.11. МОДЕЛИРОВАНИЕ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ АВТОПОЕЗДА ПО ДЕФОРМИРУЕМОМУ ГРУНТУ ПРИ УПРУГОЙ СВЯЗИ МЕЖДУ ТЯГАЧОМ И ПРИЦЕПОМ Г.О. Котиев, д-р. техн. наук, проф.;

В.А. Горелов, канд. техн. наук;

Р.И. Жирный * МГТУ им. Н.Э. Баумана;

*ООО «Газсеверинвест»

Не секрет, что важнейшими для экономики РФ являются газодобывающая и нефтедобывающая отрасли. На сегодняшний день большое количество разрабатываемых месторождений нефти и газа находятся в труднодоступных районах Крайнего Севера, в условиях «вечной мерзлоты» и бездорожья, в связи с чем, доступ к ним весьма затруднён. Эти месторождения, в том числе, и на пол-ве Ямал, требуют обслуживания и доставки тяжёлых, крупногабаритных и неделимых грузов. Большие перспективы для решения подобных транспортных задач имеет направление, связанное с применением многоосных большегрузных автопоездов.

В рамках совместных исследований кафедры «Колёсные машины»

МГТУ им. Н.Э. Баумана и ООО «Газсеверинвест» была создана транспортная система (рис. 1), прошедшая предварительные испытания на пол-ве Ямал в апреле 2009 года.

Рис.1. Транспортная система Доказано, что в зависимости от характера связи между тягачом и прицепом, автопоезд может иметь различные характеристики по проходимости. В этой связи необходимо на стадии проектирования решить задачу по прогнозированию характеристик прямолинейного движения автопоезда по бездорожью при: буксировании прицепа движущимся тягачом с жесткой связью, буксировании прицепа движущимся тягачом с гибкой связью, буксировании прицепа неподвижным тягачом с использованием лебёдки и анкерно-упорного устройства. Данная задача решается с помощью имитационного математического моделирования.

Вопросам взаимодействия эластичного колёсного движителя и деформируемого опорного основания посвящено достаточно много трудов как отечественных, так и зарубежных авторов. Прежде всего, эти работы направлены на описание процесса взаимодействия колеса с грунтом в функции конструктивных параметров движителя и физико-механических свойств опорного основания. Следует отметить, что теория взаимодействия эластичного колеса с деформируемым опорным основанием в данном представлении весьма развита и позволяет описывать такие явления, как колееобразование, бульдозерный и экскавационный эффекты, уплотнение грунта и т.д. При таком подходе целью исследований является выбор оптимальных параметров конструкции колеса, как правило, по критериям максимального тягового усилия, минимизации затрат на движение и вредного воздействия на почву.

Однако когда движитель уже создан и необходимо исследовать его возможности в составе колёсной машины, например, в случае оценки средней скорости движения на заданном маршруте, с целью решения задачи о рациональном распределении мощности по колёсам, для оценки нагруженности элементов трансмиссии представляется целесообразным использовать характеристики тягово-сцепных свойств (рис. 3) и потерь энергии (рис. 2) для различных условий взаимодействия колеса с опорным основанием, полученные при экспериментальных исследованиях в грунтовом канале или на полигоне (рис. 4 - 7).

Характеристиками процесса прямолинейного качения колеса в различных случаях движения являются удельные потери энергии fw (потери энергии при качении на единицу пройденного колесом пути при единичной вертикальной нагрузке), удельная свободная тяга (продольная сила, приложенная к оси катящегося колеса, при единичной вертикальной нагрузке на его ось), k rko Vxk r V 1 k ;

rk xk [1], где k коэффициент буксования S Б k rko rko k угловая скорость вращения колеса;

rko - радиус колеса в свободном режиме;

rk - радиус качения колеса;

Vxk - скорость цента масс колеса в продольном направлении.

Результаты испытаний представляются в виде тягово-энергетических и тягово-сцепных характеристик f (S Б ). Примеры f w f ( ) экспериментальных характеристик, виды грунтового канала и экспериментальная установка представлены на рис. 2-7 [1].

Методика проведения экспериментальных исследований с целью получения представленных характеристик опирается на уравнение энергетического баланса и подробно описывается в [2].

Построение математической модели движения автопоезда рассмотрим на примере трехосного тягача с возможностью реализации индивидуального, дифференциального и блокированного привода колёс и трёхопорного прицепа в ведомом режиме. Расчётная схема автопоезда, представленная на рис. 8, принята с учётом характера решаемой задачи и описывается соответствующими уравнениями движения для тягача (1) и прицепа (2).

