/
Author: Аксенов П.В.
Tags: техника средств транспорта автодорожный транспорт автомобили автомобилестроение автотранспорт грузовые автомобили
ISBN: 5-217-00471-1
Year: 1989
Text
П.В.Лксенов
МНОГООСНЫЕ
АВТОМОБИЛИ
2-е издание,
переработанное и дополненное
Москва
«Машиностроение»
1989
ББК 39.336
А42
УДК 629.114.45.028.4/.6
Рецензент Д. А. АНТОНОВ
- - <•
sl4. '
Ч‘- . '
Аксенов П. В.
А42 Многоосные автомобили.— 2-е изд., перераб. и доп.— М.:
Машиностроение, 1989. — 280 с.: ил.
ISBN 5-217-00471-1
Даны анализ конструкций н классификация многоосных автомоби-
лей, общие закономерности их динамики и статики. Определено влия-
ние общих конструктивных решений на эксплуатационные свойства.
Второе издание (1-е изд. 1980 г.) дополнено материалом по сочленен-
ным автомобилям и отдельным вопросам теории.
Для инженерно-технических работников, занятых проектированием,
конструированием, расчетом, испытаниями и эксплуатацией автомоби-
лей.
. 2705140200—207 ББК 39.336
А ----------------207-89
038(01)—89
ISBN 5-217-00471-1 © Издательство «Машиностроение», 1980
© Издательство «Машиностроение», 1989
с изменениями
ПРЕДИСЛОВИЕ
Курс ускоренного социально-экономического развития нашей
страны, утвержденный XXVII съездом КПСС, может быть осу-
ществлен только на основе научно-технического прогресса всех
отраслей народного хозяйства. Все виды транспорта на нынеш-
нем уровне научно-технического прогресса должны прежде всего
обеспечить резкое повышение производительности труда при до-
ставке потребителям различных грузов и перевозке пассажиров.
Одним из действенных средств повышения эффективности ав-
томобильного транспорта является увеличение его грузоподъем-
ности. В связи с этим наметившаяся в настоящее время тенден-
ция развития многоосных автомобилей, позволяющих значитель-
но повысить грузоподъемность автомобильного транспорта,
заслуживает внимательного рассмотрения.
Этой тенденции способствуют три важных фактора: во-пер-
вых, установленные пределы допустимых нагрузок на колесную
ось автомобиля, ограничивающие грузоподъемность двухосных
автомобилей; во-вторых, требования повышения грузоподъем-
ности и обеспечения высокой проходимости автомобилей при
использовании их на грунтовых дорогах и вне дорог (на сельско-
хозяйственном поле и на местности); в-третьих, всевозрастаю-
щая потребность народного хозяйства в автомобильных пере-
возках тяжелых и сверхтяжелых негабаритных грузов, дающих
высокий экономический эффект благодаря исключению процесса
разборки, раздельной перевозки и последующей сборки, сварки
и отладки на месте монтажа, например, котлов, реакторов, транс-
форматоров, промышленных установок, труб большого диамет-
ра и др.
Если первые два фактора обусловили массовое производство
и широкое использование трех- и четырехосных автомобилей, то
третий фактор вызвал необходимость создания группы автомо-
билей с числом колесных осей более восьми и появление нового
типа автотранспортных средств — многоопорных автомобилей с
числом опор более 20, имеющих более 100 колес, грузоподъем-
ностью до 5000 т. Многоопорные автомобили сейчас способны
перевозить к месту назначения модули цехов, фабрик и заводов,
морских доков и других сооружений огромных размеров.
Появление многоосных сочлененных автомобилей позволяет
по-новому решить транспортные проблемы в условиях полного
бездорожья. Сочлененные автомобили имеют значительно луч-
з
шую, чем автопоезда равной грузоподъемности, проходимость,
их длина меньше на 20...30%, масса снаряженного автомобиля
на 13... 15%, а ширина габаритного коридора — на 35%. Сочле-
ненные автомобили уже сейчас превосходят некоторые гусенич-
ные машины по проходимости и ряду других свойств. При раз-
витии автомобилей такого типа могут быть успешно решены за-
дачи освоения северных и северно-восточных районов страны,
а также ускоренного развития агропромышленного комплекса.
Исторически развитие конструктивной схемы автомобиля шло
по пути увеличения числа колесных осей. Для повышения при-
способляемости автомобиля к условиям плохих, неблагоприят-
ных дорог в его конструкцию были последовательно введены
третья, а затем четвертая, пятая и т. д. колесные оси. Развитие
конструкций многоосных автомобилей и широкое распростране-
ние автопоездов происходило одновременно, однако многоосные
автомобили имеют ряд преимуществ.
Автопоезда являются высокоэффективным средством повы-
шения грузоподъемности и производительности автотранспорта.
Применение в автопоезде простого по конструкции тягача обще-
транспортного назначения важно в отношении унификации ма-
шин и снижения затрат в производстве. Возможность разъеди-
нения автопоезда на составные части (тягач, прицеп, полупри-
цеп) позволяет рационально организовать транспортный про-
цесс, упрощает и облегчает техническое обслуживание и ремонт.
Шарнирные сочленения почти в центре базы транспортного
средства обеспечивают гибкость в вертикальной и горизонталь-
ной плоскостях, благодаря чему автопоезда хорошо вписываются
в макронеровности дорог и местности. Накоплен большой опыт
разработки, производства и эксплуатации автопоездов и имеется
достаточная научная база.
Однако автопоезда имеют существенные конструктивные и
эксплуатационные недостатки. Их управляемость, поворотли-
вость и поворачиваемость недостаточны, они имеют низкую ус-
тойчивость и проходимость на грунтовых дорогах. Конструктив-
ные решения, направленные на устранение этих недостатков
(увеличение числа управляемых и приводных колесных осей при-
цепа, полуприцепа), лишают автопоезд многих преимуществ.
Большегрузные автопоезда высокой проходимости полупри-
цепного типа уступают однозвенным многоопорным автомобилям
равной проходимости и грузоподъемности по показателям массы
и размеров. По данным расчета, собственная масса автопоезда
получается больше массы многоосного автомобиля в несколько
раз, база — почти в 1,5 ...2 раза, высота центра масс при разме-
щении одного и того же груза — в 1,2 раза. Автопоезд имеет в
2 раза больше основных узлов и агрегатов, а система управле-
ния почти в 3 раза сложнее. Разница этих показателей с повыше-
нием грузоподъемности увеличивается. Кроме того, автопоезд
4
имеет неблагоприятное соотношение масс тягача и полуприцепа
с грузом (практически 1:4), вследствие чего при наличии шар-
нира в седельном устройстве возникает проблема обеспечения
управляемости и устойчивости, особенно при движении по грун-
товым и скользким дорогам. Автопоезда часто в таких условиях
теряют устойчивость, что приводит к авариям.
Отмеченные недостатки автопоездов не исключают дальней-
шего развития и совершенствования последних, однако являются
одной из причин параллельного, независимого развития много-
осных многоопорных автомобилей. Автопоезда, по-видимому,
длительное время будут иметь широкое применение для перево-
зок на магистральных автомобильных дорогах.
Большой вклад в развитие конструкций многоосных автомо-
билей и автопоездов внесли советские ученые и инженерно-тех-
нические работники: Я. С. Агейкин, А. С. Антонов, Д. А. Антонов,
Н. Ф. Бочаров, А. И. Гришкевич, Н. И. Коротоношко, В. И. Мед-
ведков, Ю. В. Пирковский, Р. В. Ротенберг, Г. А. Смирнов,
Я. С. Фаробин, Н. Н. Яценко и др. Отечественные конструкции
по техническому уровню и эксплуатационным качествам не
уступают лучшим зарубежным аналогам. Советские ученые за-
нимают ведущее положение в разработке теоретических проблем
проектирования многоосных автомобилей.
Принципиальное отличие второго издания состоит в том, что
оно дополнено и обновлено по содержанию. Во всех главах рас-
смотрены эксплуатационные свойства, связанные с колебаниями,
нагруженностью ходовой части и трансмиссии, поворачиваемо-
стью и проходимостью. В новой главе рассмотрены закономер-
ности поперечной устойчивости по опрокидыванию многоосных
автомобилей, перевозящих грузы большой массы; расширены
сведения по особому классу многоопорных автомобилей и впер-
вые дан обзор общих конструктивных решений малогабаритных
многоосных автомобилей.
Приведены новые данные о влиянии многоосности на вибро-
нагруженность, схему трансмиссии, тормозные свойства автомо-
биля; рекомендации по выбору передаточного числа межосевых
и межтележечных дифференциалов, а также сведения о направ-
лениях конструирования привода задних управляемых колес,
применении микропроцессоров в системе управления.
При рассмотрении методик оценки отдельных эксплуатацион-
ных свойств указано на возможность использования этих мето-
дик в системах автоматического проектирования (САПР) мно-
гоосных автомобилей (создания банка расчетных данных). По-
этому глава, касающаяся проходимости автомобилей, дополнена
комплексной методикой оценки взаимодействия многоосного
движителя с деформируемым грунтом, позволяющей определять
параметры опорно-сцепной проходимости автомобиля в зависи-
мости от характеристик шин и состояния грунта.
5
Глава I
КЛАССИФИКАЦИЯ
И ОБЩИЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ
При создании многоосных автомобилей приходится руковод-
ствоваться в основном практическим опытом конструирования,
так как широко и детально разработанные вопросы теории и рас-
чета двухосных автомобилей малопригодны для автомобилей с
тремя и более колесными осями. Отсутствие общей теории, опы-
та проектирования, испытаний и эксплуатации многоосных ав-
томобилей предопределило в свое время большое различие их
конструктивных решений и компоновок. Выпускаемые в настоя-
щее время многоосные автомобили различаются не только чис-
лом колесных осей, но главным образом их размещением отно-
сительно базы, схемой раздачи мощности по колесам, схемой ру-
левого управления и другими конструктивными особенностями.
Конструктивные решения, определяющие выбор числа и раз-
мещение колесных осей, выбор схемы рулевого управления и схе-
мы раздачи мощности по колесам, являются общими конструк-
тивными решениями многоосного автомобиля. На основе этих пер-
воочередных, основных решений формируются все важнейшие
характеристики и схемные решения автомобиля, т. е. общие кон-
структивные решения являются определяющим фактором для
всей конструкции транспортного средства.
Очевидно, что прочие конструктивные решения, такие, как
выбор силового агрегата, типа и конструкции трансмиссии, не-
сущей и тормозной систем, подвески, важны в формировании тех-
нических характеристик автомобиля и в большой степени влияют
на качество транспортного средства, однако они являются вто-
ричными решениями.
1. ИСХОДНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ КЛАССИФИКАЦИИ
Многоосные автомобили в настоящее время классифицируют
по основному признаку общих конструктивных решений — числу
колесных осей, начиная с простейшего класса — трехосных авто-
мобилей, в котором уже возможны многовариантные конструк-
тивные решения. Особыми классами являются сочлененные мно-
гоосные автомобили, многоопорные автомобили для сверхтяже-
лых грузов и малогабаритные многоосные автомобили, которые
имеют принципиальные отличия.
Для разделения автомобилей каждого класса на группы мо-
жет быть принят один из признаков общих конструктивных ре-
шений— размещение колесных осей по базе, которое условно
6
будем обозначать осевой формулой. Цифры осевой формулы
означают число рядом расположенных смежных колесных осей.
Например, при равномерном размещении колесных осей по базе
трехосного автомобиля осевая формула будет иметь вид 1—1—1,
а для четырехосного автомобиля с тележечной схемой размеще-
ния колесных осей по базе — 2—2 и т. д.
Два других признака общих конструктивных решений: схема
рулевого управления и схема раздачи мощности по колесам мо-
гут быть положены в основу разделения автомобилей на под-
группы. Условно схему рулевого управления будем обозначать
формулой управления, показывающей порядковый номер колес-
ной оси е поворотными колесами. Например, при двух передних
колесных осях с поворотными колесами для четырехосного авто-
мобиля формула управления 12—00, а при передней и задней
колесных осях с поворотными колесами—1—00—4. Для услов-
ного обозначения схемы раздачи мощности по колесам будем ис-
пользовать общепринятую известную колесную формулу, харак-
теризующую число колес автомобиля и число ведущих из них,
например, 6X4, 8x8 и т. д.
Место расположения колесных осей с ведущими колесами в
общей схеме будем обозначать формулой привода колесных осей.
В этой формуле указывается порядковый номер колесных осей
с ведущими колесами. Например, четырехосный автомобиль с
колесной формулой 8X4 и задними ведущими колесами имеет
формулу привода 0034, трехосный автомобиль со всеми ведущи-
ми колесными осями 6X6— 123. Далее по тексту условно приня-
то называть колесную ось осью, а колесную ось с ведущими или
поворотными колесами — ведущей осью или управляемой осью.
Дополнительной характеристикой схемы трансмиссии, рас-
сматриваемой в общих конструктивных решениях, является так-
же число дифференциальных, отключающихся муфт, муфт сво-
бодного хода и подобных им механизмов, названных в дальней-
шем развязывающими узловыми точками — РУТ (см. гл. 4).
Дополнительные классификационные признаки особых клас-
сов сочлененных, многоопорных и малогабаритных многоосных
автомобилей приведены в соответствующих разделах.
2. ТРЕХОСНЫЕ АВТОМОБИЛИ
Трехосные автомобили, самые распространенные после двух-
осных, по общим конструктивным решениям можно разделить на
три основные нашедшие широкое практическое применение
группы (табл. 1).
Группа I. Наиболее массовыми трехосными автомобилями в
настоящее время во всем мире являются автомобили подгруппы
а — неполноприводные грузовые автомобили. Эта конструктив-
ная схема нашла применение раньше других и первоначально
использовалась главным образом для легковых автомобилей.
7
1. Общие конструктивные решения трехосных автомобилей
Груп- па Схема шасси Подгруппа Колесная формула Осевая 1 формула Формула управления Формула привода Число РУТ
I а 6X4 1-2 1-00 023 2 или 3
-А- б 6X2 1—2 1-00 020 1
в 6X6 1-2 1-00 123 4 или 5
II а 6x6 1-1-1 1-2-0 123 0 или 1
б 6X6 1-1-1 1-0-3 123 0 или 1
III
6X6
6X2
2-1
2-1
12-0
12-0
123
003
4 или 5
1
Примером может служить легковой автомобиль «Татра 26/30»,
выпускавшийся в Чехословакии с 1927 г. В настоящее время
третью ось применяют только для повышения грузоподъемности
автомобиля при ограничении нагрузки на ось. Выпуск легковых
трехосных автомобилей из-за сложности конструкции ограничен.
Примером современного грузового трехосного неполнопривод-
ного автомобиля может служить базовый автомобиль
КамАЗ-5320. Трехосные неполноприводные автомобили по схеме
различаются между собой только применением межосевых диф-
ференциалов— у некоторых межосевой дифференциал в задней
тележке отсутствует и применяется блокированная связь.
Увеличение числа осей приводит к ряду отрицательных по-
следствий, проявляющихся в условиях эксплуатации. Стремле-
нием сочетать преимущества двухосной и трехосной схем можно
объяснить появление автомобилей подгруппы б. Представителем
таких автомобилей служит автомобиль МАЗ-516Б. Его отличи-
тельной особенностью является наличие третьей поддерживаю-
щей несущей оси с подъемными колесами. Поднимаемые при не-
обходимости специальным гидравлическим устройством колеса
третьей оси позволили при сохранении общих конструктивных
решений двухосного автомобиля повысить его грузоподъемность
до 6500 кг по сравнению с двухосным автомобилем МАЗ-500А
и на 500 кг по сравнению с трехосным автомобилем МАЗ-514.
Автомобиль МАЗ-516Б сохраняет все конструктивные особенно-
сти автомобилей производственного объединения «БелавтоМАЗ».
8
При движении с поднятыми колесами этой оси контрольный рас-
ход топливу на 100 км пути автомобиля меньше на 3,5 л, чем у
автомобилй МАЗ-514; минимальный радиус поворота практиче-
ски равен радиусу поворота двухосного автомобиля МАЗ-500А,
что объясняется снижением момента сопротивления повороту.
Подгруппа в включает в себя полноприводные автомобили
повышенной и высокой проходимости. Выпускаются такие авто-
мобили на Уральском («Урал-4320»), Кременчугском
(КрАЗ-260) автомобильных заводах и на Московском автомо-
бильном заводе им. И. А. Лихачева (ЗИК-431410). Автомобиль
«Урал-4320» помимо высокой проходимости отличается схемой
распределения мощности по колесам. Межосевой дифференци-
ал с цилиндрическими зубчатыми колесами распределяет мощ-
ность между передними и задними мостами в отношении 1:2.
Дифференциал имеет принудительную блокировку. В тележке
задних мостов применена блокированная связь.
Другое оригинальное конструктивное решение в этой под-
группе можно проиллюстрировать примером малоизвестного ав-
томобиля Д-566 производства Венгерской Народной Республи-
ки. Автомобиль имеет механическую трансмиссию и рулевое
управление, широко унифицированные с аналогичными агрега-
тами автобуса «Икарус». Межосевой дифференциал отсутствует.
Привод переднего моста может быть отключен. Межколесные
дифференциалы конические, симметричные. Дифференциалы
первого и третьего мостов имеют принудительную блокировку
при помощи кулачковых муфт легкового включения. Дифферен-
циал второго моста блокировки не имеет.
Отличительной особенностью автомобиля является интерес-
ная тормозная система. Рабочая тормозная система имеет тор-
мозные механизмы — открытого типа, дисковые на все шесть
колес, с пневмогидравлическим приводом на четыре рабочих ци-
линдра на каждый тормозной диск, с автоматической регулиров-
кой зазора между поверхностями трения. Тормозные диски раз-
мещены на ведомых валах главной передачи до колесных ре-
дукторов. Такое расположение дисков повышает эффективность
торможения и значительно уменьшает загрязнение при движе-
нии по плохим дорогам. Однако таким тормозам свойственны
все недостатки трансмиссионных тормозов. Система тормозного
привода двухпроводная, раздельная для колес переднего моста
и задней тележки. Привод стояночной тормозной системы воз-
действует на диски заднего моста.
Необычна также конструкция подвески — независимая, ры-
чажно-торсионная, с продольным расположением комбинирован-
ных торсионных упругих элементов. Задняя подвеска имеет ба-
лансирные связи между колесами в тележке. На каждом колесе
установлено по два гидравлических телескопических амортиза-
тора двустороннего действия.
9
Рис. 1. Трехосный автомобиль «Столвэт»
Группа II. В эту группу входят автомобили с равномерным
расположением осей по базе. Такую компоновку ходовой части
имеют, как правило, автомобили высокой проходимости
(рис. 1). При равномерном расположении трех осей по базе уп-
равляемыми обычно являются две первые или передняя и зад-
няя оси, раздача мощности по колесам осуществляется одним
блокируемым межбортовым симметричным дифференциалом.
При использовании двух двигателей дифференциалы не применя-
ют. Таким образом, общие конструктивные решения и компо-
новка автомобилей этой группы и классической схемы трехосных
автомобилей первой группы резко различаются. Автомобили
этой группы отличают высокие свойства поворачиваемости и
проходимости.
Группа III. Эту группу трехосных автомобилей могут пред-
ставлять автомобили «Татра Т-815» 6X6 (рис. 2) и «Фаун
L 912/21» (ФРГ). Полноприводные автомобили со сближенными
передними осями имеют управляемые колеса на обоих мостах.
Автомобили обладают высокой проходимостью и используются
в качестве тягачей прицепов или как автомобили общего назна-
чения при работе на дорогах всех видов и вне дорог.
Автомобиль «Татра Т-815» 6x6 является модификацией ав-
томобилей «Татра-815» и «Татра-148», отличающихся высоким
уровнем унификации.
В связи с необычной компоновкой ходовой части этих авто-
мобилей кабина может быть значительно вынесена вперед. Пре-
дусматривается возможность монтажа как впереди, так и поза-
ди кабины специального навесного оборудования, например гид-
равлического крана, для погрузки и разгрузки контейнеров или
10
Рис, 2. Трехосный автомобиль «Татра-Т815» 6x6 с передними сближенными
управляемыми осями
бульдозерного оборудования для ведения земляных работ
и т. п. Основные технические характеристики трехосных автомо-
билей приведены в прил. 1.
3. ЧЕТЫРЕХОСНЫЕ АВТОМОБИЛИ
По схеме компоновки ходовой части четырехосные автомо-
били могут быть разделены на следующие четыре группы
(табл. 2): автомобили со сближенными крайними осями (теле-
жечная схема компоновки), автомобили с равномерным разме-
щением осей по базе, автомобили со сближенными центральны-
ми осями и автомобили с произвольным неравномерным разме-
щением осей по базе.
Группа I. Четырехосные автомобили, имеющие тележечную
схему компоновки шасси, наиболее распространены. Их выпус-
кают как неполноприводными, так и полноприводными. Колеса
двух передних осей являются поворотными. Автомобили разли-
чаются между собой схемой раздачи мощности по колесам.
Одним из первых в этой группе можно назвать советский
четырехосный автомобиль ЯГ-12. Он создан в 1930 г. на Ярос-
лавском автомобильном заводе. Автомобиль «Магирус-
Дойтц-310» (ФРГ) предназначен для создания специализирован-
ных автомобилей (цистерн, бетономешалок и др.) и имеет сов-
ременную компоновку с кабиной, расположенной перед двига-
телем.
Из числа полноприводных четырехосных автомобилей под-
группы в особый интерес представляют два семейства: автомо-
били «Татра Т-815» и народнохозяйственные автомобили Мин-
ского автомобильного завода.
11
I. Общие конструктивные решения четырехосных автомобилей
Число РУТ 2 или 3 4 или 5 5 или 7 1—7 0 или 1 0 или 1 5 или 7
Формула привода СО 2 со О О (N О*-*.’—’ СО со СО СО «—< «—< > ! 1234 .1234 i
Формула управления 12—00 .12—00 12—00 .1—2—0—0 или 1—0—0—4 1—0—0—4 или 0—0—0—0 1—00—4 о о 1 СО
Осевая формула 1 1 1 (N CJ 1—1—1—1 1—1—1—1 1—2—1 СО 1 ГН
Колесная формула tF ОО XXX со со со со со X XX со СО 'Ф 8X8 8X8
Подгруппа яю sa сС 1© св сС
Схема шасси О
Группа нм нм III IV
Специализированные четырехосные автомобили семейства
МАЗ отличают большая грузоподъемность, высокая проходи-
мость на разбитых дорогах и на местности, характерной для
строек Сибири, Крайнего Севера и Средней Азии, Использование
этих автомобилей дает большой экономический эффект ввиду
их высоких эксплуатационно-технических свойств, определяемых
рядом особых конструктивных решений.
Все автомобили семейства (рис. 3) — полноприводные, уп-
равляемыми являются колеса двух передних мостов, кабина
расположена рядом с двигателем. Трансмиссия состоит из гид-
ромеханической коробки передач (включающей гидротрансфор-
матор и планетарную трехступенчатую коробку), раздаточной
коробки, главных передач ведущих мостов, межосевых, межко-
лесных дифференциальных механизмов и муфт свободного хода
и планетарных колесных редукторов.
В трансмиссии установлены семь дифференциальных меха-
низмов и муфт свободного хода. Симметричные дифференциалы
имеют главные передачи передних управляемых мостов и разда-
точной коробки. Дифференциалы управляемых мостов — повы-
шенного трения, а межтележечный дифференциал имеет прину-
дительную блокировку. В задних мостах и между мостами
тележек установлены муфты свободного хода, отключающие
определенную группу колес в случае возникновения в их приво-
де кинематического несоответствия определенной величины.
Подвеска всех колес — независимая рычажно-торсионная.
Рабочая тормозная система — однопроводная, тормозные меха-
низмы колодочные, тормозной привод пневмогидравлический.
Рис. 3. Четырехосный самосвал МАЗ 8x8
12
13
Шины — широкопрофильные с регулируемым давлением воз-
духа.
Автомобили семейства «Татра Т-815» отличаются рядом нео-
бычных конструктивных решений. В качестве несущего элемента
применена расчленяемая трубчатая рама с надрамником. Внут-
ри трубы рамы встроены все агрегаты механической трансмис-
сии: карданные валы торсионного типа, четыре главные переда-
чи с цилиндрическими межколесными дифференциалами и три
межосевых цилиндрических дифференциала. Все дифференциа-
лы имеют принудительную блокировку с электропневматическим
приводом. На каждом колесе имеются колесные редукторы. Дви-
гатель двенадцатицилиндровый воздушного охлаждения уста-
новлен в многоместной двухрядной кабине. Колеса двух перед-
них осей управляемые. Независимая балансирная подвеска со-
четается с разрезными мостами. Колеса в тележках подрессори-
ваются попарно с каждой стороны листовыми рессорами.
Расчленяемость трубчатой рамы позволяет из стандартных
элементов (см. рис. 4) — проходных главных передач 2, трубча-
тых проставок 3 разной длины, раздаточных коробок 4 и опор-
ных несущих кронштейнов 1 создавать автомобили с различным
числом колесных осей (от двух до восьми), с различным разме-
щением их по базе путем изменения длины трубчатых проста-
вок, различными схемами раздачи мощности по колесам и мно-
гое другое.
Эти конструктивные решения автомобилей «Татра» были ис-
пользованы в исследовательских целях для создания макетных
многоосных автомобилей. В связи с тем, что ниже широко ис-
пользуются экспериментальные данные, полученные на макетах,
остановимся более подробно на описании конструкции одного
из них.
При создании макета шестиосиого шасси автомобильного крана большой
грузоподъемности с экспериментальной установкой была использована труб-
чатая рама. Для определения размеров и массы макетный образец рассмат-
ривался как крупномасштабная модель большегрузного автокрана. Компоно-
вочная схема ходовой части выбиралась и рассчитывалась по материалам тео-
ретических исследований. Была принята симметричная тележечная схема с
осевой формулой 3—3 и коэффициентом размещения осей по базе i=0,16
(см. гл. 2).
Рис. 4. Трубчатая рама автомобиля «Татра»
14
К проектированию и изготовлению были приняты две схемы рулевого уп-
равления: с передними управляемыми осями (формула управления 123—ООО)
и с передними и одной задней управляемыми осями (формула управления
123—00б). Вторая схема разрабатывалась с целью экспериментальной провер-
ки влияния иа поворачиваемость и устойчивость одной задней дополнитель-
ной управляемой оси.
В результате расчетов было установлено, что для удовлетворительной
работы шассн необходимо иметь шесть симметричных межколесных дифферен-
циалов и три межосевых дифференциала.
На первом образце шасси была принята схема трансмиссии с шестью
межколесными симметричными дифференциалами с принудительной блокиров-
кой и с отключаемыми управляемыми мостами, что было предопределено кон-
струкцией имевшихся агрегатов и узлов.
На шасси была установлена двухместная компактная кабина, выполненная
из алюминиевого сплава. Между отделениями кабины установлен четырехтакт-
ный шестицилиндровый V-образный дизель мощностью 220 кВт.
Сцепление выполнено иа базе сцепления ЯМЗ-206, постоянно замкнутое,
сухое, двухдисковое, с центральной пружиной. Привод сцепления гидравличе-
ский. Трансмиссия механическая.
Несущая система состоит из трубчатой рамы и легкого иадрамника. Над-
рамиик лонжеронного типа служит для усиления рамы при работе ее на изгиб.
При кручении иадрамиик имеет высокую податливость.
Подвеска независимая, торсионная, с продольным расположением тор-
сионов.
Колесные тормозные механизмы колодочные. Тормозной привод пневмо-
гидоавлический, по некоторым узлам унифицирован с приводом автомобиля
МАЗ-537.
Рулевое управление в первом варианте обеспечивает поворот колес пер-
вых трех осей. Оно состоит из механической части, управляющей работой зо-
лотниково-распределительного устройства, и гидромеханического привода, осу-
ществляющего поворот управляемых колес. Механическая часть включает
рулевой механизм с рулевой колонкой и рулевым колесом и рычажный при-
вод управления золотниковым устройством. Гидравлическая часть имеет два
насоса: основной с приводом от двигателя и дублирующий с приводом от
трансмиссии. Необходимость установки дублирующего иасоса обусловлена
тем, что шасси без него в случае останова двигателя теряет управление. На-
сосы через масляный бак трубопроводами с системой клапанов соединены с
гидроусилителями.
Привод управления колесами осуществляется рулевыми трапециями, об-
разованными продольными тягами и поперечными коромыслами. Два коро-
мысла имеют связь между собой, с продольными тягами и с гидроусилите-
лями.
Рулевое управление во втором варианте (с задней дополнительной управ-
ляемой осью) принципиально разработано по той же схеме. Для управления
задней осью предназначены два дополнительных гидроцилиндра, включенных
в общую гидросистему через порционер. Привод золотникового устройства
этих гидроцилиндров осуществляется системой механических тяг с пружинным
компенсатором, связанных с коромыслом передних управляемых колес.
Для обеспечения возможности сравнения двух схем рулевого управления
конструктивно предусмотрено отключение и блокировка задней управляемой
оси.
Группа 11. Четырехосные автомобили с равномерным разме-
щением осей по базе распространены довольно широко. Главной
целью увеличения числа колесных осей является повышение про-
ходимости. Эти автомобили используются как специальные или
как тягачи тяжелых прицепов и полуприцепов и отличаются
большим разнообразием конструктивных решений.
15
В качестве представителя подгруппы а рассмотрим один из
первых четырехосных автомобилей — «Бюссинг-НАГ», он имеет
своеобразное конструктивное исполнение. При равномерном
размещении осей по базе все колеса управляемые, посты рулево-
го управления имеются в передней и задней частях автомобиля.
Четырехтактный двенадцатицилиндровый V-образный двигатель
воздушного охлаждения расположен в задней части автомобиля.
Трансмиссия механическая. Шестиступенчатая коробка передач
выполнена в одном блоке с раздаточной коробкой. Распределе-
ние мощности на два передних и два задних моста осуществля-
ется блокированным приводом, а в пределах каждой группы мо-
стов — роликовой муфтой свободного хода. Главные передачи
имеют дифференциальные механизмы повышенного трения. Аг-
регаты трансмиссии соединены карданными валами с упругими
шарнирами. Мосты автомобиля разрезные. Подвеска автомоби-
ля — независимая балансирная. Колеса на поперечных рычагах
соединены попарно полуэллиптическими рессорами. Амортиза-
торов в системе подвески колес нет.
. Другие автомобили, относящиеся к подгруппе а, отличаются
от рассмотренного «Бюссинг-НАГ» схемой рулевого управления
и схемой раздачи мощности по колесам. Имеются конструкции
только с передними управляемыми колесами (большинство тя-
гачей полуприцепов) или с передними и задними управляемыми
колесами.
В особую подгруппу б должны быть выделены четырехосные
автомобили с равномерным расположением осей по базе, у ко-
торых одна или несколько колесных осей поднимаются при дви-
жении по хорошим усовершенствованным дорогам. В этом слу-
чае сочетаются преимущества многоосного автомобиля с преи-
муществами двух- и трехосного автомобиля.
У французского специального автомобиля «Панар» две цент-
ральные оси подъемные. Подъем колес второй и третьей осей
осуществляется при помощи гидропневматических цилиндров,
которые одновременно служат упругими элементами подвески
колес. Управляемыми являются колеса первой и четвертой осей.
Предусмотрено отключение системы управления задней осью
при движении на больших скоростях. При опускании колес про-
межуточных осей происходит автоматическое подключение уп-
равления всеми четырьмя колесами. Трансмиссия автомобиля
механическая. Она имеет две расположенные последовательно
четырехступенчатые коробки передач. Вторая коробка передач
служит одновременно и раздаточной коробкой. В ней имеется
механизм реверса для изменения направления движения, блоки-
рующийся межбортовой дифференциал. Привод переднего колеса
по каждому борту осуществляется через муфту свободного хода,
а привод к остальным трем колесам блокированный.
У английского автомобиля «Террапин-П» при движении по
16
дорргам с твердым покрытием колеса первой оси не касаются до-
роги. Несколько необычные конструктивные решения обусловле-
ны 1ем, что этот автомобиль плавающий. На нем установлены
два восьмицнлиндровых карбюраторных двигателя. Каждый
двигатель через механическую трансмиссию приводит в движе-
ние колеса одного борта и один гребной винт. Привод колес
жесткий блокированный, дифференциалы в трансмиссии отсут-
ствуют.
Конструкцией предусмотрен силовой (нерулевой) способ по-
ворота путем увеличения угловой скорости наружных относи-
тельно поворота колес и притормаживания внутренних колес.
При этом радиус поворота на суше составляет около 11 м, на во-
де — 20,4 м. Упругие элементы в подвеске на автомобиле отсут-
ствуют, что ограничивает максимальную скорость движения на
дорогах до 40 км/ч.
Группа III. Схемы, соответствующие группе III для автомо-
билей серийного производства, используют значительно реже.
У автомобиля-трубоплетевоза (рис. 5) сближены вторая и
третья оси, колеса первой и четвертой осей управляемые. На ав-
томобиле установлены два карбюраторных двигателя, каждый
из которых через свою механическую трансмиссию приводит ко-
леса одной стороны. Привод полностью блокированный, диффе-
ренциальные механизмы отсутствуют. Привод управляемых ко-
лес передних и задних осей имеет карданные шарниры равных
угловых скоростей.
Автомобиль имеет оригинальную подвеску. Колеса централь-
ных осей неподрессорены и с помощью мощных кронштейнов
жестко крепятся к раме автомобиля. Колеса передних и задних
осей имеют независимую торсионную подвеску с амортизатора-
ми. В приводе рулевого управления установлены два гидроуси-
лителя. Углы поворота управляемых колес подобраны так, что
при Широкой раме автомобиля обеспечивается допустимый по
дорожным условиям радиус поворота и движение колес каждой
стороны при повороте по двум колеям. Всего при криволиней-
Рис. 5. Автомобиль трубоплетевоз
17
ном движении автомобиль прокладывает четыре колеи вместо
восьми, как автомобили других конструктивных схем. Эта рсо-
бенность значительно снижает сопротивление движению автомо-
биля по деформируемым грунтам, что положительно сказыва-
ется на проходимости. Такое преимущество обеспечивает конст-
руктивная схема с передними и задними управляемыми осями.
Группа IV. Представителем автомобилей четвертой группы
является автомобиль фирмы МАН производства ФРГ. Его ха-
рактерными особенностями, являются не только компоновка хо-
довой части, но и другие конструктивные решения. Автомобиль
входит в состав семейства двух-, трех- и четырехосных автомо-
билей полно- и неполиоприводных, с высоким уровнем унифика-
ции всех узлов, агрегатов и систем.
Двигатель воздушного охлаждения оснащен всеми система-
ми, обеспечивающими эксплуатацию в различных климатичес-
ких условиях. На автомобили могут устанавливаться двигатели
жидкостного охлаждения производства фирмы МАН.
Трансмиссия имеет оригинальную шестиступенчатую коробку
передач, собранную в один блок с гидротрансформатором, одно-
дисковым сцеплением и раздаточной коробкой. Подобные пере-
дачи принято называть гидродиапазонными. От гидромеханиче-
ской эта передача отличается отсутствием автоматической систе-
мы переключения передач. Передачи в коробке переключаются
водителем обычным образом с одновременным автоматическим
выключением однодискового сцепления, которое отключает
трансмиссию от двигателя. При трогании с места работа буксо-
вания совершается не в сцеплении, а в гидротрансформаторе.
Гидротрансформатор трехколесный с блокировочным фрикцио-
ном, включаемым автоматически на определенных режимах дви-
жения для повышения топливной экономичности автомобиля.
Имеется муфта свободного хода, обеспечивающая возможность
буксировки автомобиля и его торможения двигателем.
Привод всех колес — постоянно включенный через межосе-
вые и межколесные дифференциалы. Предусмотрена принуди-
тельная блокировка дифференциалов. Мосты неразрезные, с
планетарными колесными редукторами. Подвеска мостов — с
винтовыми пружинными упругими элементами и мощными амор-
тизаторами. Заднир мосты имеют балансирную связь. Тяговые и
тормозные силы передаются через систему реактивных тяг.
Ярко выраженное неравномерное расположение осей по базе
также встречается среди опытных американских четырехосных
автомобилей. Сюда может быть отнесен автомобиль ХМ-409, у
которого две передние и две задние оси объединены в балансир-
ные тележки, подвешенные на листовых рессорах различной
длины. Такое же размещение осей имеет автомобиль ХМ-521
грузоподъемностью 2,5 т. Подвеска его колес независимая, двух-
рычажная, с комбинированным упругим элементом, состоящим
18
из спиральной пружины и пневматического элемента переменной
жесткости.
Заканчивая обзор четырехосных автомобилей, следует под-
черкнуть большое разнообразие конструкций подрессоривания
колес автомобилей. Встречаются автомобили полностью подрес-
соренные, т. е. все колеса имеют упругие элементы той или иной
конструкции. Имеются автомобили полностью неподрессоренные,
у которых единственным упругим элементом являются пневма-
тические шины низкого давления. Есть полуподрессоренные авто-
мобили, у которых могут встречаться различные комбинации
подрессоренных и неподрессоренных осей: могут быть подрессо-
рены крайние оси и не подрессорены центральные оси, у тягачей
часто встречается подрессоривание передних двух осей, а у зад-
них осей упругие элементы могут отсутствовать.
Таблица основных технических характеристик рассмотренных
зарубежных четырехосных автомобилей приведена в прил. 2.
4. МНОГООСНЫЕ ШАССИ АВТОМОБИЛЬНЫХ КРАНОВ
Эффективность использования автомобильных кранов на
различных грузоподъемных работах зависит от их подвижности,
что определяется в первую очередь совершенством конструкций
шасси. При строительстве промышленных объектов наиболее
эффективны краны очень большой грузоподъемности 100...
500 т. Фирма Фаун (ФРГ) выпускает шасси с числом осей от
трех до восьми для кранов грузоподъемностью от 23 до 500 т
(рис. 6).
Характерно с точки зрения общих конструктивных решений
широкое распространение, помимо трех- и четырехосных шасси,
шасси с числом осей 9 и более. Все эти шасси длиннобазные, ба-
за их достигает 10... 12 м. Преимущественной схемой компо-
новки ходовой части (размещения осей по базе) является теле-
жечная схема, при которой оси размещаются группами по кон-
цам опорной базы шасси. Компоновка со сближением осей в
центре опорной базы встречается очень редко, так как статиче-
ская устойчивость таких систем ниже.
Рис. 6. Восьмиосиое шасси автокрана
19
Шасси выпускаются, как правило, для простоты неполнопри-
водными. Для обеспечения вписываемости длиннобазных шасси
в горизонтальные кривые дорог число управляемых осей может
быть различным вплоть до всех. Шасси с четным числом осей
группируются по тележкам как симметрично, так и несимметрич-
но. Например, шестиосные шасси могут иметь осевую формулу
3—3 или 2—4, восьмиосное — 4—4 или 5—3 и др. Все шасси
имеют сравнительно небольшую монтажную высоту, чем обеспе-
чиваются максимальные удобства для размещения кранового
оборудования и снижение центра масс. Трех- и четырехосные
шасси по общим конструктивным решениям не отличаются от
подобных шасси автомобилей, рассмотренных выше.
Характеристика общих конструктивных решений шасси с чис-
лом осей более четырех приведена в табл. 3. На шасси устанав-
ливают двухместные или одноместные кабины перед двигателем,
смонтированным в специальном отсеке.
На всех шасси фирмы Фаун, кроме восьмиосных, установле-
ны дизели воздушного охлаждения Дейц FL413. Трансмиссии
механические с многоступенчатыми (до 12) коробками передач.
3. Общие конструктивные решения крановых шасси фирмы Фаун
Группа Схема шасси (тележечная) 1 Колесная формула . Осевая формула Формула управления Формула привода осей Число РУТ
I Юхб 2—3 12—300 10045 5
-ее-—еее
II еее-—еее 12X6 3—3 123-000 000456 —
или
ее—ееее 12X6 2—4 12— 3006 000456 ——
III ооее-еее 14X8 4—3 1234— 007 1204500 ——
IV 16X8 5—3 12340— 678 00305670 ——
Ч^У \_/ Ч-/ Ч-У ЧУ х»_У ЧУ
20
Коробки передач могут быть механические или гидромеханичес-
кие с гидродинамическим трансформатором. Наличие большого
диапазона передач позволяет шасси передвигаться с минималь-
ной скоростью на рабочих площадках и с высокими скоростями
на дорогах. Применяются самоблокирующиеся или простые меж-
колесные и межосевые дифференциалы. Допускается для осей
крановых шасси перегрузка до 250 %.
На каждом крановом шасси, как правило, устанавливают
оси двух типов по несущей способности: с одинарными и сдво-
енными шинами. Оси с одинарными шинами допускают нагруз-
ки 80 кН, а со сдвоенными шинами 120 кН. Оси со сдвоенными
шинами на шасси являются ведущими неуправляемыми моста-
ми, их устанавливают вблизи центра масс автомобиля. На пя-
ти, шести- и семиосных шасси таких мостов применяется по два-
три, а на восьмиосном шасси один пятый мост.
Передняя подвеска выполняется на полуэллиптических рес-
сорах. Для задних спаренных осей с повышенной несущей спо-
собностью используется жесткий балансир, подшипник которого
устанавливается в упругой резинометаллической муфте. Переда-
ча тягового и тормозного усилий этих осей осуществляется че-
рез специальные реактивные штанги. Дополнительные оси (на-
пример, третья ось пятиосного шасси) имеют гидравлическую
подвеску, которая выполняет одновременно функции мощного
амортизатора, гасящего продольные колебания автокрана.
Подвеска всех осей при работе крана может блокироваться
при помощи гидроцилиндров, благодаря чему допустимая на-
грузка на оси может быть увеличена и обеспечено передвиже-
ние крана с грузом с малыми скоростями на рабочей площадке.
Для соблюдения установленных ограничений по нагрузкам
на оси на некоторых шасси применяют специальные прицепные
оси, которые можно присоединять к шасси при движении по до-
рогам. Число управляемых осей выбирают, исходя из условий
обеспечения вписываемости длиннобазного автомобиля ц гори-
зонтальные кривые дорог: на пятиосном шасси — три управляе-
мые оси, на восьмиосном — семь осей. Для всех шасси мини-
мальный радиус поворота не превышает 17 ... 19 м.
Используют привод рулевого управления с гидроусилителями
и дополнительным гидронасосом, который приводится от задней
оси и включается в работу автоматически при неработающем
двигателе или отказе основного насоса.
Таблица основных технических характеристик некоторых кра-
новых шасси фирмы Фаун приведена в прил. 3.
5. СОЧЛЕНЕННЫЕ МНОГООСНЫЕ АВТОМОБИЛИ
Внимательное изучение тенденций развития колесных транс-
портных средств позволяет четко выделить установившееся в
21
последние годы во всем мире направление разработки, произ-
водства и широкого использования сочлененных многоосных ав-
томобилей, которые состоят из двух и более секций с шарнирной
связью, имеющей одну или несколько степеней свободы и осо-
бую конструкцию рулевого управления.
В сочлененных автомобилях удачно сочетаются положитель-
ные свойства обычного одиночного автомобиля и преимущества
автопоезда, что и определило их широкое распространение в по-
следние годы. Принципиальное отличие сочлененного автомоби-
ля от одиночного автомобиля состоит в наличии шарнирной («ло-
мающейся») рамы, а от автопоезда — в конструктивном реше-
нии сочленения отдельных -звеньев. У автопоездов шарнирная
связь легкоразъемная, неуправляемая, благодаря чему их звенья
могут использоваться раздельно. Шарнирное соединение сочле-
ненных автомобилей — нерасчлененное, малой длины и, как
правило, с установкой в нем управляющей системы.
Кроме того, сочлененные автомобили отличают ряд конструк-
тивных особенностей. Как правило, одна из секций имеет каби-
ну, силовой агрегат со всеми системами, обеспечивающими при-
вод колес всех секций. Остальные секции используются как гру-
зовые платформы.
Поворот при движении, как правило, осуществляется в ре-
зультате принудительного изменения положения в горизонталь-
ной плоскости одной секции относительно другой (складывания)
с помощью специальных механических, электрических или гид-
равлических устройств. Трансмиссия автомобиля может быть ме-
ханической, гидростатической, электрической или комбиниро-
ванной. Все колеса имеют шины одинаковых размеров и, как
правило, большого диаметра, широкого профиля и с низким внут-
ренним давлением.
Такие конструктивные особенности сочлененных автомоби-
лей придают им по сравнению с обычными автомобилями ряд
преимуществ: улучшенные тяговые свойства и проходимость;
при повышенной грузоподъемности более высокие средние ско-
рости движения по слабым грунтам благодаря сохранению посто-
янного контакта всех колес с грунтом и уменьшению затрат
энергии на выполнение поворота; высокая поворачиваемость и
лучшая плавность хода при движении по пересеченной местно-
сти.
Использование метода поворота складыванием позволяет
применять колеса с шинами большого диаметра, широкого про-
филя и с низким внутренним давлением, которые обеспечивают
хорошие тягово-сцепные качества, большие дорожные просветы;
снизить давление на грунт при повышенных нагрузках на оси.
При секционной компоновке и шарнирном сочленении мож-
но применять менее жесткие рамы меньшей массы и за счет это-
го повысить грузоподъемность автомобиля.
22
Компоновочные и монтажные возможности сочлененных ав-
томобилей. благоприятны для установки различных грузовых
устройств на второй секции. Их конструктивные особенности
создают большие возможности по унификации агрегатов как
внутри автомобиля, так и с другими транспортными сред-
ствами.
Все многообразие известных в настоящее время сочлененных
автомобилей по назначению, областям использования, грузо-
подъемности можно классифицировать так же, как это делается
применительно к автомобилям общего назначения. По общим
конструктивным решениям классификация приведена в табл. 4.
В качестве дополнительного классификационного признака
для сочлененных автомобилей примем число степеней свободы
шарнирной связи и ее конструктивное исполнение. В зависимо-
сти от конструкции шарнирной связи сочлененные автомобили
разделим на автомобили прицепного и седельного типа (табл. 4).
У седельных сочлененных автомобилей звенья соединяются гру-
зовой платформой, связанной с секциями шарнирами по типу
седельных устройств полуприцепных автопоездов.
По числу степеней свободы шарнирной связи сочлененные
автомобили прицепного типа можно разделить на три группы.
Число степеней свободы в возможных случаях обозначено на ус-
ловной схеме шасси, а также показано в осевой формуле цифрой
в квадрате (табл. 4).
Группа I. Сочлененные автомобили с одной степенью свобо-
ды в горизонтальной плоскости (подгруппа а) получили в на-
стоящее время самое широкое распространение из-за сравнитель-
ной простоты устройства шарнирной связи. Эти автомобили при-
меняют как на дорогах, так и на бездорожье в качестве автомо-
билей высокой проходимости для перевозки различных грузов.
В этой подгруппе используется главное преимущество сочленен-
ных автомобилей — возможность обеспечения высоких показа-
телей проходимости в результате установки специальных шин
типа пневмокатков.
К этой группе можно отнести современные автомобили канад-
ской фирмы Формост. Фирмой создано и испытано в условиях
Арктики и пустыни семейство сочлененных автомобилей с колес-
ными формулами 4X4 («Дельта-2»), 6X6 («Дельта-3») и 8x8
(«Магнум-4») грузоподъемностью от 9 до 65,3 т, предназначен-
ных для эксплуатации в различных дорожных и климатических
условиях (рис. 7). __
Автомобили разработаны с использованием серийных агре-
гатов, предназначенных для машин, работающих в тяжелых до-
рожных условиях, и оборудованы шинами типа пневмокатков
размером 66x43, 00—25 фирмы Гудиир с различной нормой
слойности в зависимости от осевой нагрузки. Максимальный
угол поворота секций в плане от 38 до 45° в каждую сторону.
23
4. Общие конструктивные решения сочлененных многоосных автомобилей
Груп-
па
Условная схема шасси Под- группа Плоскости гибкости Осевая формула Ко- лесная фор- мула Тип н формула управления Формула привода Число РУТ
Прицепного типа с одной степенью свободы
I a Горизонтальная 1-| 11 -1 4X4 Складыва- 12 3
Л7\ '-III-2 6X6 ние 123 4
7 _1_ Нт । 7 см — 8X8 6X2 1234 5
б > 10—3 020 1
т 1 ю 8X2 10—34 0200 1
в Вертикальная г г ы 6X6 1—0—0 020 3
Прицепного типа с двумя степенями свободы
II а Вертикальная и поперек- 2- l2l -1 6X6 1—0—3 123 3
ое'оо- но-вертикальиая 2 — III — 2 8X8 12—00 1234 4
1 б Горизонтальная и попе- речно-вертикальная 1 - 0 -2 6X6 Складыва- ние 123 3
Продолжение табл. 4
Труп- па Условная схема шасси Под- группа Плоскости гибкости Осевая формула Ко- лесная фор- мула Тип и формула управления Формула привода Число РУТ
III I © ее-ее Чрицеп ного типа с тремя степеня Горизонтальная, верти- кальная н поперечно-вер- тикальная ни свободы '-01 ~2 2“|Л -2 6X6 8X8 Складыва- ние д» 123 1234 3 4
IV Седе. ~ л . —д_: ое-оо “ А А гьного a б в в типа с одной и двумя степ Горизонтальная Горизонтальная н вертикальная енями свобод 2 “Ц| “2 4 “ Щ “ 4 <-0-4 ы 6X2 8X8 16Х 16 16Х 16 10—0 и склады- вание 12—34 1200—5600 Складыва- ние 020 1234 1234— 5678 1234— 5678 1 4 8 1
V ьо сл - Многозвенн ——О—О—о——О—— -o-e-e-e-G^ ый при цепного типа с одной-двум Горизонтальная и попе- речно-вертикальная я степенями 2—2—2— ... 2—2 'вободь пХп 1 То же Полно- привод- ная п'
Рис. 7. Сочлененный автомобиль «Дельта-3»
Все автомобили могут выпускаться в арктическом и тропи-
ческом исполнениях и приспособлены для транспортировки по
воздуху самолетами в необжитые районы для обеспечения стро-
ительных работ.
К подгруппе с одной степенью свободы шарнира в горизон-
тальной плоскости можно отнести автомобили и другой канад-
ской фирмы «Раббер Рейловей», которая разработала и выпус-
кает унифицированные модели трех- и четырехосных сочленен-
ных автомобилей-бетоновозов.
Раньше всех появились и находят широкое применение во
всех странах мира сочлененные автомобили с одной степенью
свободы в горизонтальной плоскости, отнесенные к подгруппе б
табл. 4. Для автобусов и троллейбусов городского транспорта
применяют именно такую схему, так как в этом случае при уве-
личении пассажировместимости может быть обеспечена возмож-
ность маневрирования на сравнительно нешироких городских
улицах.
Для сочлененных автобусов и троллейбусов характерно при-
менение одного ведущего моста и управляемых колес переднего
моста головной секции и поворотных колес задней секции. Один
ведущий мост применяется из соображений упрощения конструк-
ции. Управляемые колеса переднего моста и поворотные колеса
заднего моста необходимы для обеспечения возможности вписы-
ваемости задней секции в полосу движения головного звена на
всех режимах поворота, в том числе и на переходных режимах
криволинейного движения. В настоящее время на всех автобусах
26
применяются приводы управления колесами прицепных секций
механического типа.
Поворот колес задней секции осуществляется в результате
складывания секций при повороте управляемых колес под дей-
ствием рулевого управления.-При складывании секций усилие
на управляемые колеса передается специальной системой валов,
тяг и рычагов [10].
Появление сочлененного автомобиля седельного типа с одной
степенью свободы в горизонтальной плоскости (табл. 4 группа
IV, подгруппа а) также связано с сочлененными автобусами. На
этих автобусах дополнительный пассажирский салон имеет
опору на передней секции и на задней одноосной тележке через
поворотные круги. Складывание секций осуществляется механи-
ческой системой тяг и рычагов при повороте передней секции
обычным рулевым управлением. Такие автобусы не получили
широкого распространения из-за существенных недостатков —
большая высота пола и наличие довольно больших надколесных
ниш, ухудшающих планировку салона и снижающих пассажиро-
вместимость.
Представителем сочлененного автомобиля с одной степенью
свободы в вертикальной плоскости может быть назван швейцар-
ский автомобиль «Метрак». Благодаря управляемой шарнирной
связи в вертикальной плоскости автомобиль может преодолевать
вертикальные стенки, канавы, опускаться в глубокие рвы и вы-
ходить из них и т. п. Основой шасси служит жесткая средняя
ось, вокруг которой могут качаться передняя и задняя секции и
четыре полых независимых балансира. На концах балансиров
установлены передние и задние колеса.
Положением задней секции управляют два продольных го-
ризонтальных гидроцилиндра, при помощи которых автомобиль
может принимать V-образную или арочную форму, что использу-
ется при преодолении препятствий. При движении по ровной до-
роге гидроцилиндры блокируются, благодаря чему обеспечива-
ется жесткость автомобиля на изгиб. При помощи вертикальных
гидроцилиндров, установленных на каждом переднем и заднем
колесе, можно поднимать колеса над дорогой.
Тормозные механизмы на всех колесах обычные, с гидропри-
водом. Предусмотрено раздельное торможение колес одной сто-
роны, благодаря чему возможен силовой нерулевой поворот ав-
томобиля. По хорошим дорогам автомобиль может двигаться на
передних и задних колесах, в этом случае передние колеса яв-
ляются управляемыми.
Группа II. Автомобили этой группы также широко распро-
странены. Автомобили с двумя степенями свободы в сочленении
подразделяются на две подгруппы а и б.
В подгруппу а можно включить автомобили с шарнирной
связью, имеющие углы гибкости в вертикальной и поперечно-
27
вертикальных плоскостях (перемещение вокруг продольной оси
без гибкости в горизонтальной плоскости). Наличие двух степе-
ней свободы позволяет в первую очередь обеспечить лучшую
приспосабливаемость многоосного автомобиля к неровностям
местности, в результате чего более равномерно распределяются
профильные нагрузки на колеса (см. гл. 3).
Представителями этой подгруппы являются трехосный авто-
мобиль М561 и четырехосный автомобиль «Дрэгн-Вэгн» (США).
Автомобиль М561 состоит из двухосной передней и одноосной
задней секций, соединенных шарниром, который имеет две сте-
пени свободы и допускает относительный поворот секций в вер-
тикальной и продольно-поперечной плоскостях. Поворот в гори-
зонтальной плоскости отсутствует. Управляемыми являются ко-
леса передней и задней осей. Поворот их осуществляется при
помощи обычной автомобильной рулевой рычажной системы. Уп-
равление колесами прицепа происходит с запаздыванием, секции
могут принудительно блокироваться.
Главные передачи одинарные с дифференциалами повышен-
ного трения. Предусмотрена возможность принудительного от-
ключения привода передней и задней осей. Для предохранения
от поломок деталей промежуточной оси при перегрузках имеет-
ся блокировочное устройство, исключающее возможность вы-
ключения передней и задней осей при включенной высшей пере-
даче в раздаточной коробке.
Подвеска всех колес независимая с цилиндрическими пру-
жинами в качестве упругих элементов и телескопическими амор-
тизаторами.
Корпуса секций несущие, герметичные, изготовлены из алю-
миниевых сплавов и отличаются высокой прочностью и жест-
костью. В случае необходимости передняя секция может легко
отсоединяться и работать самостоятельно как двухосный авто-
мобиль.
Автомобиль «Дрэгн-Вэгн» четырехосный большой грузоподъ-
емности состоит из двух двухосных секций, соединенных шар-
нирно.
Передняя секция имеет трехместную кабину автомобиль-
ного типа и силовой агрегат со всеми системами. Задняя секция
полностью предназначена для размещения грузовой платформы.
Гидромеханическая коробка передач типа «Аллисон МТ-650»
имеет шесть ступеней. Раздаточная коробка механическая двух-
ступенчатая передает мощность на колеса обеих секций. Предус-
мотрено принудительное ручное отключение колес передней сек-
ции. Мощность от передней секции на заднюю передается при
помощи шарнира равных угловых скоростей, допускающего сум-
марный угол излома секций 56 °.
Секции имеют две степени свободы: перемещение в верти-
кальной плоскости на угол ±28 ° и качание вокруг продольной
28
оси на угол ±18°. Управляемыми являются колеса передних
осей. В главных передачах мостов установлены дифференциалы
повышенного трения. Подвеска колес балансирная с трехлисто-
выми рессорами. Тормозные механизмы герметизированные с
пневмоприводом.
В подгруппу б группы II главным образом должны быть
включены сочлененные автомобили-самосвалы, получившие ши-
рокое распространение в последние годы и вытесняющие на ми-
ровом рынке автомобили-самосвалы с жесткой рамой.
Сочлененные автомобили-самосвалы грузоподъемностью до
30 т составляют основную часть. Максимальная грузоподъем-
ность выпускаемых в настоящее время сочлененных автомоби-
лей-самосвалов высокой проходимости достигла 55 т. Главной
причиной широкого применения сочлененных самосвалов явля-
ются общие преимущества сочлененных автомобилей, позволяю-
щие обеспечить возможность работы в тяжелых дорожных и
грунтовых условиях различных строек в необжитых районах.
Все выпускаемые в настоящее время сочлененные автомоби-
ли-самосвалы имеют одинаковые общие конструктивные реше-
ния. По внешнему виду сочлененные автомобили-самосвалы ма-
ло отличаются от рамных автомобилей. Поворот осуществляет-
ся методом складывания звеньев в горизонтальной плоскости.
Шины применяются большого диаметра, с рисунком протектора
повышенной проходимости.
Сочлененные самосвалы легко могут быть переоборудованы
в автомобили другого назначения путем снятия со второй сек-
ции самосвального оборудования и установки других грузовых
устройств.
В рассматриваемой подгруппе б сочлененных автомобилей
заслуживает внимания автомобиль-тягач производства фирмы
Лаустер (ФРГ). Тягач имеет ряд конструктивных особенностей,
обеспечивающих ему особо высокие тяговые возможности в лю-
бых условиях движения. Этот тягач служит примером того, ка-
кие возможности открывает шарнирная рама в использовании
принципиально новых конструктивных решений.
«Лаустер» представляет собой сочлененный двухзвенный ав-
томобиль с комбинированным колесно-катковым движителем
(рис. 8). Шарнирная связь звеньев имеет две степени свободы.
В горизонтальной плоскости угол складывания звеньев ±43°, а
поперечно-вертикальной плоскости — ±30°. Поворот автомоби-
ля осуществляется при складывании звеньев в горизонтальной
плоскости. Степень свободы в поперечно-вертикальной плоско-
сти позволяет копировать колесами профиль опорной поверхно-
сти. Высокие тяговые возможности в тяжелых дорожных усло-
виях обеспечивают два соединенных с корпусом катка с мощны-
ми грунтозацепами в форме «елочки». Внутри каждого катка
расположены тяговый электродвигатель, коробка передач и диф-
29
Рис. 8. Сочлененный тягач «Лаустер»
ференциал. Электродвигатели питаются током от генератора,
приводимого дизелем мощностью 600 кВт.
Оси катков соединены с осями колес картерами, которые вы-
полняют функции маятниковых рычагов. Между маятниковыми
рычагами и корпусом установлены гидроцилиндры. Полости гид-
роцилиндров соединены с пневматической камерой, которая вы-
полняет функции упругого элемента подвески. С помощью гид-
роцилиндров можно принудительно менять наклон маятниковых
рычагов, регулируя тем самым просвет между опорной поверх-
ностью и катками от максимальной величины для движения по
усовершенствованным дорогам до заглубления катков в грунт в
тяжелых дорожных условиях. В большинстве случаев силу тяги
можно значительно увеличить путем незначительного касания
опорной поверхности.
В зависимости от состояния опорной поверхности электропри-
вод в сочетании с регулируемой подвеской обеспечивает движе-
ние автомобиля в нескольких режимах: только на колесах, толь-
ко на катках, на двух колесах, на двух колесах и одном катке,
на одном катке или же на всех колесах и катках. Передний ка-
ток, кроме того, может использоваться в качестве лебедки для
вытаскивания застрявших автомобилей или самовытаскивания,
для чего на нем предусмотрены элементы для закрепления тро-
са. Переход с одного режима движения на другой осуществляет-
ся за несколько секунд.
Наличие комбинированного движителя обеспечивает высокие
тягово-сцепиые показатели, значительно превышающие показате-
ли гусеничных движителей, а возможность движения на раз-
30
личных режимах позволяет использовать тягач как на дорогах
с твердым покрытием (скорость до 65 км/ч), так и в условиях
бездорожья (скорость 40 км/ч).
Группа П1. Три степени свободы шарнирной связи обычно
используют на автомобилях-вездеходах, оборудованных пневмо-
катками.
Одним из наиболее распространенных в Канаде сочлененных
грузовых автомобилей-вездеходов является «Флекстрак-Нор-
кан-300».
Управление автомобилем осуществляется обычным рулевым
колесом, действующим на систему гидроцилиндров, поворачива-
ющих секции в горизонтальной плоскости относительно друг
друга на 30° в каждую сторону. Шарнирная связь допускает от-
носительное перемещение секций в вертикальной и в поперечно-
вертикальной плоскостях на угол ±30°.
В США выпускается сочлененный автомобиль «Роллигон
РД-85» 8X8 для эксплуатации в любых климатических условиях.
Его ходовая часть состоит из двух взаимозаменяемых тележек
одинаковой конструкции. Кажда'я тележка имеет два ведущих
моста, один из которых является проходным.
В качестве колес на автомобиле используются пневмокатки.
Передача мощности от силового агрегата на каждый пневмока-
ток осуществляется посредством верхних одинарных приводных
роликов. Приводные ролики установлены в опорах, жестко при-
крепленных к раме автомобиля на шариковых подшипниках.
Усилие от роликов к колесам передается трением между роли-
ком и пневмокатком.
Шины автомобиля выполнены в виде тонкостенного пневмо-
катка. Отношение ширины шины (1,75 м) к диаметру (1,38 м)
больше единицы. Толщина стенок 13 мм обеспечивает высокую
эластичность по сравнению с обычной шиной. Слои корда имеют
радиальное расположение. Шины обеспечивают давление на
грунт при полной нагрузке 19,3 ... 36,3 кПа, что практически ис-
ключает образование колеи и разрушение растительного покро-
ва при движении по заболоченной местности и в условиях тунд-
ры. Это свойство способствует сохранению окружающей среды
и решению экологических проблем.
Сочлененные автомобили с тремя степенями свободы, приб-
лижающиеся по подвижности к сочлененным гусеничным маши-
нам, созданы и в ФРГ на базе узлов и агрегатов производства
известной автомобильной фирмы Даймлер-Бенц.
Группа IV. Примером сочлененного автомобиля седельного
типа может служить восьмиосный трубовоз фирмы Семекс-Лин-
ке, предназначенный для перевозки сваренных плетей труб для
магистральных трубопроводов. Автомобиль состоит из двух сек-
ций, каждая из которых представляет собой четырехосное шас-
си высокой проходимости, изготовляемое в ЧССР на заводе Тат-
31
ра, Компонбвка ходовой частя, схема рулевого управления и
трансмиссия полностью соответствуют автомобилю «Татра
Т-815».
Отличительной особенностью является применение вместо
обычной механической коробки передач автоматической гидро-
статической передачи, состоящей из насоса, связанного с двига-
телем, и гидродвигателя, связанного с раздаточной коробкой.
Гидростатические передачи работают автоматически в зависи-
мости от изменения подачи топлива, задаваемой водителем на-
жатием на педаль, и сопротивления движению автомобиля, за-
висящего от угловой скорости колес. Скорость трубовоза может
изменяться автоматически от 0 до 20 км/ч на первой передаче в
раздаточной коробке и от 0 до 45 км/ч на второй передаче.
Система управления двигателем, управляемыми колесами и
тормозными механизмами гидропневматического типа дистанци-
онная, сосредоточена в кабине водителя, установленной на пер-
вой секции. Предусмотрена возможность установки кабины на
второй секции при раздельном использовании секций автомо-
биля.
Обе секции автомобиля соединены между собой шарнирно
при помощи опорной балки длиной 11,5 м, на которую уклады-
вают трубы. Опорно-сцепное устройство допускает углы склады-
вания в продольной плоскости 7 °, а поперечной плоскости 6 °.
Трубчатая рама шасси секций автомобиля позволяет поворачи-
вать колеса на большие углы, что повышает поворачиваемость
трубовоза.
Применение трубовоза дает большой экономический эффект
за счет ускорения строительства трубопровода и повышения ка-
чества сварных швов, большинство которых выполняется в ста-
ционарных условиях. По рассмотренной схеме могут создаваться
сочлененные автомобили 8X8 и 16X16.
К группе IV сочлененных автомобилей можно отнести создан-
ный канадской фирмой Флекстрак Нодуэль колесный транспор-
тер FN-600 16X16 грузоподъемностью 30 т. Он состоит из гру-
зовой платформы с кабиной и двух четырехосных поворотных
тележек. Общее число колес 32 (по четыре на каждой оси). Все
колеса ведущие. Управление транспортером осуществляется по-
воротом обеих тележек относительно платформы вокруг их вер-
тикальных осей с помощью гидроцилиндров.
Группа V. Решая проблему увеличения массы перевозимого
груза, инженеры часто обращались к идее создания автопоезда
подобного железнодорожному составу. В простейшем виде эта
идея реализуется при перевозке зерна, путем простого увеличе-
ния числа прицепов, присоединяемых к тягачу. Однако такое
конструктивное решение порождает три существенных недостат-
ка — резко ухудшается маневренность, увеличивается длина ав-
топоезда сверх допустимых норм и уменьшаются тяговые воз-
32
можности тягача. Кроме того, такой автопоезд часто обладает
плохими тормозными свойствами и низкой устойчивостью дви-
жения. Прицепные звенья на определенных скоростях теряют ус-
тойчивость движения из-за опасного явления влияния. Попытка
устранить эти недостатки путем создания специальных прицепов
со всеми управляемыми колесами эффекта не дает.
Наиболее полно используются преимущества автопоезда при
создании специального многозвенного сочлененного транспорте-
ра. По принципу сочлененного автомобиля за рубежом было
создано несколько специальных транспортных средств грузо-
подъемностью 100 ... 300 т.
Транспортные средства такого рода созданы для использова-
ния вне дорог в условиях пустыни и Крайнего Севера. Они име-
ют шины низкого давления размером 3,05X1,22 м. Число звеньев
в автопоезде доходит до десяти. В состав транспортного сред-
ства включаются два-три звена с двигательно-генераторной ус-
тановкой. В качестве двигателей используются газотурбинные
силовые установки. Колеса всех звеньев ведущие, с электриче-
ским приводом постоянного или переменного тока (мотор-коле-
са). Управление автопоездом полностью электрифицировано и
осуществляется с одного поста ведущего звена по единой прог-
рамме путем складывания звеньев в плане, торможения мотор-
колес и др. [10].
Принципиально важным элементом любого сочлененного ав-
томобиля является шарнир, конструкция которого должна обес-
печить заданные углы гибкости без возникновения вредных кон-
тактов; определенные характеристики поворачиваемости, управ-
ляемости и устойчивости движения машины; восприятие всех на-
грузок, возникающих при статическом и динамическом взаимо-
действии звеньев с заданным уровнем безотказности; условия
для размещения гидравлического оборудования, обеспечивающе-
го управление, и удобства его обслуживания и ремонта; переда-
чу мощности от звена к звену для привода колес, а также созда-
вать в заданных направлениях степеней свободы упругое и демп-
фирующее сопротивление.
Такие многообразные требования обусловливают необходи-
мость разработки сложных конструктивных решений шарнирной
связи. Сложность шарнира зависит от принятого числа степеней
свободы. При одной степени свободы шарнир разрабатывается
по принципу дверной петли. В этом случае довольно просто мо-
гут быть выполнены все приведенные выше требования. При
большем числе степеней свободы конструкция усложняется. (
в. МНОГООПОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ ДЛЯ ПЕРЕВОЗКИ
СВЕРХТЯЖЕЛЫХ НЕГАБАРИТНЫХ ГРУЗОВ
Автомобильные перевозки тяжелых и сверхтяжелых негаба-
ритных грузов характеризуются большой сложностью в отно-
2—704
33
шении как их организации, так и технического обеспечения осо-
быми транспортными средствами. Преимущественное распро-
странение в этих перевозках получили автомобильные поезда
специализированного производства, обеспечивающие буксирова-
ние прицепов общей массой в несколько сотен тонн. Удовлетво-
рять возрастающие требования к таким автопоездам, учитывая
их недостатки, становится все труднее. Этим, видимо, можно
объяснить появление нового типа транспортных средств для
сверхтяжелых грузов — многоопорных автомобилей.
К рассматриваемым транспортным средствам предъявляются
специальные требования: обеспечение проезжаемости (вездеход-
ности) с многотонным негабаритным грузом по существующей
дорожной сети и создание возможностей размещения и закреп-
ления особого груза, а также его погрузки и разгрузки.
Для обеспечения проезжаемости транспортное средство боль-
шой массы не должно разрушать покрытие дорог, различные ин-
женерные сооружения на ннх. Для этого нужно, чтобы нагрузка
была рассредоточена по опорной поверхности дороги, моста и
другого сооружения наиболее равномерно. Иначе говоря, транс-
портное средство должно быть многоопорным (многоколесным)
5. Общие конструктивные решения многоопорных автомобилей
Группа Условная схема шасси Число опор
общее ведущих управляемых
Однозвенные
1 о-о0*0 8—2о 2—4 2—26
Сочлененные прицепи ого типа
II qIq q 24 6 12
Сочлененные седельн эго типа
III 48 12 48
34
с возможно более равномерным размещением опор. Проезжае-
мость требует вписываемости транспортного средства в габари-
ты дорог и их кривизну. Для этого необходимо, чтобы все коле-
са были управляемыми и поворот их обеспечивался на большие
углы, доходящие до 90 °.
Для удобства размещения, погрузки и разгрузки груза гру-
зовая платформа должна иметь большие размеры, переменную,
по возможности малую, погрузочную высоту и др.
Существующие общие конструктивные решения, используе-
мые в автомобилестроении, не позволяют удовлетворить все тре-
бования к рассматриваемым транспортным средствам, нужны
новые конструктивные решения и принципы разработки этих
средств. Решение этих проблем проследим на примере конструк-
ций некоторых многоопорных автомобилей-
Известные общие конструктивные решения многоопорных ав-
томобилей можно разбить на три группы, указанные в табл. 5.
Представителем группы I может быть семейство унифицирован-
ных многоопорных однозвенных автомобилей фирмы «Шейэрле»
(ФРГ), основные технические характеристики которых приведены
ниже.
Модель МТ Грузоподъемность, т . . Собственная масса, т . . 120.8.2 113 47 180.12.2 180 60 300 20.4 270 130 400.26.4 370 150
Полная масса, т . . . . Нагрузка, кН: 160 240 400 520
на опору 200 200 200 200
на колесо Число опор: 50 50 50 .50
ведомых 6 10 16 22
ведущих 2 2 4 4
Число колес 32 48 80 ,104
Шины Размеры автомобиля, м: 10.00—20 10.00—20 10.00—20 10.00—20
длина 18,3 22,48 26,06 26,06
ширина Размеры погрузочной платформы, м: 5 6 9,4 10
длина 15 18 21 21
ширина Погрузочная высота платформы, м: 5 6 9,4 10
в движении .... 1.7 1,7 1,8 1,8
наименьшая .... 1,5 1,5 1.55 1,55
наибольшая .... 2,2 2,2 2,25 2,25
Дорожный просвет, мм Радиус поворота, м: 200 200 250 250
внешний 10,25 13,6 17,1 17,5
внутренний Максимальная скорость, км/ч: 2,25 3 4,15 3,5
с полной нагрузкой 8 8 8 8
без нагрузки .... 20 20 20 20
2*
35
Рис. 9. Многоопорный автомобиль фирмы Шейэрле
Дизель
Силовая установка:
тип двигателя . . .
максимальная мощ-
ность, кВт..........
Трансмиссия............
200 238 ,2X200 2x238
Гидростатическая высокого давления
с гидродвйгателями, встроенными в опоры
На рис. 9 показан автомобиль МТ 120.8.2 этого семейства. Он
имеет ровную грузовую платформу размером 15x5 м, выпол-
ненную в виде несущей решетчатой фермы. Под платформой
спереди и сзади подвешены одноместные кабины для водителя,
а по центру установлен дизель с его системами, который приво-
дит гидронасос. Платформа закрепляется на восьми колесных
опорах, каждая из которых имеет четыре колеса, закрепленных
попарно на короткой оси. Все опоры могут поворачиваться на
90°. Две передние опоры являются ведущими. В качестве транс-
миссии используется гидростатическая передача, гидродвигатели
которой смонтированы в осях опор.
