WWW.KONF.X-PDF.RU
БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА - Авторефераты, диссертации, конференции
 


Pages:     | 1 || 3 | 4 |

«ОБЕСПЕЧЕНИЕ УСТОЙЧИВОСТИ ДВИЖЕНИЯ ТРЕХОСНОГО ГРУЗОВОГО АВТОМОБИЛЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОГО НАЗНАЧЕНИЯ В ЗАВИСИМОСТИ ОТ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ...»

-- [ Страница 2 ] --

Еще одной отличительной особенностью данного дифференциала от прочих дифференциалов этой группы (например, с фрикционными дисками, с червячной передачей и др.) состоит в том, что основные рабочие элементы дифференциала (полуосевые шестерни-сателлиты) заимствованы от обычных механических дифференциалов массового производства. Также примененный дифференциал может быть использован как в качестве межосевого, так и межколесного.

В предлагаемом дифференциале, в отличие от обычного конического дифференциала, в котором рабочие усилия от корпуса к сателлитам передаются через оси сателлитов (или крестовину), усилия передаются посредством специальных пальцеобразных сухарей, установленных в корпусе дифференциала, параллельно его оси.



Сухари имеют пазы специального профиля, поверхности которых сопрягаются с наружными и дополнительными конусами сателлитов. Блокирующее свойство дифференциала зависит от формы, размеров и прочих параметров пазов. Эти свойства могут варьироваться также путем подбора характеристик и регулировки пружин, прижимающих сухари к сателлитам.

Помимо низкой стоимости и простоты изготовления конструкция дифференциала обеспечивает достаточно высокие блокирующие свойства в зоне малых ведущих моментов, что оказывает существенное влияние на повышение проходимости автомобиля.

В конструкции раздаточной коробки предусмотрена жесткая блокировка описанного выше дифференциала повышенного трения, что позволяет в крайнем критическом случае, повысить потенциал тяги по сцеплению, например на подъеме, на котором коэффициенты сцепления колес передних и задних мостов составляют 0,2, а среднего – 0,55 и выше.

При более благоприятных условиях движения блокировка дифференциала не потребуется.

Опытные образцы раздаточной коробки с тремя выходными валами и межосевым дифференциальным приводом были изготовлены и собраны на Заводе опытных конструкций ФГУП «НАМИ». В процессе изготовления и сборки конструкция раздаточной коробки была уточнена и доработана в части улучшения ее эксплуатационных качеств, а также облегчения процесса сборки. На рис. 1.4 представлен внешний вид полностью собранного опытного образца раздаточной коробки.

Рис. 1.4. Раздаточная коробка в сборе.

Раздаточная коробка была установлена на поперечине рамы автомобиля НАМИрис. 1.5), закрепленной на раме в четырех точках посредством резинометаллических упругих элементов. Раздаточная коробка соединена с коробкой передач и ведущими мостами посредством карданных валов. Причем, реализованная схема установки карданов исключает возникновение больших углов в шарнирах.

–  –  –

Рис. 1.6. Компоновочная схема опытного образца автомобиля НАМИ-3333.

Следовательно, из вышеизложенного можно заключить, что отмечаемая в литературе проблема влияния параметров трансмиссии на устойчивость движения грузового автомобиля с колесной формулой 6х6 решена на примере опытного образца НАМИ-3333. Такой вывод подтверждается результатами испытаний на спецдорогах Автополигона ФГУП «НАМИ» [25, 40-41, 49].

Однако проблема обеспечения устойчивости движения трехосного грузового автомобиля находится в прямой зависимости от параметров ходовой части, и, в частности, от эффективности тормозной системы и конструктивных параметров направляющего аппарата задней тележки.

1.3. Обзор исследований влияния параметров ходовой части на устойчивость движения Под параметрами ходовой части, влияющих на устойчивость транспортного средства, как правило, понимают параметры рулевого управления [например, 1, 5, 10, 12, 17, 21, 34, 46, 60, 67, 85 и др.], тормозной системы [например, 3-4, 6, 22, 56, 64, 74, 76, 89] и направляющего аппарата задней тележки трехосного автомобиля [например, 3, 29, 33, 47-48, 52, 57, 82-84, 94 и др.]. Следует отметить, что во всех случаях учитывается влияние параметров шин, поэтому этот вопрос здесь рассматривать не будем. Исследование влияния параметров рулевого управления на устойчивость выходит за рамки настоящей работы, и, как следствие, ниже будут приведены результаты анализа влияния параметров тормозной системы и направляющего аппарата задней тележки трехосного автомобиля.

В работе [76] разработана методология решения проблемы комплексного повышения эксплуатационных свойств автомобильных транспортных средств (АТС):

устойчивости, управляемости и эффективности в процессе торможения в типичных эксплуатационных условиях при наличии постоянно действующих возмущений путем оптимизации структуры управления тормозными моментами на колесах, в отличие от существующих частных решений при одностороннем подходе к проблеме. Кроме того, создана методика выбора оптимальной структуры управления систем устранения блокирования колес, позволяющая на стадии проектирования определить допустимую область факторного пространства, с учетом реальных характеристик подсистемы «приводтормоз».