Рис. 2. Удельные потери энергии при Рис. 3. Тягово-сцепные характеристики качении модификаций колеса модификаций колеса Рис. 4. Цилиндрическая модификация колеса Рис. 5. Образец в грунтовом канале а) Исследование ведомого колеса б) Опыты с ведущим колесом Рис. 6. Общий вид экспериментальной установки для исследования взаимодействия с грунтом крупногабаритного пневматического колеса при нагрузке 100-250 кН а) Большой канал с пылевидным грунтом б) Малый канал с мягко-сыпучим грунтом Рис. 7. Экспериментальная лабораторная установка для исследования взаимодействия эластичных оболочек с очень слабыми пылевыми и мягко-текучими грунтами Рис. 8. Расчетная схема движения автопоезда Для тягача mТ VX 2 PX i mТ g sin( ) PКР Т i (1) I k i k i M K i (1 S Б i )( f w i i ) RZ i rKo mK i a X K i i RZ i PX i mКi g sin( ), Для прицепа mПР VX 2 PX i mПР g sin( ) PКР ПР i (2) I k i k i (1 S Б i ) (i f w i ) RZ i rKo mK i a X K i PX i i RZ i mКi g sin( ), где i = 1, …3;

mТ и mПР - масса тягача и прицепа, соответственно;

mK i - масса колеса;

I k i - момент инерции колеса;

i - номер колеса;

VX и VX - продольноеПР Т ускорение центра масс тягача и прицепа, соответственно;

k i - угловое ускорение i-го колеса;

a X K i - продольное ускорение центра масс i-го колеса;

g ускорение свободного падения;

- угол наклона опорной поверхности.

Связь тягача и прицепа реализуется через силу тяги на крюке PКР, которая определяется по зависимости:

PКР ( X С Т X С ПР ) C (VXТ VX ПР ) B, (3) где C - коэффициент жесткости сцепного устройства в продольном направлении;

B - коэффициент демпфирования сцепного устройства в продольном направлении;

X С Т - координата центра масс тягача по оси Х;

X С ПР - координата центра масс прицепа по оси Х;

VXТ - скорость центра масс тягача;

VX ПР - скорость центра масс прицепа.

Таким образом, изменяя коэффициенты жесткости и демпфирования узла сочленения, можно задавать различную связь между тягачом и прицепом.

Cила, действующая на корпус тягача со стороны колеса по оси X:

PX i ( X K i LK i ) Cподв (VX K i VX C ) Bподв, (4) где Cподв - коэффициент жесткости подвески в продольном направлении;

Bподв - коэффициент демпфирования подвески в продольном направлении;

X K i - расстояние от центра масс до оси колеса по оси Х;

LK i - расстояние от центра масс до точки крепления подвески по оси Х;

V X C - скорость центра масс автомобиля.

Cила, действующая на корпус прицепа со стороны колеса по оси X:

PX i ( LK i X K i ) Cподв (V X C V X K i ) Bподв, (5) Пусть удельная свободная сила тяги соответствует рис. 3 и определяется по зависимости:

SБ (6) SO sign( S Б ) max (1 e ), где - максимальное значение коэффициента силы сцепления колеса с max опорной поверхностью;

S 0 - константа.

Удельные потери энергии при качении колеса:

i f w i f w o K f log(1 ), (7) SO i max (1 e ) где f w o - коэффициент удельных энергетических потерь при отсутствии буксования в свободном режиме качения;

K f - коэффициент пропорциональности.

Вертикальная реакция в пятне контакта колес тягача с опорной поверхностью определяется следующей зависимостью:

RZ i PZ i mK i g cos( ) (8) PZ i определяются из решения системы уравнений (9):

PZ 1 PZ 2 PZ 3 mC g cos( ) PZ 1 LK 1 PZ 2 LK 2 PZ 3 LK 3 M ОТН (9) PZ 1 ( LK 2 LK 3 ) PZ 2 ( LK 3 LK 1 ) PZ 3 ( LK 1 LK 2 ) 0, где M ОТН (mC a x H c Pкр H кр M к (1) M к ( 2) M к (3) ) - сумма крутящих моментов относительно проекции центра масс на линию, соединяющую оси колес;

H c - высота центра масс;

H кр - высота приложения силы тяги на крюке Pкр ;

M к (i ) - крутящий момент, реализуемый на соответствующей оси автомобиля.