Гидростатическая трансмиссия на многоопорном автомобиле
применена не случайно. Только гидростатическая или электри-
ческая трансмиссия может обеспечить привод всех основных си-
ловых агрегатов многоопорного автомобиля благодаря способ-
ности довольно просто подводить крутящий момент к любой
точке автомобиля. Гидростатическая трансмиссия обеспечивает
привод колес ведущих опор, систем управления, подъема и со-
хранения платформой горизонтального положения (горизонтиро-
вание) и системы торможения автомобиля.
Схема гидроста-
тической трансмис-
сии рассматриваемых
автомобилей изобра-
жена на рис. 10.
Мощность от двига-
Рис. 10. Схема гидроста-
тической трансмиссии
многоопориого автомо-
биля
36
теля подводится непосредственно к валу насоса Н, который в
нагнетающей магистрали А создает высокое давление (35...
40 МПа). К магистрали А подключены два гидромотора: левой
и правой Мг опор автомобиля. Предусматривается отбор
потока жидкости для привода системы управления и подъема
грузовой платформы через магистраль Д. Валы двигателей с
обоих концов соединены с ведущими колесами автомобиля. От-
работавшая в двигателях и других системах рабочая жидкость
по магистрали низкого давления Б поступает снова в насос. Не-
обходимый запас рабочей жидкости хранится в резервуаре 1.
Просочившаяся через неплотности жидкость собирается в ма-
гистрали В, по которой стекает в резервуар.
Для компенсации утечки, а также для охлаждения масла
гидростатическая передача имеет систему подпитки и охлажде- '
ния, состоящую из подпиточного насоса 4, одного или двух
фильтров 2 и охладителей рабочей жидкости 3 и 8. Для предох-
ранения подпиточного насоса от перегрузки он снабжен предох-
ранительным клапаном 5. Гидростатические машины являются
обратимыми и могут работать как в режиме насоса, так и в ре-
жиме двигателя. Например, если автомобиль затормаживают,
то его гндродвигатели могут перейти на режим работы насоса,
а насос на режим работы гидродвигателя. При этом магистраль
высокого давления А становится магистралью низкого давления,
а магистраль низкого давления Б — магистралью высокого дав-
ления. Система подпитки в этом случае должна быть подклю-
чена к магистрали А. Переключение магистралей производится
автоматически, для чего служат обратные клапаны 6.
Для предохранения передачи от перегрузки к магистралям
А и Б подключены предохранительные клапаны 7, открывающи-
еся при возникновении в нагнетающей магистрали максималь-
ного давления, на которое рассчитана система. При открытом
клапане 7 рабочая жидкость стекает в резервуар по сливной ма-
гистрали Г. Поскольку при торможении автомобиля рабочая
жидкость должна отводить от гидромоторов тепловую энергию,
в магистрали Г имеется дополнительный охладитель 8.
В системе предусмотрены предохранительные устройства для
обеспечения безопасности обслуживающего персонала и грузов
при аварийных разрывах шлангов и трубопроводов.
Такова принципиальная схема; реальная схема значительно
сложнее, она содержит элементы автоматики, управляющей пе-
редачей и трансформацией энергии жидкости.
Опоры имеют гидравлическую подвеску, которая использует-
ся для подъема и опускания платформы при погрузке и разгруз-
ке груза. Предусмотрена система горизонтирования платформы.
Гидростатический привод рулевого управления опорами имеет
специальную автоматическую систему, которая задает каждой
опоре угол поворота, соответствующий определенному режиму
37
движения — по кругу, поперек или под углом к продольной оси
дороги, прямолинейное движение и др.
Основой любой опоры являются картер оси колес и фасонный
шарнирный рычаг. В верхней части рычага установлена пово-
ротная цапфа (погон), соединяющаяся с грузовой платформой.
Шарниром рычаг соединяется с картером оси колес. Вторая
связь верхней части рычага и картера оси колес осуществляется
через гидропневматический элемент, являющийся упругим эле-
ментом подвески и гидроподъемником.
Основа многоопорного транспортного средства итальянской
фирмы Кометто — опора (рис. 11) имеет несколько иное конст-
руктивное исполнение.
В ней применены системы попарно шарнирно связанных ры-
чагов, образующих параллелограмм. Кинематика перемещения
рычагов при подъеме и опускании платформы гидроцилиндром
такова, что исключается перемещение колеса и всей опоры по от-
ношению к земле. Благодаря этому обеспечивается безопас-
ность погрузки при возможном смещении многотонного груза и
исключаются перегрузки в элементах опоры и в гидросистеме.
Опоры фирмы Кометто крепятся к платформе при помощи кони-
ческих подшипников. Ход подвески опоры может изменяться в
пределах 400 ... 1000 мм. В пределах допустимого хода подвески
возможно принудительное наклонение платформы на боковые
стороны, вперед или назад.
Электронные приборы этой системы автоматически обеспечи-
вают преодоление макронеровностей пути без изменения поло-
Рис. 11. Опора многоопорных автомобилей «Кометто»:
а — конструктивная схема; б — общий вид
38
жения груза на платформе — платформа поддерживается в стро-
го горизонтальном положении.
Гидравлические подвески опор «Кометто» имеют гидравли-
ческие балансирные связи по группам из четырех опор. Каждая
группа в свою очередь соединяется гидравлически по трехточеч-
ной схеме. Главное назначение балансирных гидравлических
связей подвесок в группах и групп по трехточечной оп'орной си-
стеме — обеспечение равномерного распределения вертикальных
нагрузок по опорам.
В многоопорных транспортных средствах «Кометто» приме-
няется электронная система, на видеоэкран передается изобра-
жение положения центра масс автомобиля в пределах треуголь-
ника опор при движении и при погрузке (разгрузке). Кроме то-
го, на экране показывается уровень загрузки каждой из трех
групп опор по отношению к полной массе. Эта система позволя-
ет оператору правильно расположить груз на платформе при по-
грузке и следить за состоянием нагруженности опор в движе-
нии. В случае возникновения перегрузок более 20 % от норм по-
даются звуковой и световой сигналы. Наличие такой системы
при перевозке тысячетонных грузов крайне необходимо для ис-
ключения опрокидывания груза и аварийных поломок.
Как видно из приведенных выше данных, грузоподъемность
и размеры многоопорных автомобилей определяются числом ус-
танавливаемых колесных опор. Колесная опора является на-
чальным элементом, модулем всей конструкции, а автомобиль
в целом может быть вторичным модулем транспортного средст-
ва еще большей грузоподъемности.
Принцип модульности, используемый при создании этих
транспортных средств, раскрывает широкие возможности комп-
лектовать транспортные средства практически любой грузоподъ-
емности. Фирма Кометто заявляет и демонстрирует практически
возможность перевозки модульных конструкций общей массой
3000 т и более.
Новая прогрессивная технология транспортирования и строи-
тельства крупными модулями дает огромные экономические пре-
имущества: сокращается в несколько раз срок строительства;
может быть обеспечен принципиально новый высокий уровень
качества благодаря возможности создавать и отлаживать моду-
ли в специализированных заводских условиях; отпадают огром-
ные затраты на обеспечение сохранности, складирования мате-
риалов, заготовок и др.; отпадает необходимость в складских
помещениях; капиталовложения быстро вступают в оборот и
окупаются в более короткое время.
Испанская фирма Трабоса также производит модульные мно-
гоопорные транспортные средства. Для этих автомобилей харак-
терно применение начальных модулей двух типов — с одной
(рис. 12) и с тремя колесными опорами, из которых собирают
39
I
Рис. 12. Модуль опоры многоопор-
ного автомобиля «Трабос»
грузовые платформы разной гру-
зоподъемности (по данным фир-
мы до 5000 т). Кроме того,имеют-
ся модули силовой установки
с дизелем мощностью 335 кВт и
модуль управления с кабиной для
водителя. При конструировании
модулей решена задача перевозки
их в разобранном виде в больше-
грузных стандартных контейне-
рах.
Грузоподъемность модуля с
одной опорой 25 т, с тремя —
75 т. В один многоопорный авто-
мобиль фирма Трабоса включает 40% одноопорных модулей,
30% трехопорных неведущих и 30% трехопорных модулей с
приводом колес.
В кабину управляющего модуля устанавливается централь-
ная ЭВМ, которой можно запрограммировать синхронизацию
управления опорами по заданному закону поворота транспорт-
ного средства (до 243 опор); регулировку подачи гидронасосов
для синхронизации 9 независимых силовых модулей; гори'зонти-
рование платформы при погрузке и движении по дороге с мак-
ронеровностями с точностью до 0,1 °; определение массы и цент-
ра масс перевозимого груза.
Как видно из рис. 12, несущую основу одноопорного модуля
составляет рама, изготовленная из сдвоенных двутавровых про-
дольных балок, соединенных поперечинами. К раме крепится ко-
лесная опора, подобная изображенной на рис. 11. На продоль-
ных балках предусмотрены сцепные устройства для продольного
и поперечного подсоединения других модулей. Трехопорный мо-
дуль имеет подобное конструктивное исполнение. Разница со-
стоит в количестве опор, прикрепляемых к несущей раме.
Размер одноопорного модуля 1850x2300 мм; транспортная
высота 1150 мм, а рабочая 1650±300 мм; собственная масса
3 т. Трехопорный модуль имеет размеры 5810X2300 мм, массу
неведущего модуля 8,1 т, а ведущего 9,9 т.
Следует отметить, что размещение опор на рассматриваемых
автомобилях осуществляется по тележечной или равномерной
схеме компоновки ходовой части. Применяется компоновка опор,
соответствующая компоновке осей многоосных автомобилей. По-
этому теоретически многоопорные автомобили могут рассматри-
ваться аналогично многоосным.
Фирмы Шейэрле и Кометто выпускают также многоопорные
сочлененные автомобили прицепного типа, в которых конструк-
ции опор и трансмиссии транспортера аналогичны рассмотрен-
ной выше конструктивной схеме однозвенных многоопорных ав-
40
томобилей этой фирмы. Переднее звено транспортера выполняет
роль тягача. На нем установлены мощная силовая установка, ка-
бина и вся система управления. Второе звено является грузовой
платформой со сравнительно небольшой погрузочной высотой.
Многоопорные автомобили выпускает также другая извест-
ная фирма Николас (Франция). Оригинальной разработкой этой
фирмы является тяжеловоз «Аутомас Роутир», рассчитанный
для перевозки длинномерных грузов длиной до 10 м и массой
до 500 т. Тяжеловоз относится к группе сочлененных многоопор-
ных автомобилей седельного типа и представляет собой трехзвен-
ное транспортное средство, состоящее из двух платформ, подоб-
ных по конструкции многоопорному автомобилю, и грузовой не-
сущей части.
Каждая платформа имеет 24 четырехколесные поворотные,
опоры, расположенные в 12 рядов (всего 96 колес). Передние
шесть рядов (12 опор) платформы являются ведущими с гидро-
статическим приводом. На каждой платформе установлен дви-
гатель мощностью 470 кВт, который приводит гидронасос высо-
кого давления. Несущая часть транспортера мостового типа вы-
полнена телескопической с переменными шириной и высотой.
Ширина изменяется от 2600 до 4300 мм, а высота — от 3530 до
5070 мм. Погрузочная высота изменяется в пределах ±270 мм
и составляет 1080 мм, максимальная скорость 18 км/ч, общая
масса 760 т при массе груза 500 т, длина 58 м. Автопоезд для
перевозки такого же груза имеет общую массу около 900 т и
длину 94 м.
Многоопорным автомобилям присущ один очень важный не-
достаток, ограничивающий область их применения: большие на-
грузки на колесные опоры и высокое давление в контакте колес
исключают возможность использования этих автомобилей на
дорогах и местности с малой несущей способностью опорной по-
верхности. В то же время потребность в транспортных средствах
для перевозки грузов, способных двигаться в условиях бездо-
рожья, очень большая. Для решения этой проблемы необходима
новая идеальная многоопорная система транспортного сред-
ства.
Идеальной опорой транспортного средства на поверхность, по
которой оно движется, является воздушная подушка. Она позво-
ляет равномерно распределить груз на опорную поверхность и
вследствие этого снизить давление на нее и значительно сокра-
тить сопротивление движению транспортного средства. Так, со-
противление при движении на воздушной подушке снижается в
100 ... 200 раз по сравнению с сопротивлением движению трехос-
ного автомобиля по грунтовой размокшей дороге. Для буксиро-
вания платформы на воздушной подушке по местности требует-
ся сила тяги 100 ... 200 Н на 1 т общей массы прицепа, что поз-
воляет снизить требуемую удельную мощность.
41
Нагрузка рассматриваемого транспортного средства равно-'
мерно распределяется на всю площадь, и давление на грунт по-
лучается незначительным. На местности с низкой несущей спо-
собностью грунта проходимость автопоезда, состоящего из
тягача и платформы на воздушной подушке, и его скорость, как
правило, будут определяться проходимостью и скоростью тяга-
ча. Особенно эффективным является применение таких плат-
форм, буксируемых снегоболотоходными тягачами. В таких по-
ездах наиболее удачно сочетается высокая проходимость с боль-
шой грузоподъемностью [7].
7. МНОГООСНЫЕ АВТОМОБИЛИ МАЛОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
Выше рассматривались различные многоосные автомобили,
большое число колесных осей которых было обусловлено необ-
ходимостью обеспечить увеличение грузоподъемности автомоби-
ля. Последнее время за рубежом появилась особая группа мно-
гоосных автомобилей малой грузоподъемности, у которых
увеличение числа колес обусловлено необходимостью обеспечить
автомобилю высокую проходимость по болотам и плавучесть на
воде.
Эти автомобили широко рекламируют в качестве индивиду-
ального транспортного средства для охотников, рыболовов, са-
модеятельных туристов, путешествующих по рекам и озерам.
Кроме того, они рекомендуются для использования при проведе-
нии различных работ и перемещений на местности с топкими бо-
лотами и большим числом водоемов, а также в качестве транс-
портного средства в сельском хозяйстве.
Многоосные автомобили такого рода прежде всего отличают
небольшие размеры и собственная масса, что делает их высоко-
транспортабельными. Кроме того, их отличает простота кон-
струкции и высокая надежность, практически исключающая по-
требности в техническом обслуживании и текущем ремонте. Не-
большая масса и малые размеры позволяют перевозить их на
большие расстояния без разборки, используя любые транспорт-
ные средства. Даже легковые автомобили могут применяться
для их перевозки по дорогам с твердым покрытием к местам ис-
пользования (на жестком буксире). Кроме того, они самостоя-
тельно могут двигаться в этих условиях со скоростью 60...
80 км/ч и как мини-автомобили лучше приспосабливаться к
современным стесненным условиям городского движения.
Высокую проходимость обеспечивает многоосный колесный
движитель, снабженный шинами низкого давления, малого диа-
метра, большой ширины, с эластичным кордом и развитыми
грунтозацепами. Эти шины по характеристикам приближаются
к пневмокаткам, благодаря чему обеспечивается среднее давле-
ние на грунт 30... 35 кПа. При движении по глубокому снегу и
42
6. Общие конструктивные решения многоосных малогабаритных автомобилей
Схема шасси
Трехосные
а 6X6 1—1—1
Тормо-
жением
123 1
Четырехосные
а 8X8 1—1—1—1 То же 1234 1
Сочлененные
III
4X4 1-|Т|-1
8X8 2—| 31—2
12Х 3-|3'|-3
Х12 I—1
1-2
12 2
Скла-
дыва-
нием
То же
1234 1
123456 1
болоту на шины можно надевать резиновую ленточную гусеницу,
снижающую давление на опорную поверхность до 13 кПа.
Применение водонепроницаемого несущего корпуса Совмест-
но с большим объемом колес обеспечивает хорошую плавучесть,
устойчивость и способность длительно держаться на воде, что
важно для рыбаков и охотников. Движителем при движении на
воде являются вращающиеся колеса или навесной винт.
Для получения представления об особенностях конструкции
этих автомобилей в табл. 6 дана их классификация по принятым
выше общим конструктивным решениям, а на рис. 13 изображе-
ны некоторые образцы современных малогабаритных автомоби-
лей малой грузоподъемности.
В группе трехосных автомобилей заслуживают внимания из-
вестные автомобили «Соло-750» (ФРГ), «Анаконда-Ваген»
(США), «Амфикэт» (Канада). «Соло-750» (ФРГ) имеет герме-
тичный корпус, изготовленный из пластмассы толщиной 5 мм,
армированной стеклотканью. В наиболее нагруженных местах
43
Рнс. 13. Многоосные малогабаритные автомобили:
а — «Соло-750»; б — «Каргокэт»
корпуса установлены металлические усилители. Кузов состоит из
двух половин: верхней и нижней. Элементы кузова соединены
заклепками и склеены.
На автомобиле устанавливается двухтактный двухцилиндро-
вый дизель воздушного охлаждения мощностью 15,2 кВт или
карбюраторный двухцилиндровый двигатель мощностью 19 кВт.
Автоматическая транссмиссия представляет собой бесступен-
44
чатый ременный вариатор с приводом на промежуточный мост, от
которого мощность передается цепной передачей на передний и
задний мосты. Трансмиссия реверсивная, обеспечивает движение
вперед и назад с максимальной скоростью около 60 км/ч. Управ-
ление осуществляется двумя рычагами путем торможения колес
одной стороны. Механизмом поворота служит двойной дифферен-
циал. Эти же рычаги используют для торможения автомобиля.
Тормоза ленточного типа затяжные. Тормозная педаль действу-
ет на тормоза передних колес, которые передают тормозное уси-
лие и на другие колеса, связанные с передними колесами цепной
передачей. Функции упругих элементов подвески выполняют бес-
камерные шины низкого давления. ..
Движение на плаву осуществляется с помощью колес. Воз-
можно использование подвесного лодочного движителя, скорость
движения при этом на плаву достигает 8 ... 9 км/ч.
Малогабаритные автомобили «Анаконда-Ваген» и «Амфикэт»
по своему конструктивному исполнению сходны с автомобилем
«Соло-750». У этих автомобилей имеется комплект дополнитель-
ного оборудования, содержащий ветровое стекло, систему обо-
грева кузова для работы в условиях низких температур, съемные
гусеницы, подвесной лодочный двигатель и прицеп, оборудован-
ный сиденьями для двух человек и способный плавать.
К группе II (четырехосные автомобили) относится автомо-
биль «Каргокэт» (Великобритания), который имеет открытый
пластмассовый кузов, опирающийся на стальную раму, двухтакт-
ный двухцилиндровый дизель воздушного охлаждения мощ-
ностью 21 кВт. Трансмиссия состоит из автоматической коробки
передач, главной передачи с дифференциальным механизмом и
ременного раздельного привода колес левого и правого бортов.
Рычаг управления автоматической коробкой передач имеет три
положения, соответствующие движению вперед, назад и останов-
ке. Управление транспортером осуществляется двумя рычагами,
воздействующими на дисковые тормозные механизмы, установ-
ленные на полуосях главной передачи. Торможение колес одно-
го борта создает поворачивающий момент, направленный в сто-
рону заторможенных колес.
На автомобиле также отсутствуют упругие элементы подвес-
ки, их роль выполняют эластичные широкопрофильные шины.
Для движения по воде могут использоваться как ведущие коле-
са, так и навесной винтовой движитель мощностью 4,4 кВт.
Комплект дополнительного оборудования включает в себя ле-
бедку с электроприводом, съемный складной верх кузова и гусе-
ничные ленты для повышения проходимости на снегу и на бо-
лоте.
Преимущества сочлененных автомобилей используются и при
создании малогабаритных многоосных автомобилей высокой про-
ходимости.
45
Из группы III рассмотрим сочлененные автомобили «Кроко»
и «Пэк Стар».
Автомобиль «Кроко» разработан швейцарской фирмой, имеет
несущий кузов. Он состоит из двух частей корытообразной фор-
мы, шарнирно установленных на средней продольной оси, что
позволяет им перемещаться относительно друг друга в попереч-
ной плоскости, постоянно сохраняя контакт колес с дорогой при
наезде на препятствия. Передний и задний мосты неподрессо-
ренные и жестко соединены с кузовом. Двигатель роторно-порш-
невой воздушного охлаждения. Карбюратор со встроенным бен-
зиновым насосом. Топливный бак может быть заменен тремя
обычными канистрами. Двигатель оснащен электрическим и
ручным стартерами. Масса двигателя 32 кг. Трансмиссия состоит
из реверсивного преобразователя крутящего момента, обеспечи-
вающего возможность движения с максимальной скоростью как
вперед, так и назад, и клиноременного привода на все колеса.
Передаточное число главной передачи 7,5. Самотормозящаяся
червячная передача при отпущенной педали подачи топлива вы-
полняет роль дополнительной тормозной системы. Рабочая тор-
мозная система имеет гидравлический привод на все колеса. Тор-
мозной механизм стояночной системы дисковый, установлен на
ведомом валу коробки передач; привод механический. Рулевой
механизм реечного типа связан толкающими штангами с шаро-
выми шарнирами со всеми четырьмя колесами.
Плавающий автомобиль «Пэк Стар» (США) сочлененной
конструкции состоит из двух секций, соединенных между собой
шарниром, обеспечивающим три степени свободы. В первой сек-
ции транспортера размещены двигатель, трансмиссия, рулевое
управление, топливный бак, сиденье водителя и вспомогательное
оборудование. Вторая секция является грузовой платформой.
Автомобиль имеет двухцилиндровый бензиновый двигатель воз-
душного охлаждения. Трансмиссия включает гидрообъемную
передачу с раздельным потоком мощности, две раздаточные ко-
робки и ременные передачи. Арочные шины, сочлененная кон-
струкция, привод на все колеса и бесступенчатое изменение кру-
тящего момента обеспечивают высокую проходимость в услови-
ях бездорожья и пересеченной местности. Водные преграды ав-
томобиль преодолевает на плаву (движитель — колеса) со ско-
ростью до 4 км/ч.
8. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ТЕОРИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ
РЕШЕНИИ
Анализ конструкций, на основании которого дана классифи-
кация многоосных автомобилей, указывает на огромное их раз-
нообразие. Наиболее важной характеристикой компоновки ходо-
вой части является размещение осей по базе. Имеются образцы
46
автомобилей практически со всеми возможными вариантами раз-
мещений осей. Однако преимущественное распространение полу-
чили так называемые тележечные схемы компоновок. Часто
встречаются компоновки с равномерным размещением и реже —
со сближенными центральными осями и произвольным несим-
метричным размещением осей. Используют схемы рулевых
управлений с управляемыми колесами всех осей, с группой
управляемых колес передних и задних осей и с группой управ-
ляемых колес только передних осей. Схемы раздачи мощности
включают в себя все разнообразие возможных конструктивных
решений. Применяется полная блокированная связь и схемы раз-
дачи мощности с числом дифференциалов и подобных им меха-
низмов от одного до максимально возможного.
В группе сочлененных автомобилей большое разнообразие
определяется особенностями конструктивного решения и числом
степеней свободы шарнирной связи. Известны автомобили, соз-
данные по прицепной и полуприцепной схемам шарнирной свя-
зи, с двумя и тремя степенями свободы. Новый по способу управ-
ления тип автомобиля имеет систему поворота, обеспечивающую
складывание звеньев в плане.
В группе малогабаритных многоосных автомобилей широко
используется система поворота торможением колес одного бор-
та, так называемая нерулевая силовая система поворота.
Для того чтобы обоснованно дать оценку той или иной схеме
конструктивного решения, выявив ее главные преимущества и
недостатки на основе анализа внутренних связей, необходима
общая теория многоосных автомобилей. Ее разработка является
очень сложной проблемой, поэтому в законченном виде она пока
не существует. Имеется много исследований (главным образом
советских ученых), касающихся отдельных эксплуатационно-
технических свойств многоосных автомобилей, таких, как управ-
ляемость и поворачиваемость, плавность хода, устойчивость, на-
груженность трансмиссии, проходимость и др. Теория общих
конструктивных решений, раскрывающая закономерности дина-
мики и статики многоосных автомобилей во взаимосвязи с при-
нятой конструктивной схемой, позволяет дать комплексную оцен-
ку последствий принимаемых решений в части формирования
эксплуатационных свойств многоосного автомобиля или опреде-
лить качество существующего автомобиля и предпочтительные
условия его использования.
Главной целью этой теории является установление основных
принципов рациональной разработки, конструирования, оценки
и выбора общих конструктивных решений транспортных средств
для обеспечения их соответствия различным эксплуатационным
требованиям.
Для достижения поставленной цели могут быть использова-
ны принципы системного подхода. Главная задача заключается
47
в выяснении всех факторов, действующих в рассматриваемой
системе, и установлении всех имеющих влияние внутренних и
внешних связей [2].
Для постановки конкретных задач исследования на основе
логического анализа может быть использована структурная схе-
ма исследования системы (рис. 14) предварительно установлен-
ными логическими связями между ее элементами. Система со-
стоит из трех подсистем: конструктивных решений (входные эле-
менты системы), эксплуатационных свойств и внешних условий.
В данном случае установлены только определяющие элементы
дальнейших исследований, прочие факторы, не показанные на
схеме, являются для рассматриваемой системы внешними свя-
зями, которые надо учитывать как ограничения при проведении
тех или иных оценок конструктивных решений.
К подсистеме конструктивных решений относят только те, ко-
торые приняты в качестве общих конструктивных решений: это
число осей п, размещение осей по базе, характеризуемое отно-
сительным коэффициентом i, число, тип и место установки раз-
вязывающих узловых точек в схеме трансмиссии п', число и ме-
сто установки управляемых осей п"„ Применительно к многоос-
ным сочлененным автомобилям дополнительно в качестве общих
конструктивных решений рассматривают число степеней свобо-
ды шарнирной связи, оценивают особенности поворота автомо-
биля складыванием звеньев и поворотом всех опор на 90° много-
опорных автомобилей. Логически установлены эксплуатационные
свойства, на которые оказывают наибольшее влияние принимае-
мые конструктивные решения. Этих свойств установлено восемь
(см. рис. 14). Они образуют вторую подсистему исследуемой си-
стемы.
Из многочисленных факторов внешних условий, влияющих
на транспортные средства, в структуре системы показаны толь-
ко два — ровность опорной поверхности и состояние грунта. Они
Числа осей
Раз мешение
осей по (азе
Число и место
установки, управ-
ляемых колес
Число, тип,
место установки
_ _ „ Нагружен- „
Грузоповъ- кппрКания Дскамика УпраВляе-
емность ' ш с “ хоВоВой части трансмиссия моешь
Устой чи - Проходи - Универсалу
Весть масть ность
Состояние грунта
Ровность опорной
поверхности
Рис. 14. Структурная схема исследуемой системы
48
учитываются в дальнейшем при точных аналитических исследо-
ваниях. Все остальные важные условия использования учитыва-
ют как ограничения, исходя из главного предназначения того
или иного автомобиля. Линиями показаны логические связи,$ле-
ментов системы по вертикали: сплошными линиями — важные,
определяющие связи, а штриховыми — второстепенные, дейст-
вующие в данной системе.
Основной задачей последующих исследований системы явля-
лось установление (в количественных и качественных характе-
ристиках) связей между элементами и закономерностей их из-
менения в динамике. Знание их характеристик позволит дать на-
учную оценку той или иной конструктивной схемы многоосного
автомобиля или правильно его эксплуатировать.
Далее в общем виде рассмотрены наиболее общие схемы ав-
томобилей, имеющих п осей с произвольным их размещением по
базе. Частные задачи изложены применительно к наиболее ве-
роятным, реально возможным схемам. Использование матема-
тического аппарата, расчетных схем, допущений и приемов
исследований позволяет наиболее наглядно раскрывать физиче-
скую сущность сложных явлений. Для обоснования достоверно-
сти выводов и закономерностей динамических процессов много-
осных автомобилей широко использованы результаты экспери-
ментальных исследований, полученные на механических н элект-
ронных моделях, а также на натурных образцах.
Глава II
КОЛЕБАНИЯ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
И КОМПОНОВКА ХОДОВОЙ ЧАСТИ
От характеристик колебаний автомобиля зависят важные по-
казатели плавности хода, влияющие на средние скорости дви-
жения, сохранность перевозимого груза и утомляемость водите-
ля и пассажиров. Значение этих показателей повышается, если
учесть особенности грузов, перевозимых многоосными автомоби-
лями, и необходимость использования высоких средних скоро-
стей при движении по плохим дорогам и местности для опреде-
ленной группы многоосных автомобилей. Поэтому исследование
комплекса вопросов, влияющих на колебания, имеет для рас-
сматриваемых автомобилей важное значение.
Исходя из цели разработки теории общих конструктивных
решений в соответствии со структурой сложной системы взаимо-
связи общих конструктивных решений с эксплуатационными
свойствами и внешними условиями движения (см. рис. 14) сле-
дует ограничиться исследованием влияния на колебания двух
основных факторов общих конструктивных решений — числа ко-
лесных осей (опор) и схемы размещения их по базе, т. е. компо-
новки ходовой части. Как было показано, число колесных осей
на рассматриваемых автомобилях, кроме малогабаритных мно-
гоосных автомобилей, увеличивают для повышения грузоподъ-
емности при заданной нагрузке на ось, поэтому задачу иссле-
дований колебаний следует решать для переменного числа ко-
лесных осей и соответствующих переменных значений массы и
момента инерции автомобиля.
Грузоподъемность многоосного автомобиля зависит от числа
осей п, что определено в результате обобщения статистических
показателей автомобилей с нагрузкой на ось 100 кН и выше [2].
Установлена также зависимость базы L автомобиля от п. Ста-
тистические данные подтверждают правомерность принимаемой
при исследовании колебаний многоосного автомобиля исходной
позиции о непостоянстве массы и момента инерции с изменением
числа осей. При условии постоянства массы и момента инерции
и переменном числе осей представляет теоретический интерес
рассмотрение колебаний автомобиля.
9. ДИНАМИЧЕСКАЯ СИСТЕМА, ЭКВИВАЛЕНТНАЯ
МНОГООСНОМУ АВТОМОБИЛЮ, И ЕЕ МАТЕМАТИЧЕСКАЯ
МОДЕЛЬ
Для теоретического исследования колебаний упругой систе-
мы, характерной для рассматриваемых автомобилей, большое
50
значение имеет правильный выбор расчетной схемы, которая
наиболее полно отражала бы важнейшие факторы, влияющие
на колебания. Большое разнообразие применяемых эквивалент-
ных колебательных систем автомобилей во многом объясняется
различием исследуемых объектов и конкретных задач, решаемых
при исследовании. Современный уровень теории колебаний по-
зволяет рассматривать самые разнообразные расчетные схемы —
от простейших одномассных до пространственных многомассных.
Возможности современных ЭВМ позволяют решать задачи с уче-
том многих физических явлений, сопровождающих колебания.
При рассмотрении задачи колебаний многоопорного автомо-
биля можно принять ряд допущений, которые упрощают анализ
и дают возможность выявить влияние числа осей л их компонов-
ки на колебания в чистом виде. Поскольку независимые пере-
менные изменяются в продольной плоскости, оставаясь постоян-
ными в поперечной, можно рассматривать только плоскостную
расчетную схему колебаний многоопорного автомобиля. Далее
принято, что грузовая платформа с ее несущим элементом (ра-
мой), грузом и надстройками является твердым телом, имеющим
продольную плоскость симметрии, в этом случае деформациями
рамы на изгиб можно пренебречь. Однако следует отметить, что
если для некоторых двухосных автомобилей это условие вполне
допустимо, то’ для оценки плавности хода многоосных автомо-
билей, являющихся длиннобазными, следует учитывать изгиб-
ную податливость рамы и упругое крепление на ней многих эле-
ментов (кабины, груза и т. п.). При исследовании поперечных
угловых колебаний длиннобазных автомобилей не следует иск-
лючать из расчетной схемы податливость рамы на кручение.
Контакт шин с дорогой можно считать точечным, т. е. вместо
распределенной нагрузки от воздействия дороги на площадку
конечных размеров шин (колесных опор) условно принять, что
на площадку действует одна сила, точка приложения которой
определяется ординатой дорожной поверхности над центром ко-
леса или опоры. Такая замена правомерна при рассмотрении
движения автомобиля по асфальтобетонным и ровным грунто-
вым дорогам, однако при движении по дороге с большим числом
мелких (высокочастотных) неровностей (крупный булыжник
и т. п.) возникает точечный контакт, поэтому необходимо уточ-
нение силы с учетом осредненной по площадке контакта величи-
ны неровности.
Все прочие допущения являются общепринятыми при иссле-
довании колебаний автомобиля и достаточно обоснованы в тех-
нической литературе [8, 9, 20]. К ним относятся следующие: центр
тяжести автомобиля движется в продольном направлении с по-
стоянной скоростью; отсутствует влияние продольных и попереч-
ных реакций дороги на колебания масс автомобиля; неуравно-
вешенность и гироскопические моменты вращающихся масс
51
z
Рис. 15. Расчетная схема колебаний многоосного автомобиля
трансмиссии и двигателя равны нулю; перемещения масс авто-
мобиля малы.
С учетом принятых допущений может быть принята эквива-
лентная схема колебательной системы (рис. 15). Колебания рас-
сматриваются в двух обобщенных координатах z и <р и двух
вспомогательных координатах q и g, одна из которых связана
с дорогой, а другая — с неподрессоренными массами. Система
имеет п +2 степеней свободы, подрессоренную массу Мп с мо-
ментом инерции Jn, п неподрессоренных масс mz.
В системе подрессоривания действуют две группы сил. К пер-
вой группе относятся силы, действующие от оси на подрессорен-
ную массу. Они могут быть представлены суммой
Ff=Fp/4-FaZ+FTpZ, (1)
где FPi=f(&i) —сила, определяемая характеристикой упругого
элемента подвески (рессоры) и являющаяся функцией (в общем
виде нелинейной) его перемещения Az; Fai=f(&i) —сила, зави-
сящая от характеристики амортизатора; обычно является нели-
нейной функцией скорости перемещения оси; Fni=FTp sgn (Д>) —
сила, создаваемая динамической моделью (условный узел, ими-
тирующий трение во всех узлах подвески); 7?Тр в расчетах услов-
но принимают постоянной, /?тр=0,11 (Gn/n) (Gn — сила тяжести
подрессоренной массы).
Сумма сил, действующих от опоры на неподрессоренную
массу:
Rl = I i> (2)
где Лш«~/(Дш<) — сила, определяемая упругими свойствами и
52.
являющаяся функцией радиальной деформации шины (опо-
ры); Rai=f (цшЛш/)—сила демпфирования в шине, зависящая
от скорости ее радиальной деформации и коэффициента за-
тухания цш-
Входящие в выражение сил перемещение рессоры и его ско-
рость, радиальная деформация i-й шины и ее скорость согласно
рис. 15 связаны зависимостями
Д/=^—Д/==2— CzH-Z/<p;
Дш/ — tf
Все приведенные характеристики действующих сил в общем
случае нелинейны. Характеристики сил шины должны учитывать
отрыв ее от полотна дороги, характеристика силы рессоры —
пробой подвески, а характеристика амортизатора — открытие
клапанов.
Используя рис. 15, согласно принципу Даламбера можно со-
ставить математическое описание динамической системы, т. е.
получить дифференциальные уравнения ее колебаний. Для п-ос-
ного автомобиля они имеют вид
^+2^=0;
1
1
^iCi~b^?i— Р 1=0;
Z = 1, 2,..., п.
Система состоит из п + 2 дифференциальных уравнений вто-
рого порядка, с учетом указанных нелинейностей действующих
сил решить и исследовать эти уравнения обычными методами
не представляется возможным. Такое исследование может быть
проведено с помощью ЭВМ.
Задачу сравнения схем компоновок ходовой части можно ре-
шать путем сопоставления результатов расчета по различным
исходным данным. Целесообразно, прежде чем переходить к ана-
лизу вынужденных колебаний с помощью ЭВМ, рассмотреть
влияние числа осей и размещения их по базе на такие важные
характеристики колебаний, как собственные частоты, коэффици-
53
енты затухания и возмущающие функции. Для решения этой за-
дачи лучше привести дифференциальные уравнения к канониче-
скому виду и принять ряд дополнительных условий.
Раскроем систему уравнений (3), приняв, что силы тяжести
подрессоренной и неподрессоренных масс уравновешиваются ста-
тическими силами упругости подвески и шин. Силы трения в
подвеске и гашение колебаний в шине для упрощения задачи на
данном этапе можно не учитывать:
л д
CpZ(z-Cz+Z,¥)+2 2 Ра;(г-С/4-//<р)=О;
1 I
п п
Л?+2 2 — Cz4~Zz<p) 4~2 2 — t/+Zz<p) = O;
1 1
mfr+2СШ z (?z - Q) - 2CP z (z - Cz + Zz?) - 2Иа z (z - Cz + Zz¥)=0,
где i— 1, 2, 3,..., ti‘, Cp и Сш — жесткости соответственно рессоры
и шины; ца — коэффициент сопротивления амортизатора.
Поделив все члены первого уравнения на Мп, второго на Jn,
а третьего на mz, можно провести преобразования и сгруппиро-
вать отдельные члены уравнений по выражениям, имеющим опре-
деленный физический смысл в части формирования колебаний
сложных систем. Обозначим парциальные частоты колебаний
элементов системы:
(4)
<0с..==]/2 (Ср I + Сш z)/mz;
^1=У 2Clui/ml,
парциальные коэффициенты затухания колебаний системы:
Я /
1 /
л /
Kfi= На/Л / "Л1>
1 /
Kt—Kt<f—
I
I
I
J
(5)
54
коэффициенты связи различных видов колебаний системы:
1h:=2 Ср// / Ма", 11<р —2^ Ср// //п;
il it
возмущающие функции вынужденных колебаний системы:
Сг=(2/Л1я)[2 Cp/tz+j^a/c/);
\ 1 1 /
Q?=(2/J„)/ 2 Ср//С/4~2 P'a/^A/'j 5
\ 1 1 /
Qzi — (2/^/) Сш /9/ 4~ 2ATc/Z 4" 4" 2^,,? 4~ 'Ис'?-
(6)
Тогда уравнения имеют вид:
'4* ^Kzz + ®zZ + Кг<& + Дг? — Qz>
¥ "г 2/Qp 4" °W 4" + ^z—Qf;
С/ 4" 2K tCz 4* = Qc-
При рассмотрении компоновки подрессоренной массы много-
осных и многоопорных автомобилей для большинства из них
можно отметить важное свойство: центр масс автомобиля в на-
груженном состоянии практически совпадает с центром упруго-
сти. Это объясняется стремлением конструкторов максимально
использовать несущую способность каждой оси автомобиля и
обеспечить одинаковый статический прогиб всех рессор. Такая
особенность позволяет обоснованно принять важное допущение
о независимости продольных угловых колебаний от вертикальных
колебаний подрессоренной массы из-за симметричности подвески.
п
В этом случае J? Z£= 0 и коэффициенты связи продольно-угло-
1
вых и вертикальных колебаний тоже равны нулю, т. е. т]г=0;
т]ф=0; КгФ=0; КФг=0.
Правомерность принятого допущения была проверена экспе-
риментально на механических моделях многоосных автомобилей.
Проверка показала, что смещение центра масс относительно цен-
тра упругости на 200... 300 мм не влияет ии иа амплитуды коле-
баний, ни на нагружеиность ходовой части. При смещении цент-
ра масс до 600 мм наблюдается небольшой рост амплитуд и на-
грузок. Так, ' амплитуда продольно-угловых колебаний при
увеличении отклонения центра масс от центрального положения
с 300 до 600 мм возрастает только на 30' в режиме резонанса,
55
нагрузки возрастают на те оси, в сторону которых смещается
центр масс.
У многоосных автомобилей отклонения центра масс от центра
упругости не превышают 200... 500 мм, поэтому принимаемое до-
пущение не окажет существенного влияния на результаты рас-
чета в рассматриваемой задаче.
С учетом этого дифференциальные уравнения можно пред-
ставить в новом, более удобном для анализа виде:
г -]- 2/Czz -j- <ozz=Oz;
<p4-2A'?'p-j-u>y<p=Q?;
С/-г2^Сг+4г==Рс.
(7)
Левые, части уравнений описывают свободные вертикальные
и продольно-угловые колебания подрессоренной массы и коле-
бания неподрессоренных масс, правые части — возмущающие
функции.
10. ЧАСТОТЫ СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИИ
Из теории колебаний сложных систем известно, что частоты
собственных колебаний и парциальные частоты колебаний раз-
личны по величине и по физической сущности. Применительно
к многоосным автомобилям они различаются приблизительно
на 15...20%. То же относится и к коэффициентам затухания. Для
определения влияния числа осей и размещения их в дальнейшем
удобно пользоваться выражениями парциальных частот (4). От-
куда видно, что на собственную частоту колебаний неподрессо-
ренной массы не влияют ни число осей, ни их размещение по ба-
зе. Эта частота определяется параметрами, закладываемыми при
конструировании подвески.
Собственная частота вертикальных колебаний подрессоренной
массы при всех прочих равных условиях может зависеть только
от числа осей шасси. С увеличением числа осей при сохранении
неизменных значений жесткости подвески и массы Мп частота
колебаний будет возрастать. Но так как потребность в увеличе-
нии числа осей возникает в связи с повышением массы перевози-
мого груза, то пропорционально числу осей будет возрастать и
подрессоренная масса
Мп=Гп,
гцеГ — коэффициент пропорциональности, зависящий от выбран-
ной нагрузки на ось [2]; Г=3500...10000 кг (ннжний предел —
для автомобилей с допустимой нагрузкой на ось 60 кН, верх-
ний— для автомобилей с нагрузкой на ось 100 кН и выше).
56
При одинаковой жесткости подвесок всех осей частота соб-
ственных вертикальных колебаний
шг=У2С9пкГп)=У2С^Т.
Это означает, что частота собственных вертикальных коле-
баний подрессоренной массы также не зависит от числа осей и
нх размещения по базе. Она задается параметрами, выбираемы-
ми при конструировании подвески автомобиля. Прн постоянстве
подрессоренной массы с увеличением числа осей для сохранения
значения собственной частоты колебаний, влияющей на показа-
тель комфортабельности, необходимо уменьшить жесткость под-
вески каждой оси.
Частота собственных продольно-угловых колебаний зависит
от числа осей и от размещения их по базе. Для теоретического
исследования влияния размещения осей по базе можно приме-
нять в качестве независимой переменной коэффициент размеще-
ния осей по базе i = l)L — отношение расстояния I между любыми
смежными осями к базе шасси L. Введение этого коэффициента
значительно облегчает исследование компоновочных схем мно-
гоосных автомобилей. В общем виде, когда оси размещаются
произвольно, автомобиль с п осями имеет п—1 различных зна-
чений коэффициента I. При симметричном размещении осей по
отношению к центру масс, что характерно для большинства мно-
гоосных автомобилей, имеется одно значение коэффициента i,
полностью определяющего компоновку ходовой части. В этом
случае прн определении коэффициента i за расчетное принима-
ется расстояние между передними смежными осями (табл. 7).
7. Характеристика размещения осей по базе некоторых автомобилей
Автомобиль База, мм Размещение осей по базе, мм HL.—C Осевая формула
МАЗ-537 (8X8) 6040 1700—2640—1700 0,265
Фаун (8X4) 5770 1700—2370—1700 0,295 2—2
МАЗ (8X8) 7719 2210—3304—2205 0,285 2—2
ЗИЛ (8X8) 6300 2400—1500—2400 0,380 1—2-1
D-588 (8X8) 4750 1500—1800—1450 0,318 2—2
Магирус (8X8) 6080 1580—3000—1500 0,25 2—2
Фаун (8x6) 5600 1400—2800—1400 0,28 2—2
Т-813 (8x8) 6200 1400—2400—1400 0,226 2—2
Като (12X6) 9400 1500—1500—3400—1500— 1500 0,16 3-3
Частота собственных продольно-угловых колебаний для шас-
си с любым числом осей при симметричном их размещении и
кт
постоянной жесткости подвески может быть определена из за
внсимости
<от = L У (C9lJa) — at 6i2), (8)
где а и б — постоянные коэффициенты, определяемые числом
осей п:
п............. 2 3 4 5 6 7 8
а............. О 2 4 8 12 18 24
б............. О 2 4 12 20 38 56
Как видно из выражения (8), частота продольно-угловых ко-
лебаний имеет более сложную завнснмость, чем частота верти-
кальных колебаний. Она зависит не только от параметров, но и
от момента инерции, числа осей, базы автомобиля и размещения
осей по базе, т. е. от многих компоновочных характеристик шас-
си. Представляет интерес анализ влияния изменения размещения
осей на угловую частоту н на соотношение частот вертикальных и
угловых колебаний. Используя выражения этих частот, получим
Mz __ 1 1 / _______,
О>? L у Мп(0,5п-а(+<Я2) ’
%! 0,5n-aii + ffi2
Г 0,5n — aii-r6il
(9)
(Ю)
Графически зависимости (8) ... (10) применительно к четырех-
осному шассн представлены на рис. 16. Анализ графиков показы-
вает, что с увеличением коэффициента i угловая частота падает
и возрастает соотношение частот вертикальных и угловых коле-
баний.
Теоретически коэффициент i для четырехосного автомобиля
может изменяться от 0 до 0,5. Четырехосный автомобиль при 1—0
можно рассматривать как условный двухосный, имеющий базу
четырехосного автомобиля и удвоенную жесткость подвески, а
при (=0,5 как условный трехосный с равномерным размещением
осей по базе и с удвоенной жесткостью средней оси.
Важно отметить, что изменение рассматриваемых параметров
в пределах теоретически возможного диапазона коэффициента
i не превышает 30...40%, а если учесть реальные возможности
изменения коэффициента i (с учетом действительных размеров
колес н зазора между ними), то изменение частот и их соотноше-
ний не будет превышать 10... 12%. Это означает, что изменением
схемы компоновки ходовой части нельзя существенно повлиять
на частоту продольно-угловых колебаний и иа соотношение ча-
стот угловых и вертикальных колебаний. Очевидно, наиболее эф-
фективно частоты можно менять соответствующим подбором ха-
рактеристик подрессоривания и величины подрессоренной массы.
58
частоты и
колебаний
Рис. 17. Зависимость относительной ча-
стоты угловых колебаний от числа и
размещения осей:
1 —1=0; 2 — imln реально возможное; 3 —
реально возможное; 4 —<тах теоретическое
Рис. 16. Изменение
отношения частот
четырехосного шасси в зависи-
мости от размещения осей по
базе
Это подтверждается также анализом автомобилей с другим чис-
лом осей.
Для выяснения влияния числа осей автомобиля на частоту
угловых собственных колебаний прн принятых выше условиях
следует преобразовать уравнения (8). Момент инерции опреде-
ляется эмпирическим выражением
Уя=ДГлЛЛ (11)
где А — коэффициент пропорциональности, зависящий от типа
автомобиля; А &0,1... 0,3 (нижнее значение коэффициента при-
нимают для автомобиля с грузом, имеющего допустимую нагруз-
ку на ось 60 кН, верхнее значение — для автомобилей, обладаю-
щих большим моментом инерции и нагрузкой на ось 100...
120 кН).
Следует отметить, что приведенные зависимости в большин-
стве случаев дают хорошую сходимость, так как груз обычно яв-
ляется симметричным. Тогда
^-1/ -^-('2 -ai + 6i^ • (12)
V АГп \ 2 J
Из выражения (12) следует, что при принятых условиях ча-
стота угловых колебаний зависит не только от жесткости под-
вески, но и от числа осей и их компоновки; при этом база шасси
влияния не оказывает. График, приведенный на рис. 17, пока-
зывает, что с увеличением числа осей до шести собственная ча-
59
стота угловых колебаний шасси снижается, дальнейшее увели-
чение числа осей практически не вызывает изменения частоты.
Степень уменьшения частоты зависит от размещения осей по
базе и теоретически колеблется в пределах 20... 35%. Для ав-
томобиля с любым числом осей коэффициент I теоретически
изменяется от 0 до 0,5, т. е. в тех же пределах, что и для четы-
рехосного автомобиля; при г=0 автомобиль соответствует ус-
ловному двухосному автомобилю, для которого частота угловых
колебаний остается постоянной; при г’тах=0,5 — условному трех-
осному автомобилю, у которого жесткость средней оси зависит
от числа осей. При реально возможном изменении коэффициента
I (с учетом размера колес и зазора между ними) частота меня-
ется на 10... 12%.
Таким образом, вследствие уменьшения <оф можно ожидать,
что с увеличением числа осей плавность хода будет повышаться.
Если рассмотреть влияние увеличения числа осей при посто-
янных значениях подрессоренной массы и момента инерции, то
также будет иметь место уменьшение частоты угловых колеба-
ний благодаря снижению жесткости подвески. Этот случай, как
ие характерный для транспортных колесных машин, подробно не
рассматривается.
11. ХАРАКТЕРИСТИКИ ГАШЕНИЯ КОЛЕБАНИИ
Неупругое диссипативное сопротивление в подвеске оказыва-
ет важное влияние' на гашение колебаний. В теории колебаний
это свойство оценивается коэффициентом затухания Л'ДКф) или
относительным коэффициентом затухания (коэффициентом апе-
риодичности) фг(фф). В общем виде выражения этих коэффици-
ентов в соответствии с уравнениями (5) следующие:
п I
^ = 2 На/pn; <Ь=КгЧ;
1 I
rt I
/ Ап, Ф<р=:/С(р/и)<р-
т /
Через коэффициент размещения осей по базе i для п-осного
шасси с однотипными амортизаторами на всех колесах эти за-
висимости могут быть представлены в виде:
^=2/гр.а/М„; фг = р-аК2я/(Л1пСр); (13)
Кч=(раА2/Л) (ra/2l— al + 6i2); <|»f=V(nft) — al + 61Ч\ГЦ:9.
(14)
60
Полученные зависимости дают представление о влиянии чис-
ла осей и их размещения на характеристики неупругого сопро-
тивления. На гашение вертикальных колебаний размещение осей
по базе не влияет, а число осей влияет при постоянной подрес-
соренной массе. С учетом принятых выше условий об изменении
с увеличением, числа осей можно считать, что и число осей на
гашение вертикальных колебаний не оказывает влияния. Гаше-
ние вертикальных колебаний определяется числом и характери-
стиками применяемых амортизаторов.
Связь неупругого сопротивления при угловых колебаниях с
рассматриваемыми параметрами имеет более сложный характер.
Преобразовав выражения (13) и (14) [заменив /п его значением
из выражения (11)], получим
Kv=~-£-(-~ai + 6iA ; (15)
Al tl \ 2 /
V • (16)
Здесь четко видна зависимость гашения продольно-угловых
колебаний от числа осей и размещения их по базе. При увели-
чении коэффициента i, т. е. при сближении центральных осей
происходит уменьшение коэффициентов затухания. В пределах
теоретически возможного изменения коэффициента i (от 0 до 0,5)
относительный коэффициент затухания уменьшается на 30%, а
коэффициент затухания — в 2 раза. В реально возможных пре-
делах изменения i (0,2... 0,4) коэффициенты затухания изменяют-
ся соответственно на 10 и 15%.
Следовательно, с точки зрения гашения продольно-угловых
колебаний целесообразно уменьшать коэффициент i, т. е. пред-
почтительной является тележечная схема ходовой части со сбли-
женными крайними осями.
Сопоставляя выражения (15) и (16) с зависимостью (12),
можно установить, что влияние числа осей автомобиля на коэф-
фициенты гашения колебаний в относительном выражении ана-
логично влиянию на угловую частоту (см. рис. 17). С увеличе-
нием числа осей гашение колебаний будет уменьшаться в тех же
пределах и с той же закономерностью, с которой происходит
уменьшение угловой частоты.
Уменьшение коэффициентов затухания колебаний с увеличе-
нием числа осей при прочих равных условиях указывает на
склонность многоосных автомобилей к угловым колебаниям.
Установка амортизаторов на передних и задних осях для мно-
гоосных автомобилей является обязательной.
61
12. ВОЗМУЩАЮЩИЕ ФУНКЦИИ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЙ
МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Рассмотрение уравнений (6) возмущающих функций пока-
зывает, что выявить влияние общих конструктивных решений на
величины возмущений вынужденных колебаний очень трудно.
Существует сложная аналитическая зависимость возмущений
колебаний подрессоренной массы от колебаний неподрессорен-
ных масс. В связи с тем, что у многоосных автомобилей (особен-
но у многоопорных) непосредственные массы малы по сравне-
нию с подрессоренной массой, для упрощения задачи можно пре-
небречь их колебаниями. Правомерность принимаемого допуще-
ния была проверена расчетами на АЭВМ, которые показали, что
степень влияния колебаний неподрессоренных масс зависит от
числа осей. Так, на трехосных автомобилях допущение дает по-
грешность в пределах 20...25%, а на шестиосных — в пределах
10... 12%. Поэтому для анализа такое допущение возможно,
а при решении конкретных задач по оценке плавности хода пу-
тем расчетов на ЭВМ неподрессоренные массы следует учиты-
вать.
Тогда функции возмущений запишутся в виде:
Qz=(2MU| 2 ;
\ 1 1 /
iQ I “Г Р'аЛ'У/j i
\ г 1 7
(17)
где qt — ордината неровности поверхности дороги под i-й опо-
рой; Ci — приведенная жесткость рессор и шин. Cj=
= Ср;Сш</ (Ср;+ Cmi).
Возмущение вертикальных и угловых колебаний зависит от
массы и момента инерции подрессоренной части автомобиля и
от микропрофиля опорной поверхности, от которой возмущение
идет по двум направлениям — через упругий элемент подвески —
характеризует первый член выражения в скобках системы (17)
и через амортизатор, гасящий элемент подвески — второй член
суммы в скобках. При этом установлено, что доля амортизато-
ров в возмущении колебаний составляет 15... 17% общей вели-
чины возмущения.
Главный задающий фактор возмущений — микропрофиль
опорной поверхности дороги. В общем случае воздействие до-
рожных неровностей на автомобиль является случайным про-
цессом. Методы современной теории случайных процессов поз-
воляют с помощью ЭВМ исследовать колебания колесных и гу-
сеничных машин [8, 9, 20].
62
Из всего многообразия дорожных неровностей случайного
вида можно выделить сравнительно большую группу периодиче-
ских гармонических неровностей. Они могут быть систематизи-
рованы по следующим признакам: размеры неровностей (длина,
высота или глубина), их формы и характер чередования. На
грунтовых дорогах, наезженных автомобильным транспортом,
длины неровностей изменяются в довольно широких пределах —
от 0,5 до 13 м, а глубина впадин (высота гребней)—от 20 до
200 мм. При длительном движении автомобиля вне дороги и
грунтовым дорогам диапазон длин неровностей сужается и наи-
более часто встречаются неровности длиной 3... 5 м. Характерно,
что средние значения длин неровностей совпадают с диапазо-
ном длин опорных поверхностей автомобиля. Высота неровно-
стей на таких дорогах изменяется в пределах от 20 до 400 мм,
а наиболее часто встречаются неровности высотой 100... 120 мм.
На бетонированных дорогах длины неровностей следует счи-
тать равными от одной до двух-трех дорожных плит, т. е. от
4... 5 до 10... 15 м при глубине 20... 30 мм. На асфальте, исключая
аварийные участки, неровности обычно имеют длину 4... 8 м при
глубине до 50 мм.
Анализ большого числа периодических неровностей на грун-
товых и асфальтированных дорогах показывает, что их профиль
по форме почти совпадает с синусоидой со сглаженными вытя-
нутыми краями, причем большинство неровностей имеют сим-
метричный продольный профиль. На бетонированных дорогах
неровности имеют треугольную форму, определяемую проседа-
нием плит.
Статистическая обработка фактического материала показы-
вает, что на грунтовых дорогах встречаются как единичные не-
ровности, так и волнообразный профиль с регулярно чередую-
щимися неровностями, причем для дорог, наезженных многоос-
ными автомобилями, наиболее типичным является волнообраз-
ный профиль с правильно чередующимися неровностями высотой
100... 200 мм, переменной длиной. Аналитически такой профиль
характеризуется уравнением синусоиды или косинусоиды.
Чередующийся характер неровностей часто наблюдается на
асфальтированных и бетонированных дорогах, причем последние
имеют повторяющиеся треугольные неровности. Периодический
характер неровностей создает возможность появления резонанса,
что подтверждается практикой эксплуатации многоосных автомо-
билей.
Проведенный краткий анализ неровностей дорог позволяет
при исследовании колебаний автомобилей рассматривать как
детерминированное возмущение, так и случайное. При исследо-
ваниях важно получить сравнительные данные для многоосных
автомобилей различных схем, поэтому целесообразно рассмат-
ривать детерминированное возмущение, т. е. возмущение, опре-
63
деляемое периодическими неровностями дорог. Такой вид воз-
мущения позволяет получить сравнительные данные в чистом
виде и в наиболее тяжелых — резонансных режимах движения
автомобилей, что важно с точки зрения сохранности груза и ди-
намической нагруженности ходовой части, трансмиссии и других
элементов автомобиля.
Немаловажным является то обстоятельство, что исследование
колебаний на гармонических неровностях дает возможность точ-
ной проверки результатов теоретических исследований на ЭВМ
и исследований с помощью механических моделей путем срав-
нения с экспериментальными данными, полученными при испы-
тании натурных образцов на реальных гармонических поверхно-
стях. Сравнивать теоретические исследования с эксперименталь-
ными данными, полученными на дорогах с неровностями случай-
ного характера, затруднительно и трудоемко.
Анализ колебаний многоосных автомобилей, движущихся по
дорогам, имеющим профиль с гармоническими неровностями раз-
личной длины, показал наличие сложных зависимостей между
длиной неровности и амплитудами колебаний. Выяснить эти за-
висимости можно на основе аналитических исследований верти-
кальных и угловых возмущающих функций.
На первом этапе для определения качественного характера
возмущений достаточно проанализировать выражения:
п
1
п
Ф^=у. liQi- I
1 )
(18)
Возмущающие воздействия Фг и Фф, качественно подобные
выражениям (17), определяют колебания шасси при проезде не-
ровностей и могут иметь различный вид. Возмущения, воз-
никающие при проезде единичных неровностей, коротких SH=y2
и длинных Sh>Y2 (см. рис. 15), достаточно полно исследованы
[15]. Однако для случая проезда периодических неровностей
предлагается тот же графический метод, что и для единичных
неровностей. Такой метод недостаточно четко позволяет выяс-
нить зависимость возмущающих функций от длины неровностей
и компоновки ходовой части. Поэтому рассмотрим эту зависи-
мость подробнее.
Предположим, что многоосный автомобиль движется по пе-
риодическим неровностям, профиль которых меняется по косину-
соидальному закону q=qocosvt (где qo — среднее значение ор-
динаты неровности; v — частота чередования неровностей; t —
время). При рассмотрении установившегося режима движения
64
начало отсчета не имеет принципиального значения. Тогда воз-
мущение каждой оси многоосного автомобиля будет происходить
с запаздыванием, р(=2лу</5.и, (где уг — расстояние от первой по
ходу оси).
Изменение высоты неровности под каждой осью:
—^ocosv/;
^2==^ocos (v/ — p2) = <70 (cos ^-cosPa + siH vZ-sin p2);
qn=q^os[yt—P„)=9o(cos(v/)cosP„-rsin (vO sinp„).
Обозначив sin p, через ai, a cos р; через bi, систему уравнений
можно переписать:
— ^oc°sv/; j
q2=qQ (b2 cos v/ Ц- a2 sin v/);
.................................... (19)
^n=^o(^cos v/ + «„sin v/).
Сумму двух функций z/i=asinW и y2=bcosvt можно пред-
ставить в виде
i/=i/2 + f/i:=^'sin(v/ + a1), (20)
где A'=Va2-]-b2; tga^fe/a.
Тогда выражения (18) с учетом (19) и (20) можно предста-
вить в виде:
п
1
— #0 V №+йз + “-+йл)2 + (1 + ^2+^з + -"4"^л)2 sin (?t4"ai);
ф?=2liqi=
1
~Qo 1/<(^2а2“Нзаз4' •••+^лйл)2 + (^1+^2+- + ^л)2 sin (v^4"a2)'
Амплитуда возмущающей функции вертикальных колебаний
гч~Яо Vbi11 Pi + sin р3 + ... 4-sin p„)2-f-(l -f-cos p^-f-.-.-f-cos рл)2,
3—704 65
а амплитуда возмущающей функции угловых колебаний
??=Яо V(/2 sin sin р34-... + ln sin ?л)2 4* *
* -Ь (/1+z2 COS Рг+- + cos ₽л)2.
Возведя в квадрат эти уравнения и приведя подобные члены,
можно получить общие выражения амплитуд возмущающих
функций для автомобиля с п числом осей:
Zqn = Я» {п 4-2[(cos Рг + COS Рз 4-... 4" cos^„) 4- cos (Ps—P2)4'
4- COS (p4 — p2) 4- • • • + cos (рл — 4- cos (&—Рз) 4- cos (p5 - p3) 4-
4-...4-c°s^„—p5)4-...4- cos(рл—Рл-Р]}; (21)
99Л = 9й{^14_^_Ь ••• +^л4-2 fl 1^2 COSpi4~^1^3 СОзРз4~ ••• 4"Л^Л cos ?я +
+ ^з cos (Рз—'&)+”•+ cos (рл —Рг) +•••”!
+ In- Jn cos. (Рл - Рл-!)]}. (22)
При подстановке в формулу (22) значений /, следует учиты-
вать, что знаки Ц для осей, расположенных по разные стороны
от центра масс, различны.
13. АНАЛИЗ ВОЗМУЩАЮЩИХ ФУНКЦИИ
Предварительное рассмотрение уравнений (21) и (22) воз-
мущающих функций показывает, что существует сложная зави-
симость амплитуд возмущения как вертикальных, так и угло-
вых колебаний от числа осей и их размещения по базе. Эти
уравнения можно решать аналитическим и графическим мето-
дами. Функции возмущения в зависимости от длины неровно-
сти, рассмотренные применительно к гипотетическому четырех-
осному автомобилю с различным расположением осей по базе:
равномерным (1—1—1—1), со сближенными промежуточными
осями (1—2—1), тележечными (2—2) и неравномерным (1—
1—2), позволили установить закономерности связей размеще-
ния осей по базе, числа осей и длин неровностей с изменением
возмущающих функций [2]. Максимальные и минимальные зна-
чения вертикальной возмущающей функции остаются постоян-
ными для любого размещения осей по базе. Причем максимум
функции равен числу осей Zq max/<7o — tl.
Максимум возмущающей функции угловых колебаний зави-
сит от базы автомобиля, числа осей и размещения осей по базе.
В общем виде для автомобиля с четным числом осей п и сим-
метричным их расположением
ктах/?о1 = £1°>5л-ЭД-
где Б — ряд чисел: 0, 2, 6, 12, 20, 30, 42 и т. д.
66
Анализ этого выражения применительно к четырехосному
автомобилю показывает, что в пределах теоретически возмож-
ного изменения коэффициента i отношение <р?тах/<7о изменяется
на 50 %, в реально возможных пределах изменения коэффици-
ента i изменение максимума возмущающей функции не превос-
ходит 20 %. Такое же соотношение имеет место и у шасси с
другим числом осей.
Меньшее значение максимальных возмущений имеют авто-
мобили с центральными сближенными осями. Однако пределы
изменения возмущения при изменении размещения осей по ба-
зе небольшие.
Как и максимум возмущения вертикальных колебаний, мак-
симум возмущения угловых колебаний находится в прямой за-
висимости от числа осей. Коэффициент пропорциональности
возрастания максимума возмущения зависит от коэффициента
размещения осей по базе i. Он равен п/2 при г’тш=0, и мини-
мальное значение имеет при гтах.
Эти выводы являются правильными при принятых допуще-
ниях на первом этапе рассмотрения упрощенных выражений
возмущающих функций, когда они не зависят от массы и мо-
мента инерции автомобиля. Если учесть более точное выраже-
ние возмущающей функции, представленное зависимостями (6)
и (17), то вывод получается несколько иной. Так как с увеличе-
нием числа осей изменяются пропорционально масса и момент
инерции подрессоренной части автомобиля и соответственно из-
меняется его база, то зависимость максимума возмущения вер-
тикальных и угловых колебаний от числа осей имеет вид, пред-
ставленный на рис. 18 [2]. >
С увеличением числа осей максимальное значение верти-
кальной возмущающей функции остается постоянным, а возму-
щающей функции угловых колебаний падает наиболее интен-
сивно при числе осей не менее шести, далее значения функции
практически стабилизируются. Интересно отметить, что харак-
тер изменения возмущающих
функций в зависимости от числа
осей и их размещения по базе со-
ответствует характеру изменения
рассмотренных ранее частот и ко-
эффициентов гашения колебаний.
Для получения графиков
функций zqlq0~J(SH, Sh/A) и
Ф<7/<7о=ЦЗн, Sh/L) при симметрич-
ных схемах шасси можно приме-
нять графический метод сложения
косинусоид или более простой
предложенный В. А. Борзенковым
метод разделения многоосного ав-
з* 67
Рис. 18. Изменение максималь-
ного значения возмущающих
функций в зависимости от чис-
осей
томобиля на несколько двухосных и графического сложения
возмущающих функций этих двухосных автомобилей. При боль-
шом числе осей и несимметричном их расположении по отноще-
нию к центру масс (ЦМ) приходится применять ЭВМ.
Построенные графическим методом и проверенные аналити-
чески определением экстремальных точек возмущающие функ-
ции представлены на рис. 19. Следует отметить, что подобные
графики были построены для автомобилей многих типов с раз-
личным числом осей (трех-, пяти- и шестиосных), Характер всех
графиков одинаковый для всех автомобилей, и отмеченные
ииже закономерности являются общими.
Анализ этих графиков показывает, что протекание кривых
z^0=f(SK/Z.) или f(Sn) и или HS^/L) для любого
расположения осей по базе в диапазоне длин гармонических не-
ровностей от 2 до оо характеризуется следующими общими при-
знаками; в диапазоне 2 m<Sh«C2 L имеется несколько экстре-
мальных точек как для угловых, так и для вертикальных воз-
мущений;
при Sa<L максимуму вертикальной возмущающей функции,
как правило, соответствует минимум угловой возмущающей
функции и наоборот;
при Sn>L амплитуда угловых возмущений стремится к мак-
симуму, который наступает при 5И**2Д, а затем при SH-+-op
асимптотически стремится к нулю;
при $н>1,5 L амплитуда вертикальных возмущений асимп-
тотически стремится от минимума к максимуму;
Рис. 19. Графики возмущающих функций вертикальных и угловых колебаний
четырехосного автомобиля в различным размещением осей по базе в зависи-
мости от длины неровностей;
— — — — ,————ф4/а»‘*НЗв)
68
при S»< I м чередование максимумов и минимумов обеих
возмущающих функций настолько частое, что определить харак-
тер возмущения такой неровности практически невозможно, к
тому же на неровностях такой длины существенное значение
имеют геометрические размеры шин и их сглаживающая спо-
собность,
Сравнение графиков, построенных для различных схем раз-
мещения осей по базе, указывает на их качественную общность:
для разных схем изменяется только длина неровности, вы-
зывающая соответствующие возмущения, появление которых в
реальных условиях эксплуатации равновероятно для любой схе-
мы. Каждой схеме расположения осей по базе соответствуют
конкретные, только ей присущие длины неровностей, вызываю-
щие появление максимальных и минимальных возмущений;
чем дальше разнесены центральные оси, тем больше значе-
ние амплитуды угловых возмущений;
несимметричное размещение осей по базе приводит к тому,
что во всем спектре дорожных неровностей не находится ни од-
ной, которая не вызывала бы появления угловых колебаний;
в реальном диапазоне длин неровностей 2 „. 20 м добиться
существенного уменьшения возмущения и, следовательно, вы-
нужденных колебаний вследствие изменения схемы расстановки
осей по базе практически невозможно. Следовательно, схема
размещения осей по базе не оказывает существенного воздей-
ствия на характер возмущения от дороги.
В гл. I было показано, что многоосные автомобили могут
иметь различные степень подрессоривания колес и жесткость
подвесок, Эти факторы влияют на возмущающие функции вы-
нужденных колебаний, имеющих определяющее значение в фор-
мировании колебаний,
Из выражений возмущающих функций (17) можно устано-
вить, что многоосный многоопорный автомобиль с одинаковыми
жесткостями подвесок всех осей (опор) будет иметь пропорцио-
нально меньшие значения возмущающих функций во всем диа-
пазоне длин неровностей дороги, В случае, когда жесткости
подвесок осей неодинаковы, выражения возмущающих функций
выглядят иначе.
Для сравнения можно воспользоваться расчетом и построе-
нием возмущающих функций для четырехосного автомобиля,
выполненного в двух вариантах: полностью подрессоренного и
полуподрессоренного, у которого отсутствуют рессоры двух сред-
них осей. Геометрические размеры автомобилей равны, расста-
новка осей по базе 1—2—1, жесткости подвесок и шин одина-
ковы, амортизаторы отсутствуют. Полагая, что подрессоренные
массы и моменты инерции подрессоренных частей обоих авто-
мобилей одинаковы, можно принять их равными единице, жест-
кость шины больше жесткости рессоры в 3 раза; тогда она бу-
69
дет больше приведенной жесткости в 4 раза, т. е. Сш=ЗСр=
= 4 С и Сш==6 кН/см. При этих условиях на основании уравне-
ний (17) и (6) можно записать значение возмущающих функ-
ций:
для полностью подрессоренного автомобиля
Qz=2Cq0 /44~4 cos?-|-4 cos 1,62^ + '*
~* 4~ 2 cos 2,625? 4*2 cos 0,625? sin (ч/+ ai);
Qv=2Cq0 V20,97 4- 9,45 cos ?- 9,45cos 1,625? - *
**—1,125 cos 0,625?—19,84:5 cos 2,625? sin (ч/4~аг);
для полуподрессоренного автомобиля
2Cg0 V 34 4-32 cos 0,625? 4-16 cos ? 4-"
’*4-16 cos. 1,625? 4-2 cos 2,6^5? sin (v/ + ai);
QT=2Сдй /37,845 4-37,8 cos?-37,8 cos 1,625?-'*
"* — 19,845 cos 2,625?— 18 cos 0,625? sin (v/4~a2)-
Расчеты по этим зависимостям показали, что максимум вер-
тикальной возмущающей функции для полуподрессоренного ав-
томобиля в 2,5 раза, а угловой возмущающей функции в 1,5 ра-
за выше, чем у полностью подрессоренного автомобиля.
Из рис. 20 видно резкое отличие графиков возмущающих
функций двух вариантов автомобиля не только по уровню амп-
литуд возмущений, но и по характеру кривых. Так, в интервале
длин неровностей 1 ... 10 м для полностью подрессоренного ав-
томобиля насчитывается пять точек, в которых вертикальные
возмущения равны нулю, а для полуподрессоренного варианта
Рис. 20. Графики возмущающих функций четырехосных автомобилей:
-------------полуподрессоренных;-------• — полностью подрессоренных
70
Возмущающая функция угловых колебаний по характеру
протекания примерно одинакова для обоих автомобилей. Мак-
симумы функции расположены на неровностях одной длины,
минимумы почти совпадают на неровностях до 2 м, промежу-
точные участки для каждого автомобиля имеют свой характер.
Общий уровень возмущений выше у полуподрессоренного ав-
томобиля, кроме возмущений на неровностях длиной 3,5... 5,5 м.
Рассмотренный пример подтверждает возможность разра-
ботки оптимальной схемы подрессоривания, если ставится зада-
ча получения высоких показателей плавности хода. Всякое
упрощение подвески многоосного автомобиля ведет к ухудше-
нию характеристик колебаний, компенсировать которое выбо-
ром схемы компоновки ходовой части невозможно.
14. ИССЛЕДОВАНИЯ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИИ МНОГООСНЫХ
автомобилей на электронных и механических моделях
При исследованиях на АЭВМ вынужденных колебаний четы-
рехосных и шестиосных автомобилей за базовую можно при-
нять схему гипотетического автомобиля, полностью подрессо-
ренного, с амортизаторами на всех колесах, сходного с испыты-
ваемой механической моделью. При решении дифференциаль-
ных уравнений (3) необходимо учитывать нелинейность измене-
ния упругих сил. Система уравнений была приведена к машин-
ному виду, составлены блок-схема набора задачи и методика ее
решения [2].
Анализ графиков амплитудно-частотных характеристик коле-
баний подрессоренной массы автомобиля, полученных при ре-
шении задачи на АЭВМ, показал, что амплитуды вертикальных
и угловых колебаний в условиях низкочастотного резонанса для
одного и того же автомобиля резко отличаются в зависимости
от длины неровностей.