Разработаны также средства исследования эксплуатационных свойств АТС при торможении с системами устранения блокирования колес, которые реализованы в виде пространственных многомассовых моделей двух и трехосных автомобилей, а также седельного и прицепного автопоездов, учитывающих компоновочные особенности, характеристики подвески, сцепного устройства и рулевого управления, корректирующего воздействия водителя в процессе имитационного моделирования, отличающиеся от известных повышенной точностью отображения рабочего процесса регулирования тормозных моментов и перераспределения реакций, что позволило вскрыть и описать принципиально новые закономерности торможения АТС при наличии постоянно действующих возмущений. Здесь же дана классификация факторов, ухудшающих устойчивость автомобиля при торможении (рис. 1.7).

Установлено, что особую опасность, в связи с неожиданным для водителя характером проявления, представляет неравномерность торможения колес, которая бывает вызвана двумя различными причинами: неравномерностью действия тормозных механизмов (н.д.т.м.) и поперечной неравномерностью сцепных свойств поверхности под колесами бортов. Сформирован вывод, что комплексное повышение тормозных свойств АТС при наличии постоянно действующих возмущений достигается за счет улучшения адаптации тормозного управления к изменению условий взаимодействия колес с опорной поверхностью и флуктуации выходных характеристик его функциональных элементов.

В цитируемой работе нашел подтверждение приведенный выше тезис о том, что наличие механической связи колес ведущих мостов через дифференциал способствует уменьшению неравномерности торможения колес при циклическом регулировании тормозных моментов с ростом трения в дифференциале и момента инерции деталей трансмиссии, приложенного к ведущей шестерне главной передачи. Кроме того, утверждается, что при циклическом характере изменения тормозных моментов для обеспечения высокого качества регулирования, ограничения диапазона проскальзывания в области оптимального значения, необходим учет кинематического и силового взаимодействия элементов подвески и моста. Так кинематика балансирной подвески в сочетании с определенной организацией структуры управления системы устранения блокирования колес оказывает влияние на ее функционирование. Наиболее неблагоприятной является организация группового или бортового управления торможением колес балансирной подвески, которая приводит к сбоям в работе и увеличению по этой причине периодов юза и полного растормаживания (до 0,12 с у автомобилей семейства КамАЗ). Здесь же приводится утверждение, что комплексное повышение эксплуатационных свойств АТС, с учетом выявленного противоречия – улучшения устойчивости и управляемости, с одной стороны, и эффективности, с другой, при полярной организации структур управления изменением тормозными моментами (независимой и зависимой низкопороговой) – достигается на основе оправданного компромисса.

–  –  –

В работе [74] утверждается, что идея способа повышения курсовой устойчивости автомобиля основывается на использовании процесса, происходящего в мостах тележки трехосного полноприводного автомобиля при торможении на поверхности с низким коэффициентом сцепления. Главные передачи мостов тележки у полноприводных автомобилей связаны между собой бездифференциальной жесткой силовой связью. При этом если отключить тормозной контур одной оси тележки и довести до блокировки колеса тормозящей оси, то колеса незаторможенной вращаются в противоположных направлениях. Причем противовращение колес незаторможенного моста тележки тем интенсивнее, чем больше неравномерность коэффициента сцепления по бортам автомобиля.

Колесо, вращающееся с проскальзыванием в сторону движения автомобиля, имеет высокий реализуемый коэффициент сцепления в боковом направлении Y, так как трение покоя больше, чем трение скольжения ( БЛ) и поэтому удерживает тележку от заноса.

Однако, это возможно в том случае, если у колеса, движущегося с противовращением, реализуемый коэффициент сцепления с дорогой снижается незначительно или не снижается от уровня, соответствующего полной блокировке колеса (относительное проскальзывание S=1).

При этом разработана математическая модель процесса торможения трехосного полноприводного автомобиля, учитывающая противовращение колес у блокированного силового привода тележки при торможении с отключенным тормозным контуром одной оси на поверхности с низким коэффициентом сцепления. В анализируемой работе считается экспериментально доказанным, что при торможении трехосного полноприводного автомобиля с отключением тормозного контура моста тележки курсовая устойчивость повышается. Курсовой угол снижается в среднем в 2,5 раза, а линейное отклонение уменьшается в среднем в 1,7 раза.

Сравнение результатов дорожных испытаний полноприводного автомобиля КамАЗ-4310 по оценке устойчивости при торможении на поверхности с коэффициентом сцепления 0,16…0,4 с результатами моделирования процесса торможения в тех же условиях показало, что расхождение данных эксперимента и моделирования для тормозного пути составляло в среднем 6,5%, курсового угла – 16,5%, линейного отклонения от траектории движения – 9%. Моделирование процесса торможения показало, что отключение тормозного контура задней оси тележки является более эффективным способом повышения устойчивости, чем применение регулятора тормозных сил: курсовой угол составлял соответственно 14 и 24°, линейное отклонение – 1,4 и 1,9 м.