При определении вертикальных реакций под колёсами прицепа используется такой же подход, как и для тягача, с учетом особенностей, отраженных в расчетной схеме.

Рассмотрим динамику трансмиссии тягача на примере блокированной раздачи мощности по колёсам. Упрощенная схема трансмиссии с блокированным приводом по борту приведена на рис. 9.

Рис. 9. Схема трансмиссии с блокированным приводом Динамика трансмиссии с блокированной связью по борту описывается системой дифференциальных уравнений с учетом равенства угловых ускорений колес.

Проведенные предварительные теоретические исследования динамики автопоезда при различных упругих и демпфирующих характеристиках сцепного устройства позволили сделать следующие выводы. В том случае, когда параметры сцепного устройства C и B принимаются равными небольшим величинам, тягач «уезжает» от прицепа, скорость которого в определенный момент времени становится равной нулю. В противоположном случае, т.е. когда коэффициенты упругости и демпфирования достаточно велики, тягач оказывается неспособным выполнять транспортировку прицепа.

Скорость обеих частей автопоезда в определенный момент равна нулю. При определенных значениях величин C и B оказалось возможным выполнить транспортировку тягачом прицепа при тех же массовых, геометрических и энергетических характеристиках. При начале движения за счёт имеющейся упругой связи тягач сначала разгоняется без приложения силы на крюке, а далее полученной инерции хватает для того, чтобы потянуть за собой прицеп.

Таким образом, одной из задач, которая может быть решена с помощью разработанной математической модели автопоезда, является оптимизацию параметров сцепного устройства с целью реализации максимального тягового усилия при транспортировке прицепа в режиме трогания в заданных дорожных условиях.

Библиографический список 1. Наумов В.Н., Рождественский Ю.Л. Математическая модель взаимодействия металлоупругого колеса с уплотняющимся грунтом // Вопросы расчёта и конструирования гусеничных машин. - Труды МВТУ им. Н.Э. Баумана. - 1980. - № 339. - С. 84-111.

2. Серебренный И.В., Котиев Г.О. Повышение проходимости автомобиля за счёт рационального распределения потоков мощности по колёсам // Вестник МГТУ им.

Н.Э. Баумана. Машиностроение. - 2008. - Специальный выпуск. - С.193-201.

УДК 629. ОПЫТ И ПЕРСПЕКТИВЫ СОЗДАНИЯ САМОХОДНЫХ ТРАНСПОРТНЫХ И ТЯГОВЫХ КОЛЕСНЫХ МАШИН ПОВЫШЕННОЙ ПРОХОДИМОСТИ С ГИДРООБЪЕМНЫМИ ТРАНСМИССИЯМИ А.В. Лепёшкин канд. техн. наук, проф.

МГТУ «МАМИ»

В настоящее время все более актуальным для развития России становится решение проблем, связанных с необходимостью освоения огромных территорий Дальнего Востока, Сибири и Крайнего Севера, а также развитием других удаленных от центра регионов нашей необъятной страны. Одним из главных препятствий этому является отсутствие с этими регионами надежного наземного транспортного сообщения. Практическое отсутствие в этих районах развитой дорожной сети указывает на то, что одним из важнейших условий достижения успеха в решении поставленной цели является необходимость оснащения транспортных предприятий, работающих в этих областях России, высокопроизводительными наземными безрельсовыми транспортными средствами повышенной проходимости. При этом потребителей колесных транспортных и тяговых машин повышенной проходимости, прежде всего, интересует соответствие их современным требованиям. Помимо высокой проходимости основными из этих требований являются:

простота в управлении;

надежность в работе;

экономичность;

щадящее воздействие на опорную поверхность при движении по бездорожью.

В настоящее время очевидным для специалистов в области создания и эксплуатации транспортных и тяговых колесных машин, удовлетворяющих перечисленным требованиям, является то, что для достижения названной цели необходимо использование полноприводных машин с трансмиссиями, оснащенными системами автоматического управления, которые в каждый момент времени обеспечивают адаптацию машины к изменяющимся условиям ее движения. Такие трансмиссии называют «гибкими» или «интеллектуальными». Под изменяющимися условиями движения машины здесь понимается не только изменение рельефа местности или характера взаимодействия движителя машины с опорной поверхностью, а и процессы, вызванные текущими управляющими воздействиями со стороны водителя.



Pages:     | 1 || 3 | 4 |   ...   | 9 |
 



Похожие работы:





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.