Такое же различие имеет место и при условии изменения
схемы компоновки ходовой части автомобиля (рис. 21). Таким
образом, амплитуды колебаний меняются в зависимости как от
схемы расположения осей по базе, так и от длины неровностей.
В этих условиях отдать предпочтение той или иной схеме ком-
поновки нельзя, поскольку все возможные варианты размеще-
ния осей по базе с точки зрения характеристик колебаний авто-
мобиля равнозначны.
Результаты решения задачи для схемы 1—2—1, обработан*
ные по максимальным перемещениям в области резонанса иа
неровностях высотой 5... 10 см и длиной 2... 14 м, представле-
ны в сравнении с соответствующими функциями возмущения на
рис. 22. Как видно из сравнения, амплитуды резонансных коле-
баний, отнесенные к высоте неровности 100 мм, примерно про-
порциональны соответствующим амплитудам возмущающих
71
Рис. 21. Изменение мак-
симальных амплитуд ко-
лебаний в зависимости от
компоновки при раз-
личной длине неровно-
стей:
/-SH=2 м; 2 — SH=4 м;
з — SH=8 м: 4~ 5в =
-12,6 м
Рис. 22. Зависимость амплитуды колебаний в области резонанса и возмущаю-
щей функции от длины неровностей при различной их высоте:
1 н 2 — высота неровности соответственно 10 и 5 см; 3 — возмущающие функции
функций, и на всем диапазоне длин неровностей эта пропорцио-
нальность остается примерно одинаковой.
Таким образом, колебания подрессоренной части автомоби-
ля зависят от амплитуд возмущающих функций, а они — от
длины неровности, базы и размещения осей по базе. Следова-
тельно, сравнение колебаний автомобиля с различными схема-
ми компоновки можно проводить по возмущающим функциям.
Анализ влияния различных схем на возмущения может быть
распространен и на колебания.
При проведении экспериментальных работ по определению
плавности хода реальных автомобилей обычно амплитуду коле-
баний z не фиксируют, так как это трудоемко и требует допол-
нительного оборудования, а определяют ускорения, возникаю-
щие в центре масс. Известно, что зависимость между ускорени-
ем и соответствующим перемещением выражается формулой
2
Z — <S>zZ.
72
Собственная частота колебаний <ог для каждого автомобиля
является величиной постоянной, поэтому максимальные ускоре-
ния будут пропорциональны максимальным амплитудам пере-
мещений в резонансном режиме на неровностях соответствую-
щей длины, и характер протекания зависимости z в центре масс
будет таким же, как z=f(SH, SH/L).
График зависимостей z=f(Sa) (рис. 23) для механических
моделей автомобиля построен по результатам решения на
АЭВМ и экспериментального измерения резонансных ускоре-
ний при установившемся движении по косинусоидальным гар-
моническим неровностям в сравнении с соответствующими воз-
мущающими функциями. Как видно из графика, эксперимен-
тальные кривые z=f(Sa) почти полностью соответствуют кри-
вой, полученной для расчетной схемы с помощью АЭВМ.
Сравнение графика расчетной зависимости <р=?($н), полу-
ченной на АЭВМ, и кривой, построенной по максимальным уг-
ловым перемещениям в области резонанса, возникающего на
модели автомобиля при движении по неровностям различной
длины, показало, что по сходимости расчетных и эксперимен-
тальных данных для вертикальных ускорений и угловых коле-
баний подрессоренной части автомобиля можно судить о пра-
вильности выбора расчетной схемы и набора характеристик под-
рессоривания. Оно также подтвердило возможность распростра-
нения оценки различных схем шасси по возмущающим функци-
ям на вынужденные колебания в резонансном режиме.
Выше рассмотрено по результатам расчета и эксперимента
влияние компоновки ходовой части и числа осей на отдельные
характеристики, определяющие вынужденные колебания, при-
менительно к четырехосному автомобилю. Для проверки выво-
дов и выяснения влияния схемы ходовой части на показатели
плавности хода шестиосного шасси автомобильного крана было
выполнено такое же решение дифференциальных уравнений с
помощью АЭВМ. Решение проводилось на моделирующей уста-
новке МН-14. В качестве характеристик и параметров шасси и
Рис. 23. Графики сравнения расчетных и экспериментальных данных (в режи-
ме резонанса) с функцией возмущения:
/ — расчетные; 2 — экспериментальные; 3 — возмущающая функция
73
системы подрессоривания были приняты характеристики меха-
нической модели шестиосного шасси.
В ходе решения задачи переменной являлась схема разме-
щения осей по базе. Рассчитывались как схемы с симметричным
расположением осей 3—3, 2—2—2, так и с равномерным 1—1—
1—1—1—1 при движении по дорогам с гармоническими неров-
ностями (SH=2, 5, 8, 9, 45 и 18,9 м; Ян = 70, 80 и 150 мм). Пер-
вые три неровности по длине и высоте соответствуют реальным
неровностям, что дало возможность сравнивать результаты ре-
шения задачи на АЭВМ. с экспериментальными данными; дли-
ны двух последних неровностей кратны базе модели. В процес-
се решения регистрировалось с помощью самописцев девять па-
раметров, характеризующих колебания подрессоренной и не-
подрессоренных масс.
Анализ результатов решения задачи на АЭВМ показал хо-
рошую их сходимость с экспериментальными данными для схе-
мы 3—3. Сравнение данных по вертикальным и угловым пере-
мещениям подрессоренной массы всех трех вариантов располо-
жения осей по базе показало, что перемещения зависят от амп-
литуд соответствующих возмущающих функций. Отношение
амплитуд колебаний к амплитудам возмущающих функций для
всех вариантов практически одинаково. Так, отношение макси-
мума вертикальных перемещений к амплитуде возмущений, по-
строенных в произвольном масштабе, для схемы 3—3 состави-
ло 22, для схемы 2—2—2 — 24 и для схемы 1—1—1—1—1—1 —
22. Отношения угловых перемещений и возмущений для различ-
ных схем соответственно равны 9,6; 10,0 и 9,6. Это положение
подтвердило полученный вывод о возможности сравнения раз-
личных схем по их возмущающим функциям.
На рис. 24 представлены зависимости амплитуд возмущаю-
щих функций от длины неровностей пути для трех вариантов
шестиосного автомобиля. Анализ графиков показывает, что не-
Рис. 24. График зависимости амплитуд возмущающих функций модели шести-
осного автомобиля с различными схемами размещения осей по базе от длины
неровностей:
1 — схема 3—3; 2 — Схема 2—2—2; 3 — схема 1—1—1—1—1—1
74
ровности различной длины по-разному воздействуют на шасси
с данной схемой ходовой части. В зоне длин неровностей около
2 м наибольшая амплитуда вертикальных возмущений харак-
терна для схемы с равномерным расположением осей; в интер-
вале 3...4 м — для схемы 3—3, в интервале 4...5 м — для схемы
2—2—2, в интервале 12... 20 м —для схемы 1—1—1—1—1—1.
Распределение наибольших значений амплитуд угловых возму-
щений следующее: 2 ... 2,5 м — для схемы 1—1—1—1—1—1;
2,5 ... 4 м — для всех схем приблизительно одинаково; 4 ... 8 м —
для схемы 2—2—2 и 8 ... 20 м — для схемы 3—3.
Таким образом, для шестиосных автомобилей так же, как и
для четырехосных, сделать какое-то заключение о преимуществе
той или иной схемы расположения осей, учитывая равную веро-
ятность появления различных длин неровностей в реальных ус-
ловиях эксплуатации, невозможно. Следовательно, добиться су-
щественного улучшения показателей плавности хода благодаря
изменению расположения осей по базе многоосных автомоби-
лей практически нельзя. Эту задачу надо решать соответствую-
щим подбором характеристик подрессоривания.
При экспериментальной оценке параметров колебаний ше-
стиосного макета автомобиля вертикальные ускорения измеря-
ли в кабине, в центре масс и в задней части, регистрировали уг-
ловые перемещения подрессоренной массы. Определялись вели-
чины вертикальных ускорений неподрессоренной массы четвер-
того правого колеса и ходов третьего правого и шестого левого
колес. При испытаниях макет не имел амортизаторов в системе
подрессоривания, давление воздуха в шинах — номинальное
300 кПа. Испытания проводились на следующих моделирован-
ных дорогах различного состояния и вне дорог:
бетонированное шоссе удовлетворительного состояния с пе-
риодическими неровностями, образованными стыками бетонных
плит;
крупнобулыжный участок дороги;
местность — холмистое поле с хаотическими неровностями
длиной 0,5—3 м и высотой до 30 см с явно выраженным криво-
линейным расположением волн;
участки специальной дороги с косинусоидальными волнами
длиной 2, 3, 4 и 5 м, высотой 70 мм и длиной 8 м, высотой
150 мм.
Скорости движения при измерениях были постоянными, из-
менялись ступенями от минимальной 10 км/ч до максимально
возможной по условиям безопасности движения.
Анализ результатов измерений позволил установить, что при
движении по бетонированному шоссе возникают небольшие вер-
тикальные ускорения (до 0,55 g), а угловые колебания не пре-
вышают 30'. При движении по крупнобулыжному участку на-
блюдается увеличение амплитуды угловых колебаний и одно-
75
временный рост вертикальных ускорений до 1,8 g ня скорости
около 37 км/ч, когда имеет место резонанс угловых колебаний,
обусловленный воздействием стыков плит основания дороги,
При движении вне дорог ускорения в центре масс, в задней ча-
сти и в кабине достигают соответственно 2gt 1,8 g и 1,7 g, уг-
ловые колебания доходят до 2 °. Колебания в данных условиях
определяются воздействием единичных неровностей. Скорость
при этом не превышала 26 км/ч.
При движении на неровностях периодического характера
имели место несколько характерных режимов движения. При
движении по участку с неровностями длиной 2 м на скорости
гоколо 38 км/ч возник характерный резонансный режим колеба-
ний неподрессоренных масс, В этом режиме вертикальные уско-
рения неподрессоренных масс (колес) достигали (10,.. 12) g,
вследствие чего наблюдались почти полный пробой шин и отрыв
колес от полотна дороги. Вертикальные ускорения подрессорен-
ной массы не превышали в задней части gt в центре масс 1,4 g,
в кабине 1,8 g, а угловые колебания были до 1°, Более высокие
ускорения кабины по сравнению с ускорениями задней части и
центра масс, очевидно, объясняются собственными вынужденны-
ми резонансными колебаниями кабины,
Появление интенсивных резонансных колебаний неподрессо-
ренных масс и отдельных элементов подрессоренной массы (ка-
бины) на коротких неровностях при сравнительно небольших
колебаниях подрессоренной массы в центре масс и в задней ча-
сти является характерной и опасной особенностью многоосных
автомобилей. С целью снижения уровня таких колебаний необ-
ходимо на всех колесах ставить амортизаторы и принимать ме-
ры для уменьшения неподрессоренных масс, а также вводить
вторичное подрёссоривание отдельных элементов автомобиля
(кабины, груза и т. п.).
Другим характерным режимом является режим движения на
участке с неровностями длиной б м, В этом случае наблюдают-
ся интенсивные колебания прн резонансе вертикальных колеба-
ний. При скорости около 37 км/ч ускорения во всех точках до-
стигали 2,3 g, угловые колебания — 2 °. При движении по доро-
ге с волновыми неровностями (SH«=8 м) имеет место один из
максимумов возмущающей функции вертикальных колебаний.
18. ОСОБЕННОСТИ КОЛЕБАНИИ СОЧЛЕНЕННЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Наличие шарнирной связи между отдельными секциями ав-
томобиля определяет особенности колебаний сочлененных авто-
мобилей. Для установления этих особенностей на основе анали-
тического анализа необходимо иметь эквивалентную динамиче-
скую систему и ее математическую модель. Для упрощения ана-
литического анализа и выявления принципиальных отличий
76
колебаний сочлененных автомобилей в качестве первого шага и
основного допущения примем к исследованию плоскую расчет»
ную схему. Для каждой конкретной конструктивной схемы со-
члененного автомобиля можно разработать свою расчетную си-
стему. Учитывая, что различные сочлененные автомобили прин-
ципиально отличаются только конструкцией шарнирного сочле-
нения (см. гл. I), попытаемся для решения поставленной задачи
использовать универсальную схему, позволяющую описать осо-
бенности конструкции всех известных сочлененных автомобилей,
при этом уравнения колебаний принимают лаконичный вид,
удобный для аналитических исследований и моделирования на
ЭВМ.
В качестве такой расчетной схемы используем эквивалент-
ную динамическую систему (рис. 25), Эта схема в представлен-
ном виде отображает сочлененный автомобиль седельного типа,
который имеет две активные многоосные секции, соединенные
между собой сцепным шарнирным устройством. Для анализа
колебаний в продольной вертикальной плоскости принимают,
что сцепка обеспечивает одну степень свободы н является одно-
шарнирной. Кроме того, она имеет упругий элемент и гидроци-
лнндр вертикального складывания (ПдВС), который в случае
угловых перемещений одного эвена относительно другого рабо-
тает как амортизатор. Общая опорная балка, выполняющая
функции грузовой платформы с грузом, имеет два шарнирных
соединения, установленные вблизи центра масс каждого звена
секций. Без общей грузовой платформы схема будет эквива-
лентна сочлененному автомобилю прицепного типа, а без сцеп-
ного устройства и гЦВС сочлененному автомобилю полупри-
z
Рае. 25. Расчетная схема иолебаний сочлененного многоосного автомобиля
П
цепного типа (см. гл. I). Каждая секция всех трех возможных
расчетных схем имеет ходовую часть, подобную ходовой части
одиночного обычного многоосного или многоопорного автомо-
биля.
При разработке расчетной схемы и ее математическом опи-
сании приняты все допущения и методические приемы, изложен-
ные в подразд. 9, применительно к исследованию колебаний
многоосного одиночного автомобиля.
За обобщенные координаты можно принять: z — вертикаль-
ные перемещения центра масс платформы; ф— угловое переме-
щение платформы; а — угловое перемещение секций в продоль-
ной плоскости. Вспомогательные координаты q и g те же, что и
для одиночного автомобиля (см. подразд. 9).
Примем обозначения:
Mi, Mi, Мо — массы секций, платформы и всей системы М=
=Mi+ЛТг+Л1о;
/1, /г> Jo — центральные моменты инерции секций и плат-
формы.
Все обозначения показаны на рис. 25, индексы при обозна-
чениях относятся к секциям (1 и 2) и платформе (0), обозначе-
ние без индекса — ко всей системе.
В динамической системе действует группа сил и моментов,
аналогичных ранее рассмотренным в подразд. 9. Дополнитель-
ные силы и моменты обусловлены наличием в сцепке упруго-
демпфируемой связи, работающей при складывании звеньев на
угол а.
Динамическая система имеет п+3" степеней свободы, следо-
вательно, математически она может быть представлена систе-
мой и+3 связанных дифференциальных уравнений второго по-
рядка. В общем виде эти уравнения могут быть записаны:
/11 П*
л-1 +2
1 г
л?4"Л«а=2 11 —2
1 I
Лха “Г-Ара — 2
t
1.1>
2 — ^цйца-}-Сйса;
(23)
^Л Л — J^n J'n.
78
Первое уравнение представляет собой сумму проекций всех
действующих сил с учетом сил инерции на ось Z. Оно описыва-
ет движение центра масс системы. Второе уравнение — сумма
моментов относительно условной оси, определяемой обобщен-
ной координатой <р. Это уравнение получается на основе исполь-
зования теоремы о моменте количества движения по обобщен-
ной координате ф.
Приведенные моменты инерции системы:
jf=м tLi 4- M2i% 4" Ji 4" А 4" Jq\
2/(г 14"гг)~ i/(r 14~г2)=
Во втором уравнении системы (23) верхние знаки выраже-
ний в скобках правой части принимаются для сил, смещенных
вперед относительно центров масс секций, а нижние — для сил,
смещенных за центры масс (по ходу автомобиля).
Третье уравнение аналогично второму представляет сумму
моментов количества движения по обобщенной координате а,
в котором /а = /1№г1-т-/2^2г2’> ЦцЛц2а — момент сопротивления
ГЦВС; р.ц — коэффициент сопротивления ГЦВС; СЛс2а — момент
упругой связи при складывании, имеющий линейную жест-
кость С.
Остальные п уравнений описывают колебания неподрессорен-
ных масс. Они аналогичны уравнениям, рассмотренным в под-
разд. 9.
Представленная система дифференциальных уравнений в пре-
делах принятых допущений позволяет с помощью ЭВМ решать
любые задачи по колебаниям сочлененных автомобилей любой
известной в настоящее время конструктивной схемы. Для реше-
ния задач применительно к сочлененным автомобилям прицеп-
ного типа, когда общая платформа отсутствует, в уравнениях
необходимо массу и момент инерции платформы приравнять ну-
люЛ!о=О,/о=О.
При отсутствии сцепного устройства, ГЦВС и упругой связи
величины, описывающие их в уравнениях, следует приравнять
нулю.
Среди всего многообразия сочлененных автомобилей боль-
шое распространение имеют автомобили, характеризуемые сим-
метричной схемой компоновки, у которых riM^ 2М2 и
ri==Li, r2—L2. Симметричность сочлененного автомобиля позво-
ляет значительно упростить дифференциальные уравнения ко-
лебаний:
79
п
^i=2 Л;
I
1
Jaa = 2 (*цЛца + СЛса;
1
Здесь
Fi=Cf ((.i — z — S,? — bp) + 2f*e z (C - z — Sp — bp) ;
Ъ=СШ (qi-W
м=л114-Л124-./и0; 4=A4* А_Ь44'г1^1*гг2^’
4=A+A; i—i,2...n.
Расстояния bi и Si с соответствующими знаками приведены
ниже применительно к восьмиосному симметричному автомо-
билю (по четыре оси в секции), п = 8 (обозначения показаны на
рис. 25):
i... 1 2
bi ... /11 /21
S;... Г1 + /1 Г1-Н21
3 4
—/31 —/«
И—/31 l"l—/41
5 6
—/12 —/22
——r2"H22
7 8
/32 /42
—r2—/32 —r2—la
Для симметричной схемы автомобиля выполняются условия:
24=0; 25,=0 и 245,=0, поэтому исходные уравнения
можно полностью разделить так, что амплитуды обобщенных
координат z, ф и а можно определять из хорошо известных урав-
нений, описывающих простейшие эквивалентные двухмассовые
системы, изображенные на рис. 26. Для определения z следует
ввести для п-осного автомобиля вспомогательные переменные:
80
Тогда z определяется из
следующей системы уравнений:
Mzi=Fz,
mi.=Rz—Fz\
F2==Cp(C-z) + 2|xa(C-z);
Fz:=Cta {(]z C^)>
Mz = Mln. j
Для определения угловых
колебаний симметричной сис-
темы по двухмассовой расчет-
ной схеме вводятся вспомога-
а)
Рис. 26. Приведенные расчетные
схемы симметричных сочлененных
автомобилей:
а — вертикальных колебаний; б — уг-
ловых колебаний
6)
тельные переменные, физиче-
ски характеризующие линей-
ные перемещения условной
точки платформы, расположен-
ной на расстоянии ст от центра
масс системы. Эквивалентная схема при этом такая же, что и
при определении z (рис. 26, а), и отличается только обозначения-
ми (на схеме обозначения даны в скобках):
1 1
п п Г п
2 ^==з~12 о==1/ 2
1 1 г 1
Тогда система дифференциальных уравнений примет вид:
— Ftpj
F,f=Ср z<p) —|- 2pa z^);
miif—Rf, — Fv;
Сш (^.p C?),
где JM?=Zp/32.
Аналогично и при определении угла складывания секций в
вертикальной плоскости нужны новые переменные для условной
81
точки, лежащей на расстоянии 2
п п
za=6; л=е-‘2^ ^=0-'12^';
1 1
п п
Я»-0-1 2 ^ = 6’1
Применительно к расчетной схеме (рис. 26, б) уравнения
примут вид:
Л2 h2
M>za=F~ 2цц Ь.+С -f- ze;
Q4 Q*
Л= Ср (С.- г.)+2на (С.- ze);
/пСа=/?а—Г/,
Ra — Сщ (Яа. — Са)>
где Afe=Js/e2.
В данной расчетной схеме в отличие от предыдущей появля-
ются дополнительный «амортизатор» с эквивалентными коэффи-
циентами сопротивления цэ = ццЛц2/02 и дополнительная «рессо-
ра» с эквивалентной жесткостью Сэ=С,йс2/02.
Пользуясь эквивалентными схемами, аналитическим путем
можно определить основные характеристики колебаний сочленен-
ного автомобиля по обобщенным координатам z, <р и а. Эти урав-
нения удобны для проведения прикидочных предварительных
расчетов при проектировании сочлененного автомобиля. Опреде-
лить координаты или их производные можно при синусоидаль-
ном возмущении, а по построенным частотным характеристи-
кам'— и при случайных возмущениях. Частотные характеристики
при этом зависят не только от параметров колебательных схем,
но и от эквивалентных возмущающих функций zq, <pg и ag, кото-
рые при гармоническом профиле пути могут быть точно опреде-
лены аналитически. Если q (х) — ордината профиля пути, отне-
сенная к центру масс всей системы, то возмущение под i-м коле-
сом
Я1 (О = q{vt-YSt),
где t—время; v — скорость движения.
В частном случае для синусоидального профиля пути, как бы-
ло указано выше в подразд. 12, q(x) =*O,57fBsin 2juc/Sa (где Яа—
82
высота неровности), тогда
qt sin 2л
где Si — координата i-ro колеса (оси) относительно ЦМ.
Из этого выражения можно найти эквивалентные возмуще-
ния для симметричной расчетной схемы
п
и амплитуду возмущения (см. подразд. 12, 13)
Аналогично определяются эквивалентные возмущения:
На основе расчетов по приведенным выше зависимостям и
экспериментальных исследований на моделях сочлененных авто-
мобилей, выполненных рядом исследователей, можно отметить
ряд интересных закономерностей колебаний этих автомобилей.
Прежде всего можно установить, что определяющее влияние
на формирование характеристик колебаний сложной системы
оказывают характеристики колебаний отдельных звеньев (сек-
ций) и характеристики упругой и демпфирующих связей между
звеньями сочлененного автомобиля.
Закономерности изменения характеристик колебаний отдель-
ных звеньев те же, что и для одиночных жесткорамных автомо-
билей.
Для получения высоких показателей плавности хода как мио»
гоосного одиночного, так и сочлененного автомобиля основное
внимание должно быть сосредоточено на выборе оптимальных
характеристик подрессоривания колес секций (жесткости, вели-
чины статических и динамических ходов подвески, величин га-
шений и сухого трения в подвеске и др.). Существенного влияния
на колебания сочлененного автомобиля изменение числа осей и
расстановки их по базе секций так же, как в случае одиночного
автомобиля, оказать не может.
83
Закономерности изменения возмущений от дороги на сочле-
ненный автомобиль в целом определяются закономерностями
возмущений отдельных секций. Максимальное значение амплиту-
ды возмущающей функции угловых колебаний зависит от числа
осей, базы автомобиля и от расположения осей по базе секций.
Максимальные угловые возмущения возникают иа коротких
неровностях (в узком диапазоне) и на неровностях длиной, при-
близительно равной двум базам каждой секции йлй одной базе
всего сочлененного автомобиля, равной сумме баз секций. На-
личие упругой и демпфирующей связей между секциями сочле-
ненного автомобиля существенно влияет на показатели угловых
колебаний секций и показатели колебаний всей системы.
Введение даже относительно небольшой по величине упругой
связи приводит к значительному уменьшению амплитуд угловых
колебаний секций в дорезонансной и резонансной зонах колеба-
ний. Кроме того, происходит сдвиг резонансных частот в область
больших частот возмущения (скоростей движения) автомобиля.
С увеличением жесткости упругой связи увеличивается и смеще-
ние эоны резонанса, однако это приводит к увеличению амплитуд
колебаний, соответствующих зарезонансным частотам. Это свой-
ство требует обоснованного выбора жесткости упругой связи при-
менительно к конкретной модели автомобиля. Применение свя-
зывающей рессоры, отключаемой в зарезонансной зоне колеба-
ний, позволяет получить комбинированную амплитудно-частот-
ную характеристику колебаний,
Отмеченное выше влияние упругой связи секций на угловые
колебания может быть проиллюстрировано рис. 27, кривые по-
строены по результатам определения амплитудно-частотной ха-
рактеристики двухзвенного сочлененного автомобиля прицепно-
го типа,
Характеристика получена при движении по гармонической
неровности длиной, равной длине базы сочлененного автомоби-
Рис. 27. Относительная
амплитудно • частотная
характеристика угловых
колебаний секций модели
сочлененного автомобиля
прицепного типа:
/й 2 — соответственно пе-
редней и задней секций без
упругой связи; 3 и 4 — соот-
ветственно задней и перед-
ней секций с упругой свизью
84
ля, т. е. яо самой неблагоприятной неровности по величине воз-
мущений угловых колебаний. Как видно из рисунка, амплитуда
колебаний передней секции только благодаря введению упругой
связи на дорезонансной и резонансной скоростях движения сни-
жается почти в 2 раза. В зарезонансной зоне упругая связь по-
вышает амплитуду в пределах 10... 16%. Прямой/—/ отмечен мо-
мент желательного отключения рессоры упругой связи звеньев.
Применение демпфирования в связях секций также достаточ-
но эффективно влияет на уменьшение угловых колебаний сек-
ций. Амплитуды колебаний уменьшаются в 1Д..2 раза в дорезо-
нансной зоне н в 2...2,8 раза в резонансной и зарезонансной
зонах, т. е. демпфирование положительно влияет на колебания
во всем частотном диапазоне возмущений. В то же время из-
вестно, что демпфирование, уменьшая ускорение колебаний в
резонансной эоне, увеличивает их в зарезонансной зоне.
Наиболее эффективно уменьшение амплитуд колебаний за
счет демпфирующей связи наблюдается в определенных преде-
лах изменения ее характеристик.
Излишнее усиление демпфирующей связи влияет на колеба-
ния значительно меньше, поэтому необходима оптимизация демп-
фирования угловых перемещений применительно к каждой кон-
кретной модели сочлененного автомобиля.
Для иллюстрации влияния демпфирования ня колебания сочлененного
автомобиля приведем пример экспериментальных исследований макетного
образца сочлененного автомобиля прицепного типа общей массой 14 т. Конст-
руктивно макет был выполнен симметричным по всем показателям, рассмот-
ренным выше. Между секциями был установлен гидроцилнндр с максималь-
ным сопротивлением 96 кН и параболической зависимостью сопротивления от
скорости. Главной целью испытаний было установление влияния демпфирова-
ния в сцепке и на колесах автомобиля на колебания секций. Испытания про-
водились на искусственных гармонических неровностях 2, 3, 4, б, 8 м, при этом
измеряли ускорения в передней части, в центре масс и углы наклонов каждой
секции.
Анализ амплитудно-частотных характеристик, полученных на указанных
выше неровностях, подтвердил вывод о том, что наибольшие возмущения под-
рессоренная часть сочлененного автомобиля получает на неровностях с длиной
волны, равной двум базам секций, 0 данном случае база каждой секции была
равна 2,6 м, а неблагоприятная неровность имела длину волны б м, Все испы-
тании проводились на этих, наиболее нагружающих неровностях, со скоростями,
изменяющимися ступенями с интервалом б км/ч. предельную допустимую
скорость определяли пробои подвески.
Анализ результатов измерений (рис. 28) показывает, что наибольшее влия-
ние на гашение колебаний оказывает демпфирующая связь в сцепке. Введение
в схему подрессоривания гидроцилиндра вертикального складывания, рабо-
тающего как амортизатор, увеличивает скорость движения, допустимую по
условиям пробоя подвески, в 2...2,6 раза. Влияние амортизаторов колес на
этих неровностях незначительное. Так, при движении сочлененного автомобиля
с включенным цилиндром вертикального складывания и выключенными амор-
тизаторами иолес пробои подвески наступали при скорости 24... 26 км/ч, тогда
как при движении со всеми выключенными амортизаторами пробой подвески
наступает при скорости 12... 12,6 км/ч, Это объясняется тем, что при отсутст-
вии демпфирования в связях секций пробой подвески наступает в результате
86
интенсивных угловых колебаний (га-
лопирования) секций. При длине вол-
ны неровности 5 м резонансная ско-
рость с отключенными амортизатора-
ми равна 15,5 км/ч. При включении
межсекцнонного демпфирования га-
лопирование резко гасится и пробои
подвески обусловливаются преимуще-
ственно вертикальными колебаниями
(резонансная скорость равна
29,2 км/ч).
Рис. 28. График изменения вертикальных
ускорений и амплитуд угловых колеба-
ний'сочлененного автомобиля на гармо-
нических неровностях длиной 5 м и вы-
сотой 80 мм в зависимости от демпфи-
рования в сцепке:
1,4 — угловых колебаний с демпфированием
и беа демпфирования в сцепке; 2, 3 — то же,
вертикальных колебаний
Необходимость установки амортизаторов на колесах сочле-
ненного автомобиля определяется главным образом требованием
гашения вертикальных колебаний подрессоренной массы и гаше-
ния колебаний неподрессоренных масс при движении по корот-
ким неровностям.
Таким образом, при применении упругой демпфирующей свя-
зи между секциями возможно значительно улучшить плавность
хода сочлененных автомобилей и тем самым значительно (в 2...2,5
раза) повысить скорости движения их на местности. Этим, по-
видимому, можно объяснить широкое применение за рубежом
(США и Канаде) сочлененных автомобилей, предназначенных
для работы в тяжелых дорожных условиях и на пересеченной
местности. В отдельных рекламных изданиях сообщается, что
сочлененные автомобили типа «Дрэгн-Вэгн» (см. гл. 1) могут
развивать скорость на местности до 50 км/ч, в то время как
скорость обычных автомобилей высокой проходимости в этих
условиях не превышает 20 км/ч.
Отмеченными особенностями колебаний могут обладать
только сочлененные автомобили прицепного и седельного типа
со степенью свободы в продольно-вертикальной плоскости и сцеп-
ным устройством с демпфирующей или упругой связью. У сочле-
ненных автомобилей, шарнирная связь которых имеет одну сте-
пень свободы в горизонтальной плоскости и предназначена
для получения возможности поворота в результате складыва-
ния секций, получить улучшения характеристик колебаний в
вертикальной плоскости не представляется возможным.
Интересно отметить особенности колебаний сочлененных ав-
томобилей седельного типа без сцепного устройства между сек-
циями типа Татра-Семекс-Линке (см. гл. I). Сравнение расчетов
колебаний подобного автомобиля и однозвенного автомобиля,
86
имеющих равные базу и грузоподъемность, показало, что ускоре-
ние на передней части грузовой платформы на максимальной
по условиям пробоя подвески скорости для сочлененного автомо-
биля примерно в 2 раза меньше, чем для однозвенного.
Ускорение на месте водителя в кабине в тех же условиях для
первой секции приблизительно в 2 раза, а для второй секции в
1,5 раза больше у сочлененного автомобиля по сравнению с оди-
ночным автомобилем. Это указывает на то, что взаимное влияние
секций благотворно сказывается только на колебаниях грузовой
платформы, а на секциях оно не проявляется. Колебания корот-
кобазных секций происходят в наиболее неблагоприятных усло-
виях.
Таким образом, сочлененные автомобили полуприцепного ти-
па без сцепки между звеньями преимуществ по характеристикам
колебаний дать не могут.
Рассмотрены особенности колебаний сочлененных автомоби-
лей, имеющих одну степень свободы в поперечно-вертикальной
плоскости. Очевидно, введение степени свободы в поперечно-
вертикальной плоскости внесет дополнительные особенности,
для выявления которых требуется проведение специальных ис-
следований. Однако можно предположить, что при введении
жесткого и демпфирующего шарнира в этой плоскости резуль-
таты будут аналогичны.
16. ПРЕДПОСЫЛКИ ОЦЕНКИ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ
Экспериментальные исследования и опыт эксплуатации мно-
гоосных автомобилей, главным образом многотонных автокра-
нов и сочлененных автомобилей, показали, что определяющее
влияние на показатели их плавности хода и обитаемости оказы-
вают не только правильный выбор характеристик подрессорива-
ния и компоновки ходовой части, но и оптимальный выбор ха-
рактеристик вторичного подрессоривания кабин, сиденья и уста-
новленного на раме шасси оборудования.
Практика показала, что при идеальных показателях, обеспе-
чиваемых конструкции подрессоривания ходовой части, возмож-
ны отрицательные характеристики вибронагруженности водите-
ля и пассажиров в кабине, определяющие невозможность дли-
тельного движения в результате утомляемости и появления
болевых ощущений.
Исходя из этого, при проектировании многоосных автомоби-
лей необходимо проводить расчет на вибронагруженность во-
дителя и считать такой расчет важным шагом общих конструк-
тивных решений. Ниже изложены основные положения методики
такого расчета. Установлено, что определяющее влияние на виб-
ронагруженность экипажа оказывают показатели колебаний
элементов несущей системы (рамы) в зоне установки каби-
87
ны. На некоторых многоосных автомобилях из-за большой длины
рамы эти показатели с точки зрения вибронагруженности экипа-
жа, как правило, бывают самые неблагоприятные. Отмечается
высокая вибронагруженность и на сочлененных автомобилях.
Вибронагруженность водителя во многом зависит от системы
подрессоривания кабины и сиденья и их характеристик, обычно
называемых вторичным подрессориванием.
Упругие колебания несущей системы при наличии ошибок в
конструировании элементов вторичного подрессоривания могут
создавать невыносимые условия работы, чего не наблюдается в
резкой форме у обычных грузовых автомобилей и автопоездов.
В настоящее время находят все большее применение в оценке
вибронагруженности человека рекомендации ИСО 2631-74, кото-
рые наиболее полно, системно учитывают воздействие вибраций
на состояние (самочувствие) и здоровье водителя [7, 16].
Стандарт нормирует допустимые пределы колебаний тела че-
ловека по трем условиям, имеющим верхние границы: комфорта,
допустимого утомления и начала снижения производительности
труда, вредного воздействия на здоровье человека. Нормы зада-
ются в величинах средних квадратических ускорений случайных
колебаний в зависимости от частот колебаний, выраженных в се-
ми октавных полосах, охватывающих частоты колебаний от 1 до
90 Гц. В нормах предусмотрены время и направление действия
колебаний по трем координатам (вертикальные z, поперечные у
и продольные х).
Если при расчетах руководствоваться нормами стандарта
ИСО, то требуется решать очень сложную и громоздкую задачу.
При использовании общепринятых методов расчета колебаний
эту задачу не решить даже при применении самых мощных со-
временных ЭВМ. Нужны новые подходы, новые приемы и мето-
ды, значительно упрощающие расчетную схему и ее математи-
ческое описание, но дающие возможность определить требую-
щиеся критерии вибронагруженности экипажа. В качестве такого
метода заслуживает внимания комбинированный эксперимен-
тально-расчетный метод, предложенный Н. М. Назаровым и
А. Н. Пархоменко. Он заключается в том, что предусматривает
использование результатов экспериментального измерения в ре-
альных условиях параметров колебаний несущей системы в ка-
честве возмущений математической модели, описывающей коле-
бания человека при подрессоривании сиденья и кабины. Вибро-
ускорения рамы в месте крепления кабины принимаются задан-
ными.
Преимущество такого метода в том, что он позволяет отка-
заться от громоздкого моделирования колебаний многоосного
автомобиля в целом и сосредоточить все внимание на исследова-
нии довольно сложной нелинейной системы вторичного подрессо-
ривания и колебаний экипажа. Кроме того, этот метод позволя-
88
ет комплексно учесть возмущения, идущие от дороги, силового
агрегата и элементов трансмиссии, что аналитически учесть прак-
тически невозможно. В этом случае, если проводить упрощенные
расчеты, ориентируясь на нормативы вибронагруженности стан-
дарта ИСО, то необходимо иметь расчетную схему и математи-
ческую модель, описывающие пространственные колебания чело-
века и учитывающие пространственное крепление и подрессори-
вание кабины и сиденья водителя. Принятая для этого расчетная
схема изображена на рис. 29. Она состоит из трех взаимосвязан-
ных колебательных систем, обозначенных на рис. 29 цифрой со
стрелкой: двухмассовой системы человека /; системы подрессо-
ренного сиденья 2 и системы подрессоренной кабины 3.
При формировании расчетной схемы принято, что возмущения
от участка рамы автомобиля в месте крепления кабины переда-
ются по трем обобщенным координатам: вертикальных z0, попе-
речных у0 и поперечно-угловых фо колебаний. Передний участок
Рис. 29. Расчетная схема оценки вибронагруженности водителя многоосного
автомобиля
89
рамы между балками крепления кабины принят абсолютно жест-
ким телом. Такое допущение возможно, так как жесткость этой
части рамы существующих многоосных автомобилей значитель-
на.
Колебания кабины рассматриваются по четырем степеням
свободы: вертикальной z, поперечной у, поперечно-угловой ф и
продольно-угловой <р. В системе колебаний сиденья 2 учтены
влияния упоров, трения, упругости подушки; в системе подвески
кабины — упругих на изгиб поперечных балок крепления каби-
ны и жесткости по всем трем координатам. Основным допуще-
нием принимается малое обратное влияние колебаний кабины
и человека-оператора на колебания автомобиля. Правомерность
этого допущения определяется малой (не более 1%) массой ка-
бины по сравнению с подрессоренной массой автомобиля.
Условные обозначения, изображенные на схеме, означают:
щгр, тг, тс, т — массы соответственно груди и таза человека,
подрессоренной части сиденья и кабины; /к, /с — моменты инер-
ции корпуса человека и подрессоренной части сиденья; 1$, /ф —
моменты инерции кабины; Сч и Кч — соответственно жесткость
и коэффициент демпфирования человека; Fn, Fc— силы упруго-
сти в подушке и подвеске сиденья; Суп, С$а, Куп, Куп— жестко-
сти и коэффициенты демпфирования подушки сиденья; Rc, Ко —
силу трения и коэффициент демпфирования подвески сиденья;
Супе, Супе, Купе, Лфпс — жесткости и коэффициенты демпфирова-
ния подвески сиденья.
С учетом принятых допущений на основе расчетной схемы и
описанных выше методов можно составить систему связанных
дифференциальных уравнений, описывающих колебания. Систе-
ма дифференциальных уравнений состоит из трех групп уравне-
ний, моделирующих колебания по принятым четырем степеням
свободы человека, сиденья и кабины. По своей структуре, состав-
ляющим элементам дифференциальные уравнения каждой груп-
пы подобны уравнениям, входящим в системы (7), (23).
Важным этапом решения дифференциальных уравнений явля-
ется выбор исходных данных:
определение физико-механических параметров материалов,
размеров элементов расчетной схемы (по чертежной документа-
ции и справочной литературе);
расчет инерционных параметров и координат центров масс ка-
бины и сиденья, моментов инерции сечений балок по разработан-
ной программе, а также жесткостей упругих элементов;
расчет жесткостей подвески кабины к раме автомобиля по оп-
ределенным моментам инерции сечений и длинам участков упру-
гих на изгиб балок; жесткостям упругих элементов — их распо-
ложению и числу, положению центра масс кабины.
Возмущающие ускорения участка рамы в виде временных син-
хронных реализаций случайных процессов определяют экспери-
90
ментально на образце автомобиля или с помощью математиче-
ской модели в наиболее вибронагруженных условиях движения:
на гравийных и булыжных дорогах при максимально возмож-
ной скорости движения.
Для примера ниже приведены параметры возмущающих ус-
корений участка рамы для шестиосного автокрана, для которо-
го проводилась оценка вибронагруженности водителя:
Октавные полосы частот* Средние квадратические ускорения: 1 2 4 8 16
вертикальные, м/с2 . 0,4 0,9 1,11 1,71 1,03
поперечные, м/с2 . 0,1 0,53 1,36 1,39 1,77
поперечно-угловые, рад/с2 .... . 0,42 0,66 1,79 1,62 1,1
• Номер октавной полосы частот соответствует среднему геометрическому значе-
нию частоты полосы частот. ‘
Параметры колебаний кабины рассчитывают численным ин-
тегрированием системы дифференциальных уравнений, приве-
денных к уравнениям первого порядка при возмущениях в виде
трех случайных реализаций ускорений участка рамы в месте
расположения кабины (поперечного, поперечно-углового и вер-
тикального). Для СМ ЭВМ (СМИ, СМ1420) при численном ин-
тегрировании может быть использован программный модуль
МАДЗ пакета прикладных программ (Пакет прикладных про-
грамм. Методы численного анализа. Описание применения. Ка-
линин: Центропрограммсистем, 1984. 136 с.).
Полученные при расчетах реализации ускорений на сиденье
водителя и деформаций подвергаются статистической обработ-
ке: определяют спектральные плотности ускорений и средние
квадратические значения ускорений в октавных полосах частот,
максимальные значения перемещений и деформаций. Результа-
ты расчета вместе с исходными данными выводятся на печать в
виде бланка с таблицами.
В качестве обобщенной характеристики оценки вибронагру-
женности многоосного автомобиля принимают средние квадра-
тические значения поперечных и вертикальных ускорений иа
сиденье водителя в октавных полосах частот. Ускорения попе-
речных колебаний являются основным фактором, нагружающим
человека, они непривычны для человеческого организма. На
многоосных автомобилях они составляют 70... 110% вертикаль-
ных ускорений.
Расчетные данные наносят на график для сопоставления с
допустимыми границами воздействия по ИСО 2631-74. На рис.
30 приведены результаты расчета вертикальных и поперечных
ускорений водителя, возникающих при двух типах крепления
кабин к раме. При установке кабины на резиновых амортизиру-
ющих подушках (кривые 1) средние квадратические ускорения
. 91
Рнс. 30. Изменение вибронагруженности при вертикальных н поперечных ко-
лебаниях водителя н кривые допустимых границ по ИСО 2631—74 в октавных
полосах частот:
1 и 2 — внбронагрузки водителя при установке кабины соответственно на резиновых
амортизаторах и на поперечно-упругой подвеске; 3—6 — допустимое время воздействий
вибраций иа водителя по ИСО 2631—74 без вредных последствий соответственно 8; 4;
2,5 н 7 ч
о вертикальных и поперечных колебаний достигают значитель-
ных величин и значительно превосходят допустимые границы при
8- и 4-часовом воздействии практически во всех октановых по-
лосах частот. Допустимое время движения автомобиля без вред-
ного воздействия поперечных колебаний на человека составляет
всего 1 ч.
При применении поперечного подрессоривания кабины значи-
тельно снижаются ускорения поперечных колебаний (кривая 2)
и немного — ускорения вертикальных колебаний. Поперечные ко-
лебания допускают движение без вредных последствий до 8 ч во
всех октавных полосах частот. По вертикальным колебаниям
только 2,5 ч. Таким образом может быть сделан вывод о необхо-
димости совершенствования системы подрессоривания кабины и
сиденья для восприятия вертикальных колебаний.
По результатам расчетов можно определять максимальные
амплитуды деформаций подвесок кабины и сиденья, а также
значения поперечного и вертикального перемещений головы во-
дителя относительно кабины, которые позволяют оценить воз-
можность ударов головой о стенки и потолок.
17. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИИ
НА ФОРМИРОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ МНОГООСНОГО АВТОМОБИЛЯ
Подводя итоги и обобщая результаты исследований, изло-
женные в данной главе, можно определить роль и место общих
92
конструктивных решений многоосных и многоопорных автомо-
билей в формировании их колебаний. Раздельный анализ важ-
ных факторов, формирующих колебания, показал, что компонов-
ка ходовой части автомобиля практически не оказывает влияния
на собственную частоту и коэффициент апериодичности верти-
кальных колебаний и на параметры колебаний неподрессоренных
масс.
Параметры продольно-угловых колебаний зависят от схемы
ходовой части автомобиля, однако размещение осей по базе име-
ет малое влияние. Собственная частота и коэффициент аперио-
дичности при изменении коэффициента размещения осей по ба-
зе в допустимых границах на всех типах автомобилей изменя-
ются в пределах 10... 15%. Автомобиль со сближенными крайни-
ми осями имеет более высокие собственную частоту и парамет-
ры гашения угловых колебаний по сравнению с автомобилем,
имеющим сближенные центральные оси. Угловая частота и ко-
эффициенты гашения колебаний уменьшаются наиболее интен-
сивно (до 35%) с увеличением числа осей до шести. Далее час-
тота и гашение колебаний практически стабилизируются.
При анализе колебаний многоосных автомобилей, движущих-
ся по неровностям гармонического профиля различной длины,
установлено наличие зависимости между длиной неровности, ком-
поновкой ходовой части и амплитудами колебаний.
Форма кривых возмущающих функций для любого чис-
ла осей и любого их расположения по базе в диапазоне длин
гармонических неровностей от 2 м до оо характеризуется общи-
ми закономерностями. Максимальное значение амплитуды воз-
мущающей функции вертикальных колебаний не зависит от
числа осей и их расположения по базе. Этот максимум возму-
щений может возникать на неровностях SH<L (в узком диапа-
зоне длин неровностей) и на неровностях
Максимальное значение амплитуды возмущающей функции
угловых колебаний зависит от числа осей, базы шасси и от рас-
положения осей по базе. Меньшее до 20% максимальное значе-
ние возмущения имеют автомобили со сближенными централь-
ными осями по сравнению с тележечной схемой. Максимальных
значений угловые возмущения достигают на коротких неровно-
стях (в узком диапазоне) и на неровностях SH~2L.
В диапазоне длин неровностей от 2 м до 2L имеется несколь-
ко экстремальных точек как для угловых, так и для вертикаль-
ных возмущений. На неровностях S„^L максимальные значе-
ния амплитуды вертикальных возмущений, как правило, соответ-
ствуют минимальным значениям угловых, а минимальные
значения амплитуды вертикальных возмущений — максимальным
значениям угловых. На неровностях SH>L амплитуда угловых
возмущений стремится к максимуму, а затем с увеличением длины
неровностей до оо асимптотически приближается к нулю. На не-
93
ровностях SH> 1,5А амплитуда вертикальных возмущений изме-
няется от минимальных до максимальных значений, которые со-
ответствуют SH~oo. На неровностях SH<1 м чередование макси-
мальных и минимальных значений обеих возмущающих функций
настолько частое, что определить характер возмущения такой
неровности практически не представляется возможным, к тому
же на неровностях такой длины существенно влияние сглажива-
ющей способности шин.
Исследования на АЭВМ и на механических моделях вынуж-
денных колебаний автомобиля с различным размещением задан-
ного числа осей по базе одной длины при принятых допущениях
показали, что расстановка осей по базе не оказывает существен-
ного влияния на колебания подрессоренных масс и ее нельзя счи-
тать решающим конструктивным мероприятием для получения
высоких показателей плавности хода автомобиля. При выборе
схемы ходовой части следует исходить из других более важных
эксплуатационно-технических характеристик.
Для получения высоких показателей плавности хода многоос-
ных автомобилей основное внимание должно быть сосредоточено
на выборе оптимальных характеристик подрессоривания. При
этом рекомендации по оптимизации характеристик подрессорива-
ния, касающиеся выбора жесткости подвески, величины статиче-
ских и динамических ходов подвески, величин гашений и сухого
трения, разработанные для двух- и трехосных автомобилей, пол-
ностью могут быть отнесены к многоосным и многоопорным ав-
томобилям.
В результате расчетов на АЭВМ и экспериментальных иссле-
дований может быть сделан вывод, что оценку схем ходовой час-
ти автомобиля с точки зрения вынужденных колебаний в резо-
нансном режиме можно проводить по возмущающим функциям,
так как амплитуды последних примерно пропорциональны соот-
ветствующим амплитудам перемещений подрессоренной части
автомобиля.
Изменение в схеме автомобиля числа осей и их размещения
по базе не оказывает существенного влияния на характер (ка-
чественную сторону) возмущающих функций и вынужденных
колебаний в резонансном режиме. С изменением схемы меняет-
ся только длина неровностей, вызывающих соответствующие
возмущения. Каждому автомобилю присуща своя возмущаю-
щая функция, поэтому сравнение плавности хода различных
автомобилей на одних и тех же неровностях без учета возмуща-
ющей функции недопустимо, поскольку дает несравнимые ре-
зультаты. Увеличение числа осей и связанное с этим увеличение
базы автомобиля может существенно улучшить показатели про-
дольно-угловых колебаний главным образом за счет уменьшения
вероятности появления максимальных значений возмущений в
реальных дорожных условиях.
94
Особенности колебаний сочлененных автомобилей обуслов-
ливаются наличием шарнирной связи между звеньями. Опреде-
ляющее влияние на характеристики колебаний сложной систе-
мы сочлененного автомобиля и ее отдельных элементов оказы-
вают подрессоривание колес отдельных секций и наличие
сил упругости и демпфирования в шарнирной связи. Создание
даже относительно небольших по величине жесткости и демп-
фирования в шарнире приводит к значительному (почти в 2 ра-
за) уменьшению амплитуд угловых колебаний секций в дорезо-
нансной и резонансной зонах колебаний.
Для многоосных автомобилей характерны новые проблемные
вопросы, подлежащие детальному изучению при исследовании
колебаний. Одним из них является исследование вторичного под-
рессоривания отдельных элементов автомобиля — силового агре-
гата, кабины, грузовой платформы и т. п. В определенных усло-
виях неправильный выбор характеристик вторичного подрессори-
вания при оптимальной подвеске колес может обусловить низкие
показатели плавности хода многоосного автомобиля. В связи с
этим для многоосных автомобилей обязательным этапом при про-
работке общих конструктивных решений должен быть выбор ха-
рактеристик подрессоривания кабин, сидений, силового агрегата
и грузовой платформы. При расчете вибронагруженности челове-
га могут быть использованы рекомендации, изложенные в данной
главе, учитывающие пространственное вибронагружение челове-
ка и комплексное нормирование во времени и в октавных поло-
сах допустимых нагрузок по международному стандарту ИСО
Глава III
ВЕРТИКАЛЬНЫЕ ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
В ХОДОВОЙ ЧАСТИ
Наиболее нагруженными элементами автомобиля являются
узлы ходовой части; степень нагруженности последней определя-
ет надежность всего автомобиля при его эксплуатации. Поэтому
важно рассмотреть влияние общих конструктивных решений на
нагруженность ходовой части и установить их связь с эксплуата-
ционными свойствами.
Опытом испытаний автомобилей любого типа установлено,
что доработка элементов ходовой части является длительным и
трудоемким этапом, а ходовая часть — наиболее уязвимой систе-
мой автомобиля. Кроме того, общие конструктивные решения в
значительной степени определяют работоспособность ходовой
части и надежность деталей трансмиссии.
18. ОБЩИЕ И ИСХОДНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Исследованию динамических нагрузок, вызываемых взаимо-
действием колеса автомобиля с неровностью дороги, посвящено
много работ. Однако их анализ позволяет установить, что вопро-
сы влияния динамических нагрузок на характеристики ходовой
части многоосных и многоопорных автомобилей в реальных до-
рожных условиях и влияния схем ходовых частей на эти нагруз-
ки исследованы еще недостаточно. Установлено, что прочность
узлов и механизмов ходовой части автомобиля зависит в основ-
ном от динамических вертикальных нагрузок, возникающих при
движении по неровным дорогам и вне дорог. Горизонтальные
силы, действующие на ходовую часть, хотя и не ограничиваются
условиями сцепления колес автомобиля с дорогой, по абсолют-
ной величине являются несоизмеримыми с вертикальными на-
грузками. Если не учитывать аварийного случая удара колеса
в вертикальную стенку, то по экспериментальным данным в
нормальных условиях эксплуатации горизонтальные силы со-
ставляют 10...12% вертикальных сил. Этот вывод позволяет из
всего комплекса нагрузок, действующих на ходовую часть, ис-
следовать вертикальные динамические нагрузки, как определя-
ющие в основном прочность ее узлов и деталей, и также режим
работы трансмиссии автомобиля и такие его эксплуатаци-
онные свойства, как проходимость, управляемость, устойчи-
вость и др.
Особую актуальность приобретает исследование вертикаль-
ных нагрузок в связи с появлением многоопорных автомобилей,
перевозящих грузы массой до несколько тысяч тонн (см. разд. 6).
96
Динамические нагрузки на ходовую часть автомобиля опре-
деляются совокупностью сил тяжести и инерции, а также пере-
распределением силы тяжести между осями. Из всего многооб-
разия условий движения можно выделить наиболее характерные
случаи нагружения ходовой части: максимальные динамические
нагрузки, вызываемые колебаниями подрессоренных и неподрес-
соренных масс; перераспределение нагрузок между осями много-
опорной системы при переезде через различные дорожные неров-
ности и препятствия; перераспределения, вызываемые действием
на автомобиль горизонтальных сил.
Поэтому вертикальная нагрузка, действующая на ось, опору
(кронштейн, рычаги и др.) в общем случае может быть условно
представлена в виде
РД=РМ+Р„+РК+РГ, (24)
где Ря— наибольшая нагрузка на ось при движении; Рст — ста-
тическая нагрузка, определяемая силой тяжести подрессоренной
массы; Ра и Р?—нагрузки, обусловленные перераспределением
силы тяжести между осями соответственно при наезде на неров-
ность с малой скоростью и под действием горизонтальных сил на
корпус автомобиля (силы инерции при разгоне и торможении,
сопротивления воздуха, тяги на крюке или седельном устройстве
и т. п.): Рк—нагрузка, определяемая колебаниями подрессорен-
ной и неподрессоренной масс.
Для оценки динамичности вертикальных нагрузок принят ко-
эффициент динамичности, показывающий, во сколько раз ди-
намическая (с учетом статической) нагрузка Ря превосходит ста-
тическую:
Разделив обе части уравнения (24) на Рст, можно получить
выражение для коэффициента динамичности вертикальных на-
грузок:
/<д=1+^п + 7<к + ^г, (25)
где Хп— коэффициент перераспределения нагрузки на ось (опо-
ру) при наезде на неровность; Хк— коэффициент динамичности
нагрузок от колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс;
Хг— коэффициент перераспределения нагрузок на ось под дейст-
вием горизонтальных сил.
- Влияние каждой составляющей уравнения (25) зависит как
от конструктивных особенностей и схемы автомобиля, так и от
скорости движения и состояния дорожного полотна. Например,
при движении автомобиля по дорогам с неровностями большой
длины основное влияние на вертикальные нагрузки окажут коле-
бания подрессоренной массы, при движении по коротким неров-
ностям — колебания неподрессоренных масс, а при переездах че-
4—704 97
рез неровности дороги или каналы, кюветы, насыпи — перерас-
пределение нагрузок между осями. Очевидно, что анализ
динамичности нагрузок и влияния общих конструктивных реше-
ний целесообразно провести по каждой составляющей уравне-
ния (25) в соответствующих дорожных условиях.
19. ВЕРТИКАЛЬНЫЕ ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ, ОПРЕДЕЛЯЕМЫЕ
КОЛЕБАНИЯМИ ПОДРЕССОРЕННОЙ И НЕПОДРЕССОРЕННОЙ
МАСС
Нагрузки на ходовую часть наиболее интенсивны при коле-
баниях шасси, возникающих при резонансных или близких к ним
скоростях, когда амплитуды колебаний достигают максималь-
ных значений.
При изучении динамических нагрузок, обусловленных коле-
баниями двухосных автомобилей, различают воздействия двух
типов, вызванные переездом длинных и коротких неровностей.
Такой подход может быть применен и к изучению динамических
нагрузок многоосных автомобилей. Правомерность данного уп-
рощения при достаточной разнице между низкими и высокими
собственными частотами и при одном порядке времени действия
возмущения и периодов низкочастотных колебаний убедительно
показана в работах проф. Р. В. Ротенберга. Допустимость этого
метода подтверждают также одинаковые соотношения низких и
высоких частот у двухосных и многоосных автомобилей. Прове-
денные эксперименты на моделях показали, что при переезде
четырех- и шестиосными автомобилями неровностей со скоро-
стью, близкой к низкочастотному резонансу, большие перемеще-
ния имеет подрессоренная масса, а колеса копируют профиль
неровности, т. е. неподрессоренные массы не оказывают сущест-
венного влияния на колебания груза и на нагрузки в ходовой
части.
При движении со скоростями, близкими к скоростям, соответ-
ствующим высокочастотному резонансу, подрессоренная масса
остается практически неподвижной, а колеса совершают колеба-
ния, поэтому колебания груза почти не влияют на нагрузки в хо-
довой части, а решающее влияние оказывают колебания непод-
рессоренных масс.
Под длинными и короткими неровностями следует понимать
такие неровности, продолжительность воздействия возмущающих
функций от воздействия которых близка соответственно к перио-
ду собственных колебаний подрессоренной массы и к периоду ко-
лебаний неподрессоренных масс автомобиля.
При исследовании нагрузок на ходовую часть от колебаний
подрессоренной и неподрессоренных масс целесообразно рассмат-
ривать эквивалентные схемы динамических систем для случаев
движения по коротким (рис. 31, а) и длинным неровностям (рис.
98
Рис. 31. Расчетные схемы нагружения ходовой части многоосного автомобиля
31, б). При колебаниях в области низких собственных частот, ко-
торые вызывают значительные вертикальные и угловые переме-
щения подрессоренной массы и соответственно большие пере-
грузки в ходовой части (при достаточной разнице низких и
высоких собственных частот), можно пренебречь влиянием не-
подрессоренных масс.
Рассмотрение исследуемой динамической системы (рис.
31, а) позволяет установить, что при движении автомобиля по
коротким неровностям в режиме высокочастотного резонанса ни
число осей, ни размещение их по базе не оказывают существен-
ного влияния на нагрузки в ходовой части. В данном случае
нагрузки всецело зависят от конструкции подвески, параметров
подрессоривания, жесткости шины, характеристик неровностей
пути. В процессе исследований и испытаний многоосных автомо-
билей установлено косвенное влияние числа осей на нагрузки,
вызываемые колебаниями неподрессоренных масс: чем больше
число осей, тем больше вероятность длительного движения авто-
мобиля при резонансном режиме колебаний колес. Это объясня-
ется тем, что на многоосном автомобиле водитель, как правило,
не ощущает высокую (резонансную) нагруженность колес и
не принимает мер (изменение скорости движения) для выхода
из резонансного режима. На двух- и трехосных автомобилях
этого не наблюдается.
Таким образом, главное влияние числа осей и их размещения
по базе на динамические нагрузки проявляется через колебания
подрессоренной массы. Следует иметь в виду, что динамические
нагрузки от колебаний неподрессоренных масс могут в 1,5...2 ра-
за превосходить нагрузки, возникающие при низкочастотных
резонансных колебаниях подрессоренной массы. Это необходимо
учитывать при расчетах и исследовании общей нагруженности
ходовой части любого автомобиля.
В общем виде силы, действующие в подвеске, показаны на
рис. 15 и могут быть математически описаны выражениями (1) и
(2). С учетом принятых в данной главе допущений обобщенная
динамическая нагрузка от колебаний подрессоренной массы
^к=Спр2Д. Здесь приведенная жесткость подвески имеет два
значения: одно — в пределах динамического хода подвески без
учета жесткости грунта Спр = СрСш/(Ср+Сш); второе — за преде-
4* 99
лами хода подвески, когда приведенную жесткость определяют
жесткости шины Сш, грунта Стр и буфера сжатия подвески Су, а
рессора «выключается» ограничителем хода подвески:
Спр=СшСуСгр/(СуСш 4- СуСгр + СгРСш).
При отсутствии ограничителя хода подвески и параллельной
работе рессоры и упора
Сг/?ш(Ср+Су)
Спо
+ СГрСр + СгрСу + СшСр + СшСу
Второе значение приведенной жесткости определяет макси-
мальную динамическую нагрузку на колесо при пробое подвески.
Очевидно, что выбранная схема ходовой части на приведен-
ную жесткость подвески не влияет.
Суммарная дополнительная деформация рессоры и шины
слагается из деформаций, вызванных угловыми колебаниями
Дф = /ф, перемещениями шины при движении колеса по неровно-
сти Дк = <7< и вертикальными колебаниями Az = z. В случае неза-
висимого решения уравнений угловых и вертикальных колебаний
суммирование указанных составляющих следует проводить с уче-
том фазовых сдвигов угловых колебаний по отношению к верти-
кальным колебаниям и к профилю пути.
Влияние этого фактора можно проиллюстрировать результа-
тами экспериментального исследования колебаний механической
модели, которые подтверждают известные теоретические положе-
ния образования фазовых сдвигов. На рис. 32 приведены осцил-
лограммы записи профиля пути и колебаний подрессоренной
массы (г и <р) в дорезонансном, резонансном и зарезонансном
режимах движения модели четырехосного автомобиля без амор-
тизаторов (коэффициент апериодичности = 0,06...0,07). Экспе-
риментальные исследования показали, что в резонансном режиме
продольно-угловых колебаний максимальные амплитуды колеба-
ний совпадают с экстремальными точками профиля пути. С точки
зрения нагрузок на крайние колеса четырехосного автомобиля
самым неблагоприятным моментом является наклон корпуса во
впадине профиля, а с точки зрения отрыва колес движение на
вершине профиля.
Таким образом, при движении автомобиля по волнообразному
низкочастотному профилю наиболее нагружены передняя и зад-
няя оси. При движении автомобиля в дорезонансном режиме наи-
большие углы наклона корпуса приходятся на точки перегиба
профиля дороги (фазовый сдвиг л/4). При движении в зарезо-
нансном режиме наибольшие углы наклона приходятся на точки
перегиба за вершиной профиля, что способствует большему от-
рыву передних колес от дорожного полотна. Однако происходит
резкое гашение угловых колебаний и отрыва колес и их больших
перегрузок не наступает.
100
По экспериментальным данным сдвиг по фазе между продоль-
но-угловыми и вертикальными колебаниями зависит от соотно-
шения их частот и коэффициентов апериодичности. При равенст-
ве этих частот и коэффициентов максимальные амплитуды
резонансных продольно-угловых и вертикальных колебаний не
совпадают по фазе и имеют фазовый сдвиг л/2, т. е. z=0 при <ртах,
а <р = 0 при Zmax деформации подвески от колебаний не суммиру-
ются. При увеличении отношения (шг>©Ф) при резонанс-
ных продольно-угловых колебаниях максимумы амплитуд угло-
вых и вертикальных колебаний будут по фазе приближаться
друг к другу, а в пределе совпадут.
На рис. 33 приведены осциллограммы экспериментальных
записей продольно-угловых колебаний ср и вертикальных коле-
баний z при (ог>со<р. Этот случай является характерным для
компоновки реальных автомобилей, максимальные амплитуды
продольно-угловых и вертикальных колебаний совпадают по фа-
зе, т. е. деформации подвески арифметически суммируются как
при резонансном, так и при зарезонансном режиме продольно-
угловых колебаний.
Таким образом, для резонансного режима движения реаль-
ных многоосных автомобилей, у которых coz>co<p, при расчетах
суммарную деформацию можно определять без большой погреш-
ности, не учитывая фазовых сдвигов SA=z+Zi<p + <7i, тогда
PKi = C^(z^l^^qi). (26)
101
Рис. 33. Осциллограммы записи фазовых сдвигов амплитуд вертикальных и
угловых колебаний
Из выражения (26) видно, что динамическая нагрузка, дейст-
вующая в ходовой части, определяется в первую очередь ампли-
тудами вертикальных и угловых колебаний подрессоренной мас-
сы. Это означает, что все выводы о влиянии схемы ходовой части
на параметры колебаний, полученные в гл. 2, полностью относят-
ся к оценке схем с точки зрения динамических нагрузок, вызыва-
емых колебаниями подрессоренной массы. Вероятно, как колеба-
ния, так и динамические нагрузки мало зависят от схемы
расстановки осей по базе и от числа осей. На уменьшение дина-
мических нагрузок можно эффективно повлиять улучшением па-
раметров подрессоривания, а не выбором той или иной схемы
компоновки ходовой части.
По экспериментальным данным для всех типов многоосных
автомобилей, имеющих удовлетворительное подрессоривание,
среднее значение максимального коэффициента динамичности
Кд тах=2,9...3,5, т. е. приближенно можно считать его для всех
типов машин постоянным. В случае неудовлетворительных ха-
рактеристик подрессоривания динамические нагрузки могут пре-
восходить указанные значения во много раз.
Так, при испытании опытного автомобильного крана, смонтированного на
шасси, имевшем неудовлетворительное подрессоривание, значения динамиче-
ских нагрузок были таковы, что рычаги подвески передних колес быстро вы-
ходили из строя, осыпалась активная масса пластин аккумуляторных батарей
и происходили поломки деталей ходовой части. Такие нагрузки возникали при
движении со скоростью 23... 27 км/ч по грунтовым дорогам, на которых встре-
чались периодические неровности SH = 8... 10 м, Нк = 100... 150 мм. После
проезда трех неровностей автокраном наступал резонанс продольно-угловых
колебаний, при котором передние колеса отрывались от грунта и поднимались
на высоту до 500 мм. При падении с этой высоты возникали недопустимые ди-
намические нагрузки. Опасность такого явления усугублялась еще тем, что
оно сопровождалось потерей управляемости, возникали на эксплуатационных
скоростях движения по неровностям, часто встречающимся на дорогах и
плохо различимым водителем.
102
Анализ описанного явления позволил установить две основные причины его
возникиовения: непригодность подвески колес автомобиля и малая база шасси.
Автомобиль имел полуподвесочную схему — задние оси не имели упругих эле-
ментов и амортизаторов, в результате чего гашение колебаний было очень
низким. База шасси автомобиля такова, что иа неровностях SB = 8... 10 м воз-
мущающая функция продольно-угловых колебаний имела максимум, увеличен-
ный из-за отсутствия упругих элементов на задних осях (см. гл. 11). Введе-
ние подрессоривания задних осей и установка амортизаторов соответствующей
мощности иа передних и задних осях позволили устранить серьезные недо-
статки автомобильного краиа.
Этот пример показывает, насколько важен выбор оптималь-
ных характеристик подрессоривания для многоосных автомоби-
лей для обеспечения надежности ходовой части.
20. ПРОФИЛЬНЫЕ НАГРУЗКИ В ХОДОВОЙ ЧАСТИ
К большинству многоосных автомобилей предъявляется обя-
зательное требование возможности движения вне дорог по мест-
ности и на строительных площадках через искусственные и ес-
тественные препятствия, съезда с усовершенствованных дорог
на бездорожье и т. п. Это требование определяется условиями
использования некоторых многоосных автомобилей. Кроме того,
большие неровности могут встречаться и на грунтовых дорогах.
В связи с этим важно рассмотреть дополнительные нагрузки,
возникающие в ходовой части при движении через неровности.
Полный ход подвески современных многоосных автомобилей
сравнительно невелик и не превышает 200...300 мм. При движе-
нии по неровностям на дорогах наблюдаются значительные пере-
распределения нагрузок, отдельные оси полностью разгружаются,
а другие испытывают значительные перегрузки. При движении
вне дорог, а также по искусственным и естественным неровно-
стям это явление еще больше усугубляется.
Все встречающиеся неровности и препятствия по их воздей-
ствию на ходовую часть можно разделить на три группы: впа-
дины (ухабы, ямы, кюветы и др.), выступы (насыпи, холмы,
эскарпы, эстакады и т. п.) и сочетание впадин и выступов. При
медленном переезде впадин автомобилем вначале происходит
разгрузка передней оси и вся подрессоренная масса распределя-
ется между остальными осями. Корпус автомобиля при этом
наклоняется. В определенных условиях могут разгружаться не-
сколько осей с соответствующей большой перегрузкой осталь-
ных (рис. 34). Дифферент корпуса 0 при полном прогибе под-
вески наиболее нагруженной оси fm.
При независимой подвеске колес автомобиля с тремя и бо-
лее осями задача определения нагрузок на оси является стати-
чески неопределимой. Поэтому при решении ее приходится кро-
ме уравнений статики использовать уравнения упругих дефор-
маций. Задачу рассматриваем как плоскостную. Характеристики
103
Рис. 34. Расчетная схема
нагружения ходовой ча-
сти при переезде неров-
ности
приведенных упругих элементов линейные. Составим уравнение
проекций внешних сил, действующих на корпус автомобиля,
2 Pz=0,5G, (27)
1
и уравнение моментов внешних сил относительно наиболее на-
груженной оси
2 P,az=0,5e(7; (28)
I
уравнение упругих сил
(29)
уравнение связей между деформациями
= (30)
где (=1, 2,... (n—1).
Решим эти уравнения относительно р и fm. Из формул (29) и
(30) имеем
Pl=Ci{fm Cflj).
Подставив Л в формулу (27), получим
2 Cz(/„-^z) = 0,5G.
1
Данное равенство можно переписать в виде
Л2 Cz-₽2CA=0.5G- (31)
1 1
104
Из формулы (28) находим
2 C, (/m-?az)az=0)5eG
1
или
п п
1 1
(32)
Решив уравнения (31) и (32) относительно 0 и fm, получим
окончательно
п п
е S Ci-^Qai
г 1
0,5G;
(33)
п л
е 2 Ctai - J] С fl*
i i
0,5G.
(34)
Если принять приведенную жесткость упругих элементов под-
вески и шин одинаковой для всех колес и считать, что центр масс
автомобиля совпадает с центром упругости подвески (см. гл. 2),
то
п
0,5G=nPCI; nP„=-f„ С‘>
i
где fcT — статический прогиб подвески и шины.
Тогда, с учетом уравнения (34), коэффициент перераспреде-
ления нагрузки
п п
е 22
1 1
/ п \2 п п
'Z Ciai] -% Ci % Cia2{
< 1 /1 1
(35)
Аналогичной зависимостью характеризуется случай переезда
выступа.
Расчеты по таким зависимостям показывают, что при небла-
гоприятном размещении осей по базе, когда коэффициент i имеет
наибольшее значение, максимальное значение коэффициента
Ка численно может быть равно числу осей. Неблагоприятной
является компоновка, при которой одна из осей располагается
105
Рис. 35. Уровень нагружения
ходовой части автомобиля в за-
висимости от числа осей и их
размещения по базе:
J-K'nmax при ‘ = тах; 2 - Ка
при i—min; 3 — Кк
под центром масс или вблизи него.
При оптимальном размещении оси
должны быть максимально удалены
от центра масс, что имеет место при
минимальном значении коэффици-
ента размещения осей по базе i, оп-
ределяемого по зависимости (7).
На рис. 35 показано (прямая ли-
ния 1) предельное значение К'п для
любого многоосного многоопорного
автомобиля. Результаты подсчета
коэффициента Кп по формуле (35)
для автомобилей с различным чис-
лом осей при оптимальной схеме
расположения их по базе (наимень-
шем значении i) и равномерной ста-
тической нагрузке на оси представ-
лены ступенчатой линией 2. На
рис. 35 для сравнения и анализа
приведены полученные экспери-
ментально значения максимального
коэффициента динамичности от ко-
лебаний Кк (линия 3), который, как
было указано, изменяется в малых
пределах в зависимости от числа
осей автомобиля. Штриховая часть линии соответствует области,
не исследованной экспериментально.
Из графика видно, что с увеличением числа осей коэффици-
ент перераспределения нагрузки Кп растет, причем для автомо-
билей с нечетным числом осей его значения больше, чем для
автомобилей с четным числом осей. Это объясняется тем, что
доля нагрузки, приходящейся на наиболее нагруженную ось ав-
томобиля с нечетным числом осей, больше, чем автомобиля с
четным числом осей.
Разница между профильными нагрузками автомобилей с чет-
ным и нечетным числом осей по мере увеличения числа осей
уменьшается. Особенно велика разница между профильными на-
грузками четырех- и пятиосного автомобиля. У автомобилей с
числом осей более четырех профильные нагрузки значительно
превосходят динамические от колебаний подрессоренных и непод-
рессоренных масс. Таким образом, профильные нагрузки этих
автомобилей определяют прочность элементов ходовой части и
трансмиссии.
У двух-, трех- и частично четырехосных автомобилей проч-
ность и надежность ходовой части зависят от динамических на-
грузок, возникающих при колебаниях. Из этого можно сделать
такой практический вывод: расчет на прочность элементов ходо-
106
вой части автомобиля, зависящий от вертикальных нагрузок на
колесо, для автомобилей с числом осей не более четырех необхо-
димо вести на динамические нагрузки от колебаний подрессорен-
ной и неподрессоренных масс, а расчет для автомобилей с числом
осей более четырех, кроме того, должен учитывать нагрузки от
перераспределения силы тяжести между осями при переезде не-
ровностей на дорогах и вне дорог.