Обработка результатов моделирования методом планирования эксперимента показало, что повышение курсовой устойчивости при отключении тормозного контура задней оси тележки сохраняется в широком диапазоне изменения скорости движения (20…100 км/ч), массы автомобиля (от снаряженной до полной) и разности коэффициента сцепления по бортам автомобиля (0…0,5).

В работе [89] приводится новая методика расчетной оценки управляемости и устойчивости автомобиля на основе исходных данных, полученных по результатам ускоренных полигонных испытаний, введено понятие «приведенной» шины, характеристики которой учитывают динамические параметры реальных шин, системы подрессоривания, кузова, трансмиссии и предложена расчетная зависимость боковой реакции, действующей в пятне контакта «приведенной» шины с опорной поверхностью, при стационарном и нестационарном движении с уводом.

В анализируемой работе для идентификации параметров автомобиля и формирования эмпирических характеристик, описывающих нестационарные процессы движения считается необходимым выполнить: взвешивание автомобиля, заезд с прямолинейным движением накатом, круговое движение с постоянной скоростью по постоянному радиусу, заезд «змейка». Разметка участков выполнения испытаний не обязательна. Набор измерительного оборудования должен включать: датчик бокового ускорения, измеритель продольной, боковой и угловой относительно вертикальной оси скоростей, измеритель угла поворота рулевого колеса.

На основе полученных данных была разработана имитационная модель криволинейного движения автомобиля, сочетающая структурированное аналитическое описание динамики автомобиля с экспериментально-расчетными эмпирическими зависимостями «приведенной» шины. Средняя оценочная погрешность расчетов составила 7…12%.

В работе [6] установлено, что для решения проблемы улучшения устойчивости движения колесной машины в режиме торможения путем совершенствования параметров шасси необходим предпроектный этап, предшествующий задаче оптимизации и предназначенный для ранжирования конструктивных и эксплуатационных параметров элементов шасси, с использованием подхода, учитывающего влияние указанных параметров на эксплуатационные свойства автомобиля: устойчивость движения и тормозную динамичность.

На примере рассматриваемого объекта – двухосного легкового автомобиля были выявлены 32 основных конструктивных и эксплуатационных параметра элементов шасси, которые оказывают влияние на показатели рассматриваемых эксплуатационных свойств колесной машины. Проведенное ранжирование этих параметров позволило автору анализируемой работы разделить их на две группы: существенно влияющие (12 шт.) и несущественно влияющие (20 шт.) на основной критерий выбора. Было установлено, что наиболее значимым конструктивным параметром шасси является радиус колеса R k. Он значимее в три и более раз, чем другие параметры элементов шасси. За ним следует неподрессоренная масса mk и далее четыре практически равнозначных конструктивных высота профиля шины r0, вертикальная жесткость упругих элементов параметра:

подвесок колес C z, характеристики кинематической связи управляемых колес с рулевым управлением: длина боковых тяг рулевого управления Rt и длина поворотного рычага поворотного кулака r.

Использование предложенной в цитируемой работе методики для предпроектного выбора параметров элементов шасси легкового автомобиля, как показывает опыт, позволяет улучшить его устойчивость движения в режиме торможения, а именно: а) в самом наихудшем по устойчивости движения режиме – торможении на повороте при максимально допустимых боковых силах – снизить максимальные линейные отклонения автомобиля до 25% при сохранении длины его тормозного пути; б) при торможении на «микст» – уменьшить текущие линейные отклонения автомобиля до 15% при сохранении его максимальных линейных отклонений и уменьшении тормозного пути до 20%. При этом практически сохраняются параметры устойчивости движения в других режимах, а также параметры управляемости.

На основе вышеизложенного можно заключить, что в нашем случае, когда максимальная скорость грузового автомобиля не превышает 60 км/ч, жесткость подвески

– 83 Н/мм, а шины модели К-100 при полной массе машины недогружены, конструктивный компромисс определяется приоритетным значением эффективного торможения. Следовательно, необходимо провести расчетные исследования эффективности тормозной системы опытного образца автомобиля НАМИ-3333 с анализом влияния параметров тормозной системы на устойчивость движения.

В работе [57] утверждается, что использование эквивалентной балансирной подвеске колебательной системы с конечным числом степеней свободы равным трем и с линеаризованными колебательными параметрами упругих элементов подвески, позволяет получить квадрат модуля передаточной функции от воздействия на колеса автомобиля к выходу в виде динамических прогибов рессор. Формально система представляет структуру с двумя входами и одним рассматриваемым выходом.

В анализируемой работе теоретически выявлена статистическая связь между разностью дороги и переменной нагруженностью рессор балансирной подвески от изгиба в продольно-вертикальной плоскости. Сравнение расчетных и экспериментальных результатов определения статистических характеристик динамической нагруженности рессор подвески на конкретных примерах, подтвердила правильность введенных представлений о формировании динамических нагрузок в коренных листах рессор, как наиболее нагруженных и подверженных усталостному разрушению. Исследование вероятностей шкалы амплитуд переменного напряжения в коренном листе рессоры показало, что при движении автомобиля УРАЛ-375Д в довольно трудных условиях – по разбитой грунтовой дороге – вероятность появления напряжения с амплитудой 1500 кг/см2 составляет 5%, вероятность появления напряжений с амплитудой 2000 кг/см2 – около 1%.