Учитывая жесткие современные требования к снижению мате-
риалоемкости автомобилей, создание пятиосного автомобиля и
автомобиля с числом осей более шести с однотипными конструк-
циями подвесок нецелесообразно. Шестиосное шасси при приня-
том в настоящее время методе конструирования ходовой части и
симметричном размещении осей по базе является рациональным
и целесообразным. При разработке шасси с числом осей более
шести необходимо конструктивно обеспечить выравнивание рас-
пределения нагрузок между осями при переезде неровностей или
их равную прочность.
При необходимости создания многоосных автомобилей с чис-
лом осей более шести следует предусмотреть защиту наиболее
нагруженных осей от возможной многократной перегрузки от пе-
рераспределения силы тяжести при движении через неровности
пути, или же при организации эксплуатации этих автомобилей
необходимо исключать движение их через неровности большой
высоты, когда возможны большие перегрузки колес. В гл. 1 бы-
ло показано, что у шасси автомобильных кранов с числом осей
более четырех такие конструктивные мероприятия предусмотре-
ны: на наиболее нагруженных осях применены сдвоенные шины,
балансирные связи осей, увеличены значения хода подвесок и пр.
Установленная зависимость уровня нагрузок на ходовую
часть автомобилей от числа осей может служить основанием для
построения ряда, унифицированного по принципу единой осевой
нагрузки. Один уровень нагруженности от колебаний ходовой
части двух-, трех- и четырехосных автомобилей позволяет за ба-
зовую модель принимать любой автомобиль с числом осей в этих
пределах. При разработке автомобилей с числом осей более че-
тырех и четырехосных автомобилей с осевой формулой 1—2—1
нельзя принимать за базовые узлы ходовой части автомобиля с
' меньшим числом осей, так как динамические нагрузки в рассмат-
риваемом случае больше. В данном случае унифицированный ряд
может строиться на базе узлов ходовой части шасси с большим
числом осей — восьмиосное шасси может служить базой шести-
осного, шестиосное — базой четырехосного. Разумеется, при этом
важно учитывать объем производства автомобилей и необходи-
мость снижения материалоемкости конструкций.
При различном размещении осей по базе при одном и том же
количестве осей профильные нагрузки могут изменяться в 1,5...2
раза (см. рис. 35). На примере шестиосного автомобиля было
107
подробно рассмотрено влияние коэффициента i на профильные
нагрузки [2]. Установлено, что существует рациональное значе-
ние коэффициента i. При i>0,18 для шести осей высота неровно-
сти, при которой происходит полная разгрузка передних двух
осей, значительно уменьшается в сравнении с другими значения-
ми I. Помимо интенсивной перегрузки третьей (четвертой) оси
при переезде дорожных неровностей будет иметь место частный
отрыв колес передних осей от поверхности дороги, что нежела-
тельно по условию реализации тяговых качеств автомобиля. От-
сюда следует, что по условиям сохранения контактов колес с
грунтом и достижения более равномерного распределения на-
грузки на оси при движении по неровным дорогам и местности
на шестиосных автомобилях предпочтительной является теле-
жечная схема размещения осей по базе с коэффициентом г<0,18.
Целесообразность применения тележечной схемы компоновки
как для четырехосных, так и для шестиосных шасси наиболее на-
глядно проявляется из анализа схода автомобиля с эстакады на
горизонтальную поверхность или съезда с горизонтальной пло-
щадки на спуск.
Графоаналитический анализ можно провести для шасси с лю-
бым числом осей [2]. Расчет применительно к четырехосному ав-
томобилю показывает, что оптимальным коэффициентом разме-
щения осей по базе является <0,3. Следует отметить, что важ-
ность выбора оптимального коэффициента размещения осей по
базе для автомобилей с числом осей более шести снижается, так
как эти автомобили по соображениям компоновки выполняют с
равномерным или близким к нему размещением осей по базе.
Ступенчатая линия зависимости }(п) на рис. 35 являет-
ся линией оптимальных значений I для любого числа осей авто-
мобиля. Схемы с неравномерным размещением осей и с отклоне-
ниями коэффициента i от оптимального значения имеют Кп вы-
ше этой линии и ограничиваются в верхнем пределе прямой 1.
Нагруженность ходовой части при движении по макронеров-
цостям во многом зависит от статического и динамического хо-
дов подвески. Поэтому одним из направлений разработки много-
осного автомобиля с числом осей более шести, хорошо приспо-
сабливающегося к неровностям местности, может быть создание
конструкции ходовой части с большими ходами подвески.
Если учесть, что ход подвески ограничен упором, то полная
нагрузка на колесо
= Ра,
где Р'в — сила упора подвески; Лр— полный ход подвески до
ограничителя.
Дополнительная сила упора Р'п является нелинейной силой
и зависит от характеристики жесткости упора.
108
В этом случае коэффициент перераспределения нагрузки на
ось
Ka=(CpfiP+P’„)/P„. (36)
Используя метод решения статически неопределимой задачи,
можно получить частные зависимости выражений, характеризую-
щих наиболее нагруженное колесо при преодолении автомоби-
лем различных препятствий заданной формы и размеров. Так,
для случая преодоления единичной неровности типа выступа
высотой Нн получим выражения (буквенные обозначения см.
рис. 34):
дополнительной сйлы упора
+ 0,5(7
(37)
где hB=hp+hm+hy — полный ход наиболее нагруженного коле-
са, слагаемый из хода подвески, деформации шины и упора;
коэффициента перераспределения
(38)
дифферента подрессоренной массы автомобиля
tg₽=(2 c/+ + *0,5G) / | 2 Crf
\ 1 1 - / / \ 1
• (39)
Подобные зависимости можно получить при движении через
насыпь (эстакаду), выемку и т. п.
На местности и строительных площадках неровности могут
располагаться таким образом, что в определенный момент вся
сила тяжести автомобиля распределяется на две оси, а осталь-
ные будут полностью разгружены. В этом случае максимальная
109
Рис. 36. График изменения коэф-
фициента перераспределения про-
фильных нагрузок в зависимости
от угла преодолеваемого подъема:
/ — шестиосный автомобиль 3—3 с ма-
лой жесткостью рессоры (250 кН/м);
2—4— восьмиосиый автомобиль 4—4 с
жесткостью рессор соответственно 250,
500 и 1000 кН/м
8. Расчетные значения
коэффициента профильных
нагрузок в ходовой части
многоосных автомобилей
Ср. кН/м «п max п₽и Лр “ °-25 “ для п
6 8 10 12
Насыпь
250 3,45 4,5 5,65 6,5
500 3,4 4,3 5,15 5,8
1000 3,85 4,4 5,05 5,4
Выступ
250- 4,5 6,4 8,33 10,3
1000 1
Выемка
250 3,4 4,6 5,65 65
400 3,3 4,3 5,15 5,8
1000 3,85 4,5 5,05 5,4
нагрузка на колесо может быть определена по более простой
зависимости
Р„тах=0,50(1- е!а), (40)
где а — расстояние между нагруженными осями.
Используя приведенные выражения, можно путем расчетов
оценить влияние различных факторов на нагруженность ходовой
части.
На рис. 36 и в табл. 8 показаны результаты расчета преодо-
ления автомобилями различных препятствий.
При расчетах принимают, что автомобили имеют одинаковые
статические нагрузки на оси, переменную жесткость рессор и
одинаковый ход подвески, наиболее благоприятную по нагруз-
кам тележечную схему расположения осей по базе и четное чис-
ло осей. В расчете принимались различные линейные жесткости
рессоры при коэффициенте трех значений: малого (250 кН/м),
среднего (500 кН/м) и большого (1000 кН/м). Функция измене-
ния жесткости шин и упора принята линейной, коэффициент
жесткости равен 1000 кН/м. При малой (рис. 36 линии 1, 2) и
средней (линия 3) жесткостях рессор изменение коэффициента
перераспределения нагрузок по мере увеличения крутизны пре-
одолеваемой насыпи (эстакады) изменяется ступенчато. Имеют
место два перегиба: точка О и точка С.
Отрезок АО характеризует увеличение коэффициента Кп в
ПО
пределах принятого хода колеса и деформации упругого элемен-
та подвески.
В точке О ход. подвески выбран и далее изменение коэффи-
циента Кп (отрезок ОС) характеризуется одновременной дефор-
мацией рессоры, шины и упора.
В точке С деформация прекратилась и дальнейшее увеличе-
ние крутизны насыпи не дает приращения нагрузки на колесо
(отрезок СД). Этот отрезок характеризует максимальное зна-
чение коэффициента Ка для данного автомобиля и для данного
препятствия. Отрезок ОВ показывает, как изменялся бы коэффи-
циент Кп (соответственно нагрузка на колесо) при отсутствии
ограничителя хода колеса вверх. Следует отметить, что для
реальных автомобилей указанные прямолинейные отрезки имеют
явно выраженную криволинейность, что объясняется наличием
сил трения, нелинейностью жесткости рессоры и наличием опре-
деленной податливости рамы и элементов крепления подвески к
раме, а четко обозначенные точки перегиба отсутствуют. Реаль-
ная кривая имеет S-образный вид.
Данные, приведенные на рис. 36 и в табл. 8, также подтверж-
дают ранее сделанный вывод о том, что с увеличением . числа
осей коэффициент Ка резко возрастает. Это показывают линии 1,
относящиеся к шестиосному автомобилю, и линия 2— восьми-
осного автомобиля, а также величины Китах, указанные в табл. 8
для различных автомобилей. Сопоставление ломаных линий 2,
3 и 4, полученных для восьмиосного автомобиля при различных
жесткостях рессор, подтверждают закономерность увеличения
коэффициента К.п с ростом жесткости рессор. Точки перегиба
смещаются. При жесткости рессоры, равной жесткостям шин и
упора, точка перегиба О отсутствует. Из этого можно сделать
вывод о полезности снижения жесткостей рессор с целью умень-
шения нагрузок перераспределения веса многоосного автомоби-
ля. Многоосный автомобиль на мягких рессорах хорошо приспо-
сабливается к макронеровностям, правда, в этом случае возни-
кает проблема обеспечения больших ходов колес в подвеске.
При ограниченных ходах подвески при малой жесткости рессор
коэффициент Кптах возрастает. Это объясняется тем, что при
малой жесткости рессор упор вступает в действие раньше и он
будет определять максимальные нагрузки на колесах.
Для снижения коэффициента /Gmax с увеличением числа
осей при движении на неровностях предельных размеров жест-
кость рессор подвески должна возрастать.
Число осей автомобиля ...... 6 8 10 и 12
СР-ЮЧ кН/м.................... 3...4 4.;.б 7.5...10
При этом желательно, чтобы подвески колес имели наиболь-
ший ход, но не менее 250 мм.
Ш
На неровностях типа выступа коэффициент Китах имеет наи-
большие значения по сравнению с другими видами неровностей
и независимо от жесткостей рессор (см. табл. 8). Это объясняет-
ся различием схем нагружения колес. На неровности типа высту-
па предельной высоты из всех осей нагрузку воспринимают две
оси, остальные оказываются разгруженными. Коэффициент
Китах определяется с использованием формулы (40). На других
неровностях, как правило, при тележечной схеме размещения
осей по базе и четном числе осей нагрузку на препятствии вос-
принимают не две, а несколько осей. Поэтому самым опасным
препятствием для многоосных автомобилей являются выступы.
Расчетом проверено влияние на перегрузки принятой стати-
ческой нагрузки на ош,. В соответствии с зависимостью (38)
коэффициент профильных нагрузок с увеличением статической
нагрузки на ось при постоянстве общей массы груза снижается,
однако абсолютное значение действующих сил и моментов в эле-
ментах ходовой части возрастает.
Расчет показал, что с увеличением грузоподъемности оси
(пр
и переходе от восьми- к двенадцатитонной)
коэффициент
перегрузок при преодолении различных препятствий уменьшает-
ся на 25. ..30%. Однако абсолютное значение нагрузки на колесо
возрастает у восьмиосного шасси на 15. ..30%, а у двенадцати-
осного шасси на 35. ..40%. Поэтому при выборе статической на-
грузки на ось определяющими должны быть установленные за-
конодательные ограничения этой нагрузки.
Выше отмечалось, что применение балансирных связей колес
благоприятно влияет на снижение их нагруженности. Расчеты
показали, что до упора подвески в ограничитель балансирные
связи снижают нагрузки на колеса на 25. ..35%, при упоре одно-
го колеса в ограничитель снижение незначительное и составляет
6 ... 13%. Установлена интерес-
ная закономерность снижения
профильных нагрузок в зависи-
мости от числа колес, связан-
ных балансирной связью.
На рис. 37 показаны резуль-
таты расчета, проведенного
Число колес с балансирной связью
Рис. 37. График изменения коэффи-
циента перераспределения профиль-
ных нагрузок двенадцатиосного авто-
мобиля в зависимости от числа колес,
связанных балансирной связью, при
преодолении насыпи:
/-Ср-250 кН/м; Лр-0,25 м; а=15°; 2 —
Ср-250 кН/м; Лр=0,375 м; а-15’: 3 —
Ср = 1000 кН/м; Лр = 0,4 м; а = 15°; 4 — Ср —
= 1000 кН/м; Лр = 0.4 м; а = 10°
112
применительно к двенадцатиос-
ному автомобилю при преодо-
лении препятствий, а в табл.
9 — для шестиосного.
Из графиков рис. 37 видно,
что наибольшее снижение на-
грузок дают балансирные свя-
зи на 2...4 колесах. Причем
эффективность этого конструк-
тивного решения наибольшая
для данного автомобиля при
наибольшей жесткости рессоры
колеса. Коэффициент Ка уже
при двух связанных колесах
резко падает.
При малом ходе колеса
(упор в ограничитель) увели-
чение числа связанных колес
более четырех эффекта не дает,
а при шести связанных коле-
сах коэффициента Кп даже воз-
растает по сравнению с неза-
висимой подвеской (линия 1).
Следует отметить, что при ус-
ловии исключения упора коле-
са в ограничитель, т. е. при
максимальном значении хода
колеса, чем больше колес свя-
зано балансирной связью, тем
лучше.
Отмеченное преимущество
применения балансирных свя-
зей опор широко используется
на многоопорных автомобилях.
Гидравлические балансирные
связи опор этих автомобилей —
эффективная защита от пере-
грузок. Как отмечалось выше,
балансирные связи применяют-
ся не только между опорами,
но и между модулями по трех-
точечной схеме, показанной на
рис. 38.
На этих автомобилях в ба-
лансирных связях устанавли-
вают датчики контроля пере-
грузок по опорам и по моду-
113
Рис. 38. Трехточечная
схема балансирных свя-
зей модулей многоопор-
ного автомобиля
лям, а также систему горизонтального выравнивания платфор-
мы с грузом.
Таким образом профильные нагрузки в ходовой части много-
осных и многоопорных автомобилей зависят как от характери-
стик и конструктивных решений самого автомобиля, так и от
характеристик и типов преодолеваемых препятствий. Выбор
правильных конструктивных решений имеет определяющее влия-
ние, так же как характеристики препятствий. При эксплуатации
автомобиля, когда его конструкция уже известна, следует четко
определить, какие препятствия он может преодолевать без опас-
ных перегрузок ходовой части. Для решения этой задачи можно
использовать зависимость (38). Задавшись допустимым запасом
прочности ходовой части, равным коэффициенту Ка, можно рас-
считать размеры препятствий неопасных для преодоления. Так,
для шестиосного автокрана, имеющего ход подвески 250 мм, при
допустимом коэффициенте перераспределения нагрузок Кп=3,5,
который равен по величине коэффициенту перегрузок от колеба-
ний Кк, безопасными в эксплуатации препятствиями могут быть:
эстакада (а= 15.. .16°); выступ (//н=0,45.. .0,5 м) и выемка
[Ян=—(0,85.. .0,95) м при 5Н^4 м].
Такой расчет очень важен при организации перевозки много-
тонных грузов. Для обеспечения безопасности движения много-
опорных автомобилей должна обязательно проводиться предва-
рительная разведка маршрута и его подготовка. При подготовке
пути движения прежде всего должны быть исключены препятст-
вия как в продольных по отношению оси движения, так и в по-
перечных направлениях опорной площади автомобиля, которые
по расчету могут вызвать недопустимые перегрузки, которые
приведут к разрушению опоры и к разрыву шин.
Нагрузки в ходовой части, возникающие от действия горизон-
тальных сил, не оказывают определяющего влияния на выбор
схем компоновки, поэтому подробно здесь они не рассмотрены.
Как показали исследования, максимальное значение эти силы
имеют в частном случае движения — движение на предельном
подъеме с разгоном и с прицепной нагрузкой. Следует отметить,
что с точки зрения более равномерного распределения нагрузок
в ходовой части в случае действия больших горизонтальных сил
предпочтительной схемой является также схема со сближенны-
ми крайними осями при малом значении коэффициента i. Поэто-
114
му многоосные автомобили с тележечной схемой компоновки
являются более универсальными в части установки различных
грузовых устройств и применения их в качестве тягачей, прице-
пов и полуприцепов.
21. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВЕРТИКАЛЬНЫХ
ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК НА МЕХАНИЧЕСКИХ МОДЕЛЯХ
Сложность нагружения ходовой части автомобиля и влияние
общих конструктивных решений на нагрузки были выявлены
постановкой широкого эксперимента на механических моделях
разного масштаба с различными схемами компоновки ходовой
части. Механическое моделирование позволило в лабораторных
и реальных дорожных условиях определить динамические на-
грузки в зависимости от различных параметров подрессоривания,
размещения осей по базе и характеристик гармонических неров-
ностей.
На рис. 39 и 40 для примера приведены результаты экспери-
ментальных исследований динамических нагрузок, действующих
на ходовую часть модели четырехосного автомобиля при схемах
ходовой части 1—2—1 и 2—2 на периодических неровностях ше-
сти типов. Сравнение графиков показывает, что общий уровень
и характер нагружения ходовой части при двух ее разных схемах
практически одинаковые. Максимальное значение коэффициента
динамичности Кл той и другой схемы зависит в первую очередь
от соотношения длины неровности к базе шасси SH/L(L/SH), оп-
ределяющего максимум функции возмущения, и от степени га-
шения колебаний (от числа амортизаторов). Это подтверждает
сделанный ранее вывод о том, что схема размещения осей по
базе мало влияет на общий уровень нагрузок от колебаний под-
рессоренных масс.
Для моделируемого шасси
фактором нагружения ходо-
вой части являются про-
дольно-угловые колебания.
Графики нагрузок первой
наиболее нагруженной оси
по виду и форме копируют
амплитуды угловых колеба-
ний подрессоренных масс.
Рис. 39. Динамические нагрузки иа
передней оси модели четырехосно-
го автомобиля со сближенными
центральными осями (1—2—1):
= 2 —L/SH = 1,27; 3-L/SH = 2;
Ь/5Н=2,5;------четыре аморти-
затора; -------два амортизатора;
— ----без амортизаторов
при схеме 1—2—1 определяющим
115
Наибольшие нагрузки появляются в режиме угловых колебаний
на неровностях, определяющих максимум угловых возмущений:
SH— (1,27... 2)L и SH—L/2,5. При этом наиболее опасным по на-
грузкам оказался резонанс на коротких неровностях (S — L/2,5).
Правда, он возникает в узком диапазоне скоростей. Резонанс на
длинных неровностях более растянут в диапазоне скоростей. По-
этому вероятность появления резонанса первого вида в реаль-
ных условиях мала, а второго — больше. Из графика видно, как
велико влияние амортизаторов на нагрузки при резонансе на
длинных неровностях.
При осевой формуле и схеме 2—2 и i = 0,25 на динамичность
нагрузок первой оси помимо продольно-угловых колебаний на-
чинают влиять и вертикальные колебания. Наибольшие нагрузки
на оси соответствуют максимальным суммарным амплитудам
продольно-угловых и вертикальных колебаний. Меньшая нерав-
номерность нагрузок по осям в тележке имеет место при схеме
2—2.
Создание крупномасштабных моделей позволило обследовать
в реальных дорожных условиях динамические нагрузки при раз-
ных схемах компоновки и степени подрессоривания. Эксперимен-
тальное обследование динамических нагрузок методом тензо-
метрирования проводилось на различных дорогах, на местности
и при преодолении естественных препятствий на различных ре-
жимах движения. Нагрузки измеряли на всех осях.
В табл. 10 приведены обобщенные данные многочисленных
Преодоление препятствий 3,7... 4,5 3,7... 4,0 3,3... 3,5 2,1 ... 2,7 i 1,8... 1,8* 2,05 ... 2,45
Грунтовые Местность дороги, различного Wee20. состояния, 40 км/ч и=5 — 20 км/ч I, осевая формула 1—2—1 2,8 ... 4,2 4,2... 4,4 2,9... 3,7 3,0... 4,0 2,3 ...4,3 2,95 ...3,35 t II, осевая формула 2—2 2,15-2,7 2,3 ...2,7 1,8-2,35 2,1 -2,35
Единичные неровности, Ян=150 мм, 1 $я-1.2 м Группа, 2,85... 4,7 2,6... 3,42 2,0... 3,02 Г руппа 1,93-2,2 1,72 ...1,75
Бетонные дороги 1 i 1,5 ...2,45 55 1,5... 2,2 70 1,5... 2,2 О 1,52- 1,53 1 70 1,52-1,54 О со
Степень подрессоривания Заблокирована подвеска Заблокирована подвеска центральных осей Независимая подвеска без амортизаторов Независимая подвеска Независимая балансирная подвеска
Под- группа <4 <0 М Л 10
’ В знаменателе приведена скорость движения в км/ч.
* В числителе приведены значения, соответствующие ходу балансира; в знаменателе — значения, соответствующие упору балансира
в ограничитель хода.
116
117
измерений динамической нагруженности ходовой части крупно-
масштабных моделей, представляющих пять характерных типов
четырехосных автомобилей в пяти наиболее типичных условиях
движения. Взяты самые легкие и самые тяжелые по нагружению
ходовой части условия движения. Все другие возможные условия
дают данные, характеризуемые промежуточными значениями.
Динамические нагрузки определяются коэффициентом динамич-
ности. Приведены среднестатистические данные минимального и
максимального нагружения осей модели в исследуемых условиях
движения.
Бетонные дороги с твердым покрытием даже хорошего со-
стояния характеризуются наличием периодических неровностей,
обусловленных дефектами дорожного покрытия и осадкой грун-
та. Поэтому нагрузки в ходовой части автомобиля при движении
по бетонным и асфальтированным дорогам определяются коле-
баниями подрессоренной части шасси. Их максимальное значе-
ние соответствует режиму низкочастотного резонанса.
По нагруженности ходовой части при движении по дорогам
рассматриваемые шасси делятся на две характерные группы:
с осевой формулой 1—2—1 и низкими показателями подрессори-
вания и с осевой формулой 2—2. В первой группе коэффициент
динамичности достигает 2,2.. .2,45, характерна сравнительно
большая разница в нагруженности отдельных осей. Это обуслов-
ливается схемой ходовой части и низкими показателями демп-
фирования в подвеске. Во второй группе наибольшие коэффи-
циенты динамичности лежат в пределах 1,52. ..1,54 и разница в
нагрузках осей небольшая.
Ьйиничные неровности характерны для разбитых дорог и ме-
стности, они относительно беспорядочно расположены в виде
выбоин и выступов. Наиболее характерными для таких дорог
являются неровности: SH= 1.. .3 м, Нн=70. ..100 мм. В некото-
рых случаях высота неровностей достигает 200.. .300 мм. Ско-
ростной переезд единичных неровностей многоосным автомоби-
лем вызывает колебания неподрессоренной массы. Нагрузки в
ходовой части в этом случае определяются параметрами подрес-
соривания и не зависят от схемы ходовой части.
Наибольшие динамические нагрузки возникают у моделей
группы I, главным образом в результате плохого подрессорива-
ния. При полном отсутствии подвески динамические нагрузки
максимальны, Кд=4,7. Во второй группе нагрузки значительно
ниже и оси нагружены равномернее. Обращает внимание полная
равномерность нагружения ходовой части модели с независимой
балансирной подвеской до упора балансира в ограничитель.
Грунтовые дороги и местность влияют на нагруженность хо-
довой части как в результате наличия единичных, так и перио-
дических неровностей. Нагрузки обусловлены колебаниями под-
рессоренной и неподрессоренных масс. Здесь сказываются глав-
118
ним образом степень подрессоривания и характеристики
подвески.
Большой уровень нагруженности имеют модели первой груп-
пы. При движении автомобиля по местности начинают прояв-
ляться профильные нагрузки, оказывает влияние и схема разме-
щения осей по базе. При преодолении препятствий определяю-
щими являются профильные нагрузки. При отсутствии подвески
и сближении центральных осей коэффициент динамичности до-
стигает 4,0.. .4,5.
Модели с тележечной схемой и полным подрессориванием
колес в условиях движения по грунтовым дорогам и местности
имеют коэффициент динамичности 2.. .2,85. Наименьшие нагруз-
ки имеет модель с балансирной подвеской в пределах ходов ба-
лансира. При упоре балансира в ограничитель хода нагрузки
становятся такими же, как и при независимой подвеске.
Полученные экспериментальные данные подтверждают тео-
ретические выводы о преимуществах автомобилей со сближен-
ными крайними осями и нецелесообразности создания неподрес-
соренных и полуподрессоренных автомобилей любого типа, если
исходить из условий снижения их массы и материалоемкости.
Выявлено положительное влияние на выравнивание и снижение
динамических нагрузок в ходовой части балансирной связи меж-
ду осями, расположенными рядом.
С целью повышения плавности хода и уменьшения нагрузок
в элементах ходовой части автомобиля на основании исследова-
ний признано целесообразным на четырехосных автомобилях
иметь следующие характеристики: t^0,25, /гп.ст^ 150 мм, Лп.д^
>1,35йп.Ст, относительный коэффициент затухания колебаний
(при существующей конструкции амортизаторов) 0,4.. .0,5.
Особый интерес представляют результаты обследования ди-
намических нагрузок крупномасштабной модели шестиосного
шасси автокрана (см. разд. 3). Нагрузки в ходовой части модели
также замеряли методом тензометрирования. Тензометрические
датчики наклеивали на все картеры качающихся полуосей колес
в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Для измерений
были смоделированы условия движений на бетонированном
шоссе, грунтовой профилированной, грунтовой разбитой дорогах
и на местности, а также на участках искусственных неровностей.
Грунтовая профилированная дорога имела единичные неровно-
сти, при пересчете на натуру их высота соответствует Ня=
= —100. ..150 мм. Разбитая грунтовая дорога характеризова-
лась часто чередующимися случайными неровностями (Ян=
= 100.. .200 мм) на расстоянии 1.. .2 м. Все другие участки были
те же, что и при испытаниях четырехосных моделей. Нагрузки
оценивали по значениям Кл, полученным по среднестатистиче-
ским данным расшифровки осциллограмм.
Наибольшие динамические нагрузки (Кд а 2,75) в ходовой
части возникают при движении по местности. Нагрузки в данном
случае определяются единичными неровностями большой высо-
ты, приводящими, как правило, к пробою подвески. Во всех дру-
гих случаях движения по дорогам даже с большими скоростями
нагрузки ниже: на разбитой грунтовой дороге 7СД^2,15, на про-
филированной грунтовой дороге 7СД^1,6, на бетоне Кд^1,4.
В данном случае нагрузки определяются колебаниями подрессо-
ренной и неподрессоренных масс.
На гармонических неровностях динамические нагрузки наи-
большие при движении в резонансном режиме колебаний подрес-
соренных масс: 7СД>2,5 при SH=8 м; Кя = 2 при Sn=5 м. В ре-
жиме резонансных колебаний неподрессоренных масс (неровно-
сти длиной 2 м) коэффициент динамичности не превышает 1,75.
Проводилось также измерение нагрузок при движении моде-
ли по макронеровностям на моделированной местности. Модель
со сравнительно большой базой при общих ходах подвески, рав-
ных 290 мм, удовлетворительно приспосабливается к неровно-
стям.
Ниже приведены значения Кд, полученные при преодолении
насыпи и широкого кювета.
Номер моста 1 2 3 4 5 6
Насыпь (//в=1,2), движение под углом, °: 90 2,53 1,7 3,36 3,62 1,68 2,32
45 1,42 1,36 1,7 1,92 1,46 2,11
Кювет (77в=0,8... 1 м, SB== =4 м) 2,35 1,65 3.18 3,24 1,66 2,07
Нагрузки в ходовой части не превышают расчетных (см.
рис. 35). При этом результаты теоретических исследований под-
тверждают, что наиболее нагруженными являются третий и чет-
вертый мосты как при преодолении насыпи, так и при движении
через ров. При преодолении насыпи под углом 45° нагруз-
ки на отдельных мостах резко уменьшаются (на третьем и чет-
вертом мостах почти в 2 раза), мосты нагружаются более равно-
мерно. Однако рекомендовать такой способ преодоления препят-
ствий нельзя, поскольку в этих условиях возрастает опасность
потери устойчивости при опрокидывании автомобиля с грузом
(краном) и резко увеличиваются напряжения кручения в раме.
Представляет интерес сравнение нагруженности ходовой ча-
сти четырех- и шестиосного автомобилей. Это сравнение важно
для выявления влияния числа осей при всех прочих равных усло-
виях на нагрузки в ходовой части. Указанные две модели имеют
одинаковую конструкцию и характеристику шин, элементов под-
вески, кожухов полуосей и равные статические нагрузки на ко-
лесо (ось), т. е. обеспечены все исходные предпосылки теорети-
ческих исследований данного вопроса. Сравниваемые показатели
приведены в табл. И.
120
11. Сравнительная динамическая нагруженность ходовой части
четырех- и шестиосных моделей
Условия движения Шестиосные Четырехосные
Бетонированное шоссе Грунтовая разбитая до- рога Местность То же, с преодолением препятствий (насыпь, Ров) 1,4 (До 55) 2,1 (До 40) 2,75 (10... 25) 3,18 ...3,62 (3...4) 1,53 (До 70) 2,7 (До 40) 2,7 (5 ...20) 2,1... 2,7 (3 ... 4)
Примечание. В скобках приведена скорость движения в км/ч.
Эксперименты подтверждают выводы теоретических исследо-
ваний о том, что уровень нагрузок в ходовой части, определяе-
мый колебаниями подрессоренной и неподрессоренной масс,
практически не зависит от числа осей. Динамические нагрузки,
определяемые колебаниями, у четырех- и шестиосной моделей
практически одинаковы. Имеющееся расхождение можно отне-
сти за счет погрешностей измерений.
Профильные нагрузки в большой степени зависят от числа
осей. У шестиосной модели они в 1,3...1,6 раза больше, чем у
четырехосных. При этом профильные нагрузки у четырехосной
модели практически равны динамическим нагрузкам от колеба-
ний. У шестиосного автомобиля они резко отличаются. Все это
подтверждают данные, представленные на рис. 35 в части нагру-
женности шасси с различным числом осей.
22. ОСОБЕННОСТИ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК ХОДОВОЙ ЧАСТИ
СОЧЛЕНЕННЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
В гл. 1 отмечалось, что появление сочлененных автомобилей
объясняется также стремлением обеспечить большую равномер-
ность вертикальных нагрузок по колесам.
В технической литературе пока отсутствуют конкретные дан-
ные по особенностям нагружения элементов ходовой части и не-
сущих систем сочлененных автомобилей. Хотя в каждом изда-
нии, касающемся сочлененных автомобилей, указывается и под-
черкивается, что наличие шарнира значительно разгружает
ходовую часть и несущую систему автомобиля.
Используя методический подход, принятый в данной главе к
анализу вертикальных динамических нагрузок в ходовой части
однозвенных автомобилей, не проводя особых исследований,
можно отметить ряд особенностей нагружения ходовой части
сочлененных автомобилей. Вероятно, как у несочлененных, так и
У сочлененных автомобилей нагруженность ходовой части будут
определять нагрузки от колебаний подрессоренных и неподрес-
соренных масс и профильные нагрузки, нагрузки от перераспре-
деления общей массы по осям автомобиля.
Значительное снижение продольно-угловых колебаний сочле-
ненных автомобилей при введении упругой и демпфирующей свя-
зей в шарнире сочленения дает основание полагать, что у сочле-
ненного автомобиля при всех прочих равных условиях могут
быть снижены в несколько раз вертикальные нагрузки при дви-
жении на неровных дорогах и на местности.
Что касается профильных нагрузок, то здесь можно отметить,
что шарнирная связь как бы расчленяет многоосный автомобиль
на несколько самостоятельных автомобилей меньшей осности,
например, шестиосный на два трехосных, восьмиосный на два
четырехосных автомобиля и т. д. Одно это снижает профильные
динамические нагрузки в несколько раз, что можно установить
по рис. 41.. На этом рисунке представлены результаты сравни-
тельных расчетов коэффициента профильных нагрузок многоос-
ных автомобилей с четным числом осей с тележечной схемой раз-
мещения осей (линия /) и сочлененных автомобилей с равным
числом осей (ломаная линия 2). Из графика следует, что у со-
члененного автомобиля наибольший эффект снижения нагрузок
имеет место при четном числе осей в секциях. Это подтверждают
и сравнительные измерения нагрузок на моделях сочлененных и
обычных автомобилей.
Сравнение нагрузок на модели трехосного автомобиля пока-
зало, что неравномерность распределения нагрузки от общей
массы по колесам автомобиля с жесткой рамой в 2.. .3 раза вы-
ше, чем у сочлененного автомобиля при движении по различным
неровностям. С увеличением высоты неровностей неравномер-
ных нагрузок в зависимости от числа
осей:
/ — автомобиль с жесткой рамой; 2 — со-
члененного автомобиля с равным числом
осей
ность у жесткорамного автомо-
биля возрастает более интен-
сивно. Такие же результаты по-
лучаются при испытании моде-
лей другой осности, которые
полностью подтверждают зако-
номерности, показанные выше.
Очевидно, преимущества в
части резкого снижения нагру-
женности ходовой части и не-
сущих систем могут быть полу-
чены при одном важном усло-
вии — обеспечении достаточ-
ных по величине углов гибко-
сти шарнирного сочленения по
всем степеням свободы. При
малом значении этих углов
происходят так называемые
122
вредные контакты звеньев, которые изменяют процесс перерас-
пределения нагрузок, отрывая отдельные колеса и оси, перегру-
жая другие элементы автомобиля.
Как уже было показано, отрыв колес и осей от поверхности
отрицательно сказывается и на проходимости автомобиля благо-
даря уменьшению числа ведущих колес, неблагоприятному рас-
пределению мощности по колесам, увеличенному удельному
давлению на грунт колес, воспринявших нагрузку, и повышению
сопротивления движению и др. Кроме того, при малых углах
гибкости во много раз возрастают динамические нагрузки на
детали шарнирного соединения и на несущую систему секций,
что может свести на нет преимущества сочлененных автомоби-
лей по нагрузкам и возможностям снижения металлоемкости
конструкции и прочим их преимуществам.
При выборе больших углов гибкости возникают важные кон-
структивные ограничения. Так, главным ограничением у сочле-
ненных автомобилей седельного типа является высота седельно-
го устройства, которая определяет погрузочную высоту грузовой
платформы — по условиям устойчивости и удобства погрузки и
размещения груза она должна быть минимальной. У сочленен-
ных автомобилей прицепного типа ограничение накладывает
длина сочленения между звеньями и тип передающего мощность
карданного шарнира, определяющий допустимый угол склады-
вания. По конструктивным соображениям эти параметры долж-
ны быть по возможности минимальными.
Минимальные углы складывания в вертикальной плоскости
определяются прежде всего геометрическими размерами неров-
ностей, которые должен преодолевать автомобиль на местности
и на дорогах.
Связь углов гибкости с углом преодолеваемого подъема мо-
жет быть установлена с использованием рис. 42. Из условия не-
Рис. 42. Расчетная схема определения углов гибкости сочлененных автомо-
билей
193
отрывности колес от грунта для сочлененного автомобиля се-
дельного типа
а'=(а1 + а2) + Ф1+^) и a'=a + (₽'t4-^),
при равенстве ai = a2 = a(- и p'i = p/2 = ₽/< получим
а=0,5 (а' — 2§')—0,5а' —
где а — угол гибкости звеньев; а' — угол преодолеваемого подъ-
ема; р,- — дифферент звеньев в пределах рабочего хода подвески
и деформации шин.
Необходимый угол гибкости для сочлененного автомобиля
прицепного типа:
при входе на подъем a—а'—2Р'/,
при сходе с подъема а=а'+р'.
Таким образом, углы гибкости в вертикальной плоскости у
сочлененных автомобилей прицепного типа должны быть не ме-
нее угла преодолеваемого подъема, а у автомобилей седельного
типа — не менее половины этого угла.
У сочлененного автомобиля седельного типа угол гибкости
звеньев а определяется высотой установки грузовой платформы
над верхней кромкой рамы секций h:
tga = h/l,
где I—расстояние между опорами платформы.
На обоих типах сочлененных автомобилей дифференты звень-
ев на подвеске и шинах уменьшают величину потребного угла
гибкости.
Углы дифферентов можно определять по уравнению (33). Та-
кие зависимости сравнительно громоздки. Поэтому при проекти-
ровании автомобилей целесообразно дифферент не учитывать,
что позволит определить допустимый угол гибкости звеньев с
запасом.
В связи с тем, что в эксплуатации сочлененные автомобили
должны преодолевать различные по формам и характеристикам
препятствия, целесообразно при конструировании вертикальные
углы гибкости устанавливать по статистическим данным и по
международным и союзным стандартам, регламентирующим эти
углы для автопоездов различного назначения.
Ниже приведены значения углов вертикальной гибкости (в °)
существующих автопоездов и сочлененных автомобилей.
Седельные автопоезда:
ГОСТ 12105—74 ............................ ±8*
СТ СЭВ 3820—82 ........................... ±8*
* При повороте тягача иа 90° в горизонтальной плоскости
угол гибкости должен быть не менее ±3°.
124
ИСО 1726-73 .............................. +6...—7
Автопоезда, изготовляемые в СССР: .
обычные ................ ................. ± 11,5... ±15,5
с полнопроводными тягачами............. ±20
с активным приводом.................... ±15... ±22
Сочлененные автомобили.................... ±15... ±25
Анализ величин углов вертикальной гибкости, определяющих
нагруженность ходовой части и несущей системы автопоездов и
сочлененных автомобилей, показывает прежде всего большой
разброс по абсолютным величинам допустимых углов от мини-
мального 3° до максимального 31°. Кроме того, четко просматри-
вается зависимость нормируемых углов от дорожных условий
использования машин. Минимальные углы устанавливаются для
транспортных средств, предназначенных для эксплуатации по
хорошим дорогам.
На плохих дорогах допустимый угол должен повышаться до
15°, а при использовании автомобилей вне дорог угол должен
быть в пределах 20.. .30°.
На основании испытаний активных седельных автопоездов
вне дорог, имеющих различные естественные препятствия и
подъемы не круче 20°, в качестве минимально допустимого угла
может быть рекомендован угол, равный ±20°. При таком угле
обеспечиваются нормальная работа деталей шарнирного соеди-
нения, хорошая приспосабливаемость колес к неровностям про-
филя проселочных дорог и умеренно пересеченной местности.
Исходя из этого, можно считать, что для сочлененных автомоби-
лей прицепного типа допустимые углы вертикальной гибкости
±20°, а для автомобилей седельного типа —+ 10°.
Следует иметь в виду, что конструктивно должно быть обес-
печено сохранение этих углов при повороте звеньев в горизон-
тальной плоскости на максимальные углы складывания, опре-
деляемые требованиями поворотливости сочлененных автомоби-
лей.
Экспериментально установлено существенное влияние на вер-
тикальные нагрузки колес угла гибкости секций в поперечно-
вертикальной плоскости у.
С целью снижения нагруженности ходовой части и обеспече-
ния высокой проходимости угол у желательно иметь равным
Известны сочлененные автомобили, у которых секция в попе-
речно-вертикальной плоскости не имеет ограничения перемеще-
ний, одна секция может свободно вращаться вокруг продольной
оси другой секции. Однако это отрицательно влияет на попереч-
ную устойчивость по опрокидыванию. При движении по местно-
сти первым начинает опрокидываться наименее устойчивое звено,
которое и определяет устойчивость всего автомобиля, хотя авто-
мобиль в целом может обладать большим запасом устойчивости
125
по опрокидыванию. Поэтому на многих автомобилях необходимо
ограничивать угол гибкости у, вводя в конструкцию шарнира
ограничительные упоры.
Максимально допустимый угол гибкости в поперечно-верти-
кальной плоскости должен выбираться из условия обеспечения
как можно большего относительного перемещения звеньев без
потери устойчивости. Этот угол не должен превышать угла,
равного сумме углов статической устойчивости наименее устой-
чивого звена и крена подрессоренной массы второго звена в пре-
делах хода подвески.
Статистический анализ углов гибкости у выполненных кон-
струкций сочлененных автомобилей показывает, что их значение
находится в пределах 7.. .360°. Причем более, чем для половины
автомобилей у=10. ..20°, автомобили, у которых у>20°, имеют
высокие показатели поперечной устойчивости по опрокидыванию.
23. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИЙ
НА НАГРУЖЕННОСТЬ ХОДОВОЙ ЧАСТИ
МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Теоретический анализ и экспериментальные исследования по-
зволили установить, что определяющее влияние на вертикальные
динамические нагрузки в ходовой части многоосных автомоби-
лей оказывают нагрузки от колебаний подрессоренной и непод-
рессоренной масс и нагрузки от перераспределения силы тяже-
сти— так называемые профильные нагрузки.
Динамические нагрузки, определяемые колебаниями автомо-
биля, в первую очередь зависят от параметров подрессоривания
и совершенства подвески. Вертикальная нагрузка на колесе оп-
ределяется главным образом приведенной жесткостью подвески,
амплитудами вертикальных и угловых колебаний. Поэтому влия-
ние на динамические нагрузки числа осей и их размещения по
базе идентично влиянию параметров вертикальных и угловых
колебаний, что показано выше. Максимальное значение верти-
кальной динамической нагрузки при колебаниях автомобиля,
имеющего удовлетворительное подрессоривание, мало зависит
от схемы ходовой части, его можно считать постоянным практи-
чески для любой схемы. По экспериментальным данным, мате-
матическое ожидание коэффициента динамичности при этом не
превышает 2,9.. .3,5.
Нагрузки от перераспределения силы тяжести между осями
при переезде неровностей и преодолении препятствий на дорогах
и местности с малой скоростью (профильные нагрузки) в боль-
шой степени зависят как от числа осей, так и от размещения их
по базе. С увеличением числа осей или опор при суммарном хо-
де подвески не более 300 мм профильные нагрузки возрастают
126
пропорционально числу осей (опор). Изменяя размещение осей
по базе, можно добиться снижения нагрузки в 1,5. ..2 раза.
Установленная связь между уровнем нагружения ходовой
части и числом осей и их размещением по базе при различных
режимах показывает, что, исходя из условия достижения опти-
мальных нагрузок, массы и материалоемкости, целесообразными
являются автомобили с четным числом осей (кроме трехосных)
и с тележечной схемой их размещения. При существующих кон-
структивных решениях ходовой части, обеспечивающих общий
ход подвески до 300 мм, целесообразным пределом является
шесть осей. Для разработки автомобилей с числом осей более
шести конструктивные решения должны обеспечивать равномер-
ное распределение нагрузок в ходовой части или возможность
противостоять большим перегрузкам осей. На строительных пло-
щадках существуют неровности, которые по форме и размерам
создают опасные перегрузки в ходовой части многоосных и мно-
гоопорных автомобилей с числом осей более шести при задан-
ных конструктивных решениях и характеристиках подвески.
Перспективными направлениями конструктивных решений
для выравнивания и снижения динамических нагрузок следует
считать увеличение ходов подвески колес (опор), применение
балансирных механических или гидравлических связей между
осями и опорами и, наконец, создание сочлененных автомоби-
лей, на которых неравномерность нагрузок по осям и опорам мо-
жет быть в несколько раз снижена.
Большой эффект дает применение на многоопорных автомо-
билях гидравлических балансирных связей по три опоры в ряд и
по три модуля в транспортном средстве.
Для получения эффекта выравнивания нагрузок у сочленен-
ных автомобилей в шарнирной связи должны быть обязательно
предусмотрены достаточные углы гибкости, выбираемые в зави-
симости от условий эксплуатации автомобиля. При использова-
нии автомобиля на местности углы связи должны быть не ме-
нее ±20°.
У двух-, трех- и четырехосных автомобилей прочность и на-
дежность ходовой части определяются динамическими нагрузка-
ми от колебаний. У шасси с числом осей больше четырех про-,
фильные нагрузки значительно превосходят нагрузки от колеба-
ний подрессоренной и неподрессоренных масс. Оптимальное по
условиям динамических нагрузок значение коэффициента I раз-
мещения осей по базе не должно превышать для четырехосного
автомобиля 0,25.. .0,3, а для шестиосного 0,16.. .0,18.
Восприятие динамических нагрузок безрессорными и полу-
подрессоренными автомобилями неблагоприятно. Эти автомоби-
ли имеют высокую динамическую нагруженность элементов хо-
довой части, что не приводит к снижению собственной массы
при сохранении заданной надежности.
127
Установленная зависимость уровня нагрузок в ходовой части
от числа осей может служить основанием построения унифици-
рованного ряда колесных автомобилей, разрабатываемого по
принципу единой осевой нагрузки или единого модуля.
В общих конструктивных решениях многоосного автомобиля
при выборе числа осей и размещения их по базе динамические
вертикальные нагрузки должны являться одним из основных
определяющих факторов, ибо динамическая нагруженность авто-
мобиля и, следовательно, его масса, материалоемкость, надеж-
ность в большей степени зависят от компоновки ходовой части
и числа осей и опор.
При этом следует иметь в виду, что оптимальное размещение
осей по базе ухудшает условия размещения узлов и агрегатов
самого автомобиля и монтируемого груза, например, кранового
оборудования. Последнее требование не всегда позволяет при-
менить оптимальную схему ходовой части. При разрешении этого
противоречия необходимо исходить из преимущественных усло-
вий использования автомобиля. Если многоосный автомобиль
будет эксплуатироваться преимущественно на ровных с покры-
тием дорогах, то допустимо некоторое отступление от принятия
оптимальных оощих конструктивных решений в части выбора
числа осей и размещения их по базе.
Кроме оптимального числа осей и размещения их по базе
для многоосных автомобилей важное значение имеют оптималь-
ные характеристики подрессоривания. Определяющее влияние
на нагрузки оказывают форма и размеры неровностей пути.
Глава IV
ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ
РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ В ТРАНСМИССИИ
Большое число осей и ведущих колес автомобиля предопре-
деляет сложность его трансмиссии. Выбор оптимальной схемы
трансмиссии в этом случае имеет большое значение. На отсутст-
вие единых принципов решения этого вопроса в теоретическом и
практическом плане указывает разнообразие схем раздачи мощ-
ности не только многоосных, но даже полноприводных двухосных
автомобилей (см. гл. 1). Так, на однотипных автомобилях, пред-
назначенных для работы практически в равных условиях, в схеме
трансмиссии применяют 0, 1, 4, 5, 6 или 7 дифференциалов. Чет-
кого и полного обоснования этого пока в технической литературе
нет, хотя вопросам исследования трансмиссий автомобилей по-
священо много работ.
Акад. Е. А. Чудаков положил начало исследованиям и разра-
ботал основные положения о распределении мощности между
колесами блокированного привода автомобиля. Один из его по-
следователей Н. И. Коротоношко исследовал циркулирующую
мощность в силовом приводе автомобилей с колесными форму-
лами 4X4 и 6X6 и разработал рекомендации по рациональным
схемам привода колес.
Бурное развитие полноприводных автомобилей в послевоен-
ный период вызвало проведение большого числа крупных иссле-
дований в области трансмиссий, на основе которых разработаны
фундаментальные теории А. С. Антоновым, Ю. В. Пирковским,
Г. А. Смирновым и др. Их работы позволили вскрыть закономер-
ности сложных физических процессов, сопровождающих функ-
ционирование трансмиссий многоосных автомобилей. Общим для
всех этих исследований является детальное рассмотрение теории
качения упругого колеса и переход от отдельного колеса к ана-
лизу всей трансмиссии.
В своих исследованиях В. А. Петрушов и Ю. В. Пирковский,
например, многоколесный движитель автомобиля заменяли экви-
валентным одноколесным с обобщенными параметрами качения.
Естественно, при таком методическом подходе трудно в явном
виде выделить зависимость условий работы трансмиссии от об-
щих конструктивных решений многоосных многоопорных автомо-
билей, т. е. решить задачи, поставленные в данной работе. Одна-
ко в результате указанных исследований сделан большой шаг в
разработке теории и расчета трансмиссии многоосных автомоби-
лей, значительно облегчающий решение задачи по установлению
5-704
129
связей и взаимного влияния схем трансмиссии иа общие кон-
структивные решения многоосного автомобиля.
Автором сделана попытка на основе указанных исследований
/ определить роль и место выбора схемы трансмиссии в общих
/ конструктивных решениях. Теоретические исследования ведутся
применительно к трансмиссии автомобиля с п осями. Исходной
позицией при этом принят теоретический анализ распределения
мощности по колесам в различных схемах трансмиссии и разра-
ботка методики оценки различных схем раздачи мощности во
взаимосвязи с общей схемой автомобиля. Исследование прово-
дится на базе наиболее распространенных механических и гидро-
механических трансмиссий. Однако общая методика и ее законо-
мерности пригодны и для случаев исследования трансмиссий
других типов — электромеханических, гидростатических и др.
Колебания в трансмиссии и переходные процессы, а также демп-
фирование не рассматриваются.
24. ТЕОРИЯ СИЛОВОГО ПОТОКА — ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ БАЗА
ИССЛЕДОВАНИЙ ТРАНСМИССИИ
В п-осном автомобиле может быть 2/г точек, к которым долж-
на быть подведена мощность для привода колес. При этом со-
ставляющие мощностного потока должны претерпеть различные
преобразования, для чего в трансмиссии устанавливаются соот-
ветствующие передающие и преобразующие устройства. Вслед-
ствие этого трансмиссия многоосного автомобиля представляет
собой сложную передающую и преобразующую различные виды
энергии систему. Применение известных в теории автомобиля
методов исследования в этом случае затруднено. Необходимы
новые методы, новая теоретическая база.
В качестве теоретической базы принята теория силового по-
тока, разработанная А. С. Антоновым для исследования и рас-
чета силовых передач гусеничных, а затем колесных машин [3].
Используя теорию силового потока, можно исследовать
сложные системы. Методика перехода от реальной сложной фи-
зической системы к наглядной простой расчетной схеме позво-
ляет иначе оценить работу системы, выявить внутренние законо-
мерности и связи, определяющие функционирование отдельных
ее элементов. Преимущество теории силового потока состоит
также в том, что ее методы и принципы позволяют рассматри-
вать работу любой трансмиссии, любых ее отдельных элементов
независимо от типа механизмов, их устройства и, главное, форм
преобразуемой и передающейся энергии.
На основании теории силового потока можно полагать, что
полученные ниже закономерности и методы исследований могут
быть распространены на все типы трансмиссий многоосных авто-
мобилей.
130
Согласно теории сило-
вого потока все многооб-
разие преобразующих уст-
ройств, входящих в транс-
миссию, может быть ус-
ловно представлено тре-
мя типами узловых точек:
разветвляющей, кинетиче-
ской и обобщенной. В раз-
ветвляющей узловой точ-
ке происходит преобразо-
вание только силовых
факторов силового потока,
а в кинетической — ско-
Рис. 43. Схемы:
а — сил, действующих на ведущее колесо; б —
обобщенной узловой точки колеса
ростных. Обобщенная уз-
ловая точка— объединение кинетической и разветвляющей уз-
ловых точек, поэтому в ней происходит одновременно преобра-
зование силовых и скоростных факторов. Узловые точки связы-
ваются между собой направленными потоками энергии (связую-
щими потоками). Кроме связующих потоков передающая сис-
тема имеет аккумулирующие и рассеянные потоки.
Любая трансмиссия может быть представлена -совокуп-
ностью узловых точек, связующих (направленных) и рассеян-
ных потоков. Геометрическое изображение этой совокупности
дает схему силового потока. От правильности ее составления
зависит успех исследования. Порядок построения схемы силово-
го потока и применяемые при этом приемы изложены в работах
А. С. Антонова.
Для составления схемы силового потока трансмиссии много-
осных автомобилей необходимо изобразить колесо в виде обоб-
щенной узловой точки как составного важного элемента схемы
силового потока [3].
Схемы сил, действующих на ведущее колесо при его поступа-
тельном качении по твердой поверхности, и его обобщенной уз-
ловой точки изображены на рис. 43. Узловые точки колеса, катя-
щегося по деформируемому грунту, принципиальных отличий
не имеют.
Узловая точка колеса имеет следующие потоки:
вращательный со скоростным фактором и силовым факто-
ром АД;
вращательный реактивный с силовым фактором
Л4л=х/п'2к + гд%к;
поступательный активный (оси колеса) со скоростным факто-
ром Ок и силовым фактором Рк;
поступательный реактивный (оси колеса) с силовым факто-
ром Ак—Рк;
диссипативный (рассеянный) t.
5*
13
По направлению потоков в узловых точках легко определить
режим работы колеса. Так, у тормозящего колеса направление
потоков противоположное по сравнению с показанным на рис.
43, б (кроме потока /). На ведомое колесо воздействует один
активный поступательный — от рамы к колесу Мк, (ок, реактив-
ный Рк, vK и рассеянный t потоки. Также можно представить
свободное и нейтральное колеса.
При качении колеса в общем случае, когда на колесо допол-
нительно действуют боковая сила и поворачивающие моменты,
обобщенная узловая точка колеса превращается в векторную
узловую точку, и показанные на рис. 43 силовые потоки превра-
щаются в векторные потоки, которые математически изобража-
ются векторными величинами. Важно при этом отметить, что чис-
ло силовых потоков и геометрическое изображение обобщенной
узловой точки колеса не меняются. В дальнейшем будем пользо-
ваться этим изображением.
На рис. 44 и 45 показаны схемы силового потока трансмиссии
четырехосных автомобилей. На схемах ровной линией обозна-
чены вращательные потоки, а линией с зубцами — поступатель-
ные потоки; /Ст, 7<1л, 7<4п, — обобщенные узловые точки
колес правых и левых колес автомобиля; б — разветвляющая
точка, которая описывает отвод мощности для преодоления внеш-
них сопротивлений, приложенных к автомобилю: сопротивление
Рис. 44, Схема силового потока бездифференциальной трансмиссии четырех-
осного автомобиля с двумя двигателями с бортовой раздачей мощности по
колесам
132
Рис. 45. Схема силового потока дифференциальной трансмиссии четырехосного
автомобиля с одним двигателем и мостовой раздачей мощности по колесам
воздуха, сопротивление подъема и т. п. Остальные узловые точки
описывают различные элементы: Дв — двигатель; Na— мощ-
ность, эквивалентная энергии, потребляемой двигателем; 7(77—
коробка передач; РК—раздаточная коробка; ДР — колесный
редуктор; Р — редуктор; Ф — фрикцион; Д — дифференциал;
ГТ — гидротрансформатор; М — муфта свободного хода. Направ-
ление некоторых силовых потоков не показано, они могут иметь
в каждом частном случае движения различное направление.
Анализ всех возможных схем силового потока трансмиссий
существующих многоосных автомобилей позволил выявить об-
щие свойства этих схем. Так, установлено, что с учетом возмож-
ности возникновения относительных потоков мощности через
грунт силовые потоки многоосных автомобилей являются замк-
нутыми. Число отдельных замкнутых неравнозначных контуров
равно 2п—1. Такими замкнутыми контурами являются контуры
между колесами одной оси (левым и правым) и между осями;
в схеме силового потока на рис. 44 — контуры между колесами
каждой стороны автомобиля и межбортовой контур, замыкаю-
щийся через двигатели, обозначены номерами.
В зависимости от наличия и типа специальных узловых точек
в этих контурах возможны при определенных условиях движения
разветвляемые, циркулирующие или холостые потоки. В даль-
нейшем эти точки условимся называть развязывающими узловы-
ми точками (РУТ). Такое название дано потому, что предназна-
чение этих точек разомкнуть, развязать при необходимости
замкнутый силовой контур. На рис. 44 в замкнутых силовых
133
контурах такие РУТ отсутствуют (во всех контурах), а на рис. 45
такие РУТ имеются во всех семи (№ 1... 7) контурах. В конту-
рах первой, второй оси и в межтележечном контуре в качестве
РУТ применены дифференциальные механизмы Db D2 и Z)o, а в
тележках и в контурах задних осей — муфты свободного хода
МС\, МСг, МСз и МС^, которые иногда ошибочно называют са-
моблокирующимися дифференциалами.
Задачей дальнейших исследований силового потока является
определение минимально необходимого числа РУТ и целесооб-
разного типа их механизма. С учетом решаемой общей пробле-
мы исследование будет проводиться во взаимосвязи с общей
схемой автомобиля.
Максимально возможное число РУТ равно числу замкнутых
контуров в силовом потоке, т. е. 2га—1. Если принять такое чис-
ло развязывающих механизмов и различных устройств, их заме-
няющих, то трансмиссия получится очень сложной и дорогостоя-
щей в производстве и эксплуатации. Поэтому необходимо опре-
делить минимальное допустимое число РУТ, при котором не
ухудшаются эксплуатационные характеристики автомобиля.
Правильный выбор типа РУТ важен с точки зрения обеспечения
хороших показателей проходимости, устойчивости, надежности,
экономичности и других характеристик автомобиля.
В соответствии с общей теорией силового потока в начале
его исследования должны быть определены задающие парамет-
ры системы. Общее число задающих параметров равно сумме
задающих скоростных и силовых параметров
^=Хи-|-^д (41)
и соответствует числу свободных силовых потоков.
Число задающих скоростных параметров равно числу степе-
ней свободы силового потока и определяется по формуле
Хн=2 (От + Ок) + Ор — k — ср,
где От, Ок и Ор — число обобщенных, кинетических и развет-
вляющих узловых точек; k — число связывающих потоков; ф—
число уравнений кинематики, которое определяется схемой сило-
вого потока.
Тогда из формулы (41) получим число силовых задающих
параметров
ХД=Х-ХИ.
Анализ задающих параметров применительно к схеме сило-
вого потока многоосного автомобиля в общем случае движения,
когда поступательные потоки колес можно принимать свобод-
ными, показал, что для любой схемы тоансмиссии автомобиля
общее число задающих параметров X=2n+ 1, т. е. числу свобод-
134
ных потоков на колесах 2п и свободному потоку от двигателя.
Число скоростных задающих параметров при отсутствии РУТ
(блокированный привод) или известных их кинематических ха-
рактеристик (в случае применения РУТ) будет Хи=1. Этим за-
дающим параметром может быть скорость движения автомоби-
ля или частота вращения коленчатого вала двигателя. Тогда
%д=2п+1—1 = 2п, т. е. число силовых задающих параметров
равно числу ведущих колес. При расчете определенно можно
задать только один параметр: или внешние сопротивления, или
силовой фактор двигателя; 2п—1 параметров остаются неизвест-
ными— задача является статически неопределимой 2га—1 раз.
Чтобы решить задачу по распределению мощностей в общем
виде, вероятно, надо иметь дополнительные условия к общим
уравнениям теории силового потока. Такими условиями в случае
блокированной связи могут быть уравнения геометрических свя-
зей и уравнения упругих связей замкнутых контуров силового
потока, которые можно получить 2га—1 (по числу контуров в
схеме), т. е. столько, сколько необходимо для решения задачи.
В случае применения РУТ в контурах дополнительными
уравнениями являются уравнения, описывающие закон распре-
деления мощности в контуре, определяемый типом механизма
РУТ. Например, если в качестве РУТ применяется симметрич-
ный дифференциальный механизм, то в контуре момент распре-
деляется симметрично, поровну; если дифференциальный меха-
низм несимметричный, то момент распределяется в соответствии
с внутренним передаточным числом механизма; если применя-
ется простая отключающая муфта, то в контуре будут холостые
потоки, т. е. в одной из частей контура момент будет равен нулю.
Пока в самом общем виде уравнение упругости замкнутого
контура без РУТ можно представить прн малой скорости пере-
мещений в такой форме:
Д7И12=(<р! — <?2)/¥пр, (42)
где ДМ12 —упругий момент в контуре 12; -уПр='уш+уг+,ум —
приведенная податливость контура, включающая характеристи-
ки тангенциальной эластичности шин, податливости грунта в
контакте колес и податливости механических элементов контура;
Ф1—q>2 — уравнение геометрических связей, представляющее со-
бой разность углов закрутки конечных элементов (колес или
мостов) контура (кинематическое несоответствие элементов кон-
тура).
Таким образом, упругий момент, который, как будет показа-
но, значительно влияет на распределение мощностей по коле-
сам, зависит от приведенной податливости контура и кинемати-
ческого несоответствия в контуре.
135
25. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОТЫ ТРАНСМИССИИ
Геометрические связи в замкнутом контуре силового потока
влияют на упругий момент. Все исследователи трансмиссий пол-
ноприводных автомобилей учитывали в той или иной мере гео-
метрические связи, выражая их разностью радиусов качения,
разностью углов поворота колес или радиусов криволинейного
движения. При этом рассматриваются отдельные составляющие
кинематического несоответствия и расчет ведется только для
частного случая. В действительности все многообразные факто-
ры, влияющие на кинематическое несоответствие, воздействуют
на работу трансмиссии одновременно, и суммарное значение
кинематического несоответствия в конкретный момент опреде-
ляет распределение мощностей по колесам.
Для учета этого и обеспечения возможности суммирования
отдельных составляющих в качестве измерителя кинематического
несоответствия можно использовать относительную величину —
отношение разности путей, пройденных fe-м и т-м колесами
(осями) за данный отрезок времени, к пути, пройденному пер-
вым (начальным) колесом (осью) замкнутого контура:
= [(Sm - Skysm] 100% = + (1 - Sk/Sm) 100%. (43)
Для упрощения анализа кинематического несоответствия
причины его возникновения можно подразделить на три группы:
1) конструктивно-эксплуатационного происхождения, обус-
ловленные состоянием и конструкцией самого автомобиля (раз-
личие радиусов качения колес, иеравеиство передаточных чисел
приводов и т. п.);
2) вызванные криволинейным движением автомобиля в гори-
зонтальной плоскости;
3) обусловленные профилем пути, макронеровностями доро-
ги, препятствиями.
По типу замкнутого контура можно выделить межколесное
и межосевое кинематическое несоответствие.
Конструктивно-эксплуатационные факторы. На основе общей
зависимости (43) были получены частные формулы и проведен
анализ факторов, влияющих на величину кинематического несо-
ответствия в каждом конкретном случае движения автомобиля.
Величина кинематического несоответствия конструктивно-экс-
плуатационного происхождения может быть определена по фор-
муле ]
^М1°0%, (44) |
где г* в, Гт в — радиусы качения k-ro и т-го колес в ведомом ре- (
жиме, определяемые экспериментально (ЛД=0); Uk, ит — пере- j
даточные числа приводов колес.
136
Проведенные эксперименты показывают, что радиусы каче-
ния колес в ведомом режиме зависят от исходных размеров шин,
давления воздуха в шинах и вертикальной нагрузки на колесах.
Проф. Г. А. Смирнов предложил формулу для определения ра-
диуса качения в ведомом режиме в зависимости от вертикаль-
ной нагрузки Pt:
г ___ —
iB 3r0 - (2Р;/СШ) ’
где Го — свободный радиус колеса.
Приведенная формула предполагает обратную пропорцио-
нальность гв от Pi, что подтверждается экспериментально.
Эксперименты также показали, что свободные радиусы колес
при одинаковом давлении воздуха в шинах оказываются неоди-
наковыми. Их разность приблизительно такая же и в ведомом
режиме, в случае одинаковой вертикальной нагрузки на колесах,
хотя абсолютная величина радиусов качения за счет вертикаль-
ной нагрузки будет меньше. Разность радиусов качения гв колеб-
лется в пределах допуска на изготовление шин и в зависимости
от размера колес составляет 8. ..15 мм. Максимальная величина
кинематического несоответствия будет достигать 1,5. ..2%.
В некоторых конструкциях автомобилей предусмотрено раз-
ное давление воздуха в шинах передних и задних колес. Пере-
пад давлений для различных автомобилей колеблется в пределах
40. ..150 кПа. Это приводит к разности свободных радиусов ко-
лес 4. ..10 мм, что вызывает кинематическое несоответствие
1...1,5°/о. Современные многоосные автомобили высокой прохо-
димости снабжаются, как правило, центральной системой регу-
лирования давления воздуха в шииах, поэтому разность радиу-
сов колес, обусловленная перепадом давления, не возникает.
Распределение силы тяжести по осям зависит от схемы их
расположения по базе и положения центра масс. Вертикальные
нагрузки на сближенных осях (осях тележек) незначительно
различаются между собой, а при балансирной подвеске практи-
чески одинаковы (см. гл. 3), поэтому кинематическое несоответ-
ствие между осями тележки по этим причинам не возникает.
Разница нагрузок на разнесенные оси может колебаться в широ-
ких пределах как статических, обусловленных положением цент-
ра масс, так и в динамических, возникающих вследствие про-
дольно-угловых колебаний автомобиля и действия продольных
сил. Между осями будет возникать кинематическое несоответст-
вие в результате действия разных вертикальных нагрузок. Наи-
большая неравномерность вертикальных нагрузок характерна
для автомобилей без груза. Максимальная разность нагрузок на
колесах разнесенных осей в этом случае достигает 20 кН и более.
Это вызывает разность радиусов качения колес до 10 мм и кине-
матическое несоответствие 1. ..1,5%.
137
Как было показано (см. гл. 3), динамические вертикальные
нагрузки на отдельных осях могут отличаться в 1,5. ..3 раза и
превышать статическую нагрузку. Это приводит к возникнове-
нию межосевого кинематического несоответствия, которое дости-
гает 4.. .5%.
Перераспределение нагрузок между колесами одного моста
происходит в меньших пределах, поэтому межколесное несоот-
ветствие значительно меньше, чем межосевое.
Следует отметить, что разность вертикальных нагрузок на
смежных осях, возникающая от колебаний подрессоренной мас-
сы и в соответствии с формулой (26) зависящая от расстояния
между осями и соотношения жесткостей и амплитуд колебаний,
является главной составляющей возмущающей функции колеба-
ний моментов в трансмиссии автомобиля. Эта разность проявля-
ется как кинематическое несоответствие и в связи с этим в бло-
кированном приводе влияет на изменение крутящего момента в
обратной пропорциональной зависимости.
Распространять прямую связь момента и нагрузки в одиноч-
ном колесе на колеса многоосных полноприводных автомобилей
вероятно, нельзя.
Криволинейное движение. Кинематическое несоответствие
при криволинейном движении на основании общей зависимости
определяется по формуле
1)Ю0%, (45)
где Rk, Rm — радиусы траекторий движения соответствующих
элементов (колес, осей) рассматриваемого контура.
Экспериментальные данные показали, что кинематическое
несоответствие при криволинейном движении без большой ошиб-
ки можно исследовать по теоретическим радиусам поворота, т. е.
без учета действия боковых и продольных сил. При этом задача
значительно упрощается, а погрешность в пределах эксплуата-
ционных скоростей не превышает 2. ..3%, что для данного иссле-
дования вполне допустимо.
Исходя из этого, для каждой конкретной схемы автомобиля
по общей зависимости (45) можно получить формулы для под-
счета кинематического несоответствия. Так, кинематическое не-
соответствие между колесами по каждой стороне четырехосного
автомобиля со схемой ходовой части 2—2 с передними управляе-
мыми колесами 12—00 подсчитывается по формулам:
для наружной по отношению к центру поворота стороны ав-
томобиля
cos ( arctg L
X2t= --------------
А
I , 2 — 1
cos arctg L----—
- 1
100%;
138
1 100%;
Хз2—
cos arctg £ -~-j
I ,2-3/
cos I aictg L ———
1 100%;
(46)
для внутренней стороны автомобиля
Хз1 —
1 100%;
/32 =
I 2 — i
cos [arctgL - -
cos
(47)
cos arctg L
1 100%;
J
здесь А и Б— величины, зависящие от радиуса поворота центра
неуправляемой тележки и колеи автомобиля; A=R—В; Б~
=R—B.
Аналогичный вид имеют формулы и для других схем автомо-
биля.
По выражениям (46) и (47) можно установить, что кинема-
тическое несоответствие зависит от гео-
метрических размеров автомобиля (базы
и колеи), углов поворота управляемых
колес, числа и места их расположения, а
также от размещения осей по базе, ха-
рактеризуемого коэффициентом I. Зави-
симость величины кинематического несо-
ответствия от размещения осей по базе,
числа и места расположения управляе-
мых осей определяет влияние общих кон-
структивных решений на работу и на схе-
му трансмиссии и указывает на их связь.
На рис. 46 показана графическая за-
висимость межосевого (кривые //) и меж-
Рис. 46. Зависимость кинематического несоответ-
ствия от радиуса поворота четырехосного авто-
мобиля:
1 — межколесного; II — межосевого; 1 — автомобиль с
осевой формулой 1—2—1; 2 н 3 — то же 2—2; 4, 5 я 6 —
Несоответствие первой, второй, третьей осей;-на-
ружной стороны; —------------------------- — внутренней стороны
139
колесного (кривые /) кинематического несоответствия от радиу-
са R поворота для двух четырехосных автомобилей, имеющих
разные схемы управления и расположение осей по базе. Из гра-
фиков видно, что кинематическое несоответствие возрастает с
уменьшением R. Межосевое кинематическое несоответствие для
внутренних колес несколько больше, чем для наружных. Меж-
осевое кинематическое несоответствие у автомобиля с первой и
четвертой управляемыми осями значительно меньше, чем у ав-
томобиля с первой и второй управляемыми осями. Величина меж-
осевого кинематического несоответствия при движении автомо-
биля при повороте с минимальным радиусом может достигать
30% и более.
Межколесное кинематическое несоответствие имеет значи-
тельную величину даже при больших радиусах поворота R. Ки-
нематическое несоответствие возрастает с уменьшением R, до-
стигая 23. ..26% при повороте с минимальным R. Межколесное
кинематическое несоответствие для управляемых осей при дан-
ном R несколько меньше, чем для неуправляемых, и зависит от
угла поворота управляемых колес, уменьшаясь с увеличением
последнего. Межколесное кинематическое несоответствие мало
зависит от схемы расположения осей по базе.
Для выяснения влияния размещения осей по базе на величи-
ну кинематического несоответствия при прочих постоянных вели-
чинах был произведен расчет несоответствия в зависимости от
коэффициента размещения осей по базе I. Установлено, что у
автомобиля с передними и задними управляемыми колесами ки-
нематическое несоответствие при любом I меньше, чем у автомо-
биля с передними управляемыми колесами.
О порядке значений кинематического несоответствия для
двух схем размещения осей по базе можно судить по данным,
приведенным ниже для автомобилей при повороте с минималь-
ным радиусом 13 м.
Осевая формула.................. ' 2—2
Формула управления............. 12—00
У21 . ............................. 7,8/11,7
уз1.................................. 15,3/23,9
уз2............................. ' 7,0/11,1
1—2—1
1—00—4
3,3/4,6
3,3/4,6
0/0
Примечание. В числителе приведены значения для внешней стороны,
в знаменателе — для внутренней.
Обращает внимание большая разница в величинах кинемати-
ческих несоответствий у автомобиля с осевой формулой 2—2 и
сравнительно малые величины несоответствия у автомобиля со
схемой 1—2—1. Это является одним из основных факторов, по-
зволяющих трансмиссии автомобиля с осевой формулой 1—2—1
удовлетворительно работать на твердых дорогах при отсутствии
дифференциалов и других РУТ.
140
При передних и задних управляемых колесах изменение ко-
эффициента i мало влияет на кинематическое несоответствие;
в пределах реальных значений коэффициента i изменение кине-
матического несоответствия составляет не более 1,5%.
Таким образом, минимальное кинематическое несоответствие
при криволинейном движении может быть обеспечено при ис-
пользовании схемы с передними и задними управляемыми коле-
сами. У схемы только с передними управляемыми колесами наи-
большее рассогласование имеет место между колесами первой
и третьей, а также четвертой осей внутреннего борта. По мере
увеличения коэффициента i это несоответствие снижается до 3%.
Несоответствие в управляемой тележке ниже и с увеличением
коэффициента i возрастает до 2%.
На основании общей зависимости (45) можно легко показать,
что кинематическое несоответствие между звеньями при поворо-
те сочлененных автомобилей не находится в прямой зависимости
от радиуса поворота и от угла складывания в горизонтальной
плоскости.
Кинематическое несоответствие определяется расстояниями
Li и L2 от центра симметрии звеньев 1 и 2 до оси складывания.
Аналитически эта зависимость, полученная из решения геомет-
рической задачи из выражения (45), может быть выражена
Хп—уГ — Аг 4-1 — 1.
Кинематическое рассогласование поворота звеньев зависит
от разности длин баз звеньев. Для сочлененного автомобиля,
у которого звенья геометрически равные и расстояние L\ — L2,
кинематическое несоответствие %12 = 0. Следовательно, между
звеньями развязывающую РУТ в приводе звеньев можно не уста-
навливать, так как рассогласование при повороте отсутствует.
С увеличением разности расстояний L кинематическое рассогла-
сование резко возрастает и может достигать 100%. В данном
случае установка РУТ обязательна.
Неровности пути. Кинематическое несоответствие, обуслов-
ленное неровностями пути, слагается из двух составляющих —
несоответствия, обусловленного разной величиной вертикальных
нагрузок на колесах, и несоответствия вследствие разных кине-
матических характеристик качения колес! (абсолютных скоро-
стей или проходимых путей). При движении по неровностям
небольшой высоты вторая составляющая мала и ею можно пре-
небречь [3]. В данном случае рассогласование возникает от раз-
ной величины вертикальных нагрузок, определяемой колеба-
ниями подрессоренной массы. При движении по макронеровно-
стям одновременно действуют оба фактора. Характер и пределы
изменения вертикальных нагрузок проанализированы в гл. 3, вы-
воды в части значительного влияния схемы ходовой части авто-
141
мобиля на вертикальные нагрузки полностью могут быть отне-
сены к влиянию схемы на кинематическое несоответствие в
трансмиссии. Кинематическое несоответствие, вызванное разли-
чием характеристик качения колес, может быть проанализирова-
но для любой неровности по зависимости (43), если задано урав-
нение, описывающее ее профиль. Для упрощения задачи в этом
случае целесообразно колеса принять жесткими.
Кинематическое несоответствие между осями, обусловленное
типовыми неровностями, определяется по формулам, полученным
на основании решения геометрической задачи движения колес
(осей) на препятствии:
а) при въезде на наклонную плоскость (склон холма, насыпь,
аппарель и т. д.)
V = Jcos (ап — arcsin (sin ап - sin ап)] _ 11 1 пп0/л
( Kl~(sina„-(Sm/Z) sina)2 J °’
(48)
где ап — угол подъема; Sm — путь, пройденный осью т после
въезда оси k на препятствие;
б) при съезде во впадину на первом этапе, когда Sm^.
г sin ac,
1
у 1 - (Sm/r)2
11100%;
на втором этапе, когда Sm>r sinac,
г [ a
cos I ac — arcsin I sin ac 4- r tg — sin ac/Z — sin Sm/l
(a '
sin ac + r tg — sin az/l — sin
1 100%,
где r — радиус качения колеса; ac — угол спуска.
При въезде на подъем величина межосевого кинематического
несоответствия зависит от угла подъема, положения колес и рас-
стояния между рассматриваемыми осями (базы).
На рис. 47 показана зависимость межосевого кинематическо-
го несоответствия в блокированном приводе двухосной тележки
от положения колес для некоторых углов подъема. Положение
колес на графике характеризуется путем, проходимым вторым
колесом в долях I, что позволяет считать зависимость справед-
ливой для двухосной тележки с любой базой. Как видно из гра-
фика, кинематическое несоответствие переменно и меняется от
максимального положительного значения при 52 = 0 до макси-
мального отрицательного значения при Sz = l, проходя через ну-
левое значение при S2«0,5Z.
Задача определения ожидаемого кинематического несоответ-
ствия в практических расчетах может быть значительно упро-
142
щена. Как установлено, максималь-
ное значение %21 получает при S2 = 0.
В этом случае выражение (48) при-
нимает вид
X21max = (l/cosa— 1) 100%. (49)
Задавшись углом подъема ап,
можно по формуле (49) определить
максимальную величину межосево-
го кинематического несоответствия.
Так, при въезде на подъем ап=30°
Х21 = 15,5%. На величину кинемати-
ческого несоответствия большое
влияние оказывает характер сопря-
жения склона с подножьем холма.
Чаще это сопряжение происходит по
плавной кривой, т. е. угол постепен-
но возрастает от 0 до ап. В этом слу-
чае характер изменения кинемати-
ческого несоответствия будет другой
и максимальное его значение может
резко уменьшаться. При съезде во
впадину величина межосевого кине-
Рис. 47. Изменение кинемати-
ческого несоответствия в зави-
симости от положения колес:
1— а-ЗКГ; 2 — а=2(Т; 3 — а-КТ
матического несоответствия при-
мерно та же, что и при въезде на подъем. Отличие состоит в
характере ее изменения как функции пути.
Неровности синусоидального профиля можно представить
как сочетание подъема и спуска, следовательно, закономерности
изменения кинематического несоответствия будут те же, что и
для рассмотренных препятствий. Расчеты показывают, что ве-
личина кинематического несоответствия, возникающего при дви-
жении по синусоидальным неровностям, встречающимся на до-
рогах, не превышает 2%.
При движении по неровностям возможно возникновение меж-
колесного кинематического несоответствия. Это происходит, ког-
да одно из колес оси попадает на неровность, а другое движется
по ровной площадке. Величина межколесного кинематического
несоответствия также зависит от крутизны неровности и может
определяться по формуле (49). Однако в отличие от межосевого
межколесное несоответствие при неизменном угле подъема явля-
ется величиной постоянной. При движении по разбитым дорогам
межколесное кинематическое несоответствие может достигать
При оценке кинематического несоответствия, определяемого
неровностями пути, необходимо учитывать следующее:
воздействие кинематического несоответствия имеет кратко-
143
временный характер и в зависимости от скорости движения про-
должается 0,2.. .0,8 с;
характер изменения несоответствия для многоосных автомо-
билей при движении по препятствиям, имеющим высоту больше
полного хода подвески, может меняться, если будет происходить
значительное перераспределение нагрузок между колесами и
осями, рассмотренное в гл. 3.
Обобщенное максимальное значение возможного кинемати-
ческого несоответствия (в %) современных многоосных автомо-
билей приведено ниже.
Межосевой Межколес-
контур ный контур
Колебания размеров шин при изготовлении и не-
равномерный износ в процессе эксплуатации . . 1,5... 2 1,5... 2
Эксплуатационный перепад давления воздуха в
шинах........................................... 1... 1,5 1,0... 1,5
Изменение положения центра масс.............. 1 ... 1,5 0,5
Динамическое изменение вертикальных нагрузок
на колесах................................... 4... 5 2
Криволинейное движение в плоскости дороги для:
многоосного автомобиля с передними управляемы-
ми осями................................. 25... 30 25... 30
многоосного автомобиля с передними и задними
управляемыми осями........................... 4... 5 25... 30
сочлененного автомобиля......................... 0... 100 25... 30
Преодоление препятствий крутизной до 30° . . . 16 — .
Движение по разбитым дорогам....................... 2 1 ... 2
Таким образом, кинематический анализ на первом этапе ис-
следования работы трансмиссии дает очень много данных. На
основании только этого анализа можно определить замкнутые
контуры силового потока с наибольшим кинематическим несоот-
ветствием, в которых необходимо иметь РУТ. На основе получен-
ных данных применительно ко всем типам автомобилей можно
утверждать, что наибольшее кинематическое несоответствие
возникает при криволинейном движении в замкнутом контуре
колес левой и правой сторон автомобиля. Поскольку криволиней-
ное движение — основной вид движения автомобиля, то кинема-
тическое несоответствие будет постоянно действующим, и для
его устранения в указанных контурах необходимо устанавливать
РУТ. Следует отметить, что различных мнений по установке
межколесных развязывающих механизмов нет, на всех автомо-
билях такие механизмы (различного типа) устанавливают.
Таких же значений кинематическое несоответствие достигает
между осями у автомобиля только с передними управляемыми
колесами, главным образом между управляемыми осями и меж-
ду управляемой и неуправляемой осями. Очевидно, по аналогии
с предыдущим в этих контурах также необходимо устанавливать
развязывающие механизмы.
144
Другой группой причин, вызывающих на всех типах автомо-
билей большие кинематические несоответствия, являются макро-
неровности и изменение вертикальных нагрузок на колесах в ди-
намике. Эти условия вызывают появление переменного во време-
ни кинематического несоответствия.
26. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ ИДЕАЛЬНОГО СИЛОВОГО ПОТОКА
Метод полного исследования силового потока трансмиссии
многоосного автомобиля впервые разработал А. С. Антонов. Им
предложены общие уравнения для определения сил тяги на ко-
лесах при прямолинейном и криволинейном движениях, дан ана-
лиз условий возникновения циркулирующей мощности на основе
разных свободных радиусов колес. Ниже для удобства сопостав-
ления расчетных и экспериментальных данных, когда замеряют-
ся крутящие моменты (а не силы тяги) и соответствующие коэф-
фициенты, и для учета суммарного кинематического несоответст-
вия, действующего в замкнутых контурах трансмиссии реальных
автомобилей, приводится метод силового анализа идеального
силового потока на базе исследования распределения крутящих
моментов. Предлагаемый метод не противоречит методу
А. С. Антонова, несколько уточняя и дополняя последний.
При исследовании распределения мощностей по колесам в
различных схемах силового потока в качестве основного допу-
щения принято, что крутящие моменты в приводе к колесам пе-
ременные, но изменяются с малыми ускорениями. Это дает право
не учитывать инерционные моменты, что при оценке и выборе
различных схем трансмиссий возможно. Установлено, что раз-
личные схемы трансмиссий главным образом влияют на средние
величины моментов и на моменты, изменяющиеся с малой часто-
той. Средние моменты и соответствующие им окружные силы
определяют тягово-сцепные свойства, устойчивость и управляе-
мость автомобиля.
Переменная динамическая составляющая момента, ее ампли-
туда и частота колебаний являются характеристикой динамиче-
ской нагруженности по условиям усталостной прочности. При
исследовании этих вопросов она и должна изучаться. Принятая
схема трансмиссии при этом оказывает малое влияние.
Составим расчетную схему силового потока трансмиссии
n-осного автомобиля. Принимаем, что момент, подводимый от
двигателя к колесам, является известным и определяется внеш-
ними условиями движения и внешними сопротивлениями, кото-
рые также известны.
При инженерных расчетах трансмиссии многоосного автомо-
биля подводимый момент для случая установившегося прямоли-
нейного движения по ровной дороге может быть определен по
145
известной зависимости тя-
говых расчетов автомо-
биля
•^под = о^к,
где Ga — сила тяжести
автомобиля; f0 — таблич-
ное значение коэффициен-
та сопротивления качению
данного автомобиля; гк —
расчетный радиус каче-
Рис. 48. Расчетная схема силового потока ния.
При криволинейном
движении этот крутящий
момент должен быть увеличен в 2... 4 раза в зависимости от ти-
па привода. Большее увеличение берется для блокированного
привода, меньшее — для дифференциального. К этому следует
еще добавить крутящий момент, необходимый для преодоления
сопротивления воздуха, если движение происходит с большими
скоростями. Принимаем, что потери в трансмиссии отсутствуют.
Принятые допущения исследования распределения мощно-
стей по колесам позволяют применить упрощенную схему сило-
вого потока. Поскольку режим движения по внешним сопротив-
лениям задан, будет заданным и режим работы многих механиз-
мов и устройств трансмиссии (коробки передач, раздаточной
коробки и др.), поэтому на схеме силового потока их можно
изобразить в виде разветвляющихся точек или направленных
потоков. Эта особенность теории силового потока значительно
упрощает проведение исследований, не искажая физического
смысла явлений.
К исследованию примем одну сторону автомобиля с блоки-
рованной связью в замкнутых контурах, в которых задано сум-
марное кинематическое несоответствие, рассчитанное по мето-
дам, приведенным в разд. 25. Расчетная схема силового потока
изображена на рис. 48. Буквой а обозначена разветвляющаяся
узловая точка, показано направление и обозначен момент Л1Под,
подведенный в трансмиссию от двигателя Дв, равный моменту
внешних сопротивлений. Искомые крутящие моменты на колесах
обозначены М\...Мп, направление их пока неизвестно.
Колеса и мосты рамой соединены в единую систему. Поэтому
поступательные скорости центров всех колес одинаковы и угло-
вые скорости колес равны. В связи с этим имеющееся кинемати-
ческое несоответствие в каждом контуре должно быть компен-
сировано за счет упругого или абсолютного скольжения. Необ-
ходимость скольжения приведет к появлению в каждом
замкнутом контуре упругого момента, который равен при любом
режиме движения разности моментов на колесах контура:
146
ДЛ421 = Л42 — Mf,
b.M3l=zM3— My
......... (50)
A-M(n_i)i = Afn_1 — Mt;
AMal=M„-M!.
Получим n—1 уравнений упругости. В принципе уравнения
можно составлять для любого сочетания контуров, исключая
равнозначные.
На основании второго принципа теории силового потока для
разветвляющейся узловой точки а (см. рис. 48) можно записать
Mao^Mi+M2 + M2-\-... + Mn-i + Mn. (51)
Используя систему уравнений (50)'и уравнение (51), - получим
выражения для определения моментов, подведенных к колесам:
^1 = ^Ипод/«-2
2
ДЛ421
Л43=ДЛ431 + Л41; ?52\
Afn_t=ДЛ4П_Ь j+Af,;
M^M^ + Ml
Для решения этой системы необходимо определить упругий
момент в контуре. Рассмотрим работу одного контура. Упругий
момент в контуре на основании уравнения (42) зависит от
геометрической связи и приведенной податливости контура. Гео-
метрической связью является суммарное кинематическое несоот-
ветствие£%т* в контуре, а приведенная податливость определяет-
ся тангенциальной эластичностью шины и грунта, обусловливае-
мой изменением радиуса качения колеса на единицу (1 кН-м)
подводимого к колесу крутящего момента. Податливость меха-
нической части привода колеса не учитываем. Исследования
показали, что податливость привода влияет в неустановившемся
режиме до момента, пока не вступило в действие выравнивающее
свойство эластичных шин. Сравнительно небольшая разница
жесткостей валов привода на реальных автомобилях не вызы-
вает существенного перераспределения моментов даже при тро-
гании автомобиля с места.
147
По зависимости акад. Е. А. Чудакова можно записать
^к==гкв —
К КаВ • **Р Л
Для колес одного контура из-за жесткой их связи с рамой и
одинаковых угловых скоростей
^1 = ^2, Т. е. Гк1-в-У„р1А11=-'Гк2в-Тп1>2^2- (53)
В общем случае упр^Тирг, так как тангенциальная эластич-
ность шин и плотность грунта под колесами различны. Обозна-
чим упр2/Упр1=й; Ynp2=feynpi, тогда выражение (53) примет вид
^Л12 —ТИ1 = (гк2в —rKiB)/Y„pi —Дгк.в/У„р1, (54)
Кроме того, для разветвляющей точки любого контура (см. ,
рис. 48)
^2'^~^1=:^под12> (55)
где ЛГПод12 — момент, подведенный к контуру 1. Решая совместно
уравнения (50), (54) и (55), получим
к.в
д/И 21=—iELms-------м nos21—.
1 (^ + l)YnPi +
Заменяя разность радиусов в ведомом режиме через кинемати-^
ческое несоответствие из формулы (44) при ит = ик, оконча-
тельно получим выражение для упругого момента в контуре
дЛ/ =------------------м П0Д21 —. (56)
50упр1 (k + 1) под21Л-Ы
При равенстве приведенной тангенциальной эластичности шин
и грунта, когда k= 1, формула упругого момента примет вид
ДЛ421 = Х21Г2в/(Ю0упр).
(57)
В общем виде
КМ .-----ЪпЬГтъ_______дд ? ~ 1 .
50Уир^+1) +
A^ms=XwftrmB/(100Ynp).
(58)
Полученные выражения показывают, что в пределах упругого
скольжения упругий момент в замкнутом контуре зависит от ки-
нематического несоответствия, приведенной тангенциальной эла-
стичности шины и грунта, соотношения податливостей под коле- '
сами контура и от подведенного к контуру крутящего момента.
Интересно отметить, что при разной приведенной тангенци-
альной эластичности упругий момент может возникать в контуре
при отсутствии кинематического несоответствия, и в данном
случае он зависит от момента, подведенного к контуру. Это зна-
чит, что на разность моментов в замкнутом контуре влияют два
148
фактора — кинематическое несоответствие и разная тангенциаль-
ная эластичность колес и грунта. Отмеченное обстоятельство
имеет важное значение для исследования проходимости колес-
ных машин по деформируемым грунтам. Податливость такого
грунта под передними колесами значительно отличается от его
податливости под колесами, идущими по следу. Поэтому выбор
оптимального значения момента, подводимого к различным ко-
лесам с учетом разной податливости грунта, может дать опреде-
ленный эффект по повышению проходимости автомобиля.
Указанные зависимости применимы и для контура, образо-
ванного ведущими мостами с дифференциальной связью между
колесами. Для этого необходимо подставлять величины, относя-
щиеся к мостам, а именно:
приведенный радиус качения в ведомом режиме дифферен-
циальной оси Гм в= 2Гк-.л-вГк'п в-;
Г к.л.в 4* Г к.п.в
приведенную тангенциальную податливость моста упр.м=
='Упр/2.
Кинематическое несоответствие должно быть подсчитано для
межосевого контура.
На основе полученных зависимостей проведем анализ харак-
тера распределения моментов и условия возникновения цирку-
лирующей мощности применительно к одному замкнутому кон-
туру, что соответствует двухосному полноприводному автомоби-
лю или двум осям многоосного автомобиля. По уравнениям (52)
и (57) моменты на колесах:
100Л1подУпр ; Х21Г2в
2- ЮО'Урр (59)
. , Ю0Л4подупр + Х21Г2в
ЛГ2=-------------------•
2.100упр
Циркуляция мощности будет отсутствовать, если моменты
Afj и Af2 положительны, при этом —1<%21Г2в/(100уПрЛ1Под)<1,
т. е. условие бесциркуляционной работы контура запишется
Х21Г2в/(Ю0упр<од)<1. (60)
Из формулы следует, что циркуляция мощности зависит от
суммарного кинематического рассогласования работы контура,
приведенной тангенциальной эластичности шин и грунта и внеш-
него сопротивления движению автомобиля. Полученное условие
совпадает с результатами, полученными ранее проф. А. С. Ан-
тоновым [3] другими методами. Зависимость несколько уточняет
условия бесциркуляционной работы. Уточнение состоит в том,
что циркуляция мощности может возникнуть и при равенстве
свободных радиусов колес. Наличие разности свободных радиу-
149
Рнс. 49. Расчетно-эксперимен-
тальная зависимость распреде-
ления по ведущим осям под-
веденного момента прн различ-
ном кинематическом несоответ-
ствии:
--------Х21 = 3,27%:------------Хи —
— 1,33%
сов не является обязательным ус-
ловием возникновения циркуля-
ции мощности.
Из зависимости (60) можно
установить, что допустимость
применения в схеме трансмиссии
замкнутого блокированного при-
вода в первую очередь определя-
ется величиной часто встречаю-
щегося кинематического несоот-
ветствия и тангенциальной эла-
стичностью шин, а также усло-
виями работы автомобиля, кото-
рые влияют на приведенную эла-
стичность и на подводимый в кон-
тур момент, определяемый внеш-
ними сопротивлениями.
На рис. 49 показаны резуль-
таты расчета (прямые линии) и
экспериментальной проверки
(точки) распределения крутящих
моментов по ведущим осям авто-
мобиля при различном суммар-
ном кинематическом рассогласо-
вании и внешнем сопротивлении.
Суммарное рассогласование за-
давалось различным давлением в шинах, свободным ра-
диусом качения и криволинейным движением, внешнее сопротив-
ление— нагрузкой на крюке. График подтверждает правомер-
ность и достаточную точность принятой методики расчета.
Разработанные методы могут быть проверены эксперимен-
тально.
Из рисунка видно, что разность моментов на осях при по-
стоянных упр зависит от суммарного кинематического несоответ-
ствия и не зависит от подводимого общего момента. Циркуляция
мощности зависит от Мпод и %.
Ниже на р-исунках представлены результаты обработки опы-
тов в части выявления связи распределения крутящих моментов
с давлением в шинах и с радиусом поворота автомобиля.
На рис. 50 отражены результаты измерения крутящих мо-
ментов на колесах первой и второй осей с блокированным при-
водом в зависимости от перепада давлений воздуха в шинах
Дрш. При эксперименте давление воздуха в шинах колес первой
оси поддерживалось постоянным, рш=350 кПа, а в шинах колес
второй оси изменялось. На графике приведена также расчетная
зависимость % от перепада давлений. Кинематическое несоответ-
ствие х определялось по результатам измерения радиусов каче-
150
ния в ведомом режиме с отключением их of трансмиссии. Все
опыты проводились на ровной бетонной дороге.
На рис. 51 приведены результаты измерения крутящих мо-
ментов на колесах первой и второй осей при криволинейном
движении того же автомобиля в зависимости от радиуса поворо-
та по колее переднего наружного колеса. Эксперименты прово-
дились на бетонной площадке при движении автомобиля по кру-
гу заданного радиуса со скоростью 5 км/ч. Величина %2i опре-
делялась по результатам измерения радиусов траекторий
движения отдельных колес по отпечаткам шин на дороге.
Приведенные графики показывают, что характер воздействия
кинематического несоответствия на работу блокированного при-
вода остается одинаковым независимо от причины возникновения
кинематического несоответствия.
С ростом значения % увеличивается разность между крутя-
щими моментами на колесах, а на одной из осей возникает отри-
цательный момент, т. е. появляется циркулирующая мощность.
Отрицательный момент будет тем больше, чем больше %.
Для экспериментального автомобиля при движении по бето-
ну при сравнительно небольшом %=—3,27% для ликвидации
циркуляции мощности необходим приведенный момент внешнего
сопротивления более 2 кН-м. Реальное внешнее сопротивление
по экспериментальным данным (момент приведен к раздаточной
Рнс. 50. Изменение кинематического
несоответствия и распределения кру-
тящих моментов в завнснмостн от пе-
репада давления воздуха в шинах
Рис. 51. Изменение кинематического
несоответствия н распределения кру-
тящих моментов в завнснмостн от
радиуса поворота
151
коробке) составляет: на бетонной дороге 0,20.. .0,40 кН-м, на
сухой грунтовой дороге 0,70.. .0,90 кН-м, на песке 0,90.. .1,5 кН-м.
Это означает, что при данном % в контуре ведущих мостов прак-
тически всегда будет циркулировать мощность, и блокирование
привода недопустимо.
В приводе помимо циркулирующей мощности недопустима
также большая разница моментов, так как в этом случае одна
ось (колесо) будет перегружена, а другая недогружена, что от-
рицательно сказывается на тягово-сцепных качествах, проходи-
мости, экономичности автомобиля и надежности привода.
Практическое применение методов расчета проиллюстрируем
следующим примером.
Автомобиль типа 8X8 имеет блокированный привод колес каждой сторо-
ны от автономного двигателя. Определим распределение момента двигателя
при движении автомобиля на повороте по колесам наружной (относительно
центра поворота) стороны. Исходные данные: число колес блокированного
привода и=4; коэффициент тангенциальной эластичности шин у =
= 7,6 мм/(кН-м); Г1В = 628 мм; г2в = 630 мм; г3в=631 ММ; r4B = 630 мм. Ра-
диусы траекторий движения колес соответственно:
7? 1 == 12,5 м; =/?з = 12,1 м.
Тогда х конструктивно-эксплуатационного происхождения:
*21 = ( 1 - 100% = 0,3%;
' \ Оои /
*31 = fl - Ю0% = 0,5%;
\ о31 /
Г 628 \
Х41 = 1 - —- )~100% =0,3%;
\ 630 /
X криволинейного движения:
x2i==(4Ij'"1) 100%==з,з%;
*31 = *21 = 3,3%; хи = 0-
Суммарные значения:
5X21 = 3,6%; 2хз1 = 3,8%; 2 *« = 0,3%.
Принимая крутящий момент коленчатого вала двигателя, приведенный к
выходному валу колесного редуктора, Л4Под=»4 кН-м, определим упругие мо-
менты по формуле (58):
АЛ121=тЙ^ = 2'98кН'м:
^з^-Т^-ЭЛбкН.м;
a^=tSf=°-25kH'm-
152
По формулам (52) находим крутящие моменты на колесах:
Mi = — 0,60 кН-м; Мг = 2,38 кН-м;
Мз = 2,56 кН-м; М4 == — 0,35 кН-м.
Приведенный расчет наглядно показывает характер работы
трансмиссии в данных условиях движения.
Для инженерных методов тягового расчета формулы (59)
можно преобразовать в силовом выражении и привести к виду
Р^О.бРе,,— х21/(2упр); />2 = 0,5Рсп+х21/(2у„р), (61)
где Рсп — общая сила сопротивления движению контура; Р1 и
Р2 — силы тяги на колесах (осях).
Выше рассмотрена работа трансмиссии при равной танген-
циальной эластичности колес, что характерно для автомобилей,
имеющих на всех осях одинаковые шины, и для случая движе-
ния колесных машин по твердым покрытиям и грунтовым доро-
гам. Как уже отмечалось, при движении по деформируемым
грунтам часто Хпр^упрг- Рассмотрим этот режим работы транс-
миссии. По зависимостям (52) и (56) определим моменты на
колесах:
М _ ЮОЛТподУпр! - Х21Г2в ,
Ю0упр1 (к + 1)
щ <00Л4полупр1(2-й) 4-W2b
(62)
Ю0у„р1 (к 4-1)
Сравнивая полученные зависимости с формулами (59), ви-
дим, что они имеют ту же структуру и дополнительную величи-
ну k, характеризующую отношение эластичностей. Следователь-
но, дополнительно к отмеченным ранее факторам здесь на рас-
пределение моментов и циркуляцию мощности будет влиять и
это соотношение. Примем, что в контуре кинематического несо-
ответствия нет,т. e.%2i = 0, тогда Af1=Afn0A/(£+ 1); Af2=Afn0A(2—
—&)/(£+1), а отношение моментов на колесах Л^/Мг—1/(2—k).
Из полученной зависимости можно сделать следующие выво-
ды. При движении по деформируемым грунтам, когда тангенци-
альная эластичность переднего колеса (оси) больше, чем второ-
го при полном кинематическом соответствии на переднем
колесе (оси) момент будет меньше, чем на втором колесе (оси).
Переднее колесо может оказаться недогруженным по его сцеп-
ным возможностям, а заднее колесо (ось) — перегружённым.
Тягово-сцепные возможности автомобиля будут недоиспользо-
ваны, проходимость снижена. Для выравнивания моментов по
колесам (осям) на основании уравнений (62) необходимо искус-
ственно в контуре создать определенное отрицательное кинема-
тическое несоответствие.
153
Этот вывод дает объяснение того, что на некоторых колесных
тракторах для повышения тяговых качеств искусственно в при-
вод ведущих колес вводят кинематическое несоответствие. В ре-
зультате этого на определенных грунтах удавалось увеличить
тягу на крюке до 30%. При этом возникает проблема изучения
необходимого оптимального распределения моментов по колесам
при движении колесных машин по деформируемым грунтам с
целью повышения их проходимости. Для этого в первую оче-
редь необходимо теоретически и экспериментально исследовать
приведенную тагенциальную эластичность шин при работе их на
различных реальных грунтах, которая, как показывает опыт, за-
висит от многих факторов [2].
27. СИЛОВОЯ ПОТОК В ТРАНСМИССИИ ПРИ ТОРМОЖЕНИИ
Представляет теоретический и практический интерес рассмо-
треть идеальный силовой поток в трансмиссии многоосного авто-
мобиля при его торможении и установить влияние схемы транс-
миссии на тормозные свойства. В настоящее время общепринято
при исследовании тормозных свойств автомобиля влияние транс-
миссии на перераспределение тормозной мощности по колесам
не учитывать. При рассмотрении двухосных и неполноприводных
автомобилей это допущение не оказывает существенного влия-
ния, для многоосных автомобилей, как будет показано ниже,
оно неприемлемо.
При торможении любого автомобиля очень трудно оптими-
зировать подводимый к каждому колесу тормозной момент.
Всегда имеет место неравенство моментов на различных коле-
сах, которое на многоосных автомобилях усиливается из-за боль-
шой протяженности тормозного привода.
Сложная связь через трансмиссию между отдельными коле-
сами и мостами существенно перераспределяет тормозные
моменты в зависимости от принятой схемы трансмиссии. Для
установления закономерностей перераспределения тормозных
моментов рассмотрим силовые потоки в элементах трансмиссии
одного замкнутого силового контура, приняв следующие допу-
щения: торможение присходит под действием одного колесного
тормозного механизма, что наиболее наглядно характеризует
возможную неравномерность тормозных моментов на колесах;
двигатель не разъединен с трансмиссией и он влияет на процесс
торможения.
Рассмотрим два типа замкнутых контуров — блокированный
и дифференциальный с симметричным дифференциалом. С уче-
том принятых условий и требований теории силового потока {3]
на рис. 52 показаны схемы силовых потоков двух контуров. На
схемах приняты обозначения: k\ и kz — узловые точки колес кон-
тура; Тр! и Тр2 — колесные тормозные механизмы (Tpi включен);
154
Рис. 52. Схема силового потока контура трансмиссии при торможении:
а — блокированный привод; б — дифференциальный привод
/м и /„ — обозначают инерционные узловые точки силового, по-
тока, в которых осуществляется подвод кинетической энергии,
появляющейся при торможении от вращающихся элементов
трансмиссии и колес. Стрелками показаны направления силовых
потоков при данном режиме торможения в данной схеме транс-
миссии. Стрелками с символом t обозначена отводимая от узло-
вых точек рассеиваемая тепловая энергия. Остальные обозначе-
ния соответствуют принятым на рис. 44, 45.
Представленные схемы силовых потоков иллюстрируют физи-
ческую сущность происходящих процессов и направления сило-
вых потоков при торможении, осуществляемом тормозным меха-
низмом, одного колеса и двигателем.
При блокированном приводе колес (рис. 52, а) включенный
тормозной механизм создает тормозные силы на всех колесах
силового контура и поглощает кинетическую энергию колес и
часть кинетической энергии вращающихся масс трансмиссии.
Остальную часть гасит двигатель, работающий в режиме тормо-
жения. Возможно в определенный момент часть тормозной энер-
гии колес будет гасить двигатель. Таким образом, блокирован-
ный привод трансмиссии обеспечивает явно выраженное вырав-
нивание тормозного момента по колесам и, следовательно, вы-
равнивание тормозных сил в контакте колеса с дорогой Т\ и Тг
(см. рис. 52, а).
При дифференциальном приводе (рис. 52, б) картина сило-
вого потока в трансмиссии совершенно иная. Тормозной меха-
низм колеса Ki обеспечивает торможение только этого колеса
и поглощает часть кинетической энергии трансмиссии и тормозя-
щего колеса. Для колеса К2 сохраняется тяговая сила Тг и про-
исходит процесс накопления кинетической энергии колеса, так
155
как дифференциал, как РУТ контура, только разветвляет сило-
вой поток, распределяя его поровну по колесам. Следовательно,
в дифференциальном приводе при торможении никакого вырав-
нивания тормозных сил не происходит. Наоборот, на колесах
появляются тангенциальные силы, различные по направлению,
которые создают поворачивающий, дестабилизирующий момент,
нарушающий устойчивость движения автомобиля. Дифференци-
ал выполняет функции механизма поворота.
Такова качественная картина силового потока работы транс-
миссии при торможении. Для получения количественных зави-
симостей необходимо математическое описание расчетных схем
силового потока. Приведенные уравнения (52) для решения
данной задачи не годятся, так как требуется рассмотреть неуста-
новившийся режим работы трансмиссии.
На основании принципов теории силового потока составим
дифференциальное уравнение изменения силовых факторов, при-
няв в качестве расчетной схемы (см. рис. 52, а).
Из условия динамического равновесия разветвляющих узло-
вых точек а, б и д можно записать:
Ука>к 4- Мб+rKTi -f- Л41=0;
Л«шм 4* М) 4*-Мд—о,
(63)
где <ию (вм — угловые скорости соответственно колеса и инерци-
онной узловой точки (точка д рис. 52, а).
Знаки членов уравнений принимаются в соответствии со схе-
мой силового потока.
В указанных уравнениях в качестве задающего параметра
можно принять тормозной момент на барабане колеса М6. Для
определения тангенциальных сил необходимо знать тормозной
момент двигателя Мл и инерционный момент трансмиссии /м®м,
определение которых связано с большими трудностями. В связи
с этим для решения поставленной задачи примем дополнитель-
ные допущения и упрощения. Будем рассматривать процесс тор-
можения с отсоединенным от трансмиссии двигателем, т. е.
УИД=О, и заменим инерционный момент вращающихся частей
трансмиссии суммой упругих моментов в контуре, определяемой
податливостью механической части привода колес: =
п
=2 -'Ki/, гДе упругий момент привода колеса Mn—ka(<nK—
1
—®мЛ — коэффициент жесткости контура, который при рас-
четах будем принимать равным угловой жесткости полуосей
автомобиля в пределах 50...80 кН-м/рад.
156
Упругий момент, обусловленный кинематическим несоответ-
ствием в контуре при данном неустановившемся режиме работы
не учитываем.
При принятых допущениях на основании уравнений (63) для
блокированного контура можно записать
— гкЛ — ^п;
для дифференциального контура е симметричным дифферен-
циалом
— гкЛ — О,57ИП;
М„=Ка [0,5 (u>ki4-®k2) — ®м].
Н. М. Назаровым предложена методика решения и проведен
расчет этих дифференциальных уравнений с помощью АВМ.
На рис. 53 приведена принципиальная схема набора задачи на
АВМ для случая блокированной трансмиссии. Переход к дру-
гим трансмиссиям осуществляется изменением коэффициентов
передачи по соответствующим входам операционных усилителей.
С помощью нелинейного блока сила Tt ограничивается величи-
ной Гсць предельно возможной по условию сцепления колеса с
дорогой. Начальные условия для сок и <ом выбирают одинаковы-
ми в соответствии с начальной скоростью продольного движения
автомобиля vx. Кроме того, в схему обратной связи интегрирую-
щих усилителей, формирующих значения (оК1-, включены диоды,
что позволяет фиксировать изменение (оК1- в положительных зна-
чениях до нуля (момента блокировки) и обеспечивает мгновен-
ное разблокирование колес при снятии тормозного момента на
барабане.
В качестве примера решаемых с помощью разработанной
методики задач ниже приведе-
ны результаты расчета измене-
ния тормозных сил на колесах
автомобиля «Урал-375Д», име-
ющего различные схемы транс-
миссии при торможении перед-
него левого колеса на сухой и
скользкой дорогах (рис. 54 и
55). Первой цифре индекса в
обозначении силы Т на рисун-
ках соответствует порядковый
номер моста, второй — принад-
лежность к левой (индекс 1)
или правой (индекс 2) стороне
автомобиля.
При дифференциальной
трансмиссии (рис. 54,а и б)
подводимый к колесу тормоз-
Рис. 53. Принципиальная схема набо-
ра решения задачи на АВМ для бло-
кированного контура
157
ной момент Л1б реализуется в контакте колеса с дорогой и иа
другие колеса не передается, при этом тормозящееся колесо мо-
жет потерять сцепление с дорогой и заблокироваться. Поворачи-
вающий момент Мпов, действующий на автомобиль и представ-
ляющий сумму моментов тангенциальных сил относительно про-
екции центра масс автомобиля на дорогу, равен произведению
тангенциальной реакции тормозящегося колеса на половину
колеи.
При полностью блокированной трансмиссии (рис. 54, в и г)
развиваемый на колесе тормозной момент равномерно распреде-
ляется на все колеса автомобиля, а поворачивающий момент
равен нулю. Все колеса автомобиля блокируются одновременно
несмотря на то, что терять сцепление с дорогой могут раньше
колеса с меньшими нормальными реакциями.
МПО1,кН-н
Рис. 54. Распределение тормозных сил при дифференциальной и блокирован-
ной трансмиссии:
а и б—соответственно на сухой (чр=0,7) н скользкой (<р=0,2) дороге прн дифференциаль-
ной трансмиссии; в и г — то же, прн блокированной трансмиссии
И/ /
Ти=Т,г
О Ю 20 Ме,кН-м
г)
158
Рис. 55. Распределение тормозных сил при частично блокированной транс-
миссии:
в —сухая дорога (Ф-0,7); б —скользкая дорога (<р=0,2)
Частично блокированной трансмиссией назовем трансмиссию,
у которой привод мостов блокированный, а привод колес в мос-
тах дифференциальный.
В этом случае (см. рис. 55) в контакте тормозящегося коле-
са с дорогой реализуется 65...67 % момента Мб, а на колесах дру-
гих мостов— 16...17%. На втором колесе того же моста появля-
ется сила тяги, составляющая 29...33% тормозного момента,
отнесенного к радиусу колеса. При этом алгебраическая сумма
тангенциальных сил на колесах всех мостов, развивающих тор-
мозные усилия, составляет Мб/(3гк), а поворачивающий момент
Маов=МбВ/(2гк) (В — колея автомобиля). Указанные соотноше-
ния тангенциальных реакций в контакте колес с дорогой оста-
ются неизменными до момента достижения на тормозящемся
колесе предельных по условиям сцепления значений. При даль-
нейшем увеличении момента Мб увеличиваются сила тяги во вто-
ром колесе того же моста и поворачивающий момент, а танген-
циальная реакция на тормозящемся колесе остается неизменной.
При достижении предела по сцеплению на тяговом колесе
(точка К) тормозящееся колесо блокируется, а тяговое колесо
на основании свойств дифференциала начинает вращаться с
угловой скоростью, в 2 раза большей, чем скорость колес других
мостов. Поворачивающий момент достигает предельного значе-
ния. При дальнейшем увеличении момента М6 никаких измене-
ний в процессе торможения автомобиля не происходит. Следует
заметить, что характер распределения тормозных сил отличен
159
от приведенного при другом количестве тормозящихся колес и
другой интенсивности их торможения.
Изменяется количественная характеристика рассматривае-
мых параметров, но закономерности изменения качественной
стороны процесса торможения сохраняются.
Экспериментальная проверка разработанной математической
модели и достоверности полученных с ее помощью результатов
проводилась испытанием автомобиля «Урал-375Д» на трехосном
барабанном стенде. Экспериментальные данные по распределе-
нию тормозных сил по колесам автомобиля с дифференциальной
и частично блокированной трансмиссиями при торможении
одним колесом приведены на рис. 54 и 55 (штриховые линии).
На рисунках видно, что результаты расчетных и эксперимен-
тальных исследований полностью согласуются качественно и с
достаточной для практики точностью количественно, что под-
тверждает правомерность принятых при создании математиче-
ской модели допущений и возможность ее использования при
проведении аналогичных исследований.
Таким образом, приведенные выше материалы показали, что
исследование и оценку тормозных свойств многоосных автомо-
билей необходимо проводить с учетом закономерностей распре-
деления тормозных сил по колесам в зависимости от схемы уста-
новленной на автомобиле трансмиссии.
Рассмотренная методика расчета трансмиссии на базе теории
силового потока позволяет определить очередность потери сцеп-
ления и блокировки колес в процессе нарастания давления в
тормозном приводе, изменение суммарной тормозной силы ST/
в контакте всех колес с дорогой, а также определить поворачи-
вающий момент Л4пов, действующий на автомобиль, и оценить
устойчивость автомобиля при торможении.
Установленные закономерности влияния типа трансмиссии на
распределение тангенциальных сил при торможении по колесам
следует учитывать при формировании независимых контуров
тормозного привода.
При дифференциальной или частично блокированной транс-
миссиях применение диагонального или полудиагональпого раз-
деления тормозного привода на контуры недопустимо. В этом
случае возможно появление больших дестабилизирующих мо-
ментов, действующих на автомобиль при выходе из строя одного
из контуров, и исключается возможность использования сил
сцепления нетормозных колес с опорной поверхностью для тор-
можения.
28. АНАЛИЗ ПОТЕРЬ В ТРАНСМИССИИ НА ОСНОВАНИИ
ДИССИПАТИВНЫХ ФУНКЦИЙ СИЛОВОГО ПОТОКА
По приведенным выше данным и методике можно оценить
схему трансмиссии с точки зрения распределения мощностей по
160
колесам, определить необходимые места установки РУТ. Для
определения целесообразного типа механизмов РУТ и для эко-
номической оценки работы данной схемы трансмиссии и ее связи
с общей схемой автомобиля необходимо проведение исследова-
ний потерь мощности. Для этого требуется полная схема силово-
го потока с обозначением направлений всех потоков мощности
и их величин, определенных по зависимостям, приведенным в
подразд. 25 и 26.
В соответствии с общей теорией силового потока для реше-
ния поставленной задачи необходимо для каждой узловой точки
силового потока знать диссипативные функции, отображающие
закономерности диссипативных потоков. Указанные функции мо-
гут быть заданы в любом виде — таблицами, графиками или
аналитически.
Для проведения анализа потерь все узловые точки силового
потока целесообразно разбить на три группы: немеханические
(индекс Н), механические (индекс М.) и обобщенные точки ко-
лес. Тогда общая мощность потерь в трансмиссии
k т 2п
2 Nn + 2 + 2 С64)
1 1 1
К немеханическим узловым точкам прежде всего относится
двигатель, а также немеханические трансформаторы (электри-
ческие, гидродинамические и др.). Потери в этих точках (их дис-
сипативная функция) обычно задаются графически на основании
стендовых испытаний. Эти функции считаем заданными и ана-
лизировать их не будем, отметим только, что их роль в общих
потерях велика и зависит от режима нагружения. Учитывать
потери в рассматриваемых точках, вводя в расчет среднее зна-
чение КПД, ошибочно, применяя предельное значение КПД так-
же не совсем правильно [3].
Надежных способов определения потерь с учетом различных
режимов работы механизмов пока нет. Можно пользоваться эм-
пирической формулой, предложенной И. Н. Корнилаевым [3]:
Np—amVp-j-fyN',
' где а, р, k, т — опытные коэффициенты, зависящие от типа зуб-
чатого зацепления и вида смазки механизма; N? — потери в по-
люсе зацепления; ор — относительная окружная скорость колеса
в полюсе зацепления, м/с; N' — относительный мощностной фак-
тор потока, проходящего через полюс зацепления.
Формула показывает, что потери в механических узловых
точках зависят от числа пар полюсов зацепления зубчатых колес,
i-и дает возможность определить потери в механизмах, работаю-
щих вхолостую и с частичной нагрузкой.
Потери в механических узловых точках имеют большое зна-
6—704
1R1
чение, особенно для многоосных автомобилей. Расчет показал,
что в прогретой трансмиссии летом потери в механических узло-
вых точках при движении по твердой дороге составляют 15...20%
(у четырехосных полноприводных автомобилей). Особенно силь-
но (в 1.5...2 раза) потери возрастают при эксплуатации при низ-
ких температурах. При разработке и выборе схем трансмиссий
многоосных автомобилей необходимо особое внимание уделять
мерам снижения потерь в механических узловых точках. В этом
отношении важно применение загущенных масел, которые значи-
тельно снижают потери в механизмах.
Большое влияние на общие потери при выборе типов меха-
низмов для РУТ имеют потери в шинах. В общем случае при
качении пневматической шины по грунту потери энергии проис-
ходят в самой шине и в результате деформации грунта. Послед-
ние потери будем относить к внешним сопротивлениям и не вклю-
чать в потери в трансмиссии, влияющие на выбор ее схемы.
Исследованию потерь в автомобильном колесе посвящено
много работ. Современная законченная теория сопротивления
качению колеса и систем колесных движителей автомобилей и
автопоездов в различных условиях и режимах движения разра-
ботана проф. Ю. В. Пирковским. Теоретически и эксперимен-
тально показано, что наименьшее сопротивление качению имеет
колесо, не нагруженное продольной и боковой силами и движу-
щееся только под воздействием крутящего момента, равного мо-
менту сопротивления качению, т. е. в свободном режиме. Увели-
чение мощности сопротивления качению в ведомом, ведущем,
тормозном режимах и на повороте связано с приложением к ко-
лесу продольной и боковой сил, вызывающих дополнительную
деформацию шины и увеличение проскальзывания элементов
протектора по поверхности дороги.
При качении колеса с абсолютным продольным и боковым
скольжением появляется дополнительная мощность сопротивле-
ния качению,-зависящая от коэффициента абсолютного скольже-
ния (буксования или юза).
Для упрощения решения задачи в качестве допущений при-
мем, что качение происходит в пределах упругого без абсолют-
ного скольжения, и минимальное сопротивление качению имеет
место при движении в ведомом режиме. Принятие ведомого ре-
жима за исходную позицию расчетов не внесет серьезных иска-
жений в качественные результаты, но позволит использовать
экспериментальные данные по коэффициентам сопротивления
качению fo и радиуса качения в ведомом режиме гкв-
В соответствии с тремя видами потерь в шине представим их
как сумму потерь от радиальной деформации, тангенциальной
деформации и деформации от боковых сил:
162
Аналитическое выражение первых двух составляющих потерь
через параметры колеса в ведомом режиме, легко определяемых
экспериментально, впервые дано проф. Ю. В. Пирковским:
Nj—PfovK=GK/orKB®K;
(1 —= M2K, (65)
где GK — радиальная нагрузка на колесо.
Потери в результате радиальной деформации не зависят от
схемы трансмиссии. Они зависят от характеристики шины, ско-
рости автомобиля и изменения вертикальной нагрузки на колесе
при движении, которая, как было показано, является переменной
величиной. На вторую составляющую (65) прямое влияние ока-
зывают схема трансмиссии и распределение мощности по коле-
сам. Потери зависят от квадрата момента, подводимого к коле-
су. Это положение позволяет утверждать, что развязывающие
механизмы, распределяющие момент по колесам, более предпоч-
тительны, чем механизмы, которые отключают колеса или рас-
пределяют момент неоптимально. Это означает, что для сниже-
ния потерь целесообразно в качестве развязывающих точек ис-
пользовать дифференциальные механизмы, а не принудительно
отключающиеся муфты или муфты свободного хода.
Теоретически и экспериментально показано влияние отключе-
ния колес на потери, т. е. влияние соотношения между общим
числом колес и числом ведущих колес. Приращение потерь мощ-
ности на качение при отключении определенной группы колес от
трансмиссии выражается зависимостью
ДЛГ = Ша ,
гк0 [2(п — т)гм— ХЛ4„ОД) [2пгк0 - ХЛ4ПОД]
где т — число ведомых осей; X — приведенная тангенциальная
эластичность движителя автомобиля.
Расчеты по указанной формуле, а также экспериментальный
график Ю. В. Пирковского (рис. 56) показывают, что при увели-
чении числа ведущих осей снижается сопротивление качению
многоосных автомобилей в зависимости от момента сопротивле-
ния движению (Ипод. Это важное положение подтверждается ре-
зультатами измерения расхода топлива при разном числе веду-
щих колес на трехосном автомобиле. При включении переднего
моста при дифференциальной схеме привода расход топлива
уменьшается: при движении без прицепа с частичной подачей
топлива на четвертой и пятой передачах на 3...3,5%; при движе-
нии с полной подачей топлива на 7...8%; при движении на тре-
тьей передаче с полной подачей топлива на 8... 12%. При движе-
нии по кольцевому маршруту протяженностью 100 км автомо-
биль «Урал-375» расходовал топлива на 4,5...6 л (8,5...9,5%)
6* 163
Рис. 56. Суммарная сила со-
противления качению трехосно-
го автомобиля при различном
числе ведущих мостов:
/ — один; 2 — два; 3 — три
меньше, чем тот же автомобиль с
выключенным передним мостом.
В этой связи применение непол-
ноприводных многоосных и много-
опорных автомобилей оправдано
только с точки зрения упрощения
конструкции, снижения общей мас-
сы и материалоемкости автомобиля,
а не с точки зрения снижения рас-
хода мощности на движение. При-
мечательно, что в настоящее время
за рубежом все большее распрост-
ранение находят полноприводные
обычные легковые автомобили.
Потери на тангенциальную де-
формацию в блокированном приво-
де при кинематическом несоответст-
вии могут значительно возрастать. На основании зависимости
(65) с использованием формул (52) и (56) можно определить
потери в шинах при блокированном приводе:
у д/ ‘‘ХУ к ДЛ2 I
2d 1 v т21 — 1 И
Wкв
2
квХ21
2-104y«
(66)
Зависимость получена при равенстве гкв и ук- Из формулы
(66) видно, что потери в замкнутом контуре увеличиваются (по
сравнению с равномерным распределением моментов) на вели-
чину второго слагаемого, зависящего от квадрата кинематиче-
ского несоответствия.
Расчеты показали, что значение потерь на тангенциальную
деформацию шин в общем балансе мощностей сравнительно не-
велико. Так, применительно к автомобилю 8x8 эти потери в
самом неблагоприятном случае движения не превышают 4...5%
подводимой мощности. Влияние боковых сил при криволинейном
движении значительно больше. По экспериментальным данным
при движении по бетонной дороге со скоростью 10 км/ч и радиу-
сом поворота 16,5 м мощность, затрачиваемая при криволинейном
движении автомобиля, возрастала по сравнению с затрачи-
ваемой на прямолинейное движение в 2 раза при дифференци-
альной схеме трансмиссии и в 4...5 раз при блокированном при-
воде колес. Такое большое возрастание мощности объясняется,
как будет показано ниже, двумя факторами: внешними момен-
тами сопротивления повороту (см. гл. 5) и дополнительными
внутренними потерями в шинах от действия боковых и танген-
циальных сил.
Сила сопротивления движению, возникающая в результате
действия боковой силы на колесо:
164
Р}Ъ = РЬ sin (sin 8) 8 /CEB2,
где K& — коэффициент сопротивления уводу; d — угол увода
шины.
Тогда потери мощности, обусловленные боковым уводом:
= = Къ^пкгк.
Подводя итог изложенному, диссипативную функцию колеса
как передающего и преобразующего элемента СП можно запи-
сать в следующем развернутом общем виде:
Мш=GKforK + (%ук/гкв) Мк2+ /С582<окгк.
Влияние схемы многоосного автомобиля, определяемой чис-
лом осей, видно из общей зависимости (64). С повышением чис-
ла осей сложность трансмиссии возрастает, увеличивается число
узловых точек, прямо пропорционально растут потери. Сниже-
ние их — важная задача, стоящая перед конструкторами. В этом
12. Показатели экономичности работы различных типов
трансмиссий трехосного автомобиля
Тип трансмиссии Колесная формула Выбег со ско- рости 30 км/ч, м Пробег при расходе 60 л топлива
КМ %
Полностью дифференциальная 6X6 324 115 100
То же 6X4 320 113 98
Комбинированная (дифференциаль- 6X6 300 109 95
лый привод переднего моста и те- лежки, блокированный привод мостов тележки) Блокированная 6X6 228 92 80
отношении проблема разработки и исследования трансмиссий
новых типов (гидростатических и электрических) приобретает
для многоосных автомобилей первостепенное значение.
Влияние типа трансмиссии на эксплуатационные характерис-
тики можно проиллюстрировать результатами эксперимента с
трехосным автомобилем «Урал-375Д», приведенными в табл. 12.
Вывод о том, что по показателям экономичности преимущест-
ва за дифференциальной трансмиссией, подтверждается.
29. ВЫБОР ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА МЕЖОСЕВЫХ
ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ
Подводимый к дифференциальному механизму момент рас-
пределяется по осям в соответствии с его внутренним передаточ-
ным отношением. В настоящее время нет четких обоснований
выбора значения этого отношения, хотя выше показано, что оно
существенно влияет на оптимальное с точки зрения потерь мощ-
ности в трансмиссии и в шинах распределение моментов по осям,
а также на тяговые возможности автомобиля и его проходи-
мость.
Для отечественных и многих зарубежных автомобилей пере-
даточное отношение принимают численно равным соотношению
числа ведущих мостов, связанных дифференциалом, что пример-
но соответствует отношению статических осевых нагрузок. На
некоторых зарубежных автомобилях начали применяться диффе-
ренциалы, передаточные отношения которых значительно больше
соотношения статистических осевых нагрузок. Так, например,
фирма Стоуфилд на автомобилях 4X4 и 6X4 (формула приво-
да 120) грузоподъемностью 1,5...5,5 т устанавливает дифферен-
циал, распределяющий крутящий момент двигателя между пе-
редними и задними ведущими мостами в соотношении 1 : 2.
Фирма Воксхолл выпускает автомобили 4X4 с распределением
крутящего момента в соотношении: 35% на передний и 65% на
задний мосты. Фирма Итон изготовляет трансмиссию для авто-
мобилей 6X6 с дифференциалом, распределяющим крутящий
момент двигателя между передним и двумя задними мостами в
соотношении 1 : 3. Фирма Катерпиллер Трактор Компани выпус-
кает автомобили 4X4 с дифференциалом, передающим большую
часть крутящего момента на колеса заднего моста и т. д. Во всех
приведенных случаях распределение полной массы по осям или
равномерное, или близкое к равномерному.
Кроме того, имеется ряд патентов на трансмиссии полнопри-
водных автомобилей, в которых предусматривается передача на
колеса задних мостов значительно большего крутящего момен-
та, чем на колеса передних мостов.
В технической литературе отсутствуют какие-либо обоснова-
ния выбора передаточных отношений межосевых и межтележеч-
ных дифференциалов. В связи с этим рассмотрение данного воп-
роса приобрело актуальное значение.
Выше было показано, что для обеспечения минимальных зат-
рат мощности на движение распределение крутящего момента
между колесами должно быть пропорционально их сопротивле-
нию качению, т. е. должна обеспечиваться работа колес в сво-
бодном режиме качения. При равных потерях в передней и
задней ветвях трансмиссии автомобиля или при несущественной
их разнице дифференциал должен распределять крутящий мо-
мент в соотношении
О2*17"") -
где Szn и Sz3 — суммарные нормальные реакции колес передних
и задних осей в движении, Н; f„ и f3 — обобщенные коэффициен-
ты сопротивления качению колес передних и задних осей.
166
Принимая во внимание то, что автомобили с незаблокирован-
ным дифференциалом эксплуатируют в основном на дорогах
и местности с мало деформируемыми опорными поверхностями,
для упрощения расчетов с достаточной точностью можно при-
нять fn^fs- Тогда значение иг будет в основном зависеть от соот-
ношения 2г/.
В условиях эксплуатации автомобилей сопротивление движе-
нию и вертикальные нагрузки, как было показано, изменяются
непрерывно и в широком диапазоне, поэтому передаточное отно-
шение дифференциального механизма для обеспечения опти-
мального режима качения колес должно изменяться автомати-
чески применительно к условиям движения. Автоматические
дифференциалы уже разработаны и запатентованы, но еще не
нашли практического применения на автомобилях из-за слож-
ности конструкции и высокой стоимости изготовления.
При решении задачи выбора рационального значения посто-
янного передаточного отношения дифференциала для существу-
ющих конструкций трансмиссий воспользуемся статистическими
данными, характеризующими условия движения многоосных
автомобилей. С определенными допущениями рациональное пе-
редаточное число дифференциала может быть определено по
уравнению
т , п
и*=5 2 ^к(2гз/22Гп)/к’
7-1 k
где рук — доля расхода топлива автомобилем (в относительном
выражении к общему расходу по всем видам дорог) в /-х дорож-
ных условиях с к-й нагрузкой; (Sz3/Szn)/K — отношение средних
значений нормальных реакций задних и передних осей в /-х до-
рожных условиях с к-й нагрузкой.
Расчет по данному уравнению будем проводить с учетом сле-
дующих допущений и ограничений:
распределение общего пробега по видам дорог примем соот-
ветствующим ОСТ 37.001.244—82;
40% общего пробега автомобиля он используется без прице-
па и 60% — со штатным прицепом;
средний коэффициент сопротивления качению по дорогам всех
видов с твердым покрытием /д = 0,04, на грунтовых дорогах раз-
личного состояния fo—0,1, на местности и в условиях бездорожья
/о=О,15;
блокирование дифференциала осуществляется только для по-
вышения проходимости автомобиля на пути, составляющем 50%
общего пробега по бездорожью;
местность холмистая (распределение уклонов на дорогах с
твердым покрытием и на грунтовых дорогах принято по стати-
стическим данным для средней полосы СССР);
167
распределение поворотов на грунтовых дорогах и местности
подчиняется определенному закону [18];
учитывалось увеличение сопротивления движению на поворо-
тах в зависимости от радиуса поворота на грунтовых дорогах и
местности;
тангенциальная эластичность шин принята для всех колес
одинаковой.
Результаты расчета применительно к автомобилям ГАЗ-66 и
«Урал-375Д» приведены в табл. 13, из которой следует, что для
каждого дорожного условия и нагрузки требуется определенное
передаточное число межосевого дифференциала. Для обеспече-
ния экономичности работы автомобилей 4X4 и 6X6 в оговорен-
ных выше условиях межосевой дифференциал должен обеспечи-
вать передаточное отношение в среднем соответственно 1 : 1,25
и 1 : 2,75. Поскольку дифференциал обладает внутренним тре-
нием, то следует дополнительно учесть влияние коэффициента
блокировки на перераспределение крутящего момента между
мостами.
Известно, что момент внутреннего трения Л4тр и коэффициент
распределения моментов k6 дифференциалов выражаются зави-
симостями:
Кб=А10Т/Л4заб,
где Л40Т и Мзаб — крутящие моменты, подводимые соответствен-
но к отстающим и забегающим осям.
У автомобилей с несимметричным дифференциалом при рав-
номерном или близком к равномерному распределению полной
массы по осям забегающими осями будут задние.
13. Значение и в различных дорожных условиях
Дорожные условия Движение
без прицепа с прицепом 40% пути без прицепа и 60% пути с прицепом
Дороги с твердым покрыти- ем 1,15 (2,45) 1,25 (2,60) 1,20 (2,55)
Грунтовые дороги различно- го состояния 1,20 (2,65) 1,30 (2,85) 1,25 (2,80)
Бездорожье 1,25 (2,75) 1,35 (3,10) 1,30 (3)
Все виды дорог и бездо- рожье 1,20 (2,60) 1,30 (2,80) 1,25 (2,75)
Примечание. Данные без скобок соответствуют автомобилю ГАЗ-66 (4X4),
данные в скобках — «Урал-375Д» (6X6).
168
Крутящие моменты, подводимые к передним и задним осям,
при этом составляют:
м.~ 3м
1 + Ид/Кб
2Л4
1 + Кб/Нд
; м3=
Решив уравнения, получим передаточное число дифференци-
ала с учетом сил трения
кд=/С6Л43/Жп=2 а^К6.
Для существующих автомобилей величина Къ= 1,1 ... 1,2. При
Лб= 1,2 требуемые передаточные числа межосевого дифферен-
циала для автомобилей типа ГАЗ-66 и «Урал-375Д» составят
соответственно 1,5 и 3,3. Если у исследуемого автомобиля 6X6
обеспечить равномерное распределение нагрузки от полной мас-
сы по осям, то Ид может быть уменьшено до 3.
Установка на автомобилях 4x4 и 6x6 дифференциала, име-
ющего рекомендуемое значение ид, положительно скажется не
только на их топливной экономичности, но на тяговых качествах
и проходимости по деформируемым грунтам. Это позволит рас-
ширить диапазон дорожных условий, при которых использование
дифференциального привода без блокировки станет возможным
и экономически целесообразным.
По расчетам при установке дифференциала с рекомендуемы-
ми значениями ид тяговые качества автомобилей повысятся в
среднем на 20...25%, что будет способствовать преодолению
подъемов на 3...40 (25...50%) большей крутизны.
Целесообразность увеличения передаточных отношений диф-
ференциала подтверждается также экспериментальными иссле-
дованиями, в которых на автомобиле устанавливали симметрич-
ный и несимметричный дифференциалы, распределяющие крутя-
щий момент коленчатого вала двигателя между двумя передними
управляемыми и одним задним неуправляемым мостами в
соотношении соответственно 1:1 и 2 : 1, т. е. в первом случае
задний мост нагружался в 2 раза большим крутящим моментом,
чем передний. Несмотря на столь существенное различие в наг-
рузках мостов, тяговые качества и управляемость автомобиля
с обоими дифференциалами были практически одинаковы. При
этом на заснеженной дороге у автомобиля с симметричным диф-
ференциалом максимальное тяговое усилие и распределение кру-
тящего момента между мостами были практически такими же,
как и у автомобилей с блокированным приводом.
Таким образом, результаты исследований позволяют сделать
вывод: существование симметричных межосевых дифференциа-
лов не обосновано. Целесообразно на многоосных автомобилях
устанавливать несимметричные межосевые дифференциалы, рас-
пределяющие крутящий, момент пропорционально не числу свя-
169
зываемых ими мостов, а нормальным реакциям, возникающим
при движении автомобиля в реальных дорожных условиях. I
Для автомобилей 4X4 типа ГАЗ-66 и 6X6 типа «Урал-375»
при равномерном распределении нагрузки от полной массы по 1
осям наиболее целесообразно передаточным отношением следу- 1
ет считать 1 : 1,5 и 1 :3. У автомобилей 8X8 с осевой формулой 1
2—2 передаточное отношение межтележечного дифференциала
должно быть примерно таким, как у автомобилей 4X4.
Для решения вопроса об установлении передаточных соотно-
шений на конкретных образцах многоосных автомобилей и для
подтверждения прогнозируемого положительного результата не-
обходимо проводить специальные экспериментальные проверки 1
при приемочных испытаниях автомобилей. I
30. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ВЫБОРА СХЕМЫ ТРАНСМИССИИ
НА ОБЩИЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ
Методика теоретического анализа, разработанная на основе
теории силового потока и проверенная экспериментально, позво-
лила выявить основные факторы, влияющие на работу трансмис- /
сии и определяющие ее целесообразную схему для автомобиля |
определенного типа, а также установить связи общей схемы I
шасси со схемой трансмиссии. 1
На выбор схемы и на работу трансмиссии влияют три труп- 1
пы взаимосвязанных факторов: конструктивные характеристики
автомобиля, преимущественные условия эксплуатации и основ-
ные режимы движения.
Из конструктивных характеристик определяющими являются
общие конструктивные решения, касающиеся схемы рулевого
управления, статической равномерности загрузки осей и пара-
метров шин. Число осей и размещение их по базе влияют соот-
ветственно на потери мощности и на переменную динамическую
составляющую момента в приводе. Схема трансмиссии может
быть значительно упрощена за счет уменьшения числа РУТ при
передних и задних управляемых осях, при полностью равномер-
ной статической загрузке осей и при шинах, имеющих большую
тангенциальную эластичность и равные давления. Сокращением J
числа неведущих осей автомобиля при дифференциальной схеме Я
привода можно значительно сократить мощность, затрачиваемую I
на преодоление сопротивления качению, а следовательно, и рас- 1
ход топлива. I
На работу трансмиссии влияют такие условия эксплуатации, I
как состояние грунта (его тангенциальная ‘податливость), ров- I
ность поверхности дороги и общее внешнее сопротивление дви- I
жению. Различная податливость грунта под отдельными колеса- 1
ми (осями) снижает тягово-сцепные возможности автомобиля и, и
следовательно, его проходимость. Я
170 |
Основным режимом движения, определяющим наиболее нап-
ряженные условия работы трансмиссии, является криволинейное
движение автомобиля. При таком движении возникает макси-
мальное кинематическое несоответствие между многими элемен-
тами ходовой части (до 30%), компенсация которого за счет
приведенной тангенциальной эластичности шин и грунта оказы-
вается невозможной. Необходима установка развязывающих
механизмов.
Лучшими типами развязывающих механизмов являются диф-
ференциальные механизмы, способные обеспечить оптимальное
распределение моментов по колесам, что важно с точки зрения
экономичности, управляемости и проходимости автомобиля. Диф-
ференциалы должны иметь принудительную автоматическую или
полуавтоматическую блокировку главным образом для обеспе-
чения проходимости при вывешивании отдельных колес (осей)
и рациональное внутреннее передаточное отношение. Отключаю-
щиеся муфты и муфты свободного хода применять нецелесооб-
разно. Отключая периодически определенную группу колес, они
лишают многоосный автомобиль основного его преимущества —
полнопроводности, как следствие, снижаются экономичность,
проходимость, устойчивость по заносу и другие эксплуатацион-
ные качества.
Тип выбранной трансмиссии существенно влияет на выравни-
вание тормозных моментов на колесах и, как следствие, на ус-
тойчивость движения при торможении многоосного автомобиля.
Поскольку на выбор оптимальной схемы трансмиссии и ее
работу кроме общих конструктивных решений оказывают влия-
ние другие конструктивные эксплуатационные и дорожные фак-
торы, исходить при выборе общей схемы автомобиля из схемы
трансмиссии вряд ли целесообразно. Схему трансмиссии следует
выбирать по разработанной методике, исходя из заданной общей
схемы автомобиля и преимущественных условий его эксплуа-
тации.
Применение неполноприводных многоосных автомобилей
оправдано только с точки зрения упрощения конструкции и стои-
мости, а также снижения металлоемкости.
Глава V
ПОВОРАЧИВАЕМОСТЬ, УПРАВЛЯЕМОСТЬ
И УСТОЙЧИВОСТЬ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ СХЕМАХ
РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
На современных многоосных автомобилях применяются все
известные конструктивные решения систем поворота, которыми
могут оснащаться безрельсовые наземные средства передвиже-
ния (см. гл. 1). Их можно разделить на две большие группы —
кинематические и силовые системы поворота. В кинематических
системах поворот осуществляется в результате изменения нап-
равления движения всех или части колес, а в силовых — благо-
даря силовому взаимодействию колесного движителя с грунтом,
создающему поворачивающий момент.
Проф. Антонов Д. А. предложил для этих двух групп назва-
ние соответственно рулевая и безрулевая (нерулевая) системы
поворота, исходя из того, что в той и другой системах поворота
в конечном итоге изменение направления движения автомобиля
осуществляют силы взаимодействия колес с грунтом: в кинема-
тической системе боковые силы, а в силовой — тангенциальные.
Возможны силовые системы поворота, в которых поворот осу-
ществляется боковыми реактивными силами.
Системы поворота многоосных автомобилей во многом опре-
деляют их важнейшие эксплуатационные свойства: поворотли-
вость, поворачиваемость, управляемость, устойчивость и стаби-
лизация движения. Единых определений понятий этих свойств
пока нет, поэтому следует их определить.
Поворотливость — свойство осуществлять маневрирование в
заданных условиях на дорогах, на местности, в парке-стоянке,
на строительной площадке и т. п. Условия маневрирования при-
нято задавать шириной коридора движения и временем разворо-
та на ограниченных по размерам площадках. Например, в стра-
нах ЕЭС принят коридор движения, ограниченный дугами ради-
усом 12 и 5,3 м. В нашей стране ширина коридора задается в
зависимости от класса дороги.
Поворачиваемость — способность автомобиля совершать кри-
волинейное движение с определенным радиусом поворота. В ка-
честве оценочного критерия поворачиваемости принимается
минимальный радиус поворота.
Управляемость и устойчивость — свойства автомобиля как
объекта регулирования, обеспечивающие: исполнение управляю-
щего воздействия от человека с необходимой точностью, быстро-
действием и малой утомляемостью водителя и сохранение задан-
172
ного режима и параметров движения при различных внешних
воздействиях.
Стабилизация движения — свойство автомобиля самостоя- z
тельно сохранять заданное прямолинейное движение при воздей-
ствии внешних возмущений.
Общие конструктивные решения следует оценивать сравнивая
различные системы и схемы рулевого управления во взаимосвязи
с другими общими конструктивными решениями. Вначале рас-
смотрим только кинематические системы поворота многоосных
автомобилей.
Схема рулевого управления определяется числом и местом
установки управляемых осей автомобиля. Использование много-
осных многоопорных автомобилей, отличающихся большой дли-
ной, остро ставит проблему их вписываемости в закругления и
повороты существующей дорожной сети и маневрирования при
движении на местности, на строительных площадках и в других
условиях. Для некоторых автомобилей предъявляется требова-
ние возможности движения на горных дорогах. Все это привле-
кает внимание конструкторов к трем основным схемам рулевого
управления: с передними управляемыми осями, с передними и
задними управляемыми осями и со всеми управляемыми осями.
Особую группу составляют многоопорные автомобили, у кото-
рых могут применяться опоры, поворачивающиеся на большие
углы, что обеспечивает возможность, кроме кругового движения,
двигаться перпендикулярно или под углом к продольной оси.
На основе обобщения расчетного и экспериментального мате-
риала, полученного на моделях многоосных автомобилей, сдела-
на попытка теоретически выявить преимущества и недостатки
возможных схем рулевого управления, а также определить влия-
ние выбора такой схемы на общие конструктивные решения.
В качестве оценочных параметров схем приняты отдельные па-
раметры, влияющие на перечисленные выше свойства автомоби-
ля при криволинейном движении.
31. ОБЩИЕ УРАВНЕНИЯ КРИВОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ
С точки зрения аналитической механики многоосный автомо-
биль в общем случае движения без абсолютного скольжения
колес представляет собой сложную динамическую неголономную
систему. Исследовать эту систему нужно по законам неголоном-
ных связей. Уравнения движения экипажа на баллонных коле-
сах, составленные с учетом неголономных связей [12], получены
с использованием теории М. В. Келдыша о качении упругого ко-
леса с рядом важных допущений: постоянство скорости, малые
отклонения от заданного направления движения и др. Даже при
этих допущениях и соответствующей линеаризации уравнения
имеют (2т + п)-й порядок (где m — число принятых обобщенных
координат системы, п—число осей). Поэтому такие уравнения
173
Рис. 57. Расчетная схема поворота многоосного автомобиля
для решения практических задач малопригодны. Необходимо по-
низить порядок характеристического уравнения и упростить
задачу.
Существует ряд других методов решения и упрощения зада-
чи поворота многоосного автомобиля. Для достижения целей
сравнительного анализа схем следует принять ряд допущений
[3], так как они больше соответствуют условиям задачи. Общие
уравнения поворота уточнить с целью получения возможности
решения задачи динамического поворота.
Общая расчетная схема сил, действующих на автомобиль с лю-
бым числом осей и с любой схемой поворота, показана на рис. 57.
Все силы считаем действующими в горизонтальной плоскости и
решаем плоскостную задачу; касательные силы на колесах при-
нимаем приложенными к продольной оси. Расчет будем вести по
углам поворота и углам увода осей, равным полусумме соответ-
ствующих углов поворота колес оси. Действие крена на поворот
не учитываем.
Из внешних сопротивлений прежде всего следует рассмотреть
момент сопротивления повороту Мс, который можно выразить
алгебраической суммой моментов, действующих на автомобиль
при повороте:
п п
‘ (67)
1 1
где Мш — момент сопротивления повороту шины (опоры); МР —
момент, возникающий от разности сил тяги на правых и левых
174
колесах; Mf— инерционный момент, возникающий при неустано-
вившемся повороте (при входе в поворот и выходе из поворота).
При повороте автомобиля происходит сложное взаимодейст-
вие колеса с поверхностью дороги и с грунтом. К сожалению,
это взаимодействие мало изучено, совершенно отсутствуют дан-
ные по взаимодействию колесной опоры многоопорного автомо-
биля. На колесо действуют реакции грунта, создающие сопро-
тивление повороту автомобиля. Эти реакции имеют различную
природу и зависят как от характеристик шины и режима движе-
ния, так и от состояния грунта. В плоскости контакта колеса с
поверхностью дороги в общем случае действуют силы трения и
силы деформации грунта, возникающие вследствие его среза и
нагребования. Эти силы действуют как в продольной, так и в по-
перечной плоскостях.
Продольные силы принято относить к силам сопротивления
качению от деформаций грунта и шины. Силы в поперечной
плоскости зависят главным образом от радиуса поворота и угло-
вой скорости шины. Очевидно, при малых радиусах поворота и
на деформируемых грунтах эти силы могут быть большими, а
при больших радиусах и на твердой поверхности — малыми.
Многое зависит от того, какое это колесо — управляемое или
неуправляемое.
Математически описать все явления, сопровождающие взаи-
модействие шин с грунтом при повороте, пока невозможно. Су-
ществует несколько приближенных методов расчета момента
сопротивления колеса. Один из них [2] основывается на экспери-
ментальном определении коэффициента сопротивления повороту
цп колеса данного автомобиля в данных условиях. В связи с тем,
что большое число факторов влияет на этот коэффициент, точ-
ные значения его получить очень трудно и ставить задачу по
накоплению таких данных нет смысла из-за большой приближен-
ности этого метода. Более точные данные можно получить, рас-
считывая момент сопротивления повороту шин через стабилизи-
рующий момент [4 и 18].