В работе [48] разработана многомассовая нелинейная математическая модель движения автомобиля (в т.ч. трехосного), учитывающая многофакторное внешнее воздействие при случайном характере изменения и позволяющая одновременно рассматривать различные виды устойчивости и другие эксплуатационно-технические качества автомобиля.

Создана программа расчета данной модели. Утверждается, что повышение устойчивости автомобиля можно достигнуть как улучшением отдельных его параметров (без существенного изменения его конструкции), так и введением в конструкцию специальных стабилизирующих устройств. Требования к параметрам, улучшающим поперечную, курсовую и траекторную устойчивости различны и находятся в противоречии с требованиями по обеспечению необходимой плавности хода.

Вследствие этого считается необходимой оптимизация значений конструктивных параметров, обеспечивающих достаточную устойчивость и плавность хода машины.

В анализируемой работе разработана методика и программа поиска оптимальных конструктивных параметров автомобиля с целью повышения его устойчивости, основанные на принципе минимизации зависимости оценочного показателя от комплекса конструктивных параметров. Обобщенный показатель позволяет однозначно определить параметры, обеспечивающие различные виды устойчивости и плавность хода автомобиля.

В этой связи были проведены исследования влияния стабилизации кузова автомобиля на примере гироскопического стабилизатора. Отмечено, что:

- гироскопические стабилизаторы позволяют эффективно (в 2…3 раза) снизить угловые перемещения кузова автомобиля, при этом повышается его поперечная устойчивость и уменьшается галопирование;

- примерно в 2 раза повышается плавность хода, на 10…15% улучшается траекторная устойчивость и др.;

- для надежного использования гиростабилизатора необходимо правильно выбрать значения его параметров применительно к типу и модели транспортного средства, а также возможным условиям его эксплуатации.

Наряду с этим, была разработана методика выбора оптимальных параметров гиростабилизатора кузова автомобиля пассивного типа и определены их значения применительно к автомобилю Урал-375.

В работах [33, 83-84] отмечается, что даже на прямолинейных участках дороги движение автомобиля следует рассматривать, как сумму микроповоротов, которые постоянно корректируются водителем. Однако специфические особенности криволинейного движения начинают заметно проявляться только в тех случаях, когда центробежная сила, появляющаяся при криволинейном движении автомобиля, вносит существенные изменения в схему внешних сил, действующих на автомобиль. Во всех остальных случаях движение автомобиля (хотя и возбужденное) можно рассматривать как прямолинейное. Далее анализ предложенной эквивалентной схемы автомобиля и соответствующей системы уравнений показал, что в числе прочих факторов на распределение вертикальных реакций и крутящих моментов по ведущим осям влияют также и характеристики направляющего аппарата подвески его задней тележки. Был сделан вывод, что для количественной оценки влияния параметров направляющего аппарата подвески задней тележки рассматриваемого автомобиля на распределение нагрузок необходимо выяснение функциональных связей =f(M;RZ); rKo=f(M; RZ); rg= f(M;

RZ); a= f(M; RZ), где – коэффициент тангенциальной эластичности; М – суммарные моменты, подводимые к колесам среднего и заднего мостов; RZ - суммарные вертикальные реакции на колесах мостов автомобиля; rKo – радиус качения колеса в ведомом режиме; a

– снос вертикальных реакций у колес среднего и заднего мостов.

В анализируемой работе утверждается, что на распределение вертикальных нагрузок и моментов по мостам задней тележки существенное влияние оказывают параметры направляющего аппарата ее подвески h/l. Равного распределения нагрузок можно добиться только в случае h/l=0. Здесь, h и l – координаты мгновенного центра поворота мостов.

Однако там же сделан вывод, что рекомендация h/l = 0 не может быть признана оптимальным решением для всех конструкций задней балансирной тележки, т.к. при определенных обстоятельствах в этом случае могут сильно ухудшиться условия работы карданных приводов мостов задней тележки.

Следовательно, разработка математической модели устойчивости движения по критерию распределения нагрузок по мостам задней тележки и проведение расчетных исследований являются важными задачами настоящего исследования.

Результаты проведенных ранее исследований [3-4] показывают, что на устойчивость влияют только геометрические размеры автомобиля. Причем это влияние может усиливаться или ослабляться при изменении нормальных нагрузок (qz), боковых сил (q), тангенциальных нагрузок (qx), бокового наклона колес (q), давления воздуха в шинах (qш), деформационных свойств грунта (qгр), неровностей поверхности дороги и колебаний при движении (q~), неустановившихся режимов увода (qн), характеристик профиля шины (функция учета начальных нелинейностей qнн и Кy0э).

Иными словами, только при заданных геометрических размерах шасси автомобиля и его движителя (т.е. при наличии реально построенной машины, например, НАМИ-3333) можно решать задачу о влиянии на устойчивость других конструктивных факторов.