На многоосных автомобилях приходится учитывать и второе
слагаемое уравнения (67). На этих автомобилях для повышения
проходимости, как правило, ставят или муфты свободного хода,
или дифференциалы с определенным коэффициентом блокиров-
ки, в связи с чем при повороте силы тяги на левых и правых
колесах оказываются неравными. Так, при наличии муфт сво-
бодного хода на колесах забегающей стороны сила тяги равна
нулю, движение автомобиля происходит благодаря силе тяги на
колесах отстающей стороны. Из-за этого возникает момент соп-
ротивления повороту
п п
2Л7р==2(Рл/-РП1.)0,5В,
1 1
175
где РЛ1, Pni — силы тяги на i-м левом и правом колесах; В — ко-
лея автомобиля.
Этот момент зависит от соотношения сил тяги на колесах
левого и правого бортов, поэтому может быть определено по
их значениям.
Таким образом, общий момент сопротивления повороту мно-
гоосных автомобилей даже при установившемся повороте значи-
телен и пренебрегать им нельзя. Все прочие внешние силы, дей-
ствующие на автомобиль, на схеме рис. 57 приведены к двум
составляющим Рх и Ру. Они являются заданными силами. При-
ведение сил к осям координат учтем моментом приведения Mq.
Сила Рх включает силу сопротивления воздуха, силу тяги на
крюке, составляющую силы тяжести, продольную силу инерции,
зависящую от изменения скорости поступательного движения, и
другие продольные силы. Сила Ру может включать прежде всего
проекцию боковой инерционной силы Ц на ось у, зависящую от
скорости и радиуса поворота автомобиля, составляющую силы
тяжести и другие внешние поперечные силы. Продольные и боко-
вые реакции на колесах (Pz и У,) являются искомыми силами,
зависящими от режима и условий поворота.
Проведенный анализ действующих сил и моментов показы-
вает, что задача по исследованию поворота автомобиля в общем
виде много раз статически неопределима. Решение ее возможно
при условии применения дополнительных уравнений упругости
и геометрических связей, а также принятия дополнительных до-
пущений и использования определенных приемов решения за-
дачи.
Используя рис. 57, получим общие уравнения криволинейного
движения многоосного автомобиля с любым числом осей и любой
схемой поворота:
уравнения динамического равновесия
п п
2 P-h sin az + 2 Yili cosa/-f-P/4-Afc4-Af0=0;
i i
л n
2 Pi cos a,— 2 Yi sinaz-Px=0
1 1
n n
V />zsinaz + 2r'cosa*+p₽=()’
i i
уравнение упругих связей по гипотезе увода колеса
176
(68)
Приведенный коэффициент сопротивления уводу шины и
грунта Kt, в данной зависимости принят величиной постоянной,
что верно для одного частного случая, когда движение осущест-
вляется по твердой дороге и с малыми боковыми и тангенциаль-
ными силами на колесах. В общем случае эта зависимость нели-
нейна, аналитическое выражение ее неизвестно, так как коэффи-
циент Кь зависит от многих факторов. Главными из них являются
радиальная и тангенциальная силы на колесе, тип шины и
давление в ней, состояние грунта, сцепление колеса с грунтом,
скорость движения колеса и др. Учесть все это многообразие
можно на основании экспериментальных и расчетных данных,
которые должны дать для каждой шины семейство графических
зависимостей, используемых при решении задачи [4].
Для упрощения задачи на первом этапе в исследованиях при-
мем приближенную зависимость, что при решении задачи срав-
нения различных схем рулевого управления не внесет сущест-
венной погрешности, если учитывать последующую эксперимен-
тальную проверку.
Уравнение геометрических связей (см. рис. 57)
l\ — a = Rtg(ai — 8;).
Так как а>^25° (кроме опор, поворачивающихся на углы\до 90°),
а б<с10°, принимаем tg6(«d<; tgaitgd^O, тогда 6i=4ga/—
-(Zi-a)//?. V
Из этих выражений получим формулы для радиуса поворота
и смещения центра поворота:
Z1 — /2
К = -,
tgai —tga2 —81+«2
a=lx — (tg a2 —
Уравнения тангенциальных сил на колесах при блокирован-
ном приводе осей
(69)
>Сп Хи
П пу„р
P2=Pl+Vk
Ynp
(70)
I Хя—11.
Ynp ’
Pn-x = Pi
177
где РСп — суммарная сила внешних сопротивлений движению;
уПр — приведенная тангенциальная эластичность шин и грунта.
Уравнения (70) получены на основании уравнений (52).
Тангенциальные силы определяют в два этапа. На первом
этапе их рассчитывают по зависимостям (70) с учетом значений
кинематического несоответствия, определяемых по теоретическо-
му радиусу поворота (см. гл. 4). Внешние силы сопротивления
определяют с учетом момента сопротивления повороту колес по
зависимости (67). На втором этапе, если действительный радиус
поворота окажется значительно отличающимся от теоретическо-
го, проводят уточнение распределения сил тяги по осям.
В случае неблокированного привода мостов автомобиля тан-
генциальные силы определяют по характеристикам механизмов,
устанавливаемых между мостами (дифференциалов, муфт сво-
бодного хода и др.). В этом случае задача упрощается. Полу-
ченной системы уравнений достаточно для определения силовых
и кинематических характеристик поворота. Уравнения действи-
тельны в пределах упругих деформаций шин и грунта. За пре-
делами упругости начинается абсолютное скольжение шины.
Как показали эксперименты, полное или частичное абсолют-
ное скольжение шин отдельных колес многоосных автомобилей
происходит практически на всех режимах поворота независимо
от скорости и радиусов. Поэтому, когда требуются точные дан-
ные по повороту, необходимо проверять наличие абсолютного
скольжения шин по условиям:
для частичного скольжения (0,5...0,6)(7К(<р (по
другим данным]///Ц-К/ (0,425...0,5)(7к/<р);
для полного скольжения |/< (7кг<р.
При обнаружении полного скольжения отдельных колес рас-
чет необходимо уточнять путем повторного решения задачи.
32. СРАВНЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ДИНАМИЧЕСКОЙ
ПОВОРАЧИВАЕМОСТИ
Для сравнительного анализа схем рулевого управления в
качестве оценочных параметров примем изменение радиуса пово-
рота R и смещение а центра поворота при заданных углах а пово-
рота колес в зависимости от скорости. Эти два параметра харак-
теризуют кинематические характеристики динамического пово-
рота многоосного автомобиля и определяют ширину коридора
маневрирования.
Как уже указывалось, кинематические характеристики пово-
рота могут быть получены для каждого конкретного автомобиля
по общим уравнениям при задании условий поворота. Проведем
178
анализ кинематических характеристик поворота для двух схем
рулевого управления четырехосного автомобиля, совершающего
поворот на ровной горизонтальной площадке. Сопротивлением
воздуха пренебрегаем, коэффициент Кб принимаем одинаковым
на всех осях. На основании общих уравнений получим выраже-
ния для радиуса поворота и смещения центра поворота в дина-
мике.
Для автомобиля с формулой управления 12—00
R==A/B,
где A — (l\ cos ax 4- Z2 cos a2 4“ /з) (cos 04 4~ cos a24- 2) — (Z2 cos at -f-
<7aV2
4- /3 cos a2 4- /3)2 + --(cos a 14- cos;a24- 2)—(Zi cos 4- Z2 cos a2 4-
4-/3)]; sin aj4-Z2 sin a24—s’n «1+^2 sin а2~^с)] X
I j
X (cos a!4-cos a24-2)— sin 04 4- sin a24~ — (^1 sin ai+^2 sin “2)] X
2K5 J
X (Zj cosoi4-Z2cosa24-Z3);
л —Д/5],
где ^1«/1cosa14-Z2cos a24-Z2— R [sin sin a24--~- (^1 s^n ai+
2 L Ki
4-^2^02)14-^-;
2>I = cos at 4~ cos a2 4*2.
Для автомобиля с формулой управления 1—00—4
- R^Btr,
где В = (l\ cos Oj 4- Z|4-Zf) (cos аг 4- cos a4+2) — (Zj cos a^Z^f-Zs)^
G tA г
4---^-!_[£(cosa14-cosa44-2)—-(/j cosOi4~Z2—Z3)]; Г— Zj sinoi4~
4—— (P1z1 sin Afc)l (cos 044-cos o44-2) — (Zi Cos О14-/2-Нз) X
2K5 J
X Г (sin а4 — sin а) 4- (Рг sin сц — Pt sin a4)];
L 2л8
179
где Bi=(/i cos -f-1^ -f-Z3) — R [(sin сц — sin a4) -f- (Рг sin ai —
I 2S
Gat>a .
‘254/C ’
0
— P4 sin a4)
I\— cos at -}- cos a4 4-2.
С целью получения сравнимых результатов схем управления
1—00—4 и 12—00 был проведен расчет кинематических характе-
ристик поворота условных автомобилей по общим исходным дан-
ным: 1г = Ь—6 м; /<в= 100 кН/рад; б?а = 200 кН; Ь=Ц2\ привод
колес полностью дифференциальный. Расчет проводился при ра-
венстве максимальных углов поворота и равенстве радиусов по-
ворота. Размещение осей по базе симметричное. Результаты рас-
чета приведены на рис. 58.
Анализ графиков подтверждает известный вывод о том, что
схема управления с передними и задними управляемыми коле-
сами 1—00—4 дает значительное уменьшение радиуса поворота
или потребных углов поворота осей, в данном случае — почти в
2 раза. Это главное и важное преимущество схемы 1—00—4 над
схемой 12—00.
С изменением скорости у обеих схем в параболической зави-
симости изменяется смещение центра поворота. Несколько боль-
ше смещение для схемы 1—00—4. В соответствии с общей зави-
симостью (69) смещение центра а поворота связано с углами
увода 6 осей, поэтому большее смещение должно дать большие
углы увода. Радиус поворота для схемы 1—00—4 при увеличе-
нии скорости движения не изменяется. При схеме 12—00 радиус
поворота с увеличением скорости незначительно возрастает.
Выводы по оценке кинематических характеристик двух схем
рулевого управления условного автомобиля подтверждены экс-
периментальными данными, полученными на механических мо-
делях [2].
При проведении экспериментов отмечено, что для многоосных
автомобилей характерно большое смещение центра поворота а,
которое может быть переменным даже при одном и том же уг-
ле а поворота колес. Центр поворота как бы плавает вокруг
какого-то среднего значения. Здесь большое значение имеет аб-
солютное полное и частичное
попеременное скольжение от-
дельных шин, которое трудно
учесть при расчетах.
Рис. 58. Изменение радиуса и сме-
щения центра поворота для двух
схем рулевого управления четырех-
осного автомобиля в зависимости
от скорости при равных углах по-
ворота колес:
------для осевой формулы 12—00;
------для осевой формулы 1—00—2
В связи с этим следует заметить, что представление об из-
лишней и недостаточной поворачиваемости для многоосных ав-
томобилей сугубо приближенно и относительно. При эксперимен-
тах выявляется только склонность той или иной схемы к соот-
ветствующей поворачиваемости. Большое влияние оказывает
абсолютное (полное) скольжение, которое изменяет характер по-
ворачиваемости, переменный для одного и того же автомобиля.
Таким образом, схема рулевого управления 1—00—4 облада-
ет решающими преимуществами по кинематическим характери-
стикам поворота. Это должно обеспечить в условиях эксплуата-
ции преимущества по вписываемости в дорожную сеть и по ма-
невренности на местности.
Для оценки совершенства конструкции рулевого управления
целесообразно учитывать и такие показатели, как число тяг и
рычагов, промежуточных опор, шарниров, длину тяг и рычагов и
их величины по отношению к базе автомобиля и числу управ-
ляемых осей. Анализ показал, что в этом случае преимущества
имеет схема 12—00, рулевой привод получается проще, техниче-
ское обслуживание его менее трудоемко. Установлено, что при-
вод, растянутый по всей длине автомобиля, требует особого ухо-
да в зимних условиях. Застывание смазочных материалов и жид-
кости в шарнирах и трубопроводах может лишить автомобиль
управления, особенно при движении на затяжных прямолиней-
ных участках дороги. Кроме того, такой привод имеет малую
жесткость.
33. ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ СХЕМ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
НА УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ
Оценка устойчивости автомобиля имеет исключительно боль-
шое значение. Это эксплуатационное свойство обеспечивает без-
опасность движения и связанную с ней сохранность людей и гру-
за. Важность этой проблемы для многоосных автомобилей опре-
деляется большими габаритами перевозимого груза, который
может иметь значительную высоту расположения центра масс над
поверхностью дороги (например, крановое оборудование). Если
для двухосных автомобилей проблема устойчивости актуальна в
связи с высокими скоростями движения, то для многоосных ав-
томобилей ее значение определяется скоростью, положением
центра масс груза и многоопорностью ходовой части.
Решить очень сложную задачу оценки схем рулевых управле-
ний по критериям устойчивости в настоящее время стало воз-
можным благодаря созданию проф. Д. А. Антоновым теории
устойчивости движения многоосных автомобилей [4 и 5]. В этой
теории под устойчивостью движения автомобиля понимается
свойство конструкции автомобиля сохранять заданные диффе-
ренциальные параметры управляемого, но некорректируемого
движения после прекращения действия возмущающих сил. Мно-
181
гоосный автомобиль рассматривается с произвольным числом
осей, с произвольным размещением осей по базе и с произволь-
ной схемой рулевого управления. Учитываются особенности при-
нятой схемы трансмиссии. Таким образом, теория устойчивости
базируется на рассмотрении всех общих конструктивных реше-
ний. Важной особенностью теории устойчивости является ее ба-
зирование на теорию нелинейного увода колеса проф. Д. А. Ан-
тонова.
При учете нелинейностей могут быть выявлены закономерно-
сти движения многоосного автомобиля с точки зрения устойчи-
вости. При сравнительно небольших допущениях в теории пред-
принята попытка учесть основные физические явления и кон-
структивные особенности многоосных автомобилей, определяю-
щие устойчивость их движения. Движение рассматривается от-
носительно поступательной и угловой скорости как в установив-
шемся, так и в неустановившемся режимах.
В качестве критерия оценки предложены зависимости крити-
ческой скорости уКр движения — скорости, при которой теряется
устойчивое движение в сформулированном выше понимании.
Предложены выражения критической скорости разной сложно-
сти в зависимости от условий решаемой задачи.
При рассмотрении различных схем рулевого управления ис-
пользованы следующие выражения критической скорости:
для установившегося прямолинейного движения при равен-
стве характеристик колес автомобиля
(71)
для криволинейного движения при слабовыраженной нели-
нейности характеристик шин
I У <lfik cos ai I 2 4$ cos a/ j n
1--------—-— -------------- — 77“ qi* likcosai- <72>
2 q it ik cos a, а i
1
В этих выражениях: k — экстремальный коэффициент боко-
вого увода, кН/рад; Ц— расстояние по продольной оси автомо-
биля от центра масс до i-й оси, м; qt— общая функция коррек-
ции увода из-за нелинейной связи между боковой силой и углом
увода i-й оси (колеса).
Попытка использования формул типа (71) и (72) для подсче-
та критической скорости укр для более сложных режимов движе-
ния оказалась неудачной, так как представляет определенные
182
трудности расчетное определение значений коэффициентов кор-
рекции увода эластичных шин из-за необходимости учета раз-
личных факторов, влияющих .на увод, многие из которых к тому
же взаимозависимы.
При вычислении коэффициентов коррекции увода требуется
повышенная точность, при несоблюдении которой нельзя выя-
вить уровень влияния различных конструктивных параметров на
величину критической скорости движения. Многие коэффициенты
коррекции увода подсчитывают по эмпирическим формулам, до-
стоверность которых требует проверки.
Приведенные исследования четырехосных автомобилей с раз-
личными схемами рулевого управления подтвердили существую-
щие оценки различных схем расположения осей по базе и руле-
вого управления [4] (рис. 59).
Наибольшая устойчивость движения при всех прочих равных
условиях свойственна как при прямолинейном, так и при криво-
линейном движении схеме, в которой управляемыми являются
только колеса передних осей при тележечной схеме расстановки
осей по базе (на рис. 59 1=0,125). Автомобили, имеющие управ-
ляемые передние и задние оси при сближенных центральных
осях, обладают наихудшей устойчивостью движения. Критиче-
ская скорость этих автомобилей снижается на 30 % (рис. 59) и
может лежать в пределах эксплуатационных скоростей движе-
ния.
На величину критической скорости влияют различные кон-
структивные факторы и условия движения [4, 5]. Установлено,
что практически все параметры автомобиля через частные функ-
ции и коэффициенты коррекции q [см. зависимости (71) и (72)]
влияют на устойчивость движения. Это влияние тесно связано с
геометрическими размерами автомобиля, положением центра
масс, характеристиками шин, числом осей, размещением осей по
базе (см. рис. 59), принятой схемой рулевого управления и др.
Для установления физической сущности и объяснения причин
появления определенных
свойств различных схем руле-
вого управления полезно про-
вести анализ изменения боко-
вых сил на колесах в различ-
ных условиях движения.
Известно, что в теории ус-
тойчивости двухосных автомо-
билей в качестве оценочного
параметра принимают значе-
ния удельных боковых сил, вы-
зывающих занос автомобиля и
представляющих собой отноше-
ние боковой силы, действую-
Рис. 59. Зависимость критической
скорости от коэффициента размеще-
ния осей по базе (по данным
Д. А. Антонова)
183
щей на заднюю ось при начале заноса, к силе тяжести, прихо- I
дящейся на эту ось. Более устойчив автомобиль, занос которого 1
вызывается большими удельными боковыми ситами. |
Оценка устойчивости автомобиля против заноса по боковой 1
силе, действующей на заднюю ось, выбрана не случайно. Теоре- 1
тически доказано, что начало заноса задней оси автомобиля |
опасно, так как начавшееся ее скольжение прогрессирует и в по- I
следующем приводит к потере устойчивости движения. При |
скольжении передней оси этого не происходит. 1
Скольжение одной задней оси многоосного автомобиля еше ’
не означает потерю устойчивости его движения. Такое скольже-
ние происходит при эксплуатации часто на многих режимах дви- j,
жения, однако потери устойчивости не наблюдается. Устойчи- |
вость многоосный автомобиль теряет тогда, когда начинается 1:
скольжение группы задних осей. Исходя из этого, по аналогии с I
двухосными, судить об устойчивости многоосных автомобилей |
против заноса можно по суммарной удельной боковой силе, при- .
ходящейся на оси, расположенные в задней от геометрического
центра части автомобиля, вызывающей занос автомобиля. При ;
рассмотрении четырехосного автомобиля суммировать следует
удельные боковые силы, действующие на третью и четвертую |
оси, шестиосного шасси — силы, действующие на четвертую, пя- I
тую и шестую оси и т. д. I
Чем больше силы, которые могут вызывать занос, тем устой- 1
чивее должен быть автомобиль. Однако, как показали исследо- я
вания, этого параметра для оценки устойчивости против заноса I
для многоосных автомобилей недостаточно. В условиях эксплуа-
тации у одних автомобилей удельные боковые силы могут воз- Я
никать часто, а у других они не возникают или недостаточны, ||
чтобы вызвать занос. На удельные боковые силы, вызывающие 1|
занос, важное влияние оказывает схема рулевого управления и ||
схема размещения осей по базе. В связи с этим целесообразно 9
в качестве оценочного параметра принять сумму удельных боко-
вых сил, действующих на группу задних по отношению к геомет-
рическому центру осей в реальных условиях эксплуатации, и со- я
отношение сумм удельных боковых сил, действующих на задние я
и передние оси в тех же условиях. I
Для сравнительного анализа двух схем рулевого управления I
с точки зрения их влияния на устойчивость против заноса, оче- 1
видно, следует рассмотреть параметры, связанные со схемой, а I
все прочие параметры, влияющие на занос, считать постоянны- я
ми. К числу первых параметров относятся боковые силы и их 1
распределение по осям при криволинейном движении. Боковую я
силу на оси будем оценивать углом увода 6 и коэффициентом 1
сопротивления уводу Kt,- Последний параметр, поскольку приво-
дится сравнительный анализ, считаем не зависящим от схемы Ц
рулевого управления и размещения осей по базе. Я
184 - Я
Таким образом, оценку схем можно свести к оценке величин
углов увода 6 на осях и к их распределению между осями. Оче-
видно, автомобиль с большим суммарным значением углов увода
на группе задних осей при всех прочих равных условиях бу-
дет менее устойчив против заноса. Превышение суммы углов уво-
да задних осей над суммой углов увода передних осей указыва-
ет на большую склонность автомобиля к заносу по сравнению с
автомобилем, имеющим меньшее соотношение суммарных значе-
ний углов увода.
Для оценки различных автомобилей проведем сравнительный
расчет соотношения углов увода для условного четырехосного
автомобиля с двумя различными схемами управления и разме-
щения осей по базе по исходным данным, принятым выше, по
общим уравнениям поворота (68) — (70). Результаты расчета
приведены на рис. 60.
Углы увода осей автомобиля со схемой 1—00—4 и разброс их
значений для разных осей значительны. У автомобиля со схемой
Рис. 60. Изменение углов увода осей автомобиля с различными схемами ру-
левого управления при равных углах поворота осей в зависимости от ско-
рости:
а —для каждой оси (1...4); б —для группы осей (St г и S34):--------для схемы 12—00;
— — — — дли схемы 1—00—4
185
12—00 углы увода первой, второй и четвертой осей различаются
незначительно и возрастают с увеличением скорости движения.
В пределах эксплуатационных скоростей 6^10° (предел по ус-
ловию скольжения оси от боковых сил). При малых скоростях
163.| = 1641, но они противоположны по знаку. С увеличением
скорости 6з снижается до нуля, когда центр поворота будет на-
ходиться на продолжении геометрической оси. Затем этот угол
увеличивается в области положительных значений. При равных
начальных радиусах он не выходит из области отрицательных
значений.
Сумма углов увода осей передней тележки значительно выше
суммы углов увода задних неуправляемых осей. Это дает осно-
вание полагать высокую устойчивость движения автомобиля по
условиям заноса при всех прочих равных условиях с данной схе-
мой управления и размещения осей по базе. При криволинейном
движении наиболее вероятен занос передних осей.
У автомобиля с осевой формулой 1—00—4 углы увода осей
значительно различаются. Наибольшее значение они имеют на
третьей оси, относящейся к группе задних осей. Они входят в ре-
жим скольжения при сравнительно малых скоростях, равных
10... 15 км/ч. В данном случае вся нагрузка от боковых сил па-
дает на вторую и четвертую оси, у которых углы увода, начиная
с этих скоростей, переходят в область положительных значений
и с увеличением скорости возрастают. Все это указывает на
большую возможность скольжения всей группы задних осей и
большую вероятность потери устойчивости по заносу. На это же
указывает и соотношение сумм углов увода по группам осей.
У автомобиля со схемой 1—00—4 сумма углов задних осей вы-
ше, чем передних, и значительно больше, чем у задних осей ав-
томобиля, имеющего схему 12—00.
Отмеченное обстоятельство дает объяснение полученному вы-
ше выводу — устойчивость автомобиля против заноса с передни-
ми и задними управляемыми колесами и со сближенными цент-
ральными осями ниже, чем у автомобиля, имеющего только
передние управляемые колеса и тележечное размещение осей. Ве-
роятность потери устойчивости по заносу у первого автомобиля
больше, чем у второго, при тех же режимах и условиях движе-
ния.
Поскольку исследование проводилось при всех прочих рав-
ных условиях, влияющих на занос, то указанный недостаток яв-
ляется органическим для рулевого управления схемы 1—00—4
при осевой формуле 1—2—1, не имеющего специальных кон-
структивных устройств в приводе управления задними поворот-
ными колесами (см. ниже). Прочие факторы будут усиливать
или ослаблять этот недостаток. Так, если автомобиль имеет бло-
кированный привод колес, то неравномерное распределение сил
тяги по колесам будет усугублять отмеченный недостаток. Цент-
186
ральные оси будут перегружены силами тяги в дополнение к пе-
регрузке боковыми силами. Потеря устойчивости против заноса
наступит раньше.
Рассмотренный недостаток автомобиля объясняется особен-
ностями кинематики поворота, которые отражает общая зависи-
мость (69). При криволинейном движении автомобиля с различ-
ными схемами управления при равных углах поворота управляе-
мых осей на нарастание углов увода влияет главным образом
величина радиуса поворота R, а распределение этих углов по
осям определяет координата Ц или при движении с равными на-
чальными радиусами — величина смещения центра поворота.
При этом характерно, что скорость движения автомобиля прак-
тически не влияет на распределение боковых сил и определяет
количественную сторону. При определенной скорости наступает
потеря устойчивости по заносу. Значения этой скорости зависят
от всего комплекса характеристик автомобиля и точно определе-
ны выше расчетом.
Подобный сравнительный анализ двух схем шестиосных ав-
томобилей (первая схема, характеризуемая колесной формулой
3—3 и формулой управления 123—ООО; вторая схема — соответ-
ственно 2—2—2 и 12—00—56) дает аналогичные результаты.
С точки зрения устойчивости против заноса, предпочтительнее
первая схема автомобиля с тележечным размещением осей и с
передними управляемыми колесами.
Выводы, сделанные по результатам расчета, подтверждаются
экспериментальными данными, полученными на моделях, разли-
чающихся схемами рулевого управления и размещения осей по
базе. Качественный характер распределения углов увода по осям
совпадает с результатами расчета, показанными на рис. 60 [2].
Выше был проведен сравнительный анализ схем рулевого
управления при установившемся повороте, когда а(= const. Этот
режим движения имеет важное значение для оценки схем. Не
менее важен в этом отношении неустановившийся режим движе-
ния при входе в поворот и при выходе из него, когда aj=var.
Сравним две схемы управления на основании кинематического
анализа. Автомобиль в неустановившемся повороте можно пред-
ставить как многозвенный механизм, состоящий из большого
числа шарнирно связанных звеньев, каждое из которых в общем
случае имеет свою угловую скорость и центр поворота. Такими
звеньями являются все управляемые колеса и продольная ось
автомобиля. Движение всех точек автомобиля определяется дви-
жением продольной оси, а движение управляемых колес задает-
ся кинематической схемой рулевого привода и углом поворота
рулевого колеса.
В связи с этим можно рассмотреть движение несколько упро-
щенной системы, изображенной на рис. 61, где поворот управляе-
мых колес заменен поворотом оси с центром, лежащим на про-
167
Рис. 61. Расчетная схема многоосно-
го автомобиля прн неустановившемся
повороте
дольной оси автомобиля. Пово-
рот управляемой оси характе-
ризуется углом поворота век-
тора скорости г?п или v3, кото-
рый вращается совместно с уп-
равляемой осью. Угол поворо-
та вектора скорости зависит от
угла поворота оси и угла уво-
да р, = аг±бг (знак принима-
ют в зависимости от направле-
ния боковой силы на оси). При
известной поступательной ско-
рости автомобиля вектор ско-
рости
О,. — t>a/cos
тогда за период ti—/2
t1
“о=(4#) J (“п
to
В случае, если шины в боковом направлении достаточно
жесткие, ю0= (va/L) (ап + а3), т. е. переносная угловая скорость
зависит от поступательной скорости автомобиля, его базы и сум-
мы углов поворота управляемых осей.
Легко представить, что переносное и относительное вращения
происходят вокруг параллельных осей, перпендикулярных плос-
кости чертежа. Это положение позволяет при рассмотрении не-
установившегося поворота использовать теорему теоретической
механики о сложении вращений вокруг параллельных осей. Рас-
смотрим два случая: относительное и переносное вращения на-
правлены в одну сторону; относительное и переносное вращения
направлены в противоположные стороны и угловые скорости не
равны между собой.
Для первого случая возьмем положение теоремы о том, что
центр абсолютного вращения лежит на отрезке, соединяющем
центры относительного и переносного вращений. Расстояние от
центра абсолютного вращения до центров относительного и пе-
реносного вращений обратно пропорционально угловым скоро-
стям соответствующего движения. Величина абсолютной угловой
скорости равна арифметической сумме величин относительной и
переносной угловых скоростей.
Для второго случая положения теоремы следующие. Центр
абсолютного вращения лежит на продолжении отрезка, соеди-
няющего центры относительного и переносного вращения, за тем
из них, которому соответствует большая угловая скорость. Рас-
стояния также обратно пропорциональны угловым скоростям.
188
Абсолютная угловая скорость равна разности большей и мень-
шей угловых скоростей. Направление абсолютного вращения сов-
падает с направлением того вращения, которому соответствует
большая угловая скорость.
При входе в поворот направление относительной скорости
(см. рис. 61) передней управляемой оси или группы передних
осей совпадает с направлением переносной скорости. Следова-
тельно, на основании теоремы мгновенный центр абсолютной
скорости сопа передней части автомобиля будет лежать в точке
О'пА, а СКОрОСТЬ СйпА — «О + СОп-
Относительная скорость является функцией скорости поворо-
та рулевого колеса, задаваемой водителем. Нормальное ускоре-
ние, действующее на переднюю часть автомобиля:
^/п=:^,®ПА = ^п (и)б + и)п),
боковая сила условно может быть выражена
Г=Мп^п=ДУпшпА,
где Мп — условная масса автомобиля, относящаяся к группе пе-
редних управляемых осей.
Направление боковой силы определяется положением мгно-
венного центра абсолютного вращения. Эта сила направлена от
центра переносного вращения и является дополнительной боко-
вой силой, вызванной неустановившимся поворотом.
При выходе из поворота направление относительного враще-
ния не совпадает с переносным (см. рис. 61), при этом, как пра-
вило, (й0>(йп, поэтому мгновенный центр поворота на основании
теоремы будет лежать в точке О"па, а абсолютная скорость
ШиА= (Dq (1)п.
Боковая сила, приложенная к передней группе управляемых
осей, при выходе из поворота имеет то же направление, что при
входе в поворот. Очевидно, в том и другом случае дополнитель-
ная боковая сила будет по направлению-совпадать с боковой си-
лой при установившемся повороте.
На задней группе управляемых осей при входе в поворот на-
правление относительного вращения не совпадает с переносным.
При этом в самом начале поворота, когда угловая скорость по-
ворота автомобиля (йо=0, а относительная угловая скорость по-
ворота Из относительно продольной оси имеет конечное значе-
ние, очевидно, что соо<<»з, а затем по истечении определенного
времени, когда оо возрастет до определенного значения, води-
тель уменьшит интенсивность поворота рулевого колеса, значе-
ние Из начнет снижаться и положение изменится: сйо>йз. Тогда
в соответствии с теоремой в начальный период поворота мгно-
189
венный центр поворота будет лежать в точке 0'3л, т. е. за про-
дольной осью по отношению к центру поворота Оо:
®за.==ш3 —Wo-
Боковая сила направлена к центру О0. В последующем, когда
©о станет больше и3, мгновенный центр поворота переместится
в точку О"зд и дополнительная боковая сила поменяет направ-
ление на противоположное — направлена от центра О0. Абсо-
лютная скорость
“sA = % — шз-
Следовательно, на задней группе управляемых осей по мере
входа в поворот происходит изменение направления боковой си-
лы. Изменение знака боковой силы будет создавать в контакте
шины с опорой ударную нагрузку. Эта особенность отрицательно
влияет на устойчивость движения, и проявляется при примене-
нии задних управляемых колес. Такого явления можно избежать,
если не допустить в самом начале поворота, когда ©о еще мала,
выхода мгновенного центра вращения задних колес О'3а за пре-
делы точки О3. Для этого, очевидно, надо начать поворот авто-
мобиля, используя только передние управляемые колеса, чтобы
©о>О при нулевых значениях ©3 относительной скорости пово-
рота задних колес. А затем, когда на задних колесах возникает
боковая сила, можно начать их поворот, причем так, чтобы и3<
<®о- В этом случае изменения направления боковой силы не
происходит и причина возникновения неустойчивости движения
будет устранена. Такова теоретическая посылка возможного на-
правления обеспечения устойчивого движения, которая в кон-
структивном исполнении рассмотрена ниже.
При выходе из поворота относительное вращение совпадает
с переносным, следовательно, мгновенный центр поворота будет
лежать в точке 0"'3а. Боковая сила совпадает по направлению
с боковой силой установившегося поворота и в какой-то период
превосходит последнюю, так как в этом случае ш3а=©о + с>з,
условно
Y3 = М 3W3=M3 (<о0 -f- ш3) i>3.
Это вторая особенность, появляющаяся с применением зад-
них управляемых осей, которая также может отрицательно вли-
ять на устойчивость движения.
Изменение направления боковой силы на управляемой оси в
начальный момент входа в поворот определяет невозможность
ее стабилизации обычными конструктивными мерами (например,
наклоном шкворня). На этой оси всегда будет появляться деста-
билизирующий момент, который снижает устойчивость прямоли-
нейного движения (курсовую устойчивость). Поэтому на автомо-
билях с задними управляемыми осями возможно появление рыс-
190
кания, водитель должен быть более внимателен и затрачивать
больше энергии на управление. Отмеченный недостаток также
требует принятия мер, устраняющих изменение направления бо-
ковой реакции на задних колесах и введение новых конструктив-
ных решений, обеспечивающих стабилизацию задних поворотных
колес.
Возрастание боковой реакции на задней оси при выходе из
поворота может привести к заносу или его увеличению. Это
усложняет управление автомобилем. При наличии задней управ-
ляемой оси прекращать начавшийся занос наиболее распростра-
ненным способом — путем небольшого, но резкого поворота ру-
левого колеса в сторону заноса нельзя, так как это может уве-
личить интенсивность и длительность заноса или привести к
опрокидыванию автомобиля.
Понять физическую сущность этого явления можно при рас-
смотрении схемы действия инерционных сил при заносе задней
оси и резкого поворота колес в сторону заноса. В этом случае
происходит резкое изменение состояния действующих сил в кон-
такте колес с опорой. На передних колесах равнодействующая
уменьшится, а на задних увеличится. Передняя часть автомоби-
ля начнет «выкатываться» из поворота, а задняя «вкатываться».
В результате начавшийся занос будет прогрессировать. На таких
автомобилях начавшийся занос надо гасить путем резкого сни-
жения скорости движения торможением двигателем и умелым
пользованием тормозными системами. Коррекцию направления
движения автомобиля целесообразно проводить плавным пово-
ротом рулевого колеса. Главное, на автомобилях с передними и
задними управляемыми колесами следует не допускать начала
заноса, строго соблюдая ограничения скоростей при прямолиней-
ном и криволинейном движении, обычно указываемых в инструк-
циях по эксплуатации.
Особенности автомобилей с задними управляемыми осями,
выявленные аналитически, подтверждены полностью при срав-
нительных экспериментальных исследованиях, результаты кото-
рых приводятся ниже. На основании установленных при прове-
денных исследованиях закономерностей криволинейного движе-
ния таких автомобилей могут быть разработаны конструктивные
мероприятия, направленные на повышение устойчивости движе-
ния. Предложения по обеспечению устойчивого движения авто-
мобилей с передними и задними управляемыми колесами впер-
вые были разработаны в нашей стране, за рубежом такие рабо-
ты начаты позже и сейчас проводятся применительно к легко-
вым автомобилям. Специалисты Японии считают, что к 2000 г.
легковые автомобили со всеми управляемыми колесами в про-
изводстве займут господствующее положение. Высокие показа-
тели поворачиваемости таких автомобилей позволяют более ус-
пешно решать проблему «тесноты» городского транспортного по-
191
тока и безопасности движения на высоких скоростях. С каждым 1
годом в крупных городах все меньше остается свободного про-
странства, приходящегося на один автомобиль.
Теория криволинейного движения, рассмотренная выше, по-
казывает, что главной, определяющей причиной низкой устой- j
чивости автомобилей со всеми управляемыми колесами являет- |
ся активная роль задних управляемых осей в формировании по- 1
ворачивающего момента. Поэтому, если исключить или умень- 1
шить эту активность задних колес, сделать их пассивными, то 1
движение автомобиля будет устойчивым на всех режимах пово- ]
рота. Проф. Д. А. Антонов предложил называть передние колеса I
управляемыми, а задние — поворотными, как не создающими 1
активного поворачивающего момента и только уменьшающими ]
момент сопротивления повороту. Исходя из этих посылок теории, |
проводились разработки конструктивных решений привода пово- ]
ротом задних колес. |
Как показано выше, для исключения изменения знака угла 1
увода на управляемых колесах задней оси с отрицательного на 1
положительный в самом начале поворота, одной из важнейших 1
причин потери устойчивости, предложен специальный привод |
управления этими колесами [4]. Привод задних колес должен I
обеспечить запаздывание в повороте по сравнению с передними 1
колесами на 0,1 рад (примерно 5...6°) и иметь специальное ста- Я
билизирующее устройство, автоматически возвращающее задние I
колеса в положение, соответствующее прямолинейному движе- |
нию. 1
Изменение углов поворота управляемых колес должно про- 1
исходить в соответствии с зависимостями, приведенными на ]
рис. 62. Прямая I показывает изменение угла поворота перед- I
них управляемых колес. Эта прямая представляет биссектрису I
координатного угла. Угол поворота задних колес должен изме- 1
няться по прямой II, исходящей не из начала координат, а из I
точки абсциссы |ai| =0,1, т. е. при |ai| = 0,1 рад |а3|=0. |
Рис. 62. Зависимости изменения углов поворота колес передней и задней осей
и схема привода, обеспечивающая выполнение этих зависимостей
192
Важно подчеркнуть, что закон изменения углов поворота пе-
редних и задних колес должен главным образом обеспечить за-
паздывание, а не простое отставание поворота задних колес
(одновременный поворот с меньшей скоростью), Отставание ни-
какого эффекта на повышение устойчивости не дает и такое ме-
роприятие вредно. Закон изменения углов поворота колес дол-
жен обеспечить выполнение главного принципа управления: по-
ворот задних колес должен начинаться только, когда автомобиль
войдет в поворот и на задних, еще не повернутых колесах воз-
никнет боковая сила в контакте, направленная в сторону мгно-
венного центра поворота.
Скорость нарастания угла поворота задних колес должна
быть выше скорости передних колес для обеспечения совпаде-
ния максимальных углов поворота в одной точке А. Это необхо-
димо для обеспечения кинематики поворота без абсолютного
скольжения колес и обеспечения заданного минимального ра-
диуса поворота.
В пределах угла поворота передних колес до 0,1 рад задние
колеса должны находиться в нейтральном положении и удержи-
ваться надежно в этом положении специальным стабилизатором.
В этом режиме автомобиль имеет только передние управляемые
колеса со всеми положительными свойствами по устойчивости
движения. Для обеспечения реализации закона поворота колес
предложена кинематическая схема рулевого управления, пока-
занная на рис. 62 [5]. Водитель, воздействуя на рулевое колесо,
через рулевой механизм 6 управляет гидроклапаном 7, который
управляет потоком жидкости гидроцилиндра 1. Гидроцилиндр 1
приводит в движение рулевые тяги, в результате поворачивают-
ся колеса передней управляемой оси. Задние колеса управляют-
ся гидроцилиндром 2, давление жидкости к которому регули-
руется золотником 3, связанным с рулевым механизмом через
проушину 5 и пружину стабилизатора 4. В пределах угла пово-
рота передних колес 0,1 рад проушина 5 обеспечивает свободный
ход тяги. Пружина 4 держит задние колеса в нейтральном по-
ложении и не позволяет включать золотник 3 на поворот задних
колес. После того, как холостой ход проушины 5 будет ликвиди-
рован, включаются в поворот задние колеса. Конструкцией зо-
лотника 3 предусмотрено самопроизвольное его включение при
случайном повороте задних колес.
В Японии на опытных образцах легковых автомобилей со все-
ми управляемыми колесами проведены исследования с примене-
нием электронных устройств автоматической системы управле-
ния задними колесами. Автомат работает в зависимости от ско-
рости движения и во взаимосвязи с поворотом передних колес.
Вероятно, система обеспечивает такой закон поворота колес зад-
них осей, который исключает образование на них активного по-
ворачивающего момента на больших скоростях и таким образом
7—704 193
обеспечивается устойчивость движения. Подробного описания
автоматической системы управления колесами автомобиля с ис-
пользованием микроЭВМ в печати пока нет. Однако можно
установить, что в основе различных систем управления поворо-
том всех колес лежит один принцип: при большой скорости дви-
жения (более 35 км/ч) задние колеса поворачиваются на не-
большой (не более 1,5°) угол в ту же сторону, что и передние,
а при малой скорости (паркование автомобиля) — в сторону,
противоположную повороту передних колес. Угол поворота зад-
них колес в последнем случае значительно больше. Автомобиль,
оборудованный такой системой, может безопасно поворачивать
даже при скорости 145 км/ч. Определить, какое направление кон-
струирования привода поворота колес задней управляемой оси
является перспективным, можно в результате проведения срав-
нительных исследований. Пока можно отметить, что первые два
мероприятия (введение запаздывания и блокировка привода
управления задними колесами) могут при всех прочих условиях
вызвать повышенный износ шин передних колес. Японская си-
стема обладает недостатками, определяемыми сложностью, ма-
лой надежностью и большой стоимостью.
34. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПОВОРАЧИВАЕМОСТИ
И УСТОЙЧИВОСТИ ДВИЖЕНИЯ
Как отмечалось, проведение аналитических исследований
управляемости и устойчивости многоосных автомобилей даже с
применением ЭВМ без больших допущений ввиду сложности яв-
лений невозможно. Кроме того, в настоящее время отсутствуют
надежные данные и методы определения упругих характеристик
шин, необходимые для исследований с помощью ЭВМ. Все это
предопределяет приближенность расчетных данных. Для выяв-
ления реальной картины происходящих процессов необходимо
проведение экспериментальных исследований на натуре или на
механических моделях.
При решении проблемы экспериментальным исследованиям
было уделено большое внимание при оценке как характеристик
управляемости, так и устойчивости автомобилей. Целью экспе-
риментального исследования сравнительной динамической устой-
чивости при криволинейном движении четырехосных автомоби-
лей было определение влияния неустановившихся процессов,
отдельных конструктивных особенностей автомобилей и динамиче-
ских характеристик устойчивости испытуемых моделей. Одновре-
менно стояла задача проверки правильности полученных выво-
дов аналитической оценки схем автомобилей по устойчивости и
поворачиваемости.
Были подготовлены два типа четырехосных смоделированных
автомобилей, имеющих различные схемы размещения осей по ба-
194
зе и рулевого управления и приблизительно одинаковые осталь-
ные характеристики. Данные исследуемых макетов приведены
ниже.
Макет № 1 Макет № 2
Колесная формула............................ 8x8 8x8
Осевая формула.............................. 1—2—1 2—2
Формула управления ........................ 1—00—4 12—00
База L, мм.................................. 6300 6200
Колея В, мм................................. 2500 2110
Относительная высота центра масс h=H]B . . . 0,58 0,60
Угол поперечной статической устойчивости <р . . 34°26' 36°
Максимальный относительный угол крена подрес-
соренной части Оо............................' 5°20' 4°30'
Нагрузка по сторонам и иа оси в статике .... Симметричная
Привод мостов и колес............................ Дифференциальный
с принудительной
блокировкой
Как видно, соотношение величин, характеризующих статиче-
скую устойчивость автомобилей и конструктивные особенности,
кроме схем, практически одинаковы. Опытные автомобили были
смоделированы на узлах и агрегатах автомобиля «Татра Т-813»
(см. гл. 1). Была предусмотрена возможность изменения про-
дольного положения центра масс груза в обе стороны от центра
симметрии на 400 мм, что использовалось для эксперименталь-
ной оценки влияния положения центра масс на устойчивость.
Испытания проводились на специальной бетонной площадке,
которая имела разметку траекторий движения автомобиля. Тра-
ектории включали прямолинейные и криволинейные участки в
виде окружностей, касательных к прямолинейным. Радиус
окружности был принят 25 м и подобран на основании пробных
заездов. Для многоосных автомобилей меньшие радиусы не при-
годны по условию невписываемости автомобилей в траекторию,
а большие радиусы требуют больших скоростей, что усиливает
опасность проведения эксперимента.
На прямолинейном участке длиной 250... 300 м проводился
разгон автомобилей до установленной начальной скорости входа
в поворот. На начальном участке длиной 50 м скорость поддер-
живалась постоянной. При движении водитель направлял левое
переднее колесо по размеченной траектории, обеспечивая посто-
янство заданной скорости. Скорость изменялась ступенями от
25 км/ч до потери автомобилем устойчивости или управляемо-
сти. Ширина полосы движения была 3,5 м и соответствовала
ширине полосы движения на дорогах категорий I... III [2].
Макеты были оборудованы приборами и приспособлениями
Для замера скорости движения, бокового ускорения в центре
масс и над передней и задней осями, момента отрыва колес от
дороги, момента начала заноса задней части макета, отметчиком
траектории движения центра передней и задней осей, угла крена
7* 195
подрессоренной части и специальным страховочным устройст-
вом, представляющим собой дополнительную внешнюю опору.
Опора была установлена на забегающую сторону в плоскости
центра масс. Масса страховочного устройства включалась в об-
щую массу автомобиля и уравновешивалась смещением груза в
противоположную сторону.
При экспериментах проводилась киносъемка, отдельные мо-
менты фиксировались рапидной съемкой. Результаты экспери-
мента оценивались двумя показателями: скоростью входа в по-
ворот, при которой на определенном этапе происходила потеря
устойчивости или управляемости, и боковым ускорением в цент-
ре масс при потере устойчивости. Основные результаты исследо-
ваний приведены в табл. 14, куда включены средние данные по
14. Обобщенные результаты эксперимента по оценке устойчивости
двух макетов автомобилей
' Номер опыта Особенность опыта Скорость входа в поворот /? = 25 м, км/ч Среднее ускоре- ние. м/с* Средний угол крена подрессоренной части, ° Характер потери устойчивости
в центре масс над задней осью
Макет № 1
1 Стандартный* . . . . 30... 35 4,6 4,63 5 Начало скольжения задних осей
2 » 35... 45 5,1 5,3 6 Занос и разворот во- круг передней оси с отрывом колес на вы- ходе из поворота
3 Заблокирована под- веска средних осей 35... 45 5,1 5,3 3,5 То же, но без отрыва колес
4 Стандартный . . . . Макет № 2 45... 50 6,0 6,3 7,5 Потеря управляемо- сти Выход из полосы дви- жения при входе в поворот и занос
1 2 Стандартный . . . . Центр масс груза сме- щен: назад на 400 мм 45... 46 43...45 6,95 6,5 7,5 8 Опрокидывание »
3 вперед иа 400 мм 47...43 7,8 —- 8
4 Стандартный . . . . 35...40 5,2 5 6 Потеря управляемо- сти, выход из полосы движения
Опыт без отклонения от характеристик макетов, указанный выше.
196
нескольким заездам. Скорость указана в границах, в которых на-
блюдалась потеря устойчивости.
Экспериментальное исследование показало, что характер по-
тери устойчивости двух макетов, отличающихся конструктивны-
ми схемами, при криволинейном движении по заданной траекто-
рии совершенно различен. Макет № 1 теряет устойчивость из-за
появления заноса на круговой траектории, усиливающегося при
выходе из поворота и с увеличением скорости. Начало заноса
отмечается при скоростях 30... 35 км/ч, а на скоростях 35 ...
45 км/ч занос заканчивается разворотом автомобиля вокруг пе-
редней оси с возможным в последующем отрывом колес одной
стороны от дороги. Полное опрокидывание наблюдалось при ско-
ростях 45 ... 50 км/ч после интенсивного заноса. Блокирование
подвески средних колес качественно поведения автомобиля не
меняет и повышает устойчивость от опрокидывания (почти в
2 раза) благодаря уменьшению крена подрессоренной части.
Сравнительные испытания макета с блокировкой дифферен-
циалов показали, что общий характер поведения автомобиля не
меняется—он также теряет устойчивость от заноса задней ча-
сти. У макета с блокировкой дифференциалов привода мостов
начальные скорости заноса уменьшаются. Усиление заноса и
разворот автомобиля при выходе из поворота можно объяснить
Рис. 63. График изменения по-
перечных ускорений в центре
масс Ц7цм и на задней оси F3.o
при выходе из поворота и ап
влиянием неустановившегося процесса, рассмотренного выше.
При наличии рулевого привода на задние колеса испытывав-
шегося макета возникают поперечные колебания автомобиля в
горизонтальной плоскости. Кроме того, всякий резкий поворот
рулевого колеса в сторону нейтрального положения увеличива-
ет боковые реакции на задних колесах. В некоторых случаях это
вызывает возрастание суммарной боковой силы, действующей на
автомобиль. Такое возрастание мо-
жет достигать 20...30% и по време-
ни длится около 1 с. Объясняется
это явление изменением траектории
движения задней оси в переходном
процессе и появлением дополнитель-
ных сил инерции, совпадающих по
направлению с силами инерции, воз-
никающими на участке траектории
постоянной кривизны (см. разд. 33).
Подтверждение этого положения
может быть проиллюстрировано ре-
зультатами расшифровки осцилло-
граммы эксперимента (рис. 63).
Следует отметить, что потеря ус-
тойчивости макета № 1 наступает
при реально возможных в эксплуа-
тации условиях и режимах движе-
7*—704
197
Рис. 64, Опрокидывание макета автомобиля
на
круговой траектории и двн-
жение на колесах одной стороны Я
ния. Скорость 30 ...35 км/ч и радус поворота 25 м на обычных И
дорогах вполне вероятны. Снижение сцепных качеств по срав- ц
нению с бетоном будет приводить к заносу на больших радиусах 1
поворота при меньших скоростях. 0
Макет № 2 в тех же условиях теряет устойчивость из-за опро- '
кидывания на круговой траектории при скоростях 45... 46 км/ч
(рис. 64). Заноса перед опрокидыванием не наблюдалось. Изме-
нение положения центра масс груза по продольной оси в преде-
лах 800 мм влияния на характер потери устойчивости не оказы-
вало. Опрокидывание (а не занос) сохранилось. Незначительно
изменялись начальные скорости опрокидывания и менялась по- Л
следовательность отрыва колес: при смещении центра масс впе- fl
ред сначала отрывались задние колеса, а затем передние, при fl
смещении центра масс назад последовательность менялась— fl
сначала отрывались передние колеса. Во всех случаях скольже- О
ния задних осей не наблюдалось.
Изменение начальных скоростей потери устойчивости объяс-
няется влиянием положения центра масс на соотношение углов ’1
увода передних и задних осей. Это приводит к изменению кри-
визны траектории движения продольной оси автомобиля и опре- Ц
деляет нарастание боковой силы, приводящей к опрокидыванию. Л
Отмечена худшая вписываемость в поворот при скоростях, fl
близких к соответствующим потере устойчивости, в результате fl
того, что по физическим возможностям водитель не успевает по- ЛИ
ворачивать рулевое колесо для следования по заданной траек- '’И
тории и автомобиль, может быть выброшен за пределы полосы fl
движения. В реальных условиях это заставит водителя снизить
скорость и опрокидывания может не произойти. 'Я
Макет № 1 вписывается в полосу движения лучше. Это объ- fl
ясняется схемой управления. Изменение радиуса поворота при fl
108 fl
той же скорости поворота рулевого колеса большее, и автомо-
биль лучше следует заданной траектории. Выход из полосы дви-
жения происходит на скоростях, превышающих скорость, соот-
ветствующую потере устойчивости. Следовательно, соответствую-
щего предаварийного сигнала автомобиль не имеет. Основной
причиной выхода из полосы движения является занос, в резуль-
тате чего автомобиль разворачивается вокруг передней оси и ста-
новится поперек полосы движения.
Одним из возможных способов улучшения устойчивости ав-
томобиля со схемой рулевого управления 1—00—4 является вве-
дение в его конструкцию механизма или устройства, позволяю-
щего блокировать рулевой привод задней оси и осуществлять
переход к схеме управления 1—00—0.
Исследование влияния блокировки на показатели устойчиво-
сти проводилось при неустановившемся криволинейном движе-
нии по указанной выше методике. Основными режимами движе-
ния были:
вход в поворот, т. е. переход от прямолинейного движения к
круговому с радиусом 35, 30 и 23,5 м (по переднему внутреннему
по отношению к центру поворота колесу);
выход из поворота, т. е. переход от кругового движения по
траекториям с указанными радиусами к прямолинейному;
маневр «переставка», т. е. объезд неожиданного препятствия
по траектории, близкой к синусоидальной (длина переставки 25,
20 и 15 м).
Исследования показали, что при входе в поворот, а также в
начальной фазе маневра «переставки» наблюдается изменение
направления боковой реакции, о чем свидетельствует изменение
направления ускорения над задней осью (рис. 65). При этом
ускорение, действующее первоначально в сторону поборота авто-
мобиля, достигает 1 ... 1,5 м/с2. При блокировке привода управ-
ления задними колесами такого явления не наблюдается, и уско-
рение W3 при движении по переходной кривой меньше на 15...
20 %, а при маневре «переставка» — на 45 ... 50 %.
В качестве основного оценочного параметра, характеризую-
щего устойчивость движения автомобиля, было выбрано значе-
ние предельной скорости, с которой автомобиль может двигать-
ся в заданных условиях без потери управляемости и устойчиво-
сти, фиксируемой по началу заноса (скольжению) задней оси
или по невписываемостн в заданный коридор движения.
На рис. 66 представлены зависимости предельных скоростей
движения от радиуса R круговой траектории при входе в пово-
рот и от длины L «переставки» при различных значениях коэф-
фициента сцепления ср".
Исследования показали, что введение блокировки рулевого
привода колес задней оси приводит к увеличению предельных
скоростей движения, причем это увеличение тем значительнее,
7*
199
Рис. 65. Изменение поперечных ускорений W, и углов поворота переднего ап
и заднего а3 правых колес автомобиля:
а —- при входе в поворот Д=23,5 м; б — при переставив L=25 м; —формула управ-
ления 1—00—4;---------------------------осевая формула 1—00—0
Рис. 66. Предельные скорости движения:
а — при входе в поворот Л=23,5 м; б — при «переставив»; 1 — <р=0,65; 2 — ф—0,3; обо-
виачения кривых те же, что на рис. 65; точии различного начертания соответствуют
различным испытаниям
чем больше радиус R круговой траектории и длина L «перестав-
кш>. При уменьшении коэффициента сцепления <р значения пре-
дельных скоростей для обеих схем снижаются, но качественное
соотношение между ними остается тем же. Кроме того, введение
блокировки рулевого привода колес задней оси приводит не толь-
ко к количественному изменению оценочного показателя устой-
чивости, но и к качественному изменению поведения автомобиля
200
при достижении предельных скоростей: при формуле управления
1—00—4 устойчивость движения теряется из-за заноса задней
оси, а при схеме 1—00—0 — невписываемостью в поворот (сно-
сом передней части автомобиля).
На рис. 66 можно выявить области отрицательного влияния
блокировки на предельную скорость. При входе в поворот с ра-
диусом круговой траектории менее 20 м и при совершении ма-
невра с длиной «переставки» менее 15 м применение блокиров-
ки рулевого привода колес задней оси может в определенных ус-
ловиях привести к уменьшению предельных скоростей движения.
При этом значение предельной скорости будет определяться не-
вписываемостью автомобиля в заданный коридор, что имело ме-
сто при данном эксперименте (ипр на графике не приведена).
Таким образом, при введении блокировки рулевого привода
задних колес в большинстве эксплуатационных условий повы-
шаются предельные скорости движения без заметного ухудше-
ния управляемости.
В связи с тем, что введение запаздывания в рулевой привод
задних колес можно рассматривать как частичную блокировку
в начальный период поворота, все полученные положительные
результаты при блокировке обусловлены конструктивными ме-
роприятиями, обеспечивающими запаздывание.
Для сохранения высоких показателей поворотливости и по-
ворачиваемости, присущих автомобилю с передними и задними
управляемыми колесами, система блокировки рулевого привода
колес задней оси должна предусматривать возможность его
включения и выключения в зависимости от условий движения.
Задняя управляемая ось должна использоваться лишь при дви-
жении с малыми скоростями и при поворотах с малыми радиу-
сами. Испытывая макет с включенной и выключенной задней
управляемой осью в одних и тех же условиях, удалось устано-
вить влияние использования управления задней осью на устой-
чивость прямолинейного движения и на утомляемость водителя
при управлении автомобилем.
Для сравнительной оценки устойчивости и утомляемости за
эталон была принята работа, затрачиваемая водителем на
управление автомобилем на мерном прямолинейном участке ров-
ной дороги длиной 1 км. За единицу работы была принята ус-
ловная величина, пропорциональная действительной работе и
равная работе одного поворота рулевого колеса на 1 °. Опреде-
ляя число и углы поворотов рулевого колеса на мерном участке
специальным прибором, можно подсчитать условную общую ра-
боту при данной скорости движения автомобиля.
На рис. 67 приведена экспериментальная зависимость рабо-
ты водителя от скорости для различных четырехосных автомо-
билей. Автомобиль с задней управляемой осью требует большей
затраты работы, чем автомобиль с одними передними управляе-
201
мыми колесами. Для уп-
равления одного автомо-
биля, имеющего ту или
другую схему, при равных
сопротивлениях на руле-
вом колесе, обеспечивае-
мых гидроусилителем,
требуются различная ра-
бота водителя — разница
составляет 25 ...30%. Это
указывает на худшие ста-
билизирующие свойства
автомобиля, имеющего
Рис. 67. График изменения работы от ско- заднюю управляемую ось
роста: (сказывается влияние де-
1 — формула управления 12-04; 2—формула уп- СТабИЛИЗИруЮЩеГО МОМеН-
равления 12—00 автомобиля большой массы; 3— .
то же, автомобиля средней массы Т&). ПоВЫШвНИв СКОрОСТИ
несколько улучшает стабилизацию благодаря большему влиянию
близлежащей неуправляемой оси.
Установлено влияние технического состояния и зазоров руле-
вого привода. Увеличение зазоров в сопряжениях ухудшает ста-
билизацию управляемых колес и увеличивает работу водителя,
затрачиваемую на управление автомобилем.
Были получены данные по оценке управляемости модели ше-
стиосного автомобильного крана с двумя схемами рулевого
управления (см. гл. 1). Управляемость модели оценивали при
движении по смоделированным дорогам различных категорий и
состояния. Определялись возможности маневра на перекрестках
дорог, разворота для движения в обратном направлении, вписы-
ваемость в дорожные закругления,, управляемость на дорогах с
твердым и размокшим грунтом, при наличии колеи и без нее и
в других условиях.
Количественными характеристиками могут служить мини-
мальный радиус поворота на твердой ровной поверхности, габа-
ритный коридор и усилие на рулевом колесе при повороте на ме-
сте и в движении. Полученные данные позволяют считать (при
пересчете на натуру), что минимальный радиус поворота 17...
18 м при габаритном коридоре не более 6 м является достаточ-
ным для обеспечения удовлетворительной поворачиваемости и
поворотливости длиннобазных многоосных автомобилей при дви-
жении на дорогах центральных регионов страны. Для горных
районов эти показатели поворачиваемости недостаточны. Полу-
ченный вывод подтверждается данными, полученными для ми-
нимальных радиусов поворота автомобилей за рубежом.
При введении дополнительного управления задней оси улуч-
шаются показатели поворачиваемости: радиус поворота снижа-
ется на 2,9 м; габаритный коридор практически не изменяется.
202
При наличии этой управляемой оси уменьшается число опера-
ций, которые необходимо совершить при маневрировании и
управлении автомобилем. Однако при использовании задней
управляемой оси усложняется конструкция рулевого управле-
ния.
Определение устойчивости прямолинейного движения маке-
та проводилось также по величине условной работы водителя на
мерном участке длиной 1 км динамометрической дороги [2]. На-
личие задней управляемой оси снижает устойчивость при пря-
молинейном движении. Однако это снижение незначительно (6 ...
8 %), поскольку в тележке располагаются еще две неуправляе-
мые оси, которые стабилизируют движение и значительно
локализуют дестабилизирующее влияние задней управляемой
оси.
Все это указывает на допустимость введения дополнительной
задней управляемой оси в шестиосном автомобиле, если невоз-
можно обеспечить требующиеся характеристики поворачиваемо-
сти одними передними управляемыми осями. Следует отметить,
что увеличение числа осей автомобиля благодаря возрастанию
момента сопротивления повороту снижает вредные последствия
применения задних управляемых осей. Наиболее ярко эти по-
следствия проявляются на трех- и четырехосных автомобилях,
на которых необходимо обязательно применять привод поворота
задних колес, что обеспечивает устойчивое движение автомо-
биля.
35. ОСОБЕННОСТИ ПОВОРАЧИВАЕМОСТИ И УПРАВЛЯЕМОСТИ
СОЧЛЕНЕННЫХ И МНОГООПОРНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ
Важные эксплуатационные свойства поворотливости, повора-
чиваемости, управляемости и устойчивости движения названных
групп многоосных автомобилей в настоящее время изучены еще
недостаточно. В технической литературе практически отсутству-
ют результаты исследований этих свойств. Материалы, получен-
ные для сочлененных тракторов, на сочлененные автомобили мо-
гут быть распространены не полностью из-за разницы скорост-
ных режимов и характеристик шин, которые существенно
влияют на рассматриваемые свойства.
С определенными ограничениями разработанная теория пово-
рота гусеничных машин может быть распространена на малога-
баритные автомобили, которые, как указано в гл. 1, совершают
поворот по тому же принципу. Существенные поправки в эту тео-
рию надо вносить для учета влияния характеристик широкопро-
фильных эластичных шин. Каждое свойство по каждой группе
автомобилей заслуживает самостоятельного глубокого рассмот-
рения и исследования. Ниже в постановочном плане рассмотрим
203
особенности свойств
сочлененных и мно-
гоопорных многоос-
ных автомобилей.
Сочлененные ав-
томобили. Используя
допущения и мето-
дику анализа, приня-
тые в подразд. 31,
составим расчетную
схему и уравнения
криволинейного дви-
жения сочлененного
автомобиля.
Для получения
наиболее общих за-
висимостей в качест-
ве исходной схемы
Рис. 68. Расчетная схема поворота сочленен-
ного автомобиля
примем схему поворота сочлененного автомобиля полуприцепно-
го типа (рис. 68).
Как видно, схема состоит из двух двухосных секций, соеди-
ненных грузовой платформой с управляемыми шарнирами А и
Б. На схеме положение шарниров совпадает с центрами осей, что
принято для упрощения расчетов геометрических связей. Их по-
ложение определяется координатами lni, 1п2, 1\ и Z2, показываю-
щими расстояния от центра симметрии платформы и звеньев до
шарниров. Подвижную систему координат X и У свяжем с плат-
формой.
Как и в подразд. 31, все внешние силы, действующие на ав-
томобиль с учетом сил инерции, будем считать заданными и за-
меним их обобщенными силами Рх и Ру и моментом приведения
Af0. Неизвестными силами будем считать силы тяги Р\ и Р2 и
боковые силы на осях У». Момент сопротивления повороту Afc
равен сумме моментов сопротивления повороту секций.
На основании рис. 68 и принятых допущений (см. разд. 31)
получим систему общих уравнений, описывающих криволинейное
движение сочлененного автомобиля полуприцепного типа:
уравнения динамического равновесия
Жс+Л70 + Л sin 8[Znl — Р2 sin 02Z„2 — Kj (Zh 1 соs 0! -Ь 2ZX) -4-
+ 2+ cos 61 — Y31 п2 cos 0^ + К4 (Zn2 cos 02 + 2Z^) = 0;
Рх-\-Рг cos 91 +Л; СО3 02 + Л sin 01 — Y2 sin 9j —
— Y3 sin 92 + K4 sin 02=O;
Pu — Px sin Qi + Z32 sin 02 + Л cos 0! —
— K2cos 0i + K3cos02 —K4cos02=O;
204
уравнения упругих связей
i — —X21/2Ynp>
/э2=о,5/эсп+х21/2упр.
При дифференциальной связи секций Pi=P2=Pcn/2 (обо-
значения см. поразд. 31)
уравнения геометрических связей (координаты мгновенного
центра поворота)
D ^nl “Г ^п2 , d __ Ra COS ^2 ,
n—tg fli-i-tg е2—s2—а3 ’ '“cos^-^) ’
a=/nl-^utg(el-8t); ,
COS (02 — 63)
где Rn — радиус поворота центра масс платформы; Ri и R2 — ра-
диусы поворота секций.
По данной приведенной выше системе уравнений можно ре-
шать любые задачи криволинейного движения сочлененных авто-
мобилей.
Эти уравнения могут быть использованы и для решения за-
дач применительно к сочлененному автомобилю с одним управ-
ляемым шарниром, когда 02 — 0, и для сочлененного автомобиля
прицепного типа, у которого отсутствует платформа, поэтому
величины, с ней связанные, приравнивают нулю, т. е. 02 = 0,
/П2 = 0, a 0i=#O и 0 становятся характеристиками шарнирной
связи сочлененного автомобиля прицепного типа.
Сравнение общих уравнений криволинейного движения мно-
гоосного автомобиля с жесткой рамой [(68).. .(70)] с полученной
выше системой уравнений сочлененного автомобиля позволяет
отметить их общность и однородность по составу постоянных и
переменных величин. Эта общность уравнений дает основание
полагать, что закономерности изменения характеристик поворот-
ливости, поворачиваемости, управляемости и устойчивости сочле-
ненных автомобилей будут такие же, как и у автомобилей с же-
сткой рамой. Разница только в том, что у сочлененных автомо-
билей в качестве задающих параметров выступают не углы
поворота колес, а углы складывания секций. Из-за отсутствия
управляемых колес моменты сопротивления повороту секций
с тем же числом осей будут больше, чем у автомобиля с жесткой
рамой.
Для подтверждения отмечаемой общности на рис. 69 для при-
мера приведен расчетный график изменения радиуса поворота
в зависимости от углов поворота (складывания) при статиче-
ском повороте четырехосных автомобилей трех различных схем,
имеющих практическое применение в настоящее время.
График показывает одинаковый характер изменения радиуса
поворота у всех автомобилей. Ограниченность максимального
205
Рис. 69. Изменение минимального ра-
диуса поворота жесткорамного и со-
члененного четырехосного автомоби-
лей в зависимости от угла поворота
(складывания) управляемых колес:
1 и 3 — обычный автомобиль, формулы уп-
равления соответственно 12—00 н 12—34;
2 — сочлененный автомобиль
томобиль можно сравнить с мн
ними и задними управляемыми
угла поворота управляемых ко-
лес у жесткорамных автомоби-
лей (точка А) не позволяет по-
лучить предельных минималь-
ных радиусов поворота, преи-
мущество сочлененной схемы
неоспоримо.
Теоретически и практиче-
ски наиболее эффективной по
характеристикам поворачивае-
мости является схема сочленен-
ного автомобиля (при всех про-
чих равных условиях) со всеми
управляемыми колесами и сис-
темой складывания секций.
Она может обеспечивать наи-
меньшие радиусы поворота, од-
нако такая схема очень слож-
на в конструктивном исполне-
нии.
По характеру изменения
всех прочих переменных вели-
чии, определяющих прохожде-
ние поворота, сочлененный ав-
эгоосным автомобилем с перед-
колесами. Ему свойственны все
преимущества и недостатки последнего.
Применение системы поворота складыванием улучшает по-
казатели поворачиваемости сочлененных автомобилей в различ-
ных условиях и на всех режимах движения. Сочлененные автомо-
били могут иметь хорошие вписываемость и маневренность в
стесненных условиях, эти показатели могут быть даже выше,
чем у автомобиля со всеми управляемыми колесами. Однако для
сочлененного автомобиля, особенно для автомобиля прицепного
типа, характерна недостаточная устойчивость прямолинейного и
криволинейного движения по тем же причинам, которые были
рассмотрены выше для жесткорамного автомобиля с задними
управляемыми колесами. Недостаточная устойчивость движения
сочлененных автомобилей отмечается в технической литературе
и подтверждается практикой их эксплуатации, однако физиче-
ские процессы этих явлений, количественные показатели, харак-
теризующие неустойчивость движения, изучены недостаточно.
В какой-то мере можно понять и установить факторы, опреде-
ляющие неустойчивое движение, если рассмотреть неустановив-
шийся поворот сочлененного автомобиля по методике, приведен-
ной в разд. 33.
Основываясь на этом, можно предположить, что у сочленен-
206
ного автомобиля при входе в поворот на задней секции, как и у
обычного автомобиля на задней группе задних управляемых ко-
лес, возникает переменная по направлению и значению боковая
сила. При выходе из поворота боковая сила в начальный момент
на задней секции будет значительно больше по сравнению с
установившимся поворотом. Эта особенность и определяет не-
устойчивость прямолинейного движения. На задней секции всег-
да действует в контакте шин с дорогой знакопеременная боковая
сила, которая возбуждает поперечные колебания задней секции
вокруг шарнира. Для ликвидации этой неустойчивости движения
необходимо принимать специальные меры.
Очевидно, что рассмотренные выше методы повышения устой-
чивости движения жесткорамных автомобилей с задними управ-
ляемыми колесами путем введения системы их блокировки или
запаздывания поворота по отношению передних колес для сочле-
ненных автомобилей совсем не пригодны, так как блокировка
полностью, а запаздывание частично лишают автомобиль пово-
рачиваемости.
В технической литературе предлагаются методы решения
этой проблемы подбором соотношения масс звеньев и расстоя-
ния от центра масс до оси поворота. Ясно, что при этом причины
возникновения колебаний не устраняются, только изменяется
собственная частота колебаний и систему можно вывести из экс-
плуатационных резонансных режимов.
В условиях эксплуатации соотношение масс звеньев автомо-
биля— величина переменная, она зависит от степени загружен-
ности секции грузовой платформы. Кроме того, при компоновке
автомобиля в процессе проектирования исходить из необходи-
мости изменения частоты поперечных колебаний вряд ли целе-
сообразно. Для обеспечения устойчивости движения на некото-
рых высокоскоростных сочлененных автомобилях в дополнение
к системе управления складыванием применяют одну-две перед-
ние управляемые оси. При движении с высокими скоростями
система управления складыванием блокируется и этим обеспечи-
вается высокая курсовая устойчивость движения автомобиля.
Ясно, что при таком конструктивном решении значительно услож-
няется конструкция автомобиля. Поэтому оно не получило ши-
рокого практического распространения. Вероятно, усилия иссле-
дователей и конструкторов должны быть сосредоточены на изы-
скании оптимальной системы поворота сочлененного автомобиля,
исключающей или гасящей путем демпфирования возникающие
колебания секций.
Для определения направлений решения поставленной задачи
рассмотрим принципиальную схему системы, обеспечивающей
поворот сочлененного автомобиля методом складывания секций.
Из рис. 70, а видно, что система включает гидронасос 7 с обо-
рудованием, рулевой механизм 6, связанный механической об-
207
ратной связью 5 с двуплечим рычагом 4 и с золотниковым уст-
ройством 8. Два гидроцилиндра 9 обеспечивают относительный
поворот звеньев около центра 0.
Важным элементом поворотного устройства является распре-
делительная коробка 1, назначение которой переключать соеди-
нение полостей гидроцилиндра 9 с нагнетающим и сливным тру-
бопроводами при переходе поршня через мертвую точку и этим
обеспечивать поворот секций на угол складывания до 90°. Зо-
лотники распределительной коробки переключаются системой
рычагов 2 в зависимости от положения звеньев. На рис. 70,6 по-
казано положение звеньев при подходе поршня левого гидроци-
линдра к мертвой точке, при которой шарниры О, Oi, О2 распо-
лагаются на одной прямой. Рычаг 2 перемещает золотник 3, и
назначение полостей гидроцилиндра меняется: напорная полость
соединяется со сливной, а сливная полость прямого давления ста-
новится напорной.
Рассмотренная система поворота сочлененного автомобиля
по структуре аналогична рулевому управлению с гидроусилите-
лем обычного автомобиля. Разница только в том, что механиче-
ский привод 5 с системой тяг, рычагов и шарниров предназначен
только для обеспечения обратной связи между прицепной сек-
208
циеи и распределителем, который сравнивает задающий сигнал
от рулевого управления и сигнал о текущем положении звеньев
от рычага 4. При рассогласовании этих сигналов золотник сме-
щается в ту или иную сторону, включая в работу гидроцилиндры.
Механическая часть системы работу по повороту секций не про-
изводит, ее выполняют гидроцилиндры. Известны системы пово-
рота, в которых для обратной связи использован гидравлический
или электрический привод.
Параметры системы поворота во многом определяют свойст-
ва поворотливости, поворачиваемости, управляемости и устой-
чивости. Так, управляемость и устойчивость зависят от переда-
точного числа рассмотренной выше системы поворота. Для обес-
печения хорошей управляемости рекомендуется, чтобы общее
передаточное число w=amax/0max=:25.. .33, где атах=10 рад/с —
максимально возможная скорость вращения рулевого колеса;
0тах=О,3.. .0,4 рад/с — предельная угловая скорость относитель-
ного поворота звеньев по условию опрокидывания или бокового
заноса (рис. 71).
Допустимая предельная угловая скорость складывания зави-
сит как от скорости движения, так и от конечного угла склады-
вания 0.
Следует подчеркнуть, что приведенные рекомендации разра-
ботаны для двухосных сочлененных автомобилей с шинами боль-
шого диаметра и большой жесткости. Поэтому для автомобилей
других типов эти рекомендации требуют проверки. Кроме того,
требуется разработка конструкции и оценка эффективности вве-
дения в систему упругой и демпфирующей связей для гашения
колебаний, нарушающих
курсовую устойчивость дви-
жения.
Важной характеристикой
поворота сочлененного авто-
мобиля является максималь-
ный угол складывания звень-
ев. Он определяет, с одной
стороны, требующийся ради-
ус поворота секций, который
по возможности должен
быть минимальный; с дру-
гой стороны,— расстояние
от оси поворота механизма
до секций, которые также
должны быть минимальны-
ми. Выбор этого угла также
является оптимизационной
задачей.
Рис. 71. Зависимость изменения угловой
скорости складывания звеньев по усло-
вию опрокидывания или заноса при раз-
личных углах складывания секций:
1— 0=0,04 рад; 2-0-0,14 рад; 3 — 0—
=0.27 рад; 4 — 6=0,4 рад
209
Статистические данные значений углов существующих кон-
струкций автомобилей показывают, что они изменяются в преде-
лах 22.. .90°. Для большинства автомобилей этот угол равен
40.. .45°. Ясно, что выбор оптимального угла складывания звень-
ев прежде всего зависит от предназначения сочлененного автомо-
биля, областей и условий его использования.
Многоопорные автомобили. Возможность поворота всех опор
автомобиля на 90° (см. разд. 6) создает уникальные характери-
стики поворачиваемости, несмотря на их огромные размеры. Ра-
диус поворота этих автомобилей может изменяться, как и у гу-
сеничных машин, от 0 до оо, а мгновенный центр поворота может
занимать любое положение на горизонтальной плоскости.
На рис. 72 изображены некоторые возможные схемы движе-
ния многоопорного автомобиля. Направление движения показа-
но стрелками. Для создания того или иного вида движения ав-
томобиля необходим поворот всех опор по строго заданному
закону, исключающему абсолютное скольжение опор и обеспе-
чивающему минимальное сопротивление повороту. Для обеспе-
чения поступательного движения в том или ином направлении
210
(см. рис. 72, а и б) все опоры должны быть повернуты на один
и тот же угол: для схемы a 01 = 02 = ... — а/=45°; для схемы б
ai — ai—.. .=а,=90°.
Для обеспечения криволинейного движения зависимости из-
менения углов поворота опор сложнее.
Для схемы в поворот должен происходить вокруг мгновенно-
го центра поворота, лежащего на поперечной оси вне проекции
автомобиля:
a(-H=arcctglctga/B4-——) ;
\ ч 1
a/„(B)«arcctg(,4Lctga1H(B).) ;
\ ч /
R = ctgaZB+&=Z,.ctga;H —й.
Для схемы г — вокруг мгновенного центра поворота, лежа-
щего на продольной оси:
а,н=-а(В; a;=arctg (tgaz-{--*~Z* J ; /?=Zz4-*tgaz.
Для схемы д — поворот вокруг центра симметрии автомо-'
биля:
а/и=—aZB; az=arctg f-^- tga/) ;• /?=0.
\ ч /
В этих зависимостях R— расстояние от центра поворота до
центра симметрии автомобиля; aJH и а(В — углы поворота i-й
опоры соответственно наружной и внутренней сторон по отноше-
нию к центру поворота; 2Ь — колея автомобиля; Ц — расстояние
от Z-й опоры до центра симметрии. При расчетах необходимо
соблюдать правило знаков.
На многоопорных автомобилях соблюдение закономерностей
поворота опор, описываемых сравнительно сложными зависимо-
стями, возложено на специальную систему, включающую ЭВМ
(рис. 73).
Система имеет обычное рулевое колесо 1, которое валом свя-
зано с механическим редуктором 10 и датчиком 11, подающим
электрический сигнал в блок обработки данных 4, гидротормо-
зом 6, создающим водителю «чувство поворота рулевого колеса».
Этот тормоз управляется электронным блоком 5. Программы
управления поворотом опор заложены в мини-ЭВМ 3. Ту или
иную программу поворота выбирает водитель и включает ее на
приборной панели 2, размещенной в кабине. Команды управле-
ния опорой по заданной программе передаются через централь-
ный блок обработки данных 4, блок контроля угла поворота
опоры 7 на золотниковое клапанное устройство 9, которое управ-
211
Рис. 73. Схема электронной системы поворота опор миогоопорного автомобиля
ляет работой гидроцилиндра 12, воздействующего на механизм
поворота опоры 13 на заданный угол.
Отсчет угла поворота опоры осуществляется потенциометри-
ческим датчиком 8, от которого подаются электрические сигналы
в блок контроля 7 и от него на центральный блок 4.
Как видно из описания, система управления является замк-
нутой, саморегулирующейся, работает в полуавтоматическом ре-
жиме. Система, изготовленная из современных микроэлектрон-
ных блоков и прецизионных гидроэлементоь, работает надежно,
позволяет водителю маневрировать автомобилем с огромным
грузом в разнообразных стесненных условиях.
36. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ СХЕМЫ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ
НА ОБЩИЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ
Выбор схемы рулевого управления определяет важнейшие
характеристики многоосного автомобиля, связанные с поворачи-
ваемостью, поворотливостью, управляемостью и устойчивостью
движения, т. е. характеристики, от которых зависит маневрен-
ность автомобиля и безопасность движения. В связи с этим вы-
бор схемы рулевого управления является одним из важнейших
этапов общих конструктивных решений многоосного автомобиля.
После определения числа осей и размещения их по базе должна
решаться задача определения числа управляемых осей и места
их расположения. При этом должен быть четко определен и
обоснован выбор схемы управления: применение только перед-
них управляемых осей, передних и задних управляемых осей, или
212
всех управляемых осей. Теоретические и экспериментальные ис-
следования позволили выявить свойства, преимущества и недо-
статки возможных схем рулевого управления многоосных авто-
мобилей.
Применение задних управляемых осей в сочетании с перед-
ними при всех прочих равных параметрах позволяет значитель-
но улучшить показатели поворачиваемости автомобиля в различ-
ных условиях и на всех режимах движения. Это важное
преимущество может обеспечить длиннобазным многоосным ав-
томобилям хорошую вписываемость в кривые дорожной сети и
удовлетворительную маневренность в условиях различной мест-
ности, строительных площадках, в том числе и в горных усло-
виях, а для двухосных легковых автомобилей успешно решать
все обостряющуюся проблему «тесноты» транспортного потока
больших городов.
Наличие задних управляемых осей может предопределять
ряд важных эксплуатационно-технических недостатков. Автомо-
били с таким управлением имеют низкие показатели устойчиво-
сти прямолинейного и криволинейного движения по трем основ-
ным причинам:
неблагоприятное распределение боковых сил при движении
по траектории постоянной кривизны. Наибольшая суммарная
боковая сила, как правило, приходится на группу колес, распо-
ложенных в задней части, что обусловливает склонность авто-
мобиля к заносу;
возрастание боковой реакции на колесах задних управляемых
осей при выходе из поворота, что может явиться причиной нача-
ла заноса автомобиля. Гашение заноса обычно применяемыми
методами — резким поворотом колес в сторону заноса — на этих
автомобилях недопустимо; такой метод приводит к возрастанию
заноса;
отсутствие возможности стабилизации задних управляемых
колес вследствие изменения направления боковой реакции в
процессе поворота и в связи с этим возникновения дестабилизи-
рующего момента на задних осях. Это определяет низкую устой-
чивость прямолинейного движения, усиливающуюся с появле-
нием свободного хода в приводе управляемых колес.
Склонность автомобилей к заносу, наличие дестабилизирую-
щего момента, сложность гашения заноса, смещение траектории
задних осей от центра поворота при входе в поворот и другие
особенности значительно усложняют управление автомобилем с
задними управляемыми колесами. Такое управление требует
особого внимания и повышенного напряжения водителя, что
ускоряет его утомляемость. В этом случае необходима специаль-
ная целенаправленная подготовка водителей.
В связи с тем, что недостатки рулевого управления задних
управляемых колес определяют безопасность движения, при соз-
213
дании таких автомобилей должен быть разработан специальный
привод поворота управляемых колес.
Теоретически и экспериментально показано, что для получе-
ния решающих преимуществ автомобилей по поворачиваемости
с передними и задними управляемыми колесами и исключения
неустойчивости их движения привод управления задними управ-
ляемыми колесами должен обеспечивать их пассивную роль в
формировании поворачивающего момента на всех режимах дви-
жения и поворота.
Для этого в приводе рулевого управления должно быть уста-
новлено специальное следящее или регулирующее устройство,
обеспечивающее определенную закономерность поворота задних
колес в зависимости от угла поворота передних и скорости дви-
жения автомобиля. При этом надо выполнять следующие усло-
вия: не начинать поворота задних колес для уменьшения радиу-
са поворота до тех пор, пока автомобиль не войдет в поворот и
на задних, еще не повернутых колесах, пока не возникнет боко-
вая сила в контакте шины с опорой, направленная в сторону
мгновенного центра поворота автомобиля. При дальнейшем сов-
местном повороте передних и задних колес на задних колесах не
должен возникать активный поворачивающий момент, их пово-
рот должен быть таким, чтобы лишь уменьшить момент сопро-
тивления повороту по сравнению с моментом при неуправляемых
задних колесах.
Известны три возможных направления конструирования
привода управления колесами автомобиля, частично или пол-
ностью удовлетворяющих указанной закономерности работы
привода:
ручная или автоматическая блокировка привода управления
задними колесами в зависимости от скорости движения автомо-
биля;
частичная автоматическая блокировка привода управления
задними колесами, обеспечивающая запаздывание начала пово-
рота задних колес относительно передних на 0,1 рад;
автоматическое регулирование с помощью микропроцессора
поворота задних управляемых колес в зависимости от скорости
движения автомобиля и поворота передних колес.
Каждое из трех возможных конструктивных решений облада-
ет своими положительными и отрицательными свойствами, для
установления которых необходимо проводить сравнительные ис-
следования. Для многоопорных автомобилей, используемых для
перевозки негабаритных грузов очень большой массы, целесооб-
разно применение системы управления, позволяющей обеспечи-
вать кроме кругового движения поступательное движение авто-
мобиля в боковом направлении. Система должна быть
полуавтоматической и изготовленной на базе современных мик-
роэлектронных схем и гидравлических прецизионных элементов.
214
При определении целесообразной схемы рулевого управления
следует учитывать, что недостатки применения задних управляе-
мых осей по мере увеличения числа осей уменьшаются. Наиболее
резко эти недостатки проявляются на двух-, трех- и четырехос-
ных автомобилях.
На автомобилях с числом осей более шести, имеющих невы-
сокие максимальные скорости движения, применение специально-
го привода управления задних управляемых колес необязательно.
Криволинейное движение сочлененных автомобилей описыва-
ется системой уравнений, подобных системе уравнений много-
осного автомобиля с жесткой рамой. По характеру закономерно-
стей качественного изменения показателей поворачиваемости,
поворотливости, управляемости и устойчивости сочлененный ав-
томобиль подобен многоосному автомобилю с передними и зад-
ними управляемыми колесами. Ему свойственны те же преиму-
щества и недостатки, которые объясняются физическими явле-
ниями, рассмотренными выше.
Проблема повышения устойчивости прямолинейного движе-
ния сочлененных автомобилей более сложная и требует иных
конструктивных решений. Возможными направлениями могут
быть: введение одной, двух осей с управляемыми колесами или
введение упругой и демпфирующей связи в гидравлическую си-
стему управления секциями автомобиля. Подбор соотношения
масс звеньев и расстояния от оси поворота до центра масс звень-
ев причины возникновения поперечных колебаний звеньев не
устраняет и является способом с ограниченными возможностями.
Глава VI
ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ
ПРОТИВ ОПРОКИДЫВАНИЯ
Огромная масса перевозимого многоосными или многоопор-
ными автомобилями или монтируемого на них груза при высо-
ком расположении его центра масс и ограниченных возможно-
стях увеличения опорной поверхности автомобиля определяют
проблему обеспечения устойчивости таких автомобилей против
опрокидывания. В связи с этим должна быть решена задача бо-
лее глубокого и всестороннего изучения и раскрытия сущности
физических явлений, сопровождающих опрокидывание. Для это-
го необходимо установить закономерности, вызывающие и со-
провождающие эти сложные процессы, с целью разработки
практических рекомендаций по конструированию и эксплуатации
многоосных автомобилей.
Потеря поперечной устойчивости возможна в трех характер-
ных условиях:
при резонансных поперечных колебаниях автомобиля на не-
благоприятных по возмущающим воздействиям неровностях,
приводящих к опрокидыванию. Отмечены случаи опрокидывания
на гармонических неровностях при скоростях 5. ..10 км/ч;
на косогоре или на сильно деформируемых грунтах, когда
неожиданно из-за осыпания или интенсивной деформации грун-
та под одной стороной автомобиля может образоваться «косо-
гор»;
при криволинейном движении с большими скоростями.
Рассмотрим эти три режима движения, начав с двух послед-
них, применительно к многоосным автомобилям.
37. СТАТИЧЕСКАЯ ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ
Опрокидывание автомобиля на косогоре, на деформируемых
грунтах и при повороте обычно рассматривают статически. Во
всех трех случаях задача определения устойчивости сводится к
оценке равновесия сил и моментов, опрокидывающих автомо-
биль, и сил и моментов, восстанавливающих устойчивое положе-
ние. Поэтому эти случаи оценки устойчивости иногда называют
устойчивостью равновесия.
В качестве критериев поперечной устойчивости рассматрива-
ются или критическая скорость или предельный допустимый угол
крена.
Следует отметить, что приводимые в литературе аналитиче-
ские зависимости критериев устойчивости получены для упро-
216
щенной расчетной схемы двухосных автомобилей и при допуще-
ниях, которые в расчетах для многоосных автомобилей дают
большую погрешность. Например, на многоосных автомобилях
из-за большой податливости несущей системы, боковой эластич-
ности шин, сложной кинематической схемы подвески, многоопор-
ности трудно аналитически определить положение оси крена
подрессоренной и неподрессоренных масс автомобиля; практиче-
ски невозможно точно учесть положение точки приложения реак-
ций на деформируемых шинах при опрокидывании. Опрокидыва-
ние многоосного автомобиля происходит с постепенным пооче-
редным отрывом отдельных колес каждой стороны. Большое
влияние на этот процесс оказывают силы трения, а также нели-
нейность упругих и демпфирующих сил.
Все это значительно усложняет получение точных аналити-
ческих зависимостей критериев оценки поперечной устойчивости
многоосного автомобиля, поэтому определить их расчетным пу-
тем даже с применением ЭВМ трудно. Важным препятствием
является также то, что в настоящее время отсутствуют досто-
верные данные характеристик многоосного автомобиля, опреде-
ляющих его устойчивость по опрокидыванию. К ним прежде
всего относятся характеристики податливости рамы на кручение,
характеристики боковой эластичности оси (шины), коэффициен-
ты радиальной и тангенциальной жесткостей шин, коэффициен-
ты сопротивления повороту. Все эти характеристики зависят от
многих факторов, на них влияющих. Отсутствие таких данных
не позволяет получить достоверные результаты даже при иссле-
довании установившихся режимов и разработать соответствую-
щую методику.
Оценка устойчивости равновесия против опрокидывания упро-
щается в связи с созданием специального стенда опрокидывания
[2], позволяющего получить весь комплекс статических характе-
ристик автомобиля. Разработана методика расчетно-статических
испытаний многоосного автомобиля на устойчивость против
опрокидывания. Методика базируется на том положении, что бо-
ковая сила в центре масс автомобиля, приводящая к потере
устойчивости против опрокидывания, не зависит от условий дви-
жения. Боковая сила в начале опрокидывания не менялась при
опрокидывании в различных условиях. Боковая сила, вызываю-
щая опрокидывание для данного автомобиля, — величина посто-
янная, при достижении боковой силой этого значения автомобиль
теряет устойчивость. Поэтому боковая сила (или пропорциональ-
ное ей поперечное ускорение) при повороте может быть принята
в качестве оценочного параметра, характеризующего способность
автомобиля противостоять опрокидыванию.
Значение боковой силы Т, вызывающей потерю устойчивости,
может быть с достаточной для практических целей точностью
определено по данным, полученным на стенде опрокидывания.
8—704 217
Рис. 74. Схема сил, действующих на автомобиль в поперечной плоскости:
а — при повороте; б — на стенде опрокидывания
На рис. 74 приведена схема сил, действующих на автомобиль в
поперечной плоскости при криволинейном движении и на стенде.
На основании схемы а для первого этапа опрокидывания при
повороте, когда крен подрессоренной массы обусловлен дефор-
мацией подвески и шин относительно оси крена, проходящей че-
рез точку О (положение оси крена зависит от типа подвески),
можно записать уравнение равновесия под действием момента
крена и восстанавливающего момента:
МЯ=ТН cos$—OaH sin р,
где Л4в=Сфр — восстанавливающий момент, равный произведе-
нию угловой жесткости подвески и шин на угол крена.
Принимая sin |3 = (3 и cos р=1 (так как угол крена по экспе-
риментальным данным не превышает 8°), можно получить теку-
щее значение угла крена
^=THKCf-GaH). (73)
Рассматривая равновесие системы относительно оси опроки-
дывания, проходящей через точку О, и учитывая, что в момент
начала опрокидывания 2л=0, получим значение боковой силы,
прн которой автомобиль теряет устойчивость:
7'тах=°а К5/2) “ Д “ 7/ sin ₽max]/(/f COS ^х). (74)
218
Решая совместно уравнения (73) и (74) с учетом получения
характеристик опрокидывания на специальном стенде [2J, най-
дем
Ртах = Оа [(Д/2)-Д]/С?.
Аналогично, рассматривая схему нагружения на стенде опро-
кидывания (см. рис. 74, б), получим выражения для боковой
силы и угла крена в момент потери устойчивости:
Ушах== Оа COS j(S/2) — Д' Н SIH Pmax]/(/7 COS Ртах);
Ртах= Оа COS ср [(В/2) — Д']/С?.
Приняв равенство деформаций шин и углов крена на стенде
и при движении на повороте, т. е. Д=Д' и 0 = 0', получим
Утах/^тах—1/cos ф (где ф — угол поперечной статической устой-
чивости на стенде).
Учитывая, что на стенде опрокидывания боковая сила потерн
устойчивости 7’/max=Ga sin ф, получим 7'/max= Ga sin ф и
rmax=Oatg<?>
Поперечное ускорение, соответствующее потере устойчивости:
Сопоставление расчетных и экспериментальных данных уско-
рений потери устойчивости против опрокидывания показало, что
поперечное ускорение в центре масс при повороте имеет перемен-
ный колебательный характер. На различных режимах колебания
характеризуются какой-то средней величиной. Для потери устой-
чивости автомобиля под действием поперечной силы совершает-
ся определенная работа, поэтому экстремальные значения крат-
ковременных ускорений не определяют устойчивости против
опрокидывания. Его определяет среднее значение ускорения, а
соответственно и боковой силы.
Сопоставление расчетных и средних экспериментальных уско-
рений дает приемлемую для инженерных расчетов сходимость.
Отклонения, как правило, не превышают 5%. Ниже приведены
данные расчетно-статических и динамических испытаний неко-
торых автомобилей:
Автомобиль.................................. I п
Угол статической устойчивости, определенный
на стенде................................... 34’26' 34°30'
Поперечное ускорение в центре масс (в м/с2)
по результатам испытаний:
расчетно-статических ................... 6,75 6,75
динамических............................. 6,7 7,0
III
36’
7,13
7,0
Таким образом, угол статической устойчивости, определен-
ный на стенде опрокидывания, может быть принят как пара-
8*
219
метр, характеризующий динамическую устойчивость автомоби-
лей, способность их противостоять опрокидыванию. Боковая си-
ла или поперечное ускорение, рассчитанные по этому углу стати-
ческой устойчивости, могут служить оценочными параметрами
устойчивости. Значения показателей устойчивости некоторых
автомобилей против опрокидывания приведены в табл. 15.
Следует отметить, что полученный параметр, хотя и является
важнейшей характеристикой автомобиля, не полностью позво-
ляет судить о динамической устойчивости автомобиля в системе
водитель—автомобиль —дорога. Кроме способности противо-
стоять силам опрокидывания необходимо учитывать вероятность
действия в реальных условиях эксплуатации предельных значе-
ний этих сил. Здесь определяющими являются тягово-динамиче-
ские показатели автомобиля и (в меньшей мере) характеристики
управляемости. Чем выше эти показатели при равных углах ста-
тической устойчивости, тем меньше устойчивость автомобиля на
дорогах против опрокидывания. Количественная связь этих пока-
зателей пока не установлена.
Следовательно, сопоставлять и сравнивать различные авто-
мобили, оценивая их устойчивость против опрокидывания по
углу статической устойчивости, полученному на стенде, можно
при наличии приблизительно равных тягово-динамических пока-
зателей, удельных мощностей, максимальных и средних скоро-
стей и разгонных характеристик этих автомобилей.
Исследования показали, что в условиях нормальной эксплуа-
тации боковые ускорения автомобилей не превышают 0,25...
0,3g, т. е. водитель и пассажир сохраняют обычную свободную
посадку и не ощущают опасности опрокидывания и не прини-
мают мер коррекции движения. Испытания показали также, что
15. Характеристики устойчивости автомобилей
Параметр ГАЗ-63 ГАЗ-66 IS-EVJ ЗИЛ-131 ЗИЛ-431410 «Урал-375» МАЗ-500
Предельное угловое ускоре- ние в долях g 0,45 0,56 0,57 0,55 0,40 0,54 0,39
Угол бокового опрокидыва- ния, 0 Предельная скорость на по- вороте радиусом 25 м, км/ч 31 36,5 34 34 32 34 31
39,5 50 48 44 42 46,5 42
Примечание. Автомобили имеют полную нагрузку, занимающую вееь объем
платформы.
220
Рис. 75. Гистограмма боковых ускорений автомобиля в различных условиях:
й и б — соответственно эксплуатационный и форсированный режимы движения
порог чувствительности человека к боковым ускорениям состав-
ляет 0,1g; меньшие ускорения неощутимы.
На рис. 75 показана гистограмма боковых ускорений, полу-
ченных при испытаниях десяти автомобилей разных типов в раз-
личных дорожных условиях.
Сравнение предельных по условиям опрокидывания боковых
ускорений, приведенных в табл. 15, с их эксплуатационным диа-
пазоном (0,3g) позволяет сделать вывод, что опрокидывание ав-
томобилей происходит в результате ошибок в управлении (пре-
вышение скорости, резкий поворот рулевого колеса и т. д.) ив
особых аварийных ситуациях.
При равных динамических свойствах одной степенью безопас-
ности (вероятностью опрокидывания, наработкой на одно опро-
кидывание) обладают автомобили с одинаковыми предельными
боковыми ускорениями. При разных динамических качествах
для обеспечения одинаковой безопасности в указанном смысле
предельные боковые ускорения автомобиля должны быть про-
порциональны квадратам средних скоростей движения или в
первом приближении — квадратам удельных мощностей. Это
выполняется не на всех автомобилях, и вероятность их опроки-
дывания различна. Однако опрокидывание автомобилей, при-
веденных в табл. 15, невозможно в условиях нормальной экс-
плуатации.
Если предельное боковое ускорение менее 0,3g, то опрокиды-
вание автомобиля становится возможным и в условиях нормаль-
ного движения без каких-либо ошибок со стороны водителя.
Указанному значению предельного бокового ускорения соответ-
ствует угол наклона на стенде 17,5°, вызывающий боковое опро-
кидывание. Значения предельной по условиям опрокидывания
скорости в этом случае составят на повороте радиусом 25 м
32.. .33 км/ч, а на повороте радиусом 50 м 44.. .45 км/ч.
Представляет интерес соотношение предельных углов опро-
кидывания при нормальной эксплуатации автомобиля и при ава-
рийной ситуации. В обычных условиях эксплуатации нагружение
221
автомобиля боковой силой происходит плавно, с нарастанием
угла бокового крена без ускорения. В особых условиях нагруже-
ние боковой силой может происходить динамически, крен систе-
мы в этом случае происходит с ускорением, кинетическая энер-
гия возрастает. Эта энергия расходуется на дополнительную де-
формацию автомобиля в поперечной плоскости.
Движение системы при динамическом крене может быть
представлено дифференциальным уравнением (см. рис. 74)
4₽ = 7//-р(С?-СаЯ), (75)
где /р — момент инерции системы в поперечной плоскости.
Уравнение (75) относительно р имеет решение в виде
? = ТНг и + С1 eXP (I АГ> + С2 еХР( -1 Л/) =
= Г и"+Сз cos At4-С4 sin At,
— GaH
где Л—фЛ(С¥—Оа/)Уз С15 С2, С3, С4—постоянные интегрирова-
ния; t — время.
Постоянные интегрирования из начальных
/=0; 0 = 0 и 0=0;
Сз
условий, когда
TH
; С4=0,
тогда
Сч - GaH
------- 1 — cos
C„-GaH
C*-GaH
(76)
t
(76) по макси-
Определив экстремальное значение функции
муму, с учетом уравнения (73), показывающего статическое из-
менение угла крена, получим
'дтах/?с щах 2.
Это означает, что аварийный угол крена в 2 раза больше его
статического значения при воздействии одной и той же опроки-
дывающей силы. Для реальных автомобилей это соотношение
несколько меньше двух, поскольку расчетное значение получено
без учета нелинейности боковой приведенной жесткости креня-
щейся системы, неупругого сопротивления и силы трения, кото-
рые имеют место в реальных условиях опрокидывания автомо-
билей.
При инженерных приближенных расчетах с учетом запаса
по устойчивости можно считать, что динамический угол крена
не должен превосходить статический более чем в 2 раза. Напри-
мер, угол наклона косогора, по которому может уверенно дви-
гаться автомобиль без опрокидывания, должен быть не более
222
половины статического угла устойчивости, определеииого на
стенде опрокидывания.
Опрокидывание на деформируемых грунтах является особым
опасным случаем потери устойчивости и характерным для неко-
торых многоосных автомобилей. У обычных автомобилей такое
явление наблюдается редко.
Опрокидывание чаще всего происходит при съезде многоос-
ного автомобиля с высоким расположением центра масс и боль-
шими нагрузками на ось (более 100 кН) одной стороной на
обочину дороги, имеющей низкую несущую способность грунта
и неукрепленные откосы. При этом из-за больших осевых на-
грузок колеса одной стороны, находящиеся на обочине, проре-
зают глубокую колею, происходит сползание грунта и автомо-
биль с грузом опрокидывается вследствие крена подрессоренной
массы на мгновенно образовавшемся «косогоре», превышающем
допустимую крутизну. Опрокидывание происходит, как правило,
быстро и часто бывает трудно принять какие-либо меры по его
предотвращению.
В рассматриваемом случае условие устойчивого движения
по опрокидыванию можно записать:
(77)
Из выражения (77) следует, что опрокидывание автомобиля
зависит не только от угла статической устойчивости ср, но также
и от разности глубин образуемой колеи с наружной (по отноше-
нию оси дороги) Нн и внутренней Нв сторон автомюбиля.
Глубина образуемой колеи находится в сложной зависимости
от параметров грунта и характеристик шины, нагрузки на колесо,
числа проходов по одному следу и др. Для оценки устойчивости
на деформируемом грунте предложена номограмма, построенная
на основе расчета опрокидывания автомобиля при образовании
различной по глубине колеи в зависимости от состояния грунта.
По номограмме (рис. 76) графоаналитическим методом можно
определить допустимую несущую способность обочины дороги,
исключающую опрокидывание. Номограмма строится для каж-
дого многоосного автомобиля, для которого существует опас-
ность опрокидывания на деформируемых грунтах.
На рис. 76 в первом и третьем квадрантах изображены семей-
ства кривых изменения образуемой колеи с каждой стороны ав-
томобиля на различных грунтах, характеризуемых параметрами
ст и р, [1, 16].
Кривые построены по зависимости, связывающей нагрузку
на колесо GK с образуемой колеей Нк [16],
GK=^AV2^(i-H/3)//r0’8,
где сг и ц — параметры деформируемого грунта; 6К — ширина
шины колеса, см; гж—Гк(1 + йг/Л)— радиус жесткого колеса,
223
эквивалентного по кривизне деформируемому, см; hz=GKlcm —
радиальный прогиб шины, см.
При расчетах нагрузки на колесо наружной стороны Ок.и
(нижний третий квадрант) принимается в момент опрокидыва-
ния на наклонной плоскости (см. рис. 74):
°к.н=-. , 5а . ~ [cos ср (g/2-ф Н sin §)-]-// sin <р].
я (В — Д)
Во втором квадранте приведено условие устойчивого движе-
ния по неравенству (77) с учетом угла наклона ад дорожного
полотна О...60.
По данной номограмме, зная характеристики грунта проез-
жей части и обочины, можно определить (на рис. 76 построение
показано тонкой линией со стрелкой) условие устойчивого дви-
жения по дороге данного состояния. Для оценки устойчивости
таким способом должна быть проведена предварительная раз-
ведка маршрута движения с определением параметров грунта.
Особым случаем опрокидывания автомобилей с грузом мо-
жет быть опрокидывание при воздействии ветровой нагрузки.
Такой случай опрокидывания возможен для многоопорных тран-
спортных средств, перевозящих грузы с большой парусностью.
Опрокидывание под действием ветра можно рассматривать как
действие динамических сил, переменных по времени. Ветровой
поток не является постоянным, скорость порывов ветра может
превосходить среднюю скорость в 1,5...2 раза и в этом случае
возможно опрокидывание. В простейшем случае расчет устойчи-
вости по условиям опрокидывания можно проводить, решая за-
дачи равновесия с введением коэффициента динамичности
224
38. ПОПЕРЕЧНЫЕ КОЛЕБАНИЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ПОПЕРЕЧНАЯ
УСТОЙЧИВОСТЬ
Физические процессы, сопровождающие опрокидывание от
поперечных колебаний многоосных автомобилей, более сложные,
чем те, которые рассмотрены выше. Очевидно, для установления
закономерностей, управляющих опрокидыванием, необходимо
подробно рассмотреть пространственную систему колебаний мно-
гоосного автомобиля на неровностях пути. При решении постав-
ленной задачи используем подход, исходные предпосылки, упро-
щения расчетной схемы и частные допущения, принятые в гл. II
при исследовании вертикальных и продольно-угловых колебаний
многоосных автомобилей. Главное внимание сосредоточим на
установлении влияния об-
щих конструктивных ре-
шений на поперечную ус-
тойчивость по опрокиды-
ванию, при поперечных
колебаниях.
Принятая к исследова-
нию расчетная схема по-
перечных колебаний изо-
бражена на рис. 77.
Согласно схеме допол-
нительные поперечные
колебания будем рассмат-
ривать в двух обобщен-
ных координатах У и у с
учетом колебаний по ко-
ординатам z и ф и двух
вспомогательных коорди-
натах <7 и £.
В дополнение к силам,
действующим в системе Рис. 77. Расчетная схема поперечных
подрессоривания, рас- колебаний
смотренным в подразд. 9,
появляется в контакте шин с дорогой боковая переменная сила
У, которую согласно деформационной теории будем определять
из выражения
г=с6д6,
где Сб — коэффициент боковой жесткости, а Де — боковая дефор-
мация шины, Дб/=Яу—у (рис. 77).
Из-за появления поперечных колебаний по координатам у и у
подлежат уточнению выражения перемещений в подвеске:
225
Поперечные колебания могут быть описаны следующей до-
полнительной системой дифференциальных уравнений (обозначе-
ния согласно рис. 77 и 15):
Мпу+2г-СбУ = 2пС6Ну;
ЛН (2СР6Н ^п.С6Н2—Mngf-I) у=‘2пС6Ну+
miti++(£₽ 4" ~ c^i—ср (z -f- by 4- fy?) 4-
4-HaU4-H4-M>)-
Поделим все члены уравнений соответственно на Мп, 1Х и mi
и произведем преобразования по методике, изложенной в под-
разд. 9, в результате получим дополнительную систему диффе-
ренциальных уравнений поперечных колебаний, аналогичную по
построению и значениям входящих коэффициентов дифференци-
альным уравнениям вертикальных и продольно-угловых колеба-
ний, приведенным в гл. II:
у 4- ыиу 4- <°2у у=Qy;
y4-2£7y+<i)?y=Qt;
£<4-2^,^ 4-“Н*=<?<:•
При отсутствии амортизатора в системе поперечных колеба-
ний по оси у парциальный коэффициент затухания колебаний
системы 7^=0.
Для исследования полученной системы дифференциальных
уравнений принципиально важным вопросом является выбор
расчетных неровностей дороги. Учитывая характер поставленной
задачи и опыт эксплуатации многоосных автомобилей, в качест-
ве дорожных возмущений примем гармонические неровности, по
которым автомобиль движется колесами одной стороны. В этом
случае можно получить ярко выраженные поперечные колеба-
ния автомобиля максимальной интенсивности в резонансном
режиме движения. В практике опрокидывание под воздействием
поперечных колебаний происходит только при резонансных по-
перечных колебаниях. Если неровности микропрофиля дороги
имеют случайный характер, потеря поперечной устойчивости в
результате опрокидывания вряд ли возможна. Кроме того, детер-
минированное возмущение под воздействием гармонических не-
ровностей микропрофиля опорной поверхности позволяет срав-
нительно точно оценить влияние общих и отдельных частных
конструктивных решений автомобиля на устойчивость движения.
226
Для решения полученной системы дифференциальных урав-
нений можно использовать как ЭВМ, так и операторный метод
Лапласа или матричный способ.
При сравнительных расчетах был принят гипотетический ряд
многоосных автомобилей, имеющих число осей от 2 до 12 и теле-
жечную схему расположения осей по базе. Нагрузка на колесо
принималась постоянной для всех автомобилей GK=59 кН. От-
ношение неподрессоренных масс к общей массе было принято
равным 0,1. Жесткостные параметры подвески выбирались из
условия обеспечения хороших показателей плавности хода авто-
мобилей и соответствовали значениям Ср= (4...6) 105 Н,'м; Сш=
= (1...1.2) 106 Н/м; С5= (0,4...0,7) Сш. Сопротивление амортиза-
торов определялось по зависимости:
= 2Cv(M/n),
где — парциальный коэффициент апериодичности вертикаль-
ных колебаний (по статистическим данным ф2=0,2 ... 0,3).
Ширина колеи, высота центра масс принимались по средне-
статистическим данным выполненных конструкций. Из условий
ограничений транспортирования железнодорожным транспор-
том В<.2,1 м. Моменты инерции определялись по эмпирическим
зависимостям.
Ниже проведем анализ некоторых сравнительных расчетов и
результатов эксперимента.
Изменения частот собственных колебаний, коэффициентов
затухания и возмущающих функций поперечных-колебаний зави-
сят от числа осей автомобиля. Расчеты показали (рис. 78), что
колебания по обобщенной координате у так же, как и по коор-
динатам z и ф, являются низ-
кочастотными. С увеличением
числа осей частота колебаний
сот уменьшается и для автомоби-
лей с любым числом осей она
ниже частоты колебаний по
координатам z, ф. Частота по-
перечных колебаний значи-
тельно (в несколько раз) вы-
ше частот других колебаний и
приближается к частоте коле-
баний неподрессоренных масс.
От числа осей частота колеба-
ний по обобщенной координате
у практически не зависит, так
же как частота вертикальных
колебаний. Следовательно, ре-
зонансные колебания по обоб-
щенным координатам у, ф и z
венных частот колебаний в зави-
симости от числа осей
227
наступают при меньших скоростях движения, чем по коорди-
нате у.
Сравнение характеристик гашения колебаний показывает,
что наиболее низкие значения коэффициентов затухания харак-
терны для поперечно-угловых колебаний. Это объясняется недос-
таточным демпфированием поперечно-угловых колебаний, так
как значения момента инерции в поперечной плоскости доста-
точно велики, а эффективность гашения этих колебаний устанав-
ливаемыми амортизаторами сравнительно мала.
С ростом числа осей, когда увеличивается момент инерции
Iх, а характеристики амортизаторов в этом направлении оста-
ются неизменными, значение коэффициента затухания #т умень-
шается.
На рис. 79 изображен график изменения наиболее предста-
вительной характеристики демпфирования — коэффициентов апе-
риодичности по всем обобщенным координатам в зависимости от
числа осей автомобиля. Наименьшее демпфирование (уменьша-
ется с увеличением числа осей) имеют поперечные и поперечно-
угловые колебания, т. е. те колебания, которые определяют не-
устойчивость по условиям опрокидывания. Подвеска автомобиля,
разработанная для обеспечения удовлетворительных характе-
ристик плавности хода, не обеспечивает равного эффективного
демпфирования всех видов колебаний подрессоренной массы.
Амортизаторы подвески не обеспечивают гашения поперечных
и слабо гасят поперечно-угловые колебания. Парциальные коэф-
фициенты затухания и апе-
Рис. 79. График изменения коэффициен-
тов апериодичности в зависимости от
числа осей
риодичности поперечных ко-
лебаний равны нулю, одна-
ко гашение и демпфирова-
ние колебаний по этим обоб-
щенным координатам суще-
ствуют и эти коэффициенты
в общей системе колебаний
не равны нулю (см. график
рис. 79).
Это объясняется взаимо-
связанностью и взаимным
влиянием колебаний по всем
рассматриваемым обобщен-
ным координатам. Амортиза-
торы, работающие на гаше-
ние колебаний по координа-
там г и ф, оказывают влия-
ние, правда, слабое, и на ко-
лебания по координатам у
я у.
Поэтому при фи=/=0 при
228
•фу пар = 0, также при ky=£0 при &упар=О. Аналитически это учи-
тывается при совместном решении дифференциальных уравнений
поперечных колебаний главным образом по вспомогательным
координатам £ и q (см. рис. 77).
Установленная закономерность соотношения показателей
демпфирования указывает направления борьбы с интенсивными
поперечными и поперечно-угловыми колебаниями путем усиле-
ния гашения этих колебаний.
Следует отметить, что по парциальным характеристикам
закономерности изменения колебаний по различным обобщен-
ным координатам можно оценить лишь качественно. Точные ко-
личественные зависимости параметров, формирующих колеба-
ния (частоты, гашение), следует находить по характеристиче-
ским уравнениям
При гармоническом возмущении колес одной стороны возму-
щающие функции для поперечно-угловых, поперечных колебаний
и вертикальных колебаний полностью совпадают по величине н
характеру изменения. Поэтому все установленные закономерно-
сти, рассмотренные в подразд. 13, распространяются на попереч-
ные и поперечно-угловые колебания.
Принципиально важно для дальнейшего рассмотрения попе-
речной устойчивости против опрокидывания подчеркнуть, что
максимальное значение возмущающей функции для поперечных
и поперечно-угловых колебаний с увеличением числа осей авто-
мобиля не изменяется и является величиной постоянной (см.
рис. 22).
Представляет интерес в связи с решаемой задачей рассмот-
реть амплитудно-частотную характеристику многоосного авто-
мобиля при движении колес одной стороны по гармонической
неровности, длина которой соответствует максимальному значе-
нию возмущающей функции, т. е. закономерность изменения
амплитуд колебаний в самых неблагоприятных условиях для
опрокидывания.
Такой график, полученный расчетом на ЭВМ на примере
шестиосного автомобиля, представлен на рис. 80. Для автомо-
билей с другим числом осей характер кривых аналогичен.
У поперечных и поперечно-угловых колебаний существует
два явно выраженных максимума амплитуд перемещений. По
двум другим обобщенным координатам такой максимум один.
Первый максимум по обобщенным координатам у и у совпа-
дает и соответствует частоте возмущения, равной собственной
частоте поперечно-угловых колебаний. В данном случае имеет
место первый резонанс поперечно-угловых колебаний, который
характеризуется самой большой амплитудой колебаний по срав-
нению с другими частотами возмущения.
Резонанс продольно-угловых колебаний очень сильно воздей-
ствует на поперечные колебания, так как в этом случае попереч-
229
Рис. 80. Амплитудно-частотные харак-
теристики колебаний по обобщенным ко-
ординатам
Рис. 81. Зависимость максимальных ам-
плитуд колебаний по обобщенным коор-
динатам от числа осей
ные колебания также имеют максимальную амплитуду переме-
щения, значительно превосходящую амплитуду при втором мак-
симуме, соответствующем по частоте резонансу собственных
поперечных колебаний. Объяснение этому интересному явлению
следует, по-видимому, искать в анализе фазовых сдвигов попе-
речных и поперечно-угловых колебаний. По условию опрокиды-
вания многоосного автомобиля самым опасным является первый
максимум амплитудно-частотной характеристики, соответствую-
щий резонансу поперечно-угловых колебаний. На рис. 81 пока-
зана расчетная зависимость максимальных амплитуд колебаний
по обобщенным координатам от числа осей.
Максимумы поперечно-угловых колебаний в резонансном
режиме практически не зависят от числа осей, и максимальная
амплитуда поперечных колебаний возрастает в 5,47 раза при
увеличении числа осей от 2 до 12. Это указывает на большую
склонность многоосных автомобилей к поперечным колебаниям.
39. СООТНОШЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СТАТИЧЕСКОЙ
И ДИНАМИЧЕСКОЙ ПОПЕРЕЧНОЙ УСТОЙЧИВОСТИ
Выше было показано обобщающее значение угла статиче-
ской устойчивости, полученного на стенде, как характеристики
многоосного автомобиля противостоять опрокидыванию, однако,
вероятно, важно установить взаимосвязь между углом статиче-
ской устойчивости и параметрами колебаний в поперечной плос-
кости.
230
Для решения этой задачи примем в качестве основной харак-
теристики поперечно-угловых колебаний их максимальную
амплитуду. Будем считать, что поперечные колебания мало влия-
ют на опрокидывание. Правомерность такого допущения прове-
рена экспериментально на моделях многоосного автомобиля.
Однако следует признать, что границы и количественная оценка
допустимости такого упрощения решаемой задачи для реальных
автомобилей требуют дополнительных исследований.
Для установления взаимосвязи процессов статического и ди-
намического опрокидываний при колебаниях можно использо-
вать дополнительные оценочные показатели, которые по физи-
ческой сущности равнозначны показателям, рассмотренным
ранее.
В качестве первого показателя примем угол крена уст подрес-
соренной массы в момент статического (равновесного) опроки-
дывания. Этот угол по физической сущности и величине равен
углу крена подрессоренных масс р на стенде опрокидывания
(см. разд. 37).
Второй показатель — угол крена удин подрессоренной массы
в движении при колебаниях автомобиля в поперечной плоско-
сти, определяемый амплитудами этих колебаний, назовем углом
динамической устойчивости.
Нами принято, что предельным значением угла крена под-
рессоренной массы при колебаниях удин является значение угла
Уст. Условие устойчивости против опрокидывания при попереч-
ных колебаниях удин<Тст. По этому условию проекция силы тя-
жести будет находиться на оси опрокидывания или вне ее с на-
ружной стороны и дальнейший крен подрессоренной массы будет
необратимым, произойдет опрокидывание.
Третий дополнительный относительный оценочный показатель
характеризует запас, который имеет автомобиль до опрокидыва-
ния; назовем коэффициентом запаса устойчивости:
Уст/Удии*
Этот показатель удобен при сравнительной оценке различных
автомобилей, отличающихся по конструктивному исполнению.
Расчетами на ЭВМ и постановкой широкого эксперимента на
моделях и натурных образцах многоосных автомобилей получе-
на интересная и практически важная закономерность изменения
угла крена уднн подрессоренной массы при колебаниях автомо-
биля в зависимости от числа осей. Эта закономерность показы-
вает, что с увеличением числа осей на всех гармонических неров-
ностях различной длины угол крена уменьшается, что наглядно
можно проследить на графике рис. 82. График получен расчетом
для случая движения условных многоосных автомобилей по го-
ризонтальной дороге с гармоническими неровностями под коле-
сами одной стороны, при постоянной скорости движения 15 км/ч.
231
Рис. 82. Зависимость максимальной ам-
плитуды поперечно-угловых колебаний и
коэффициента запаса устойчивости от
числа осей:
" — амплитуда колебаний;----------ко-
эффициент запаса
Длины волн неровностей из-
менялись от 2 до 22 м. Уве-
личение длины волны неров-
ности приводит к возраста-
нию угла крена подрессорен-
ных масс. Наибольшего зна-
чения угол крена достигает
на длинных неровностях, что
и зафиксировано на рис. 82.
Объяснение физической
сущности и причин сущест-
вования такой закономерно-
сти можно получить по дан-
ным разд. 38, на основании
анализа изменения пара-
метров, формирующих по-
перечно-угловые колебания,
в зависимости от числа
осей.
Главной причиной уменьшения угла крена с увеличением
числа осей следует считать закономерность изменения возмуща-
ющей функции от числа осей. Выше было показано, что относи-
тельный уровень возмущения, передаваемого от дороги подрес-
соренной массе (в пересчете на одну ось), с увеличением числа
осей уменьшается. А максимальное значение возмущения для
любого числа осей автомобиля остается постоянной величиной.
Поэтому чем больше число осей, тем меньше энергия, передаю-
щаяся от неровностей и обусловливающая поперечно-угловые
колебания.
Выше также было отмечено, что с увеличением числа осей
гашение колебаний, их демпфирование, уменьшается. Но влия-
ние этого фактора на колебания из-за малой величины коэффи-
циентов затухания незначительно. Существенно повлиять на уве-
личение амплитуд поперечно-угловых колебаний они не могут.
Влияние увеличения длины неровности также объясняется
возрастанием возмущения на подрессоренную массу и прибли-
жением его к максимальной величине, которая для данного авто-
мобиля определяется строго определенной длиной волны. Для
поперечно-угловых колебаний при принятом условии движения
по неровностям наиболее опасными для опрокидывания на ре-
альных дорогах являются неровности длиной 20...24 м и высотой
0,4..,0,5 м. На этих неровностях имеет место максимальное воз-
мущение и максимальные амплитуды поперечно-угловых коле-
баний.
Практическая важность рассмотренной выше закономерности
определяется реальной возможностью снижения требований к
углу статической устойчивости по мере увеличения числа осей
232
многоосных автомобилей. Это важно потому, что на автомобилях
с числом осей более четырех часто невозможно обеспечить высо-
кие показатели по углу статической устойчивости. Для установ-
ления допустимого уровня снижения требований по углу стати-
ческой устойчивости возникает задача определения оптимально-
го значения коэффициента Кзап запаса устойчивости, который
гарантировал бы безопасную эксплуатацию автомобиля в задан-
ных дорожных условиях.
При решении этой задачи возможны три различных подхода.
Во-первых, можно принять, что все многоосные автомобили
должны иметь минимальный угол статической устойчивости по-
стоянным и равным углу устойчивости двух- и трехосных авто-
мобилей, хорошо себя зарекомендовавших в эксплуатационных
условиях. В соответствии с табл. 15 этот угол должен быть не
менее 37°.
Во-вторых, — минимальный угол статической устойчивости
переменным, уменьшающимся в пределах от 37° для двухосных
автомобилей до 22°, как минимально допустимый предел по
опрокидыванию, полученный по условию ощущения водителем
бокового ускорения (0,3...0,4) g (см. разд. 37).
В-третьих, — для всех автомобилей постоянным коэффициент
Кзап = 2...2,5, что соответствует .коэффициенту запаса существу-
ющих двух- и трехосных автомобилей, хорошо зарекомендовав-
ших себя в эксплуатации по устойчивости против опрокиды-
вания.
Все три подхода имеют право быть принятыми при создании
многоосных автомобилей. Однако каждый подход, имеет свои
преимущества и недостатки, для установления которых рассмот-
рим график рис. 82.
На рис. 82 представлены кривые изменения максимальных
амплитуд продольно-угловых колебаний и коэффициентов запа-
са устойчивости в резонансном режиме движения с максималь-
ным возмущением в зависимости от числа осей автомобиля по
трем исходным положениям, обозначенным соответственно 1,
2, 3.
При первом подходе (кривые 7) преимуществом являетс-я
гарантированное (с большим запасом) устойчивое движение
всех многоосных автомобилей, так как запас устойчивости увели-
чивается от 2,5 до 3,2. Однако в этом случае свойство многоос-
ного автомобиля с ростом числа осей лучше противостоять боко-
вому опрокидыванию при колебаниях не используется, воз-
можности по снижению угла статической устойчивости исклю-
чаются.
В случае второго подхода (кривые 2) в резонансном режиме
движения не гарантирована безопасность движения, так как
коэффициент запаса падает от 2,5 до 1,5.
В случае принятия в расчетах при конструировании второго
233
подхода позиции в эксплуатации необходимо предусмотреть
мероприятия,.исключающие возникновение резонансных режи-
мов движения, особенно на косогорах, крутизна которых должна
быть минимальной. Желательно в конструкции предусмотреть
более мощное демпфирование продольно-угловых колебаний.
Третий случай подхода лежит по преимуществам и недостат-
кам между первым и вторым. Запас устойчивости не изменяется
для всех автомобилей и Лзап=2,5. Однако пределы снижения
угла статической устойчивости ограничены. Для 12-осного авто-
мобиля уСт>32,5°, что обеспечить трудно.
При выборе коэффициента запаса устойчивости следует иметь
в виду, что опасными условиями движения являются условия
движения по косогору заданной крутизны с неровностями опор-
ной поверхности, вызывающими поперечные колебания и сниже-
ние коэффициента запаса.
На рис. 83 дан расчетный график изменения коэффициента
запаса для трех условий движения. Расчет проведен для доре-
зонансного режима движения с учетом увеличения минимально-
го радиуса поворота многоосного автомобиля с увеличением чис-
ла осей. По статистическим данным выполненных конструкций
Рис. 83. График изменения коэффи-
циента запаса устойчивости в зави-
симости от числа осей в трех случа-
чаях движения:
1 — горизонтальная дорога с неровностя-
ми; 2—косогор (акое = 10°) с неровностями;
3 — поворот с минимальным радиусом
234
Рис. 84. Экспериментальная зависи-
мость угла крена и коэффициента за-
паса устойчивости от крутизны ко-
согора:
—— —п-2;---------п-12
изменение радиуса поворота принято от 8 м для двухосных до
32 м для двенадцатиосных автомобилей.
На рис. 84 показаны результаты экспериментальных замеров
влияния крутизны косогора на коэффициент запаса устойчивости
для двух типов автомобилей — двух- и двенадцатиосного. Оба
графика (рис. 83 и 84) подтверждают определяющее значение
косогора на устойчивость при колебаниях и практическую его
независимость от числа осей. Многоосность оказывает положи-
тельное влияние только при движении по горизонтальной доро-
ге и при повороте. Это принципиально важное положение сле-
дует учитывать при организации эксплуатации многоосных авто-
мобилей с многотонными грузами.
Из практики установлено, что опасность опрокидывания под
действием поперечных колебаний связана с их неожиданным
появлением при сравнительно небольших скоростях движения.
Достаточно 3...5 значительных неровностей и мгновенно возни-
кают резонансные явления, приводящие к опрокидыванию. При-
нятие каких-то мер, предотвращающих опрокидывание, невоз-
можно. Поэтому для многоосных автомобилей, имеющих низкие
показатели поперечной устойчивости и перевозящих многотон-
ные грузы, необходима разведка маршрута движения и прогно-
зирование опасных скоростей, при которых возможно опроки-
дывание.
При разведке маршрута движения совместно с оценкой плот-
ности грунта должны быть определены кривизна в плане и
поперечные уклоны дороги, длина волны и высота возможных
гармонических неровностей.
Прогнозирование опасных скоростей движения должно про-
водиться по амплитудно-частотной характеристике поперечно-
угловых колебаний автомобиля. Возможные опасные участки
дороги и опасные скорости определяются путем суммирования
углов крена подрессоренной массы, обусловленных поперечно-
угловыми колебаниями, поперечным уклоном дороги и криволи-
нейным движением.
Максимальный угол крена сопоставляют с допустимым ста-
тическим углом по условиям опрокидывания данного автомоби-
ля, на основании чего делают заключение о допустимых
скоростях движения по рассматриваемому участку маршрута.
Такой детальный анализ и разведку маршрутов движения необ-
ходимо обязательно проводить при перевозке уникальных мно-
готонных грузов (котлов, реакторов и различных других строи-
тельных конструкций).
Рассмотрение соотношений показателей статической и дина-
мической устойчивости закончим анализом оценки весомости
(значимости) конструктивных характеристик автомобиля, от ко-
торых зависит устойчивость. Такой анализ полезен для выработ-
ки рекомендаций по конструктивным решениям, обеспечиваю-
235
16. Уровни значимости конструктивных параметров автомобиля,
определяющие угол статической устойчивости
Место пара- метра по зна- чимости Пара- метры Изменение угла статической устойчивости уст (и%) для автомобиля с числом осей
2 4 6 8 10 12
1 в 11.1 12,6 13,7 13,9 13,9 14,0
2 н 8,6 10,0 10,8 11,0 11,0 11,0
3 Мм 1.4 1.3 1,3 1,3 1,2 1,2
4 Ср 0.7 1,0 1,2 1,2 1,2 1,3
5—6 С6 1,1 0.8 0.7 0,7 0,6 0,6
5—6 Сш 0,3 0,5 0.6 0,6 0,6 0,6
Щим заданные показатели поперечной устойчивости. При анали-
зе воспользуемся результатами расчета А. Ф. Старикова, в
которых было принято изменение исследуемой характеристики
автомобиля на 10% и оценивалось в процентах его влияние на
обобщенный показатель статической или динамической устойчи-
вости.
Результаты расчетов для угла статической устойчивости пред-
ставлены в табл. 16. Данные табл. 16 подтверждают известное
положение решающего влияния на угол статической устойчиво-
сти в пределах принятых допущений колеи и высоты центра
масс автомобиля. Жесткостные характеристики рессор и шин
влияют в меньшей степени.
По данным табл. 16 можно установить косвенное незначи-
тельное влияние на угол статической устойчивости числа осей
автомобиля.
При создании многоосного автомобиля возможности конст-
руктора существенно повлиять на статический угол поперечной
устойчивости весьма ограничены, так как колея ограничена нор-
мативными документами, а высота центра масс в основном опре-
деляется родом перевозимого груза.
Весомость конструктивных параметров, определяющих дина-
мический показатель поперечной устойчивости, показана в
табл. 17.
Число параметров автомобиля, влияющих на амплитуду
поперечно-угловых колебаний, велико, а характер их влияния на
показатель динамической устойчивости разнороден.
Оценка показателей весомости рассмотренных параметров
позволяет определить направления совершенствования многоос-
ного автомобиля с целью повышения свойств динамической
устойчивости. Исследования дают основание считать, что самым
эффективным и доступным способом снижения амплитуд попе-
236
17. Уровни значимости параметров автомобиля, определяющие
максимальную амплитуду поперечно-угловых колебаний
Место пара- метра по зна- чимости Парэметр Изменение максимальных амплитуд Ymax (%) для автомобиля с числом осей
2 4 6 8 10 12
1 В 17,37 19,02 19,85 20,07 20,13 20,14
2 10,59 10,25 10,05 10,01 10,00 9,99
3 . ма 9,08 9,89 10,00 10,03 10,07 10,13
4 9,60 9,69 9,85 9,86 9,87 9,88
5 М-а 10,63 9,84 9,41 9,29 9,29 9,26
6 7 М 8,47 9,26 9,39 9,53 9,58 9,65
н 6,47 8,01 8,77 8,84 8,90 8,99
8 сш 4,92 5,03 5,10 5,11 5,12 5,12
। 9 /х 5,26 5,07 5,00 4,99 4,98 4,97
10 Ср 5.29 4,90 4,69 4,63 4,62 4,61
11—12 Се 1,08 0,77 0,61 0,56 0,54 0,53
11—12 т 0.42 0,49 0,58 0,62 0,64 0,65
речно-угловых колебаний является улучшение демпфирования
при увеличении коэффициентов ца сопротивления амортизаторов
в подвеске колес автомобиля или при введении дополнительных
устройств, гасящих только поперечно-угловые колебания (демп-
феры поперечно-угловых колебаний).
Для обеспечения эффективности гашения поперечно-угловых
колебаний равной эффективности гашения вертикальных коле-
баний необходимо коэффициент на сопротивления амортизато-
ров увеличить не менее чем в 1,75 раза, чего можно добиться при
применении дополнительного демпфера.
Использование на многоосных автомобилях стабилизаторов
поперечной устойчивости целесообразно и дает эффект только
при одновременном применении в системе подрессоривания
демпферов поперечно-угловых колебаний.
Одним из возможных способов повышения поперечной устой-
чивости может быть использование устройства, обеспечивающе-
го поперечно-угловую блокировку подвески автомобиля. При
этом у шестиосного автокрана угол статической устойчивости
повысился в 1,15 раза, а максимальная амплитуда поперечно-
угловых колебаний снизилась в 1,3...1,4 раза.
Для многоосных, особенно многоопорных автомобилей, пере-
возящих сверхтяжелые грузы, самым эффективным способом
обеспечения поперечной устойчивости является применение элек-
тронной системы, контролирующей и автоматически стабилизи-
рующей устойчивое положение как в статическом положении,
так и при движении.
237
40. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИЙ
НА ПОПЕРЕЧНУЮ УСТОЙЧИВОСТЬ ПРОТИВ ОПРОКИДЫВАНИЯ
Свойство поперечной устойчивости против опрокидывания
имеет важное значение для всех видов автомобильного транспор-
та. Для многоосных автомобилей это свойство особенно значи-
тельно, так как для многих из них определяющим являются осо-
бо большие массы и габариты перевозимого груза при норматив-
ных ограничениях возможностей увеличения их опорной
поверхности.
Аналитические и экспериментальные исследования показали,
что наиболее вероятными условиями движения, которые могут
привести к опрокидыванию, являются:
движение по горизонтальной поверхности с гармоническими
неровностями, вызывающими резонансные колебания в попереч-
ной плоскости;
движение на косогоре и на деформируемых грунтах;
криволинейное движение при повороте с минимальным ради-
усом.
По опыту эксплуатации наиболее опасными условиями по
опрокидыванию могут быть условия движения на косогоре с
неровностями и при съезде на обочину с сильно деформируемой
опорной поверхностью. В этих случаях опрокидывание может
произойти неожиданно и его предотвратить невозможно.
В качестве обобщенных параметров, характеризующих мно-
гоосный автомобиль, можно принять при статическом опрокиды-
вании угол статической устойчивости, при динамическом опро-
кидывании — угол динамической устойчивости, равный макси-
мальной амплитуде поперечно-угловых колебаний в резонансном
режиме. Между этими параметрами существует вполне
определенная закономерная связь.
Можно считать, что угол статической устойчивости мало за-
висит от числа осей. Для многоосных автомобилей точное его
значение можно получить на специальном стенде опрокидыва-
ния (2]. Аналитические расчеты по известным зависимостям
дают приближенное значение, так как нельзя учесть переменное
в ходе опрокидывания положение оси крена, влияние податли-
вости рамы, точно определить положение точки приложения
реакции на шине и др.
Угол динамической устойчивости имеет определенную объек-
тивную зависимость от числа осей автомобиля: с увеличением
числа осей он уменьшается. Эта закономерность дает основание
при необходимости уменьшать значение угла статической устой-
чивости в задаваемых требованиях. Для автомобилей могут
быть рекомендованы допустимые значения углов статической
устойчивости: двухосных 37°; четырехосных 29°; шестиосных 25°;
восьмиосных 23°; десятиосных 22,5° и двенадцатиосных 22°.
238
Для обеспечения гарантированной безопасности движения
по условиям опрокидывания для автомобилей с числом осей
6... 12 должны быть исключены возможности статического опро-
кидывания на косогоре крутизной более 10° и на грунтах с низ-
кой несущей способностью.
Угол статической устойчивости данного автомобиля главным
образом зависит от колеи и высоты центра масс. Жесткостные
характеристики подвески и шины влияют в меньшей степени.
Угол динамической устойчивости, кроме колеи, во многом
зависит от характеристики демпфирования и жесткости подвес-
ки и шин. Высота центра масс в ряду весомости конструктивных
параметров автомобиля занимает среднее положение. Наимень-
шее влияние оказывают неподрессоренная масса автомобиля и
боковая жесткость шин.
У многоосных автомобилей оптимально подобранные амор-
тизаторы для гашения вертикальных и продольно-угловых коле-
баний не обеспечивают эффективное гашение поперечно-угловых
колебаний, эффективность ниже в 1,8...2,1 раза.
Эффективным для предотвращения опрокидывания может
быть устройство, обеспечивающее автоматическую поперечно-
угловую блокировку подвески; при этом угол статической устой-
чивости увеличивается и в 1,3...1,5 раза снижает угол динамиче-
ской устойчивости.
Для многоосных автомобилей, предназначенных для перевоз-
ки сверхтяжелых крупногабаритных ответственных грузов,
целесообразна установка электронной системы, которая контро-
лирует и управляет стабилизацией автомобиля как в статике,
так и в динамике. Подобные устройства применяются за рубе-
жом на многоопорных автомобилях.
При дальнейших исследованиях поперечной устойчивости
многоосных автомобилей интересно установить закономерности
влияния поперечных колебаний и количественно определить
погрешность, обусловленную допущением о невлиянии их на
опрокидывание, а также установить границу действия этого до-
пущения.
Важны исследования электронных устройств, контролирую-
щих и управляющих гидромеханической или электрической
системами стабилизации устойчивого положения многоосного
автомобиля с грузом.
Недостаточно еще изучены закономерности поперечной устой-
чивости по опрокидыванию многоосных сочлененных автомо-
билей.
Глава VII
КОНСТРУКЦИЯ АВТОМОБИЛЯ
И ПРОХОДИМОСТЬ
Как было показано, основной причиной создания многоос-
ных автомобилей является стремление понизить нагрузку на ось
и тем самым повысить вездеходность колесной машины, т. е. спо-
собность двигаться в тяжелых дорожных условиях. Важное зна-
чение имеет проходимость автомобиля, под которой понимают
его способность двигаться по плохим дорогам и вне дорог с пре-
одолением естественных и искусственных препятствий без вспо-
могательных средств.
Проходимость, как известно, особенно важна для полнопри-
водных многоосных автомобилей, которые предназначены для
работы на плохих дорогах, на распаханных полях в сельском
хозяйстве и в условиях бездорожья. Важное значение проходи-
мость имеет и для многоосных крановых шасси, работающих на
строительных площадках и подъездных путях к строительным
объектам.
Понятие Бездоходности кроме проходимости включает свой-
ство проезжаемости, способность автомобиля двигаться по доро-
гам с различными покрытиями и инженерными сооружениями
без их разрушения (по мостам, дамбам, трубам и т. п.). Это ка-
чество особенно важно для многоопорных автомобилей, предназ-
наченных для перевозки сверхтяжелых грузов.
В последние годы были разработаны новые типы автомоби-
лей, которые обладают высокими показателями проходимости.
Однако до сих пор отсутствуют аналитические методы оценки
проходимости наземных транспортных средств в целом и нет
единых обобщенных показателей, определяемых эксперименталь-
но. Такое положение объясняется чрезвычайной сложностью и
многообразием явлений взаимодействия автомобилей с внешней
средой, определяющих проходимость. Кроме того, очень много
факторов, зависящих как от автомобиля и водителя, так и от
внешней среды, влияют на возможность движения в сложных
дорожных и климатических условиях. В настоящее время про-
ходимость автомобилей оценивают сравнительным методом:
сравнивают отдельные характеристики и конструктивные особен-
ности автомобилей, а также поведение их при испытаниях в
сложных дорожных условиях как при одиночных, так и при спе-
циальных групповых заездах.
Проведем анализ связей общих конструктивных решений с
некоторыми показателями, характеризующими проходимость
240
автомобилей. При этом остановимся лишь на отдельных особен-
ностях, обусловленных применением большого числа осей и их
размещением по базе.
41. ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ МНОГООСНОГО ДВИЖИТЕЛЯ
С ДЕФОРМИРУЕМЫМ ГРУНТОМ
Для установления закономерностей влияния многоосного дви-
жителя на параметры опорной проходимости прежде всего необ-
ходимо проанализировать взаимодействие с грунтом одиночного
колеса. Из всего многообразия известных грунтовых опорных
поверхностей многоосные автомобили проявляют свои характер-
ные особенности на деформируемых, уплотняемых грунтах опре-
деленной группы. К таким грунтам относятся связные грунты в
пластичном и рыхлом состояниях с низкой несущей способно-
стью (глины, суглинки, супеси в твердом, пластичном и текучем
состояниях, пески, галечники, крупнообломочные породы).
К грунтам этого типа могут быть отнесены грунтовые дороги при
их увлажнении. Зимой к деформируемым опорным поверхностям
можно отнести зимние дороги и местность со снежным покро-
вом. Таким образом, деформируемые грунты являются наиболее
представительной опорной поверхностью, по которой осуществ-
ляется движение многоосных автомобилей. Все прочие грунто-
вые условия для колесных машин не являются характерными.
В технической литературе известно несколько расчетных
схем и несколько математических описаний качения колеса по
деформируемому грунту. Это работы известных советских спе-
циалистов Я. С. Агейкина, В. Ф. Бобкова, Г. Б. Безбородовой,
Н. Ф. Кошарного, И. С. Полякова и др. За рубежом этим воп-
росом занимались М. Г. Беккер, Дж. Вонг и др. Для достижения
поставленных в данной книге целей наиболее подходит теория
качения колеса по деформируемому грунту, разработанная
Ю. В. Пирковским и расширенная и дополненная М. П. Чисто-
вым [14, 19]. Особенность этой теории состоит в базировании ее
на широких и разносторонних экспериментах, поставленных как
с одиночным колесом, так и с многоосным движителем на раз-
личных представительных грунтах. Эксперимент дал большой
статистический материал, который широко использован при по-
строении теории качения колеса. Кроме того, эта теория описы-
вает качение жесткого и деформируемого колеса с единых исход-
ных позиций.
В основу разработанной теории положена гипотеза, подтвер-
жденная экспериментально, о том, что сила, касательная к тра-
ектории движения элементарного участка колеса, изменяется
пропорционально длине ее перемещения в грунте и что упругость
и липкость грунта малы и ими можно пренебречь.
241
a) 6)
Рис. 85. Расчетная схема качения по мягкому грунту колеса:
а — жесткого; б — деформируемого
В соответствии с расчетной схемой (рис. 85, а) по аналогии
с закономерностями сопротивления грунта вдавливанию каса-
тельная элементарная сила может быть представлена зависи-
мостью:
dRK—crBK(S—s^dl, (78)
где ст — удельное сопротивление грунта вдавливанию штампа
при погружении элементарной площадки на 1 см; р — безраз-
мерный степенной параметр, характеризующий закон изменения
сопротивления по глубине вдавливания (в механике грунтов
параметры грунта с? и р связаны зависимостью д=Сг№, харак-
теризующей удельное сопротивление вдавливанию штампа q на
глубину h); Вк—ширина беговой дорожки колеса; S — полный
путь перемещения точки на ободе колеса от входа в грунт до
выхода колеса из грунта по кривой, описываемой циклоидой;
$ — текущее значение пути; dl — длина элементарной площадки,
перпендикулярной к элементарной касательной силе.
По результатам обработки экспериментальных данных длина
циклоиды может быть выражена степенной функцией через ра-
диус жесткого колеса г, радиус качения гк и глубину образуемой
колеи Нк:
(79)
где показатели степени выражаются регрессионными зависимо-
стями:
Л=0,204(гк/г)2 —0,408(гк/г)-}-0,219; |
Л'=0,76(гк/г)2-0,35(гк/г)+0,6. / 1 1
242
На основании приведенных зависимостей можно получить
выражение работы деформации грунта за один оборот жесткого
колеса:
2хГ н
Ал— 10^гн(1-«')Сг5кгк/г f dL J (81)
о а
где dL — длина элементарной площадки на ободе колеса; h —
текущее значение глубины колеи.
Примем в качестве исходной позиции качение колеса в сво-
бодном режиме, когда горизонтальная сила иа оси колеса Рт.к=
= 0 и крутящий момент на колесе
иМ^=с1Р1Х1=йОкх,
где GK— сила тяжести, приходящаяся на колесо; х-—плечо.
Кроме того, для жесткого колеса гк=г, /г«0 и п'»1. Тогда
из выражения (80) можно получить основополагающие зависи-
мости, характеризующие взаимодействие колеса с грунтом:
сопротивление качения колеса
1
. (2»+1ffK>^+1 (1-2/31x4-1/5^2)
/Г.К.С- J » (о*)
\ X 10 / /
глубина образуемой колеи
.------№<►+»,» (83)
к‘ \сгВЛ)/2г(2- 13(1/15+ 1/5{х2) ) ' '
Для режимов качения, отличных от свободного, зависимости
должны учитывать удельную силу тяги колеса ^.к = Рт.к1Ск, от-
ношение радиусов качения и показатели степени k и п'. Тогда
3г.к Зг.К.С +^т.к КЛ (84)
уу _([/г.К.С + ^тЛ<Гк.с/гк - 1)]__________________________\!/(«>+!)
к ( 10ЛМ‘1-л'>сгВк [1 - р./(л' + 1)] + (X (р - 1)/2(2л' + 1) J
(85)
Полученных выше зависимостей вполне достаточно для ана-
лиза взаимодействия жесткого колеса с грунтом по всем пара-
метрам с требующейся для практики достоверностью.
Уравнение мощности сопротивления качению жесткого коле-
са в свободном режиме
Р-4-1 , ।
(2G2) 2^+1 (1 _ 3/5jx + Т Iх2) “кгк.с
Nfe=------------------,
Н+1 * / ]3 | > 2и+2
,2|Н-1 , п ч2М-1 2- — |х+ — рЛ- 2ч+1
'к.с v1tok^ \ 15 5 /
где шк — угловая скорость колеса.
243
Мощность сопротивления качению в ведущем, тормозном и
ведомом режимах качения колеса определяется зависимостью
N f = Nf с -j~ Рт .к^к (гк .с ’ г к) ’
представляющей собой сумму потерь на качение в свободном
режиме качения колеса и потерь на его проскальзывание.
Сопоставление расчетных данных с экспериментальными, по-
казанное на рис. 86, дает их удовлетворительное совпадение и
подтверждает возможность практического использования пред-
ложенных зависимостей.
Из графика видна зависимость сопротивления качению от
режима работы колеса. Мощность сопротивления качению воз-
растает в параболической зависимости от буксования и от юза
колеса. Это связано главным образом с затратой энергии на
образование колеи в грунте. Оптимальным режимом является
режим свободного (без проскальзывания) качения, когда 6 = 0.
Из графика также видно влияние на сопротивление качению
и на глубину колеи Н2 повторного прохода колеса по одному
следу на деформируемом уплотняемом грунте. Сопротивление
качению и прирост глубины колеи уменьшились по сравнению с
их значением при первом проходе колеса вследствие изменения
характеристик грунта.
Экспериментально доказано, что при расчете взаимодействия
деформируемого колеса по зависимостям для жесткого колеса
велика погрешность, причем она тем больше, чем меньше рабо-
чее давление в шине. Учет поправок на деформацию шины при
введении эквивалентного радиуса
'м жесткого колеса точность расче-
тов не повышает, особенно для
?74 шин с переменным, регулируемым
QJ2 давлением.
М. П. Чистовым предложена
уо уточненная расчетная схема ка-
чения деформируемого колеса
Q’° (см. рис. 85, б) и дано ее мате-
матическое описание [19]. При
разработке уточненных зависи-
мостей, основываясь на широком
Рис. 86. Изменение мощности и глубины
колеи в зависимости от коэффициента
буксования и повторного прохода коле-
са по деформируемому грунту (по дан-
ным Ю. В. Пирковского):
1, 2 — глубина колеи соответственно первого и
второго прохода колеса; 3, 4 — мощность со-
противления качению;---эксперимен-
тальные; --------------расчетные
244
экспериментальном материале, был принят ряд допущений и уп-
рощений расчетной схемы.