Например, изучение влияния наклона колес при боковом крене показало, что повышение устойчивости движения в результате изменения конструкции направляющего аппарата подвески нельзя считать таким средством, которое можно широко использовать.

Изучение влияния угловой жесткости подвески показывает, что для повышения устойчивости движения целесообразно стремиться увеличить угловую жесткость подвески передних осей, т.е. делать большей, чем на задних осях. В случае с НАМИ-3333 этот принцип реализован. К тому же наличие рессорной подвески и амортизаторов на передней оси у исследуемого автомобиля исключает необходимость установки стабилизатора крена.

Изучение влияния схемы и конструкции трансмиссии показало, что устойчивость движения можно повысить включением привода передних ведущих колес и применив схему трансмиссии с отключаемыми задними колесами. При этом, для трехосного автомобиля установка дифференциала между передними осями обеспечивает рост критической скорости и улучшение устойчивости. На автомобиле НАМИ-3333 реализована именно такая схема.

Изучение влияния расположения центра тяжести по длине базы автомобиля показало, что критическая скорость возрастает при смещении центра тяжести вперед примерно на 5% от общей длины базы автомобиля. При большем смещении, например, на 8%, критическая скорость может снизиться на 13% по сравнению с критической скоростью при срединном положении по базе центра тяжести автомобиля.

Следовательно, разработка математической модели по критерию критической скорости при обеспечении устойчивости движения и проведение расчетных исследований является важной задачей настоящего исследования. В результате могут быть получены данные о влиянии на устойчивость движения координат центра тяжести и конструкции балансирной подвески.

Кроме того, необходимо провести экспериментальные исследования для оценки адекватности результатов разработанных конструктивных решений и проведенных расчетов.

1.4. Цель и постановка задач исследования

Целью настоящей работы является проведение теоретических и экспериментальных исследований по обеспечению устойчивости движения грузового автомобиля малой размерности с колесной формулой 6х6 сельскохозяйственного назначения в зависимости от конструктивных параметров.

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

1. Провести анализ выполненных ранее исследований по устойчивости движения грузового автомобиля с колесной формулой 6х6 и обосновать конструктивные параметры тормозной системы и задней тележки опытного образца автомобиля сельскохозяйственного назначения НАМИ-3333.

2. Обосновать рациональные варианты конфигурации тормозной системы и провести расчетные исследования.

3. Разработать математическую модель влияния параметров балансирной подвески и задней тележки на устойчивость движения опытного образца автомобиля НАМИ-3333.

4. Разработать конструктивные решения для шасси опытного образца автомобиля НАМИ-3333 по тормозной системе, трансмиссии и балансирной подвеске.

5. Провести экспериментальные исследования опытного образца автомобиля НАМИ-3333 на спецдорогах Автополигона ФГУП «НАМИ» для оценки адекватности результатов расчетных исследований и эффективности принятых конструктивных решений в части их влияния на устойчивость движения.

6. Разработать рекомендации по определению конструктивных параметров для повышения устойчивости движения на стадии проектирования.

1.5. Краткие выводы На основе проведенного анализа затронутых проблем можно сделать следующие краткие выводы по главе:

1. Без насыщения сельских поселений автомобильным транспортом различного назначения и грузоподъемности, а особенно, автомобилями, удовлетворяющими агротехническим требованиям и приспособленными для эксплуатации в условиях сельскохозяйственного производства, дальнейшее развитие агропромышленного комплекса страны представляется затруднительным. В рамках решения этой задачи при непосредственном участии автора создан опытный образец трехосного грузового автомобиля сельскохозяйственного назначения малой размерности с колесной формулой 6х6 и грузоподъемностью 1,5…2 т.

2. Отмечаемая в литературе проблема влияния параметров трансмиссии на устойчивость движения грузового автомобиля с колесной формулой 6х6 решена на примере опытного образца НАМИ-3333. Такой вывод подтверждается результатами испытаний на спецдорогах Автополигона ФГУП «НАМИ». Однако проблема обеспечения устойчивости движения трехосного грузового автомобиля находится в прямой зависимости от параметров ходовой части, и, в частности, от эффективности тормозной системы и конструктивных параметров направляющего аппарата задней тележки.

3. Комплексное повышение эксплуатационных свойств АТС, с учетом выявленного противоречия – улучшения устойчивости и управляемости, с одной стороны, и эффективности, с другой, при полярной организации структур управления изменением тормозными моментами (независимой и зависимой низкопороговой) – достигается на основе оправданного компромисса. В нашем случае, когда максимальная скорость грузового автомобиля не превышает 60 км/ч, жесткость подвески – 83 Н/мм, а шины модели К-100 при полной массе машины недогружены, конструктивный компромисс определяется приоритетным значением эффективного торможения.

4. Изучение влияния схемы и конструкции трансмиссии показало, что устойчивость движения можно повысить включением привода передних ведущих колес и применив схему трансмиссии с отключаемыми задними колесами. При этом, для трехосного автомобиля установка дифференциала между передними осями обеспечивает рост критической скорости и улучшение устойчивости. На автомобиле НАМИ-3333 реализована именно такая схема. На конструкцию раздаточной коробки, реализующей данную схему, получен патент.

5. Изучение влияния угловой жесткости подвески показывает, что для повышения устойчивости движения целесообразно стремиться увеличить угловую жесткость подвески передних осей, т.е. делать большей, чем на задних осях. В случае с НАМИ-3333 этот принцип реализован. К тому же, наличие рессорной подвески и амортизаторов на передней оси у исследуемого автомобиля исключает необходимость установки стабилизатора крена.

6. Проведение намеченных теоретических и экспериментальных исследований должно завершиться разработкой рекомендаций по определению конструктивных параметров для повышения устойчивости движения на стадии проектирования.

ГЛАВА 2. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ УСТОЙЧИВОСТИ ДВИЖЕНИЯ

ГРУЗОВОГО АВТОМОБИЛЯ С КОЛЕСНОЙ ФОРМУЛОЙ 6Х6

СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОГО НАЗНАЧЕНИЯ В ЗАВИСИМОСТИ ОТ

КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

2.1. Определение рациональных вариантов конфигурации тормозной системы и проведение расчетных исследований В теории управляемого движения многоосного автомобиля при моделировании достаточно обоснованными считаются следующие допущения [74]:

- движение происходит по абсолютно ровной горизонтальной поверхности и, следовательно, не учитываются вертикальные перемещения масс и поворот их вокруг поперечных осей;

- управляющее воздействие прикладывается непосредственно к управляемым колесам автомобиля, поэтому динамика рулевого управления не принимается во внимание;

- стабилизирующие моменты шин равны нулю ввиду их относительной малости по сравнению с силами, реализуемыми в пятне контакта шины с дорогой при экстренном торможении автомобиля;

- крутящий момент на карданном валу равен нулю;

- нелинейный характер изменения коэффициента сопротивления боковому уводу шин от угла увода вертикальной нагрузки.

При исследовании процесса торможения в модели движения автомобиля необходимо учитывать перераспределение нормальных нагрузок на колесах вследствие продольного и поперечного крена кузова.

Как уже отмечалось, в настоящее время наиболее распространенным конструктивным решением подвески трехосных автомобилей является схема со сближенными мостами при их креплении на двух продольных листовых рессорах, шарнирно установленных на оси рамы, и реактивных штангах, воспринимающих продольные усилия. В этой схеме наличие взаимосвязи мостов через шарнирно закрепленную на раме рессору и отклонение реактивных штанг от горизонтального положения создает предпосылки для перераспределения нормальных реакций на колесах при торможении. Поэтому, балансирную подвеску, как правило, выделяют в отдельную структуру, что позволяет и в дальнейшем использовать блочный принцип построения используемой математической модели. Соответствующие расчетные схемы трехосного автомобиля и выделенной структуры «балансирная подвеска» представлены на рис. 2.1 и 2.2 [76].

–  –  –

Остановимся прежде на процессе торможения среднего и заднего мостов, с целью выявления закона изменения нормальных реакций на колесах RiZ2(3).

При торможении на ровной горизонтальной поверхности положение масс подвески определяется следующими координатами: 2(3) – вертикальными перемещениями мостов;

2(3) – угловыми перемещениями мостов, Р2(3) – угловыми перемещениями левой и правой рессор; qП – вертикальными перемещениями подрессоренных масс автомобиля. В соответствии со схемой сил, действующих на мосты, можно записать уравнение равновесия в виде:

RX 2 RX 2 + X Ш 2 + X Ш 2 + X Ш 2 m2 j X = 0,

Л П Л П СР

–  –  –

Изменение динамической нагрузки, передаваемое через рессору при дифференте, крене или перераспределении реакций в балансирной подвеске от касательных сил и приведенное к колесам, найдется при решении соответствующих дифференциальных

–  –  –

Приведенные в анализируемой работе результаты расчетных исследований были применены для обоснования параметров антиблокировочной системы тормозов, влияющей на устойчивость автомобиля. В нашем случае, как уже указывалось выше, необходимо провести анализ эффективности торможения опытного образца НАМИ-3333 для определения рационального варианта конфигурации тормозной системы, влияющей на устойчивость движения.

В настоящей работе приведены результаты исследований по определению соответствующей всем нормативным предписаниям рациональной конфигурации тормозной системы для НАМИ-3333. При этом комплексно учитывались достаточно специфические требования к тормозной системе:

- тормоза рассматриваемого автомобиля должны быть максимально унифицированы по агрегатам с серийно выпускаемой продукцией отечественного автопрома;

- гидропривод тормозов по возможности должен иметь наиболее простую конструкцию (это минимизирует его уязвимость при сложных условиях эксплуатации);

- диагональное разделение контуров тормозного гидропривода в рассматриваемом случае неприменимо, поскольку конструкция зависимой передней подвески НАМИ-3333 не позволяет сделать отрицательными плечи обкатки его управляемых колес;

- целесообразно оценить допустимость исключения регулятора тормозных сил из состава тормозного привода;

- достижимый максимум замедления для НАМИ-3333 в любом весовом состоянии должен составлять не менее 5,9…6,0 м/с2.