Принято, что опора деформируемого колеса на деформируе-
мом грунте имеет сложную геометрическую форму, состоящую
из плоской части под центром колеса длиной £пр и из цилиндри-
ческой части с радиусом г впереди колеса. Расстояние плоской
части от поверхности грунта равно глубине образующейся колеи
Як.с- Рассматривается вначале свободный режим качения коле-
са, при котором принимается гкх~г—уш. Среднее удельное дав-
ление на грунт в плоской части соответствует <7=сг|3|,‘. Удель-
ное давление в цилиндрической части q= |S—s) + Принимает-
ся, что ширина отпечатка в контакте при изменении давления в
шине не изменяется. На основании принятых допущений и рас-
четной схемы
dGK — dRlxlx crBKS^d L.
Первое слагаемое выражает элементарную нагрузку в ци-
линдрической части, а второе в плоской части опоры колеса на
грунт.
После интегрирования приведенного уравнения
+ , (86)
где коэффициенты А1=сгВк- Лг== 10*и7',1(1_л');
А =(2 —_____11 I н(и- 1) \ /'-Уш
3 \ п'+0,5 *2(2п'4-0,5)/
Приведенная длина плоской части находится по эмпирической
зависимости
Лор=Л/5к-2Гуш(2г-уш)-0,157(г-«/ш)-0,215Як. (87)
Прогиб шины определяется по ее жесткости Сш и нагрузке на
колесо
Удельная работа деформирования грунта численно равна
коэффициенту сопротивления качению от деформации грунта,
может быть представлена в уточненном виде с учетом радиаль-
ного прогиба шины выражением
Л.КЛ=А А [(tfK.c+рш)л >+1 - Ч, (88)
где .
л -1 I Р-С^—о
п' + 1 2 (2лг + 1)
Для решения уравнения (86) необходимо предварительно
определить глубину колеи по выражению (85), которая опре-
245
деляется методом последовательных приближений. Задаваясь
прогибом шины для данных характеристик грунта и коэффици-
ентами k и п' по регрессионным зависимостям, полученным выше
для жесткого колеса (80), определяют глубину колеи для дефор-
мируемого колеса.
Полный коэффициент сопротивления качению колеса, как
известно, определяется по зависимости fK—fr.K+fm с учетом по-
терь на деформацию шины.
Потери на качение в шине рекомендуется определять по эм-
пирической зависимости
где С?ш.н И /ш.н — соответственно радиальная жесткость шины и
коэффициент сопротивления качению колеса при номинальном
давлении при качении шины по твердым опорным поверхностям.
Эти показатели легко определяются экспериментально или со-
держатся в табличных характеристиках шины. Зависимость жест-
кости шины от внутреннего давления описывается гиперболиче-
ской функцией, полученной обработкой экспериментальных дан-
ных существующих шин с переменным (регулируемым) давле-
нием:
Cm = ath [8(у + Рв)]. (89)
Коэффициенты а, у и Р для разных отечественных шин при-
ведены в специальной литературе [19]. Важнейшая характери-
стика взаимодействия колеса с грунтом — удельная сила тяги
колеса с деформируемой шиной на деформируемом грунте также
выражается эмпирической зависимостью
*н=?Ар (th - /r.J 2 (1 — 8) th (38)/
где фк — коэффициент сцепления жесткого колеса; /гПр— коэф-
фициент влияния рисунка протектора шины, изменяющийся от
0,5 до 1; 6=1—Гк/гк.с — коэффициент буксования.
Максимальное значение удельной силы тяги, как и для лю-
бых колес, соответствует коэффициенту буксования 0,3 ..0,4 и
может быть записано
*™тах=?ЛР (th ~/т&л. (90)
По физической сущности первое слагаемое этого уравнения
представляет собой коэффициент сцепления колеса с грунтом—
важного параметра взаимодействия колеса с грунтом
<FK.IU=?Ap(th-^-']"1. (91)
246
Представленной выше системы
уравнений оказывается вполне до-
статочно для того, чтобы аналитиче-
ски проанализировать все парамет-
ры взаимодействия колеса с грунтом
в зависимости от режима качения
колеса и от давления воздуха в
шине.
Как работает эта система урав-
нений при расчетах в сопоставлении
с экспериментальными данными по-
казано на рис. 87. В зависимости от
давления в шине приведено измене-
ние глубины колеи Нк.с, коэффици-
ента сцепления шины <рк.ш, макси-
мальной уделЬНОЙ СИЛЫ ТЯГИ Йт.ктах,
удельных потерь при качении коле-
са fK.c, в грунте /г.к,с и в шине /ш.
Рассчитано колесо с шиной 14.00—
20 модели ОИ-25 с вертикальной
нагрузкой 20 кН при качении по
Рис. 87. Изменение удельных
показателей взаимодействия
упругого колеса с деформируе-
мым грунтом в зависимости от
давления в шине:
фк.Ш’ .к max’ ^к.с’
4 /г.к’ * —
экспериментальные;-----------рас-
четные
сыпучему песку, характеризуемому
параметрами ц=0,25, сг=0,1 МПа. Скорость качения 0,5 м/с.
Сплошными линиями показаны экспериментальные, штриховы-
ми— расчетные данные. Совпадение расчетных и эксперимен-
тальных данных удовлетворительно, что указывает на правомер-
ность использования приведенных зависимостей для проведения
последующих исследований взаимодействия автомобиля и его
движителя с деформируемым грунтом с целью оптимизации ха-
рактеристик проходимости.
Для учета влияния скорости движения, отличной от 0,5 м/с,
предлагается вводить поправку в определение коэффициента
сопротивления качению по зависимости
Д,=Д (1+0,07 | -0,5 |),
(92)
где о — расчетная скорость, м/с.
42. ЧИСЛО ОСЕЙ И ОПОРНАЯ ПРОХОДИМОСТЬ АВТОМОБИЛЯ
Задача оптимизации числа осей автомобиля по характеристи-
кам проходимости чрезвычайно сложна. При ее решении'необ-
ходимо учесть два противоречивых обстоятельства: увеличение
числа осей может значительно повысить проходимость автомо-
биля, так как нагрузка на ось (колесо) снижается, однако при
этом усложняется конструкция автомобиля и повышается его
масса.
247
Оптимизация числа осей при заданной постоянной нагрузке
на ось усложняется многообразием физических процессов взаи-
модействия колеса автомобиля с опорными поверхностями, ха-
рактеризующимися значительной разнородностью.
Попытку’решения этой задачи аналитическим методом пред-
принял Я- С. Агейкин [1]. Принимая ряд допущений, он оцени-
вал влияние числа осей на допустимое число проходов автомо-
биля по одному следу, на коэффициент сопротивления грунта
качению и сцепления движителя с грунтом. Из-за большого раз-
нообразия грунтовых условий выработать оптимальные, опре-
деленные рекомендации по выбору числа осей не удалось. Од-
нако получен ценный материал о влиянии числа осей на прохо-
димость.
Для конкретизации и ограничения рамок решаемой задачи
примем к рассмотрению только деформируемые грунты, приме-
нительно к которым выше решалась задача движения одиноч-
ного колеса.
Результаты взаимодействия колесного движителя автомоби-
ля, имеющего п осей, с опорной поверхностью нельзя получить
простым суммированием параметров взаимодействия отдельных
колес. Каждое колесо автомобиля при движении находится в
сложной силовой и кинематической взаимосвязи практически со
всеми элементами автомобиля и прежде всего с трансмиссией и
двигателем, с подвеской и рамой, системой управления колеса-
ми. При прохождении колеса по грунту изменяются его механи-
ческие свойства, и параметры взаимодействия последующего
колеса с грунтом будут иные. Все это подтверждает многопла-
новость и сложность поставленной нами задачи.
Для получения предварительных данных влияния числа осей
на опорную проходимость рассмотрим весьма упрощенную схему
взаимодействия только при прямолинейном равномерном движе-
нии. Трансмиссия обеспечивает работу колес в свободном режи-
ме. Принимаем, что зависимости, полученные для одиночного ко-
леса, справедливы и при рассмотрении комплексного движителя.
При повторном проходе колеса по одной колее показатель
степени ц характеристики грунта не изменяется, а изменяется
только удельное сопротивление вдавливанию сг, его изменение
можно характеризовать зависимостью [19]
т
с^ГШ-1+D11, (93)
i = l
где с/ — удельное сопротивление вдавливанию до прохода колес;
Я;-1 — приращение глубины колеи от предшествующего Аму
прохода колеса; т — число предшествующих проходов колеса.
248
Полная глубина колеи после прохода автомобиля
п
н.^Ун,.
/—1
где Hi определяется по зависимости (83).
Коэффициент сопротивления грунта, деформированного ав-
томобилем:
Л.а=(2/Оа)2(/г.к/Ок/). (94)
Принимая коэффициент сопротивления одного колеса и авто-
мобиля при движении по твердой опорной поверхности одинако-
вым, можно записать
/а=/г.а + /ш- (95)
Коэффициент сцепления колес автомобиля с деформируемым
грунтом с учетом выражения (91) может быть определен из вы-
ражения
?а = У OKi<fK [ th (96)
С a \ L .Ви I
х ‘'пр/"* /
где Lnpi — приведенная длина контакта плоской части колеса
i-й оси, определяемая из зависимости (87).
Если не учитывать приведенную длину контакта для каждо-
го колеса, а принять среднее арифметическое значение приве-
денной длины для колес всех осей, то коэффициент сцепления
можно определять по приближенной упрощенной зависимости
(97)
\ ^пр^к /
Удельная сила тяги на крюке автомобиля определяется из
уравнения
^=(<Pa-/r.a)2(l-8)th(38). (98)
Ее максимальное значение при 6 = 0,3 ...0,4
^ттах 7 а ' fг.а" (99)
Системы из уравнений (93) — (99) оказывается достаточно
для проведения всесторонних исследований характеристик взаи-
модействия многоосного движителя с грунтом в зависимости от
режимов движения и конструктивных особенностей движителя.
Рассмотрим влияние общих конструктивных решений на важ-
нейшие параметры. Вначале рассмотрим влияние числа осей на
9—704
249
Рис. 88. Изменение сопротивления
качению колес автомобиля в зависи-
мости от числа осей при различных
состоянии грунта и типах шии:
I — сг = 50 кПа; 2 — сг = 100 кПа: 3 — с —
-200 кПа;-----------8.40-15;------------
12.00—18; .-------- 14.00—20; — -------
1300X530-533
коэффициенты сопротивле-
ния качению и сцепления ав-
томобиля с грунтом.
На рис. 88 представлены
результаты расчета, полу-
ченного для различных шин
и грунтовых условий при
р,=0,5 и свободном режиме
качения всех колес автомо-
биля. Расчеты показали, что
на деформируемых уплотня-
емых грунтах увеличение
числа осей при любом со-
стоянии грунта и для любой
шины приводит к уменьше-
нию сопротивления качению.
При числе осей шесть и бо-
лее сопротивление качению
практически стабилизиру-
ется.
Для всех типов шин и
для любого числа осей су-
щественно влияние состоя-
ния грунта, характеризуемое
удельным сопротивлением
вдавливанию штампа ст.
Чем ниже несущая способ-
ность грунта, тем сопротив-
ление качению выше. Большое влияние оказывают тип и размер
шин:тороидные и широкопрофильные шины, приспособленные
для работы на деформируемых грунтах, имеют значительно
меньшее сопротивление качению, чем шины малого размера
(8.40—15)
Подобные расчеты для грунтов других типов показали, что
на неуплотняемых сыпучих грунтах (например, сухом песке)
число осей при постоянной осевой нагрузке не влияет на сопро-
тивление качению. Коэффициент сопротивления качению при
любом числе осей остается практически постоянным. На боло-
тистых грунтах с дерновым покровом определяющими являются
нагрузка на ось, размеры и тип шин. Увеличение числа осей по-
вышает сопротивление качению.
Для большинства опорных грунтовых поверхностей, по кото-
рым происходит движение многоосных автомобилей, влияние
числа осей на важнейший показатель проходимости — сопротив-
ление качению — положительно или нейтрально. Целесообраз-
ным пределом числа осей, при котором мощность сопротивления
качению уменьшается, является 5...6, так как при дальнейшем
250
увеличении числа осей ощутимого повышения проходимости не
происходит.
Тип, конструкция шин и нагрузка, приходящаяся на них в
статическом состоянии, существенно влияют на показатели
проходимости. Разработка и применение шин новых типов для
многоопорных автомобилей обеспечивают значительное повыше-
ние их проходимости. Хорошо зарекомендовали себя тороидные
шины с регулируемым внутренним давлением и широкопрофиль-
ные шины с переменным давлением, которые широко применя-
ются на многоосных автомобилях большинства типов, они обес-
печивают большую, чем у тороидных шин (на 25 ...35%), пло-
щадь контакта с грунтом, в результате чего снижается давление
на грунт. Сравнительно тонкий каркас шин хорошо противостоит
усталостному излому при снижении внутреннего давления, чем
обеспечивается их долговечность. Меньший наружный диаметр
шин позволяет несколько сократить габаритный размер автомо-
билей по высоте. При замене сдвоенных тороидных шин широко-
профильными такой же грузоподъемности масса, приходящаяся
на одну ось автомобиля, может быть снижена на 70... 100 кг.
Все эти преимущества улучшают проходимость, тяговую дина-
мику, плавность хода и другие качества многоосных автомо-
билей.
Важной характеристикой, зависящей от числа осей, является
сила сцепления движителя с грунтом, характеризуемая коэффи-
циентом сцепления ф. Однако установить ярко выраженную за-
висимость этого коэффициента от числа осей не представилось
возможным как расчетом, так и экспериментально. Несколько
возрастает сила сцепления движителя с грунтом для трехосного
автомобиля по сравнению с
двухосным. При дальнейшем
увеличении числа осей этот по-
казатель не меняется.
Типовой является характе-
ристика изменения коэффици-
ента фа в зависимости от числа
осей, приведенная на рис. 89.
Она построена по результатам
расчета для шины ОИ-25 (дав-
ление рш=75 кПа, нагрузка на
колесо 20 кН), грунт характе-
ризуется ц=0,25, Сш—0,1 МПа.
Этот график также наглядно
показывает, что увеличение
проходимости при возрастании
числа осей до шести происхо-
дит в результате значительного
увеличения удельной силы тяги
Рис. 89. Изменение удельных показа-
телей проходимости автомобиля в за-
висимости от числа осей
9*
251
йттах. Определяющее влияние на силы сцепления многоосного
движителя оказывает состояние грунта.
Разность между коэффициентами сцепления <ра и сопротив-
ления качению /а может служить критерием проходимости
Пс *Ра fa max"
В практике испытаний на проходимость в качестве критерия
опорио-сцепной проходимости используется удельная сила тяги
на крюке, называемая еще коэффициентом свободной тяги tpKp-
Эта величина представляет собой отношение максимальной силы
тяги, которая может быть получена на крюке в данных дорож-
ных условиях до наступления буксования или остановки двига-
теля, к полной силе тяжести автомобиля q>Kp—PKp/Ga.
Сила тяги на крюке определяется с помощью динамометра и
динамометрической машины при равномерном движении авто-
мобиля с малой скоростью по горизонтальной поверхности до-
роги. Исходя из условий определения силы тяги на крюке для
полноприводного автомобиля
Gat?a^Gafa = PKp ИЛИ <ркр= PKp/Ga = <?а ~ 7а>
Ткр—^с^^ттах'
Удельная сила тяги на крюке характеризует тяговые возмож-
ности автомобиля в данных дорожных условиях для преодоле-
ния внешних сопротивлений и разгона автомобиля с целью под-
держания высоких скоростей движения.
На рис. 90 представлены результаты экспериментального оп-
ределения свободной силы тяги на крюке одного двухосного и
трех трехосных автомобилей. Автомобили отличались массой на
ось QCp и колесной формулой. Два трехосных автомобиля и один
двухосный (кривые 1 ...3) имели тороидные шины с переменным
давлением, которое при опытах устанавливалось равным 50 кПа.
Один трехосный автомобиль (кривая 4) имел широкопрофильные
шины с постоянным давлением 35 кПа и увеличенную нагрузку
на ось. Эксперименты проводили на размокшей весенней сугли-
нистой пахоте. При анализе графика можно установить ряд за-
кономерностей.
Во-первых, просматривается общая закономерность измене-
ния удельной силы тяги на крюке от буксования для автомоби-
лей всех четырех типов. На данном грунте максимальная удель-
ная сила тяги соответствует 30... 40% коэффициента буксова-
ния колес. Во-вторых, видно влияние числа осей и нагрузки на
ось для одного и того же типа тороидных шин с переменным
давлением. С увеличением размеров шин и числа осей возраста-
ет максимальная удельная сила тяги на крюке. Особое значение
имеет правильный подбор шин для данной нагрузки на ось и при
работе на деформируемых грунтах. Трехосный автомобиль с ши-
252
Рис. 90. Изменение удельной
силы тягн на крюке при дви-
жении по размокшей пахоте
автомобилей:
4-6X6, Qcp = 4 т; 2-6X6. Qcp=^4
-3 т; 3 — 4X4, Qcp-3 т: 4-6X6,
<2ср-6 т; ---—без прицепа;
— — — —с прицепом
нами постоянного дав-
ления имеет удельную
силу тяги на крюке в
2...2,8 раза меньшую,
чем автомобили с ши-
нами переменного дав-
ления, практически на °>2
всех режимах буксова-
ния движителей.
Проведенный ана-
• лиз также показал
важное влияние на про- о/
ходимость статической
нагрузки на ось, типа и
конструкции шин при
одинаковой нагрузке.
Очевидно, что выбор
оптимальной нагрузки о
на ось существенен для
определения числа осей
автомобиля при заданной общей массе автомобиля или для оп-
ределения предельной целесообразной общей массы автомобиля
при заданном числе осей. К сожалению, исследований по обос-
нованию оптимальной нагрузки на ось с точки зрения оптималь-
ной проходимости в настоящее время нет.
Известно, что чем меньше нагрузка на ось, тем легче обеспе-
чить проходимость по деформируемым грунтам, особенно имею-
щим коркообразный покров. Уверенное движение по заболочен-
ному дерновому покрову определяется не столько средним дав-
лением на грунт, сколько нагрузкой на ось. Опыт показал, что
автомобили с приблизительно равным средним давлением, но
разной нагрузкой на ось имеют различную проходимость в этих
условиях. Автомобили с большой нагрузкой на ось прорывают
дерновый слой и застревают.
Размеры, масса и конструкция шин высокой проходимости
непосредственно влияют на такой параметр, как нагрузка на ко-
лесо. Чем больше нагрузка, тем труднее создать шину с высо-
кими характеристиками по проходимости. Наилучшие показате-
ли по проходимости имеют автомобили с нагрузкой на ось до
253
60 кН. В расчете на эту нагрузку создают шины. Удовлетвори-
тельные характеристики по проходимости имеют автомобили с
нагрузкой на ось до 100 кН, при такой нагрузке применяют ши-
рокопрофильные шины с переменным давлением.
Опыт использования автомобилей с нагрузкой на ось более
100 кН, оборудованных тороидными шинами постоянного дав-
ления, показал их низкую проходимость на деформируемых грун-
тах. Автомобиль быстро прорезает глубокую колею и теряет про-
ходимость. Такие автомобили хорошо себя ведут на грунтах с
твердым подслоем, залегающим на небольшой глубине (снег на
мерзлом грунте, частично оттаявший мерзлый грунт и т. п.).
В этих условиях средние скорости таких автомобилей несколько
больше (на 5... 10%), чем у автомобилей, имеющих меньшую
нагрузку на ось и шины с переменным давлением. Если твердый
подслой залегает на глубине, большей величины дорожного про-
света, проходимость автомобилей с большими нагрузками на ось
плохая, движение их затруднено.
Полученные аналитические зависимости позволяют исследо-
вать влияние переменного давления в шинах на показатели про-
ходимости.
На рис. 91 (см. также рис. 87) изображен график, полученный
расчетом и сопоставленный с экспериментальными данными пол-
ноприводного автомобиля «Урал-4320» при движении по песку
(ц=0,25, сг=0,1 МПа). Данные, приведенные на рис. 91, на-
глядно подтверждают известное положение о большом влиянии
на проходимость снижения давления воздуха в шинах. При сни-
жении давления с 0,24 до 0,04 МПа удельная сила тяги возра-
стает от 0 до 0,24 благодаря снижению коэффициента сопротив-
ления качению грунта почти в 5 раз и возрастанию коэффици-
ента сцепления автомобиля почти в 1,5 раза.
Исходя из этого, следует подчеркнуть необходимость умелого
пользования системой регулирования давления воздуха в шинах
и выбора оптимального для данного грунта давления, обеспечи-
вающего резкое повышение проходимости полноприводных авто-
мобилей. Часто при эксплуатации полноприводных автомобилей
эти возможности не используются.
Расчетные и экспериментальные данные как по качествен-
ным, так и по количественным
показателям хорошо совпадают.
Расхождение расчетных и экспе-
риментальных значений состав-
ляет 6... 10%. Это дает основание
Рис. 91. Влияние давления в шинах на
удельные показатели проходимости ав-
томобиля:
------экспериментальные:------расчет-
ные
254
рекомендовать приведенные зависимости для практического ис-
пользования при оценке движителей многоосных автомобилей.
Когда определено число осей автомобиля, возникает задача
определения оптимального числа ведущих осей. Она должна ре-
шаться с учетом условий использования и назначения автомоби-
ля. Если автомобиль предназначен для эксплуатации на доро-
гах всех видов и на местности, то он безусловно должен быть
полноприводным. В этом случае может быть использована пол-
ная масса автомобиля как сцепная и максимально снижены си-
лы сопротивления качению.
Если автомобиль предназначен для работы преимущественно
на усовершенствованных дорогах, то выполнять его полнопри-
родным не обязательно. В этом случае минимальное необходи-
мое число ведущих осей может быть ориентировочно определено
следующей зависимостью:
ЛвХ«/?а)(Фа + ^).
где -фа — коэффициент суммарного сопротивления движению,
учитывающий сопротивление качению и сопротивление на подъ-
еме; W— ускорение автомобиля при разгоне.
Значения п, tpa, фа и j должны быть заданы при тяговом рас-
чете автомобиля.
43. РАЗМЕЩЕНИЕ ОСЕЙ ПО БАЗЕ И ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ
ПАРАМЕТРЫ ПРОХОДИМОСТИ
т
Размещение осей по базе. От размещения осей зависит база
тележки — расстояние между крайними осями в группе осей,
расположенных в передней и задней относительно центра сим-
метрии частях автомобиля. База тележки I определяет ширину
кювета, канавы, преодолеваемых автомобилем на местности. Чем
больше I, тем больше ширина кювета, который может быть прео-
долен. Ширина преодолеваемого препятствия
Sn=/ + (l,l...l,3)rK.
Для увеличения ширины Sn целесообразно, казалось бы,
сближать центральные оси автомобиля, увеличивать коэффици-
ент размещения осей по базе i. Однако чрезмерное увеличение
базы тележки приводит при преодолении насыпи или при сходе
с подъема на горизонтальную поверхность к значительному подъ-
ему носовой части автомобиля. Легко можно показать, если
пренебречь радиальной деформацией шин, то высота h подъема
оси переднего колеса над горизонтальной поверхностью прямо
пропорциональна базе тележки и углу преодолеваемого подъ-
ема:
A=Z sin а-}-гк.
255
При сближенных центральных осях на многоосных автомоби-
лях во время подъема кабина поднимается настолько, что во-
дитель перестает видеть поверхность дороги и фактически теря-
ет возможность управления. Во время перехода с подъема на го-
ризонтальную поверхность возникает большая динамическая
нагрузка на переднюю ось и на все элементы автомобиля в ре-
зультате удара при падении носовой части с большой высоты.
Отмеченная особенность может затруднять въезд шасси с кра-
нами на эстакады строительных площадок.
Для автомобильных кранов особо большой грузоподъемно-
сти с большим вылетом крановой стрелы чрезмерный подъем
носовой части является препятствием при переезде насыпей же-
лезнодорожных линий с контактной электрической сетью. Стрела
крана может задеть провода высокого напряжения, хотя все
установленные нормативы габаритов могут быть выдержаны.
Учитывая отмеченные недостатки и недостатки схем автомо-
биля, имеющего большой коэффициент i (см. гл. 3), не следует
чрезмерно увеличивать базу тележки с целью преодоления кю-
вета большой ширины. Ширина преодолеваемой канавы не дол-
жна служить главной исходной позицией при выборе схемы раз-
мещения осей по базе и выборе базы тележки.
Размещение осей по базе в сочетании со схемой рулевого уп-
равления оказывает существенное влияние на сопротивление дви-
жению при повороте на деформируемых грунтах. От того, как
размещены оси и какова схема рулевого управления, зависят
число и ширина следов, прокладываемых на грунте при криволи-
нейном движении автомобиля. А это влияет на поворотливость и
общее сопротивление движению автомобиля, т. е. на его про-
ходимость.
Из рис. 92 видно, что наименьшее число следов прокладыва-
ют автомобили с передними и задними или со всеми управляе-
1-2
1-1-1
2-1
Рис. 92. Влияние схемы размещения осей по базе на число следов, прокла-
дываемых автомобилем при повороте
256
мыми осями и со сближенными центральными осями. Наиболь-
шее число следов, равное числу колес, прокладывают автомоби-
ли с тележечной схемой размещения осей по базе.
Существенное влияние оказывает размещение осей по базе на
проходимость по деформируемым грунтам с неровностями при
прямолинейном движении. Расчетом установлено, что наимень-
шее сопротивление движению в данном случае имеют трехосные
автомобили с осевой формулой 1—2 или 2—1; четырехосные —
с осевой формулой 2—2. При этом в обоих случаях возрастает
сопротивление движению по сравнению с движением по ровной
поверхности. Так, для трехосных автомобилей при осевой фор-
муле 1—2 или 2—1 сопротивление движению от неровностей
увеличивается в 1,38... 1,58 раза, а при равномерном размеще-
нии осей по базе (осевая формула 1 — 1—1)—в 1,73 ...2,08 раза;
для четырехосных автомобилей при 1—1—1—1 и 1—-2—1— в 2....
2,52 раза, а при 2—2 — только в 1,42... 1,7 раза.
В соответствии с уравнением (82) сопротивление качению,
обусловленное деформацией грунта, при любом режиме качения
прямо пропорционально зависит от вертикальной нагрузки на
колесо. В гл. 3 показано, что при движении по любым неровно-
стям как профильные, так и динамические нагрузки по осям рез-
ко изменяются по сравнению с равномерной статической нагруз-
кой. Определяющее значение, особенно для профильных нагру-
зок, имеет размещение осей по базе. Этим и объясняется под-
твержденное расчетом столь большое влияние способа размеще-
ния осей по базе на изменение воздействия на опорную прохо-
димость. Самой неблагоприятной является схема с равномерным
или со сближенным размещением центральных осей по базе.
Это важный вывод противоречит выводу, полученному при оцен-
ке криволинейного движения по деформируемым грунтам.
С увеличением числа осей возрастает как неравномерность
нагрузок, так и сопротивление движению по неровностям с де-
формируемым грунтом по сравнению с этими показателями для
случая движения по ровной поверхности.
Для оценки проходимости многоосных автомобилей при пре-
одолении неровностей дороги и различных препятствий могут
быть использованы общепринятые геометрические параметры
проходимости автомобилей, подробный анализ которых дается в
технической литературе. Однако применение большого числа осей
требует внесения некоторых уточнений определения отдельных
параметров и их влияния на проходимость.
Дорожный просвет. Общепринятое понятие дорожного про-
света как минимального расстояния между низшей точкой авто-
мобиля и опорной поверхностью, которое характеризует высоту
единичных препятствий, преодолеваемых автомобилем, полно-
стью пригодно для двухосных легковых и грузовых автомобилей
с одной ведущей осью и частично для автомобилей с двумя ве-
257
дущими осями. Для многоосных полноприводных автомобилей
такое определение неточно. Вследствие высоких тяговых возмож-
ностей автомобиля его отдельные низшие точки и единичные
препятствия на дорогах и местности совершенно не влияют на
проходимость. Существенно влияют на проходимость при движе-
нии по деформируемым грунтам и по дорогам с глубокой колеей
положение на днище деталей, имеющих горизонтальные поверх-
ности и сплошные продольные и поперечные горизонтальные ли-
нии.
Установлено, что потеря проходимости наступает после появ-
ления так называемого бульдозерного эффекта, т. е. нагребания
грунта, снега н т. п. этими деталями, вследствие чего сопротив-
ление движению превосходит сопротивление качению и происхо-
дит снижение сцепной массы в результате вывешивания (пови-
сания) автомобиля на грунте.
Исходя из отмеченного обстоятельства, под дорожным про-
светом многоосных автомобилей следует понимать минимальное
расстояние от опорной плоскости до наиболее развитой низшей
горизонтальной поверхности или сплошной продольной или по-
перечной линии. Этими элементами, как правило, являются де-
тали несущей системы автомобиля — нижние полки лонжерона
рамы, поперечины рамы, днище корпуса и т. п.
Потеря проходимости в пределах дорожного просвета для
многоосных полноприводных автомобилей на деформируемых
грунтах исключается. Эти автомобили могут преодолевать глу-
бинный снежный покров, на 10... 30% (в зависимости от плотно-
сти снега) превышающий дорожный просвет. Сказанное полно-
стью относится к определению проходимости и влиянию на нее
продольного радиуса проходимости.
Передний и задний углы свеса. Для многоосных автомобилей
важное значение имеет не столько значение углов свеса, .сколько
форма деталей, образующих эти углы. Если передняя и задняя
части автомобиля имеют лыжеобразную форму, то проходи-
мость не теряется при преодолении препятствий и при сравни-
тельно малых углах проходимости. Если передняя и задняя части
имеют форму, способствующую нагребанию грунта, то могут
оказаться бесполезными и большие углы свеса. Отмеченное об-
стоятельство следует учитывать при проектировании и оценке
характеристик проходимости многоосных автомобилей.
Сочлененные автомобили. Благодаря специфическим конст-
руктивным особенностям эта группа колесных машин обладает
большими потенциальными возможностями повышения проходи-
мости по всем рассмотренным выше параметрам. Возможность
установки шин любого размера по диаметру и ширине (вплоть
до пневмокатков) может обеспечить высокие тягово-сцепные по-
казатели на грунтах всех типов. Наличие шарнирной связи меж-
ду звеньями определяет хорошие геометрические параметры
258
проходимости и хорошую приспособляемость секций автомобиля
к рельефу местности. Последнее свойство обеспечивает равно-
мерность вертикальных нагрузок на колеса, которые в свою оче-
редь повышают коэффициент сцепления и снижение коэффици-
ента сопротивления качению автомобиля. Поворот автомобиля
складыванием снижает потери мощности на деформирование
грунта при криволинейном движении. И, наконец, возможность
принудительного складывания звеньев в вертикальной и гори-
зонтальной плоскостях создает дополнительную возможность
преодоления сильно деформируемых грунтов и препятствий на
местности. На неуправляемые колеса секций сравнительно про-
сто можно установить ленточные гусеницы, которые могут зна-
чительно повысить проходимость.
Все это в комплексе позволило специалистам обоснованно счи-
тать сочлененные автомобили, обладающие наивысшей прохо-
димостью среди колесных машин. Проходимость сочлененных
автомобилей может быть сопоставима с проходимостью одиноч-
ных гусеничных машин.
На рис. 93 показан график, позволяющий определить целе-
сообразность использования различной массы транспортных
средств каждой группы в зависимости от несущей способности
грунтов [6].
Как видно на графике (рис. 93), целесообразная область ис-
пользования сочлененных автомобилей клином входит в область
Рис. 93. Целесообразные области применения различных транспортных
средств, определяемые полной массой и несущей способностью грунта рг
259
Рис. 94. Тяговые возможности
полноприводных автомобилей иа
деформируемых грунтах:
1 — ХМ549 — сочлененный автомобиль
8X8, 12 т, 2 — ХМ561 то же 6X6, 4 т;
3 — М274—4X4, 0,85 т; 4 — XM410EI, то
же, 8X8, 6,5 т; 5 — ХМ453-2, 8X8,10 т;
5 —ХМ408, 6X6, 4т; 7 — ХМ409, 8X8,
М т; 8—«Унимог-S», 4X4 4,4 т; S —
XM520EI, 4X4, 18,5 Т
применения одиночных гусеничных машин и шире области исполь-
зования сочлененных гусеничных машин и многоосных автомо-
билей с жесткой рамой.
Тяговые возможности сочлененных автомобилей по сравнению
с обычными автомобилями высокой проходимости хорошо пока-
зывает график (рис. 94), полученный американскими специали-
стами.
На графике изображена зависимость удельной силы тяги от
состояния грунта, оцениваемого условным числом Г. Условное
число Г характеризует состояние грунта от жидкой грязи до не-
паханной целины с учетом его влажности, фрикционных свойств
и плотности.
Наибольшими тяговыми возможностями обладает сочленен-
ный автомобиль ХМ549 (кривая 1) с колесной формулой 8x8,
оснащенный на колесах секций гусеничной гибкой лентой. За
ним следует трехосный сочлененный автомобиль ХМ561 (кри-
вая 2). Обычные автомобили высокой проходимости (ХМ274—
кривая 3; «Унимог-S»— кривая 8) обладают меньшими тяговыми
возможностями.
Зарубежные специалисты рассматривают использование со-
члененных автомобилей на шинах, оказывающих малое давление
на грунт (рп1=17...2О кПа), как одно из возможных направле-
ний экологической защиты тундры от транспортных средств.
44. РАСПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ПО КОЛЕСАМ
На основании анализа, проведенного в разд. 41 и 42, можно
отметить, что для обеспечения высоких показателей проходимо-
сти любого автомобиля распределение мощности по колесам дол-
жно удовлетворять двум основным требованиям:
колесо должно работать в свободном или близком к нему ре-
жиме качения, когда обеспечивается наименьшее сопротивление
качению из-за отсутствия продольной силы и абсолютного сколь-
жения (колесо должно двигаться только под воздействием кру-
тящего момента, равного моменту сопротивления качению);
260
при необходимости создания продольной тяговой силы для
преодоления дополнительных сопротивлений (разгон, подъем,
нагрузка на крюке) мощность, подводимая к колесу, не должна
превышать предела интенсивного разрушения грунта в резуль-
тате излишнего буксования колеса. Иначе говоря, буксование
колес не должно превышать значения, при котором образуется
максимальная тяговая сила.
Как было показано в гл. 4, закон распределения мощности по
колесам и мостам определяют кинематические характеристики
РУТ. При блокированной трансмиссии распределение мощности
зависит согласно уравнению (52) от кинематического несоответ-
ствия, соотношения приведенной тангенциальной эластичности
колес и грунта и общего сопротивления движению. Сопоставляя
оптимальный закон распределения мощности с фактическим, оп-
ределяемым конструкцией трансмиссии, можно прийти к выводу,
что трансмиссия должна быть автоматической, способной при-
способляться к изменяющимся в зависимости от характеристик
грунта и ровности поверхности условиям движения колес.
В работах Ю. В. Пирковского обоснована необходимость ав-
томатической системы распределения мощности по колесам в
резко меняющихся условиях движения. На экспериментальном
графике (рис. 95) показан (штриховой кривой) закон изменения
оптимального распределения крутящих моментов по мостам
двухосного автомобиля для случая движения по ровной сугли-
нистой пахоте в зависимости от силы тяги на крюке Ркр.
В условиях движения, близких к идеальным, при равномер-
ном распределении нагрузки по осям отношения крутящего мо-
мента на переднем мосту к суммар-
ному крутящему моменту должны
изменяться в пределах от 80%
(Ркр=0 кН) до 40% (Ркр=22 кН).
Для аналогичных грунтовых усло-
вий эти значения для трехосных ав-
томобилей лежат в пределах 67...
25%, для четырехосных — в преде-
лах 57... 19%.
Широкие пределы изменения от-
Рис. 95. Изменение мощности сопротивления
движению в зависимости от относительного
подведеииого к осям момента при различной
силе тяги иа крюке (по данным Ю. В. Пир-
ковского) :
1 - Ркр-25 кН; 2 — Ркр-22 кН; 3-Ркр-18 кН;
•4 —Ркр—И кН; 5 —без нагрузки на крюке
ношений крутящих моментов объясняются тем, что на уплотняе-
мых грунтах (ц>0), на которых проводился опыт, сопротивле-
ние качению передних колес больше, чем следующих за ними.
Следовательно, для обеспечения качения в режиме, близком к
свободному, на впереди идущие колеса требуется подводить
больший крутящий момент, чем на последующие. Если грунт не
уплотняется после прохода колеса (ц=0), то условия качения
всех колес при их равномерной нагрузке примерно одинаковые,
поэтому и оптимальные крутящие моменты на колесах должны
быть равны. При приложении силы тяги на крюке необходимо
перераспределить моменты таким образом, чтобы больше загру-
жена была задняя ось (рис. 95). Если рассмотреть движение по
неровной поверхности при большом перераспределении верти-
кальных нагрузок по колесам, то оптимальное распределение
моментов еще более усложняется. В этом случае необходимо ис-
пользовать автоматическую систему.
В настоящее время полностью автоматизированных транс-
миссий нет. Рассмотрим, как удовлетворяют требованиям обес-
печения высокой проходимости существующие механические
трансмиссии с РУТ различных типов.
Механические трансмиссии с дифференциальными механиз-
мами, используемыми в качестве РУТ, в меньшей степени отве-
чают перечисленным требованиям. Дифференциалы распреде-
ляют мощность в соответствии с внутренним передаточным чис-
лом механизма независимо от мощности, необходимой по внеш-
ним условиям, определяемым сопротивлением качению. Суммар-
ный момент передается на минимально нагруженное внешним
моментом колесо, это свойство дифференциалов часто лишает
автомобиль подвижности в тяжелых дорожных условиях и на
местности.
В большей мере условиям обеспечения высокой проходимости
отвечает блокированный привод колес. Он обеспечивает лучшую
приспособляемость к изменяющимся по состоянию грунта и про-
филю поверхности дорожным условиям. При блокированном при-
воде колес и при отсутствии кинематического несоответствия
благодаря различной приведенной тангенциальной эластичности
шин и грунта вследствие неодинаковой опорной поверхности под
колесами разных осей на большинстве грунтов приблизительно
может быть обеспечена требующаяся неравномерность распреде-
ления моментов по колесам и осям, тем большая, чем больше
разница в состоянии грунта под колесами, определяющими при-
веденную тангенциальную эластичность движителя.
Возникновение большого по величине длительно действую-
щего кинематического несоответствия может резко изменить за-
кон распределения крутящих моментов по колесам. Так, при кри-
волинейном движении на одном и том же грунте картина рас-
пределения моментов по мостам резко меняется. На деформи-
262
руемых уплотняемых грунтах при прямолинейном движении на
передний мост подводится больший момент, чем на остальные
мосты, что и требуется по условиям движения. При повороте,
наоборот, к передним управляемым мостам подводится меньший
момент и перегружаются задние ведущие мосты.
Это объясняется несколькими причинами: во-первых, возник-
новением кинематического несоответствия между мостами в ре-
зультате криволинейного движения; во-вторых, возрастанием
общего сопротивления движению из-за того, что каждое колесо
должно прокладывать свою колею, и, в-третьих, выравниванием
приведенных тангенциальных эластичностей колес, так как грун-
товые условия под каждым колесом практически одинаковы.
Экспериментально установлено [13 и 19], что при определен-
ных радиусах поворота дифференциальная раздача мощности по
колесам становится более целесообразной, чем блокированный
привод колес. Так, сопротивление движению автомобиля по
круговой траектории радиусом от 30 до 12 м оказывается боль-
ше сопротивления прямолинейному движению на одном и том
же грунте при блокированном приводе в 2,1 ..2,3 раза, а при
дифференциальном приводе только в 1,5.. 1,6 раза.
Учитывая исключительную неоднородность механических
свойств и профиля многих естественных грунтовых поверхно-
стей, для механической трансмиссии предпочтительным из усло-
вия обеспечения высокой проходимости следует считать блоки-
рованный привод колес. Этот вывод подтверждают сравнитель-
ные испытания многоосных автомобилей на местности.
Испытания автомобилей показали, что блокирование диффе-
ренциалов при движении по сравнительно ровным поверхностям
(по снегу и по деформируемым грунтам) существенного влияния
не оказывает и резких преимуществ не дает. Средние скорости
движения автомобилей были практически одинаковые, автомо-
били застревали в равных условиях и по причинам, не завися-
щим от типа привода колес.
Влияние типа привода колес на проходимость резко проявля-
ется при движении по дорогам и местности, имеющим большие
неровности (высотой больше суммарного хода подвески), и при
преодолении различных препятствий. При больших перераспре-
делениях вертикальных нагрузок между осями и отдельными
колесами снижаются тяговые возможности автомобиля с диффе-
ренциальным приводом.
Сравнительные заезды по преодолению снежных заносов с
большой высотой снежных валов показали, что автомобиль с
блокированным приводом уверенно преодолевает снежные валы
высотой до 2 м. При остановке из-за больших сопротивлений
автомобиль без посторонней помощи движется задним ходом и
сходит с препятствия. Автомобиль с дифференциальным приво-
дом преодолевает снежный вал высотой до 1,5 м. В случае оста-
263
новки и буксования отдельных колес проходимость автомобиля
полностью теряется и требуется посторонняя помощь для про-
должения движения. Аналогичные картины наблюдались и при
преодолении препятствий других типов.
Таким образом, испытания показали, что блокировка диффе-
ренциалов на многоосных автомобилях для повышения проходи-
мости необходима. Она обусловлена не столько разностью ко-
эффициентов сцепления отдельных осей и колес, сколько боль-
шой разностью вертикальных нагрузок, появляющейся при дви-
жении по неровностям, и неоднородностью грунта под осями.
Как отмечалось в гл. III, вертикальные нагрузки на отдель-
ных осях в движении изменяются в больших пределах — от нуля
до n-кратной, поэтому коэффициент блокирования для межосе-
вых дифференциалов должен быть равен бесконечности. Это ука-
зывает на целесообразность применения кратковременной прину-
дительной блокировки с клавишным (по типу «Татра Т-813») или
автоматическим управлением. Выбор каких-то оптимальных зна-
чений коэффициентов блокирования межосевых дифференциалов
для многоосных автомобилей затруднен. Разработанные реко-
мендации по оптимизации коэффициентов блокирования для
двухосных автомобилей могут быть приняты только для межко-
лесных дифференциалов с последующей экспериментальной про-
веркой, поскольку разность вертикальных нагрузок между ко-
лесами правой и левой сторон значительно меньше разности
нагрузок между осями.
Проведенный анализ зарубежных автомобилей высокой и
повышенной проходимости показал, что в большинстве случаев
даже на коммерческих автомобилях применяют принудительное
блокирование дифференциалов с управлением из кабины.
Выше отмечалось, что применение муфт свободного хода вме-
сто дифференциалов нецелесообразно по соображениям эконо-
мичности, управляемости и устойчивости автомобиля. Логиче-
ский анализ показал малую целесообразность их применения и с
точки зрения обеспечения проходимости автомобиля. Муфты
свободного хода как РУТ при возникновении кинематического
несоответствия полностью отключают привод определенной груп-
пы колес автомобиля. Так, при криволинейном движении, кото-
рое является преимущественным режимом движения любой ко-
лесной машины, муфты свободного хода постоянно отключают
привод на четыре из восьми колес четырехосного автомобиля.
Зафиксирован случай, когда ведущими оставались только три
колеса. При этом теряют практическое значение основные преи-
мущества многоосного полноприводного автомобиля.
Действительно, при криволинейном движении 50% сцепной
массы и более не могут быть использованы для образования си-
лы тяги, оставшиеся ведущими колеса перегружаются подводи-
мым моментом. Вследствие этого проходимость автомобиля в
264
тяжелых дорожных условиях и экономичность его работы на
дорогах всех видов снижаются. Отключение колес муфтами име-
ет место и при прямолинейном движении, когда возникает кине-
матическое несоответствие. В качестве обобщенного параметра
для оценки тягово-динамических качеств и проходимости широко
применяют удельную мощность автомобиля — отношение мощно-
сти двигателя к полной массе автомобиля.
Для установления, в какой мере он характеризует тягово-
динамические качества многоосных автомобилей, рассмотрим
результаты сравнительных испытаний двух многоосных автомо-
билей, предназначенных для эксплуатации в одинаковых усло-
виях, но различного конструктивного исполнения. Удельная
мощность одного автомобиля при сравнительных испытаниях
была почти в 2 раза больше, чем другого. Согласно существую-
щим представлениям при большей удельной мощности должны
быть значительно лучшие тягово-динамические показатели. Од-
нако результаты замеров этого не подтвердили; наоборот, авто-
мобиль с меньшей удельной мощностью имел почти все харак-
теристики лучшими. Это является доказательством того, что
удельная мощность в малой мере может характеризовать тяго-
вую динамику многоосных автомобилей.
Ориентироваться на удельную мощность при сравнении раз-
личных автомобилей и при проведении даже приближенных
расчетов нельзя. Объяснение такого положения очень простое:
тягово-динамические характеристики определяет не мощность
двигателя, а мощность,, подводимая и реализуемая на колесах.
В рассматриваемом случае у автомобиля с большей удельной
мощностью имели место большие потери мощности в трансмис-
сии и в шинах, на что указывает почти в 2 раза меньший путь
выбега со скорости 50 км/ч. Кроме того, на автомобиле была
установлена несовершенная (большие потери) коробка передач.
Для получения сопоставимых мощностных характеристик
многоосных автомобилей целесообразно принять в качестве оце-
ночного параметра удельную динамическую мощность (мощ-
ностной динамический фактор), представляющую собой отноше-
ние мощности, подведенной к колесам, к полной массе автомо-
биля:
N* = (Ne-Nj/Ma,
где Ne— мощность двигателя; Nx— мощность потерь в двигате-
ле, трансмиссии и мощность, отбираемая на привод различных
дополнительных устройств.
Потери мощности можно подсчитывать исходя из мощности
потребителей, которые имеют привод от двигателя, или по сред-
нестатистическим данным. Метод расчета потерь в трансмиссии
приведен в гл. IV. Этот параметр будет более полно характери-
зовать тягово-динамические качества автомобилей, чем удельная
265
мощность. Последнюю как сравнительный параметр можно при-
ближенно применять при сравнении конструктивно однотипных
автомобилей, автомобилей, имеющих одинаковые отборы мощ-
ности, одинаковые трансмиссии и т. п., а также двухосных авто-
мобилей. Для многоосных автомобилей этот параметр мало при-
годен, так как может привести к погрешности при расчетах.
45. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИЙ
НА ПРОХОДИМОСТЬ
Считается установленным и общепризнанным, что многоос-
ность, многоопорность при полноприводности колес является
мощным средством обеспечения повышенной проходимости (вез-
дехбдности) автомобилей благодаря снижению нагрузки на ось
(колесо) и рассредоточению полной массы автомобиля по мно-
гим колесам на большей опорной площади. В случае постоянства
нагрузки на ось в заданных пределах увеличение числа осей
повышает проходимость автомобиля на большинстве естествен-
ных грунтов как за счет снижения сопротивления качению, так
и за счет повышения сцепления с грунтом. Увеличение числа осей
при постоянной нагрузке на колесо при движении на уплотняе-
мых грунтах наиболее эффективно в пределах двух — шести. Ис-
ключительно важное значение для обеспечения проходимости
имеет правильный выбор на данную нагрузку типа и размеров
шин. Хорошо себя зарекомендовали тороидные, широкопрофиль-
ные и арочные шины с регулируемым давлением.
Оценку взаимодействия различных шин с деформируемыми
грунтами и выбор рациональных параметров колес многоосного
автомобиля для заданных условий эксплуатации можно прово- =
дить по методике, изложенной выше. 1
Размещение осей по базе влияет на геометрические парамет-
ры проходимости и на тягово-сцепные свойства на деформируе-
мых грунтах при прямолинейном и криволинейном движении.
При сближении центральных осей автомобиля значительно уве-
личивается ширина преодолеваемого кювета, а в сочетании с зад-
ними управляемыми колесами в несколько раз снижается сопро-
тивление качению при повороте на деформируемой опорной '
поверхности, что, безусловно, значительно повышает проходи-
мость многоосного автомобиля. Однако установлено отрицатель-
ное влияние сближения центральных осей, проявляющееся в
значительном подъеме передней части автомобиля при преодо-
лении валов, насыпей и сходе с подъема на горизонтальную по-
верхность. Это обстоятельство затрудняет маневрирование на
строительных площадках, вызывает большие динамические на-
грузки на автомобиль и ухудшает управление. Кроме того, уста-
новлено, что для тележечной схемы расстановки осей по базе
266
показатели опорной проходимости выше при прямолинейном
движении по деформируемым грунтам с макронеровностями.
Оптимальной по показателям опорно-сцепной проходимости
является система раздачи мощности по колесам, позволяющая
автоматически изменять мощность, подводимую к колесам, что
обеспечивает их работу в свободном или близком к нему режиме
качения. Такая система может быть создана при использовании
электрической или гидростатической трансмиссии автомобиля.
В механических трансмиссиях целесообразна дифференциаль-
ная раздача мощности, с принудительной блокировкой межосе-
вых дифференциалов. Необходимость блокировки вызывается
главным образом большими перераспределениями нагрузок меж-
ду осями и неоднородностью грунта под осями. Установка муфт
свободного хода вместо дифференциалов малоцелесообразна.
Муфты при криволинейном движении автомобиля снижают про-
ходимость, полноприводный автомобиль превращают в неполно-
приводный, отключая привод более 50% ведущих колес.
Для автомобилей, используемых преимущественно на плохих
дорогах и местности, возможно и при определенных условиях це-
лесообразно применение полностью или частично блокированной
трансмиссии.
Оптимальная нагрузка на ось, тип и конструктивные харак-
теристики шин имеют решающее значение в обеспечении высо-
ких показателей проходимости автомобиля. Необходимы даль-
нейшие исследования по обоснованию выбора оптимальной ста-
тической нагрузки на ось и характеристик шин для многоосных
автомобилей, которые преимущественно используют на плохих
дорогах и местности. Для дорожных многоосных автомобилей
при выборе нагрузки на ось следует руководствоваться законо-
дательными ограничениями. Особенности многоосных автомоби-
лей, их высокие тягово-сцепные качества требуют ряда уточне-
ний при определении и оценке влияния на проходимость некото-
рых общепринятых для двухосных автомобилей геометрических
параметров, таких, как дорожный просвет, углы и радиусы про-
ходимости и др.
Удельная мощность как обобщенный параметр мало харак-
теризует тягово-динамические свойства и проходимость многоос-
ных автомобилей. Использование этого показателя даже при
приближенных расчетах может привести к погрешности. В каче-
стве такой характеристики для многоосных автомобилей больше
подходит так называемый мощностной динамический фактор.
Обеспечение высоких показателей проходимости — один из
основных вопросов разработки общих конструктивных решений
многоосных автомобилей.
Наибольшими потенциальными возможностями обеспечения,
высоких параметров проходимости среди колесных машин обла-
дают сочлененные автомобили.
267
ПРИЛОЖЕНИЯ
1. Основные технические характеристики трехосных автомобилей
Показатель «Татра 26/30» КамАЗ-5820 Д-566 МАЗ-516Б «Столвэт» «Татра Т-813» А 04 5 О> а я е V
Грузоподъемность, т 4 чел. 8 5 14,5 5,5 8,8 13,5
Полная масса, т 1,35 14,8 14,8 23,7 14,5 21,05 30
Габаритные размеры, мм: длина 2950 7385 7100 8525 6350 7760 9000
ширина 1750 2510 2500 2500 2620 2500 2500
высота 600 3370 2700 2715 2540 2620 2825
Дорожный просвет, мм . . 220 275 465 270 420 330 430
База, мм 2200 3850 4300 1950+ 3050 1650+ 1780+
Двигатель: тип Кар- Дизел 4-1455 ь Кар- +2700 Ди 4-3500 зель
мощность, кВт бюра- тор- иый 17,7 155 147 176 бюра- тор- ный 164 189 194
Трансмиссия Максимальная скорость, км/ч 60 80 80 85 63 70 65
Контрольный расход топли- ва на 100 км, л 16 —— — 30 70 50 65
2. Основные технические характеристики зарубежных четырехосных
автомобилей
Показатель А i S а со О. сь о W «Магирус- Дойтц» (шасси) «Татра-813» «Бюссннг-Н АГ» «Панар» Фаун KF 42/483, (шасси) МАИ
Грузоподъемность, т . . Полная масса автомоби- ля, 5 16,7 19,6 28 8,2 22,2 7 17 5 13,5 23 45,1 ю 22
Продолжение прил. 2
Показатель «Террапнн-11» «Магирус- Дойтц» (шасси) । «Татра-813» «Бюссннг-НАГ» «Панар» Фаун KF 42/483, (шасси) МАИ
Габаритные размеры, мм: длина 9350 9120 8800 5560 5600 9400 9930
ширина 2690 2300 2500 1930 2420 2750 2750
высота ....... 2700 2730 2780 2200 2540 2350 2500
База, мм — 6080 6200 4100 4340 6250 7300
Дорожный просвет, мм 356 320 330 300 330 —- 415
Двигатель: тип Кар- Ди зель Кар- Ди зель
максимальная мощ- ность, кВт Трансмиссия Максимальная скорость, км/ч бюра- тор- ный 125 224 184 164 бюра- тор- ный 147 210 276
40 Меха 97 ннческ£ 80 1Я 80 ПО 66 Гид- ро- меха- ниче- ская 80
3. Основные технические характеристики некоторых многоосных
автомобильных кранов фирмы Фаун
Показатель 50.42/48.3 60.43/55 60/52/55 70.53/55 80.53/60 100.53/64 400.83/99
Масса шасси, т. . . . Общая допустимая 21,4 25,2 25,23 27,45 29,46 31,02 —
масса автомобиля, т —— 49 54 54 __ 58
Колесная формула . Грузоподъемность 8X8 8X6 10X6 Юхб 10X6 10X6 16X8
крана, т Габаритные размеры, мм: 50 60 60 70 80 100 400
база 4830 5 500 5 500 5 500 6 000 6 400 9900
длина шасси . . 9360 10 653 11 410 11 360 И 902 12 950 -
ширина шассн . . 2750 3 000 2 750 3000 3 000 3 000
высота шасси . . монтажная высо- 2350 2 080 2 392 2 380 2 080 1 985
та рамы .... 1400 1 472 1 482 1 482 1387 1 550 «а
268
269
Продолжение прил. 3
Показатель 50.42/48.3 60.43/55 60/52/55 70.53/55 80.53/60 100.53/64 400.83/99
Колея колес, мм: передних .... задних Радиус поворота, м Максимальная ско- рость (в км/ч) при движении: по дороге . . . - по бездорожью Преодолеваемые подъемы, % . . . . Марка, тип двигателя Мощность, кВт . . . Частота вращения, со- ответствующая ука- занной мощности, об/мин Трансмиссия .... Шины 2291 2069 13 64,3 26,0 36,0 ох 12,ОС- 24 J л 2 502 2 309 13,25 65,0 38,9 33,5 Хизель ажден Мех: 12,00— 2‘ В d < 2 п 2314 2 064 14 64,0 37,9 32,3 оздушь я 12413 >50 650 щческа 12,00— 24 2 554 2 309 14,5 64,8 38,7 27,6 юго кнд я -112,00— 24 2 502 2 309 16,5 66,0 38,9 22,9 12,СО- 24 2 499 2 140 17 64,8 38,7 27,6 1 Гидре ханиче фир> А. 12,00— 24 Ди- зель MTV 390 300 ме- ская ш плисон 12,ОС- 24
4. Основные технические характеристики
зарубежных сочлененных автомобилей
Параметры M56I (США) «Твистер ХМ808» (США) «Твистер Скаут» (США) «Драгой- Вагой» (США)
Колесная формула . . . 6X6 8x8 6x6 8X8
Грузоподъемность, т . . 1,35 • . • •— 9
Масса снаряженного ав- томобиля, т .... 2,7 6,7 12,5
Габаритные размеры, м: длина 5625 5580 4910 9271
ширина 2144 2667 2440 2438
Дорожный просвет, мм . 380 450 406 450
Углы свеса, °: передний 90 90 90 80
задний 68 . . • 77 42
Минимальный радиус поворота, м 8,8 5,8 9,1 6,1
Мощность двигателя, кВт 75,5 81X2 220 166
Шины 11—16 14.00—18 14.00—18 16.00—20
Число степеней свободы шарнира 2 3 1 2
Углы гибкости шарнира в плоскости, °: горизонтальной . . . 30 .—-
вертикальной .... 40 31,5 — 28
поперечно- вертикальной . . . 30 35 25 18
Формула управления . . 1—0—3 12—00+ 1—0 12-00
Давление на грунт, кПА 31 склады- вание 45 45 • • *
Преодолеваемые препят- ствия: подъем, % (°) . . . 60 (31) 70 (35) 60 (31) 60 (31)
косогор, % (°) . . . 40 (22) 50 (27) 40 (22) 40 (22)
брод, м Плавает 1,06 Плавает 1,1
Максимальная скорость, км/ч 96,6 105 105 90
271
Продолжение прил. 4
Параметры «Берлие ТХ40» (Фран- ция) «Метрак> (Швей- цария) ХМ549 (США) «Флекстрак- Норкан-300> (Канада) «Вольво «ВМ- 860ТК» (Швеция)
Колесная формула . . . 4X4 6X6 8x8 6x6 бхб
Грузоподъемность, т . . Масса снаряженного ав- 40 2 4,540 14 21,26
томобиля, т Габаритные размеры, м: . . . . 3 6,8 12 10,04
длина 11 150 4000 4240 10100 9200
ширина 3 990 . . . 2100 3 000 2480
Дорожный просвет, мм . Углы свеса, °: 700 . . . . . • . . . 395
передний . . • . . . 90 • . .
задний Минимальный радиус по- . . . . . . . . . 12,4 7,5
ворота, м Мощность двигателя, . . • • . • 70
кВт 73,5 155 125
Шины Число степеней свободы 33,5— 33,2 . . . 10.00—20 28.00—32 18.00—25 16.00—24
шарнира Углы гибкости шарнира в плоскости, °: 2 1 3 2 2
горизонтальной . . . 90 — . . . 30 45
вертикальной . . . поперечно-вертикаль- 15 30 . . . — —
ной — • • • 30 . • •
Формула управления . Скла- дыва- ние 1—0-0 12—00 Склады- вание Склады- вание
Давление иа грунт, кПА Преодолеваемые препят- ствия: * • • • 38 37
подъем, % (°) . . . '50 (26) • • • . . • 58 (30)
косогор, % (°) . . . . • • • • • . . » 40 (22)
брод, м Максимальная скорость, 1,20 . . . . . . . . . . . .
км/ч 50 . . . 80 43
272
Продолжение прил. 4
Показатели «Вольво ВМ-861ТК» «Ролли- гои-85» «Дельта-2» «Дельта-3»
Колесная формула . . . 6x6 8X8 4X4 6X6
Грузоподъемность, т . . 20,6 9,ООО- НО,00 9,01 13,6
Масса снаряженного ав- томобиля, т И,1 11,8 11,59 13,4
Габаритные размеры, м:
длина . - 12 430 10 668 8280 12 400
ширина 2 480 4 826 3300 3 500
Дорожный просвет, мм Углы свеса, °: 395 . . . 530 530
передний задний . . . . . .
Минимальный радиус поворота, м 8,3 13,7 7,3 7,9
Мощность двигателя, кВт 125 198 144 144
Шины 20,50—25 18,00—25 Пневмо- катки 66x43.00— 25 66X43.00— 25
Число степеней свободы шарнира 2 3 1 1
Углы гибкости в плоско- сти, °:
горизонтальной-. . . 45 30 45 45
вертикальной .... — 15 — —
поперечно-вертикаль- ной . . ...... ... 15 —й.
Формула управления Складывание
Давление иа грунт, кПа Преодолеваемые препят- 37 20 . . . . . .
ствия:
подъем, % (°) . . . 58 (30) 60 (31) . . . . . .
косогор, °/о (°) . . • 40 (22) 40 (22) ...
брод, м . . .
Максимальная скорость, км/ч 40 50 50
Примечание. Тремя точками отмечены данные, которыми автор не располагает
273
Продолжение прил. 4
Параметры <Комаидер> «Магиум-4» «Раббер- Рейловей 8680» <Леза- Уиимог-111А>
Колесная формула . . . 6X6 8X8 8X6 6X6
Грузоподъемность, т . . 27,2 63,5 23 6,6
Масса снаряженного ав- томобиля, т 29,5 37,2 13 4,4
Габаритные размеры, м: длина 13 500 16 260 10000 5500
ширина 3 500 3 990 « • • 2200
Дорожный просвет, мм . 510 530 • • • 400
Углы свеса, °: передний • » • . ...
задний . . • . » • . • • • . •
Минимальный радиус по- ворота, м 9,5 17,2 12,2 7,0
Мощность двигателя, кВт 258 342 206 66
Шины 66Х 43.00Х 66X43.00— 12,50—20
Число степеней свободы шарнира Х25 1 25 1 1 3
Углы гибкости в плоско- сти, °: горизонтальной . . . 38 36 90 8
вертикальной .... 8
поперечно-вертикаль- ной - 8
Формула управления Давление иа грунт, кПа Преодолеваемые препят-' . . . Складываии В • • • 1—00
ствия: подъем % (°) . . . . . 45 (25) 60(31) 60 (31)
косогор, % (°) ... . • • 40 (22) 31 (17) 36 (20)
брод, м . . 0,8
Максимальная скорость, км/ч 32 37 97 80
274
5. Основные технические характеристики зарубежных сочлененных
автомобилей-самосвалов.
Параметры «Вольво ВМ-861» «Вольво ВМ-860» Д-250 Д-275 Д-330
Колесная формула . . . 6X6 6X6 6X6 6X6 6X6
Грузоподъемность, т . . 18 17 25 27,5 33,5
Габаритные размеры, мм: 13,1 12,5 18,6 18,6 19,505
длина 9400 9190 9820 8784 8784
ширина 2500 2500 2062 2667 2794
Дорожный просвет, мм Углы свеса, °; 395 395 . . . . . .
передний 2620 . . . . . .
задний Минимальный радиус по- 1585 850 1900 . . . . . .
ворота, м 7,5 7,5 7,5 7,75 7,75
Мощность двигателя, кВт 125 125 174 174 174
Шины Число степеней свободы 18,00— 25, 20, 50—25 18,00— 25, 20, 50-25 26,5—25 26,5—25 23,5—25
шарнира Углы гибкости шарнира в плоскости, °: 2 2 2 2 2
горизонтальной . . . 45 45 45 45 45
вертикальной .... поперечно-вертикаль- —— — — — ——
ной Формула управления . . Удельное давление на 360 Складываиг 360 ie 360
грунт, кПа П р еод о л ев а ем ы е препят- ствия: 88 88 28 (0,38) 120 • * • . • •
подъем, % (°) . , . ... 58 (30) . . . ... . .
косогор, % (°) . . . . . . 40 (22) . . . • . .
брод, м Максимальная скорость, • . . . . . . . . . . .
км/ч 30 30 50 50 50
275
«Ана- В конда В Ваген» В о 00 О Й m 00 <© о о О ю СЧ i о о СО СЧ тр СО ' X 2 9й со ° ° S сч — . о § ° ° * °
X о X s <u в( «Амфн- кэт» S s« <© 00 Ю _ Ов> ООО* V СЧ СЧ со ю со , , ’4*1 5 ® £ О О Ю о со 00 1О О с© *-1 СЧ . • ю им н
О С о >1 а и «X ф <Кроко> Ч< "# 1П П О -Ч< О О О О Э из " V X х _• «о О О О СЧ J2 ч» со X О О Ч’ N О -г Ю 'О -Ч< СЧ N N - —• и а - . — , в;
ч d 2 ®Х 0J Ч X <Пэк Стар» О сч . . Н2 £ О со СЧ о * гх ч/ Ч1 v ’М*к г}’ о ь- ю . • со » й ° ° 12 S 2 2 , , н
многоосных антомо( «Лео- п ар д-8» * Й лл Q <0 © О О ‘ ‘ о ‘ • v . °Ч. 35 ю со ю , , со . £ _ » • О -Г <N «о — • 2 §• СО .-Ч- со - - . . . § о ч ° S
«Соло- 750» О СЗ »з« . сч w £ <© сч СО С> о Xf ООО О Ю 1 £> £ X сч сч - «о со о О оч , *-ч 1
X 3 X * о ко >» а «Сабо- 1 тер» 00 ’® 00 —« . _ О О Ю • 1 о н v ш о <5 ь- о сч , , , 1 я я 2$ X S' «5 Ь- ‘ О \о X 00 о О со 1 М ф , ' О <1> X а а сч {—<
ie характеристики за «Арго- кэт» 00 -а !2 гч ЮЮ OOOOO.-J • S g .я o’ V- e4'r.ci 1Л 1ЛСО1Л’2©С»5.Щ2’ЯН Л О О — О < С1 <О 5 S Я о °0' - - •:gg®S
«Кра- пакл> §> « Ч1 in „ Ь. о О О О О ш • " V Ю Ю 00 о . ОО1ОСЭЧГ.Й *• « 1Л : ю -ч> 1 © — • 5 * ° ° из сч — о — — , °,
6. Основные технически Показатели Колесная формула Масса снаряженного автомо- биля, т Грузоподъемность, т Мощность двигателя, кВт - . . Максимальная скорость, км/ч: на суше на плаву Габаритные размеры, мм: длина ширина высота База, мм Колея, мм Преодолеваемый подъем, ° . . Шины Водоходный движитель .... 1
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Агейкнн Я. С. Проходимость автомобилей. М.: Машиностроение, 1981.
232 с.
2. Аксенов П. В. Многоосные автомобили. М.: Машиностроение, 1980.
208 с.
3. Антонов А. С. Комплексные силовые передачи. Л.: Машиностроение,
1981. 496 с.
4. Антонов Д. А. Теория устойчивости движения многоосных автомобилей.
М.: Машиностроение, 1978. 216 с.
5. Антонов Д. А. Расчет устойчивости движения многоосных автомобилей.
М.: Машиностроение, 1984. 164 с.
6. Беккер М. Г. Введение в теорию систем местность—машина. М.: Ма-
шиностроение, 1973. 520 с.
7. Воиг Дж. Теория наземных транспортных средств. М.: Машиностроение,
1982. 284 с.
8. Гришкевич А. И. Автомобили. Теория. Минск: Вышэйш. шк., 1986. 208 с.
9. Динамика системы дорога — шина — автомобиль — водитель/Под. общ.
ред. А. А. Хачатурова. М.: Машиностроение, 1976. 535 с.
10. Конструкции и расчет автомобильных поездов/Я. X. Закин, М. М. Щу-
кин, П. П. Ширяев и др. Л.: Машиностроение, 1968. 332 с.
11. Кошарный Н. Ф. Технико-эксплуатационные свойства автомобилей вы-
сокой проходимости. Киев: Внща школа, 1981. 208 с.
12. Неймарк Ю. И., Фуфаев Н. А. Динамика неголоиомных систем. М.:
Наука, 1967. 215 с.
13. Пирковский Ю. В., Чистов М. П. Затраты мощности на колее — обра-
зование при качении жесткого колеса по деформируемому грунту//Тр. НАМИ.
1971. № 131. С. 18-34.
14. Пирковский Ю. В. Общая формула мощности сопротивления качению
полноприводного автомобнля//Автомобильная промышленность. 1973. № 1.
О. 23—29.
15. Ротенберг Р. В. Подвеска автомобиля. М.: Машиностроение, 1972.
392 с.
16. Смирнов Г. А. Теория движения колесных машин. М.: Машинбстрое-
нне, 1981. 269 с.
17. Соломатин П. А. Системы управления транспортных средств//Тр.
МАДИ. М.: 1984. 106 с.
18. Фаробии Я. Е. Теория поворота транспортных машин. М.: Машино-
строение. 1970. 176 с.
19. Чистов М. П. Математическое описание качения деформируемого ко-
леса по деформируемому грунту//Изв. вузов. Машиностроение. 1986. № 4.
С. 12—38.
20. Яцеико Н. Н. Форсированные полигонные испытания грузовых авто-
мобилей. М.: Машиностроение, 1984. 328 с.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ..................................................... 3
Глава I. Классификация и общие конструктивные решении........... 6
1. Исходные положения классификации ................................ 6 ।
2. Трехосные автомобили............................................ 7 <
3. Четырехосные автомобили..................................... П 1
4. Многоосные шасси автомобильных кранов......................... 19 I
5. Сочлененные многоосные автомобили............................... 21 |
6. Многоопориые автомобили для перевозки сверхтяжелых негабарит- |
них грузов.................................................... 33
7. Многоосные автомобили малой грузоподъемности................... 42
8. Цели и задачи теории общих конструктивных решений............ 46
Глава II. Колебания многоосных автомобилей и компоновка ходовой
части............................................................ 50
9. Динамическая система, эквивалентная многоосному автомобилю, и
ее математическая модель......................................... 50
10. Частоты собственных колебаний................................ 56
11. Характеристики гашения колебаний............................. 60
12. Возмущающие функции вынужденных колебаний многоосных авто-
мобилей ......................................................... 62
13. Анализ возмущающих функций................................... 66
14. Исследования вынужденных колебаний многоосных автомобилей на
электронных и механических моделях.....................7 . . . . 71
15. Особенности колебаний сочлененных автомобилей................ 76
16. Предпосылки оценки вибронагруженности........................ 87
17. Выводы о влиянии общих конструктивных решений иа формирова-
ние колебаний многоосного автомобиля............................. 92
Глава III. Вертикальные динамические нагрузки в ходовой части . . 96
18. Общие и исходные положения..................................... 96
19. Вертикальные динамические нагрузки, определяемые колебаниями
подрессоренной и иеподрессоренной масс ............................ 98
20. Профильные нагрузки в ходовой части........................... 103
21. Экспериментальные исследования вертикальных динамических на-
грузок на механических моделях.................................... 115
22. Особенности динамических нагрузок ходовой части сочлененных ав-
томобилей ........................................................ 121
23. Выводы о влиянии общих конструктивных решений на нагружеи-
ность ходовой части многоосных автомобилей........................ 126
Глава IV. Теоретический анализ распределения мощности в транс-
миссии ........................................................ 129
24. Теория силового потока — теоретическая база исследований транс-
миссий ........................................................... 130
25. Кинематический анализ работы трансмиссии.................... 136
26. Силовой анализ идеального силового потока.................... 145
27. Силовой поток в трансмиссии при торможении.................... 154
28. Анализ потерь в трансмиссии иа основании диссипативных функций
силового» потока.................................................. 160
278
29. Выбор передаточного числа межосевых дифференциалов............ 165
30. Выводы о влиянии выбора схемы трансмисии на общие конструк-
тивные решения.................................................... 170
Г л а в а V. Поворачиваемость, управляемость и устойчивость при раз-
личных схемах рулевого управления ................................. 172
31. Общие уравнения криволинейного движения....................... 173
32. Сравнение характеристик динамической поворачиваемости .... J78
33. Оценка влияния схем рулевого управления на устойчивость движе-
ния .............................................................. 181
34. Экспериментальные исследования поворачиваемости и устойчиво-
сти движения...................................................... 194
35. Особенности поворачиваемости и управляемости сочлененных и
многоопорных автомобилей.......................................... 203
36. Выводы о влиянии схемы рулевого управления на общие конст-
руктивные решения................................................. 212
Глава VI. Поперечная устойчивость против опрокидывания........... 216
37. Статическая поперечная устойчивость .......................... 216
38. Поперечные колебания и динамическая поперечная устойчивость . . 225
39. Соотношение показателей статической и динамической поперечной
устойчивости ..................................................... 230
40. Выводы о влиянии общих конструктивных решений на поперечную
устойчивость против опрокидывания................................. 238
Глава VII. Конструкция автомобиля и проходимость...............240
41. Взаимодействие многоосного движителя с деформируемым грунтом 241
42. Число осей и опорная проходимость автомобиля.................. 247
43. Размещение осей по базе и геометрические параметры проходимо-
сти .............................................................. 255
44. Распределение мощности по колесам............................ 260
45. Выводы о влиянии общих конструктивных решений на проходи-
мость ............................................................ 266
Приложения
1. Основные технические характеристики трехосных автомобилей . . 268
2. Основные технические характеристики зарубежных четырехосных
автомобилей .......................................................268
3. Основные технические характеристики некоторых многоосных авто-
мобильных кранов фирмы Фаун....................................... 269
4. Основные технические характеристики зарубежных сочлененных
автомобилей .......................................................271
5. Основные технические характеристики зарубежных сочлененных ав-
томобилей-самосвалов ..............................................275
6. Основные технические характеристики зарубежных многоосных авто-
мобилей малой грузоподъемности ....................................276
Список литературы ................................................ 277