Ниже приводятся исходные характеристики как опытного образца НАМИ-3333, так и его тормозной системы (табл. 2.1) при грузоподъемности 2 т. В дальнейшем, в скобках дополнительно будут указаны значения, соответствующие грузоподъемности 1700 кг.

–  –  –

А23 = 107 мм расстояние от оси колесного тормозного цилиндра до оси вращения тормозного барабана С23 = 103 мм расстояние от линии опоры колодок до оси вращения барабана тормоза Е23 = 30 мм половина расстояния между точками контакта нижних концов тормозных колодок с их опорой 23 = 115° угловой размер фрикционных накладок колодок тормоза 23 = 38° величина центральных углов между вертикальной осью суппорта тормозного механизма и нижними точками рабочих поверхностей на фрикционных накладках его колодок 23 = 5° угол вертикального скоса торцевых поверхностей опоры тормозных колодок 23 = 0,35 расчетное значение коэффициента трения во фрикционных парах тормоза (при использовании накладок из материала ТИИР-432) СС 0,15 принятая величина коэффициента трения в точках контакта тормозных колодок с их опорой (подразумевается скольжение «сталь по стали» без пыле- и виброзащиты трущихся поверхностей) d23 = 32 мм диаметр колесного тормозного цилиндра Р023 0,3 МПа величина давления в КТЦ, обеспечивающая кинематическое замыкание тормоза LРУ = 185 мм длина большого плеча рычага механического разжимного устройства (РУ), активизируемого при стояночном торможении lРУ = 38,5 мм размер малого плеча рычага, встроенного в ТМ механического привода его колодок NРУ = 106 мм расстояние от оси крепления рычага РУ стояночной тормозной системы до горизонтальной оси суппорта тормоза РУ 0,8 КПД встроенного в ТМ рычажного механизма привода тормозных колодок

–  –  –

Нетрудно видеть, что самозаклинивание рассматриваемому барабанному тормозу не угрожает: подкоренное выражение (дискриминант) в числителе дроби имеет отрицательную величину, что исключает получение конечного по модулю действительного значения для 23.

СЗ Оценка соответствия характеристик рассматриваемой тормозной системы к нормативным требованиям приложения 10 Правил № 13 ЕЭК ООН по обеспечению устойчивости и управляемости затормаживаемого автомобиля проводилась с помощью следующих параметров, необходимых для оценки правильности распределения тормозных сил по осям (литерой «W» далее замещается индекс минимальной либо максимальной степени загрузки машины, т.е. «С» или «П»):

T1 = WT 1 ( P P01 ) - тормозные силы в точках контакта с дорогой колес 1 первой либо второй и третьей осей автомобиля;

T23 = WT 23 ( P23 P023 ) W W

–  –  –

гидропривода тормозов не соответствуют нормам приложения 10 Правил № 13 ЕЭК ООН (рис. 2.3, 2.4).

2. Включение в состав задней гидромагистрали тормозного привода РТС типа ГАЗпозволяет полностью реализовать предписания стандарта по обеспечению устойчивости и управляемости затормаживаемого автомобиля, как в снаряженном состоянии, так и с предельно допустимой максимальной нагрузкой (рис. 2.5 и 2.6).

3. Рекомендуемые варианты настройки регулятора тормозных сил типа ГАЗ-2217 при минимальном и максимальном уровнях загрузки описываемого АТС представлены на рис. 2.7 и 2.8 (актуальные численные значения для коэффициентов передачи РТС составят соответственно КРС 0,30 и КРП 0,65).

Рис. 2.3. Уровни сцепления, реализуемого осями автомобиля (снаряженная масса) Рис. 2.4. Уровни сцепления, реализуемого осями автомобиля (нагрузка 2000 кг)

–  –  –

Полученное значение также превосходит нормативные требования.

Проверка степени энергонагруженности передних и задних тормозов для относительно тихоходного НАМИ-3333 представляется излишней, поскольку аналогичные тормозные механизмы в штатных тормозных системах на ГАЗ-2217 «Соболь» и ГАЗ-3302 «Газель» нормально функционируют, рассеивая в несколько раз большее количество кинетической энергии.

Определение характеристик стояночной тормозной системы показало, что удержание опытного образца НАМИ-3333 на подъеме является наиболее критическим режимом функционирования для его стояночной тормозной системы, активизирующей на средней и задней осях автомобиля барабанные колесные тормоза с заметно

–  –  –

2.2.1. Математическая модель устойчивости движения по критерию критической скорости и проведение расчетных исследований Прежде чем приступить к описанию расчетных параметров, входящих в математическое описание критерия устойчивости движения автомобиля, дадим несколько замечаний по теории устойчивости. Задачей теории устойчивости является исследование влияния возмущающих факторов на движение автомобиля. Последствия возмущения могут быть значительными. Так как возмущающие факторы существуют неизбежно, то выявление характера изменения параметров движения после их возмущения имеет важное практическое значение. Оно и является основной задачей теории устойчивости автомобиля.

Устойчивость автомобиля определяется устойчивостью нескольких параметров его движения. В частности это скорость изменения курсового угла и линейная скорость бокового перемещения vy. Водитель при управлении не может сам обнаружить эти параметры и оказывать на них непосредственное воздействие. Происходит запаздывание в реакции водителя из-за того, что он замечает изменение этих параметров слишком поздно по уже начавшемуся изменению курсового угла и смещению траектории движения автомобиля вбок. Если хотя бы один из этих параметров ( или vy) неустойчив, то есть непрерывно увеличивается или изменение его значения носит колебательный характер с увеличивающимися амплитудами, то и автомобиль в целом неустойчив. Таким образом, необходимо обеспечить асимптотическую устойчивость этих непосредственно не управляемых водителем параметров, влияющих на безопасность движения.

Как известно, параметр угловой скорости относительно оси перпендикулярной к плоскости движения автомобиля определяет его курсовую устойчивость. Параметр же vy (скорость бокового смещения центра масс автомобиля) является показателем траекторной устойчивости.

Параметры или vy, относительно которых будет проводиться оценка устойчивости, зависят от явления бокового увода эластичного колеса при воздействии на него боковой силы. Из теории увода колеса известно, что зависимость боковой силы (Ry) в контакте колеса с опорной поверхностью от угла увода описывается уравнением:

Ry = Ky = q Kyоэ, или Ry = qz qx q q qШ qК Kyоэ, где q – общий коэффициент коррекции увода из-за нелинейной связи между боковой силой и углом увода; Ky – коэффициент связи между боковой силой и углом увода, кН/рад; Kyоэ – экстремальный коэффициент Kyо в зависимости Kyо =f(Rz), где Kyо= qz Kyоэ – коэффициент сопротивления боковому уводу при = 0,5°; – угол увода, рад.

В зависимости Kyо = f(Rz) коэффициента сопротивления боковому уводу от нормальной нагрузки коэффициент Kyo возрастает до определенного максимума, а затем начинает уменьшаться. Как отмечается в работе [4], такой характер зависимости Kyо = f(Rz) объясняется протеканием двух процессов. При увеличении Rz повышается давление в контакте и сила, требуемая для смещения шин вбок (пропорционально Rz). Однако при росте Rz наблюдается деформация профиля шины в радиальном направлении, форма профиля становится более склонной к перекатыванию его в боковом направлении. Сила, необходимая для боковой деформации, уменьшается. Когда второй процесс начинает превалировать над первым, боковая сила, а, следовательно, и коэффициент Kyо, начинают уменьшаться.

Общий коэффициент коррекции увода равен произведению частных коэффициентов коррекции, которые в настоящее время определены и учитывают следующие условия работы и параметры эластичного колеса:

qz – учитывает перераспределение по колесам нормальных к опорной поверхности нагрузок Rz. Зависимость коэффициента qz от нормальной нагрузки Rz, действующей на колесо показана на рис. 2.9;

Рис. 2.9. Зависимость коэффициента qz от нормальной нагрузки Rz, действующей колесо qx – перераспределение тангенциальных (тяговых и тормозных) нагрузок Rx.

Физическим смыслом коэффициента qx является отношение коэффициента сопротивления уводу при воздействии тангенциальных сил к коэффициенту сопротивления боковому уводу при отсутствии воздействия тангенциальных сил;

q – нелинейность зависимости боковой силы от угла увода из-за изменения сцепных свойств колеса;

q – приращение увода из-за изменения наклона колес при крене;

qш – давление воздуха в шинах;

qну – характеристики увода в случае неустановившегося увода;

qгр – деформацию грунта;

qк – приращение увода при движении по неровностям из-за колебаний колеса.

Параметры невозмущенного движения, определяющие границу между устойчивостью и неустойчивостью, называют критическими. Взаимодействие машины с внешней средой зависит от скорости движения, особенно при криволинейном движении.

Поэтому скорость выбрана основным показателем устойчивости. Иными словами, математическая модель принимает вид формулы скорости, при которой автомобиль теряет устойчивость, т.е. критической скорости vкр. Из нескольких вариантов существующих моделей [3-4], для общего случая математическая модель имеет вид уравнения:

n

–  –  –

равна расстоянию от передней оси до оси балансира. В случае статически определимой схемы при расчете динамического перераспределения нормальных нагрузок не участвуют жесткости подвесок, а только положение осей относительно центра тяжести, высота центра тяжести и приложенные силы.

При торможении реактивный момент должен восприниматься не рессорами, выполняющими роль балансиров, а реактивными тягами, передающими его непосредственно на раму автомобиля. Если ось балансира находится выше уровня опорных площадок под рессоры на балках мостов возникает опрокидывающий момент µRzбhб, который может быть уравновешен только за счет перераспределения нормальных сил (рис. 2.10).

RZA = 0,5RZб + µ RZбhб/LТ;

RZB = 0,5RZб - µ RZбhб/LТ.

Рис. 2.10. Схема сил для определения перераспределения нормальных нагрузок в балансирной подвеске При этом происходит разгрузка задней оси, что отрицательно влияет на устойчивость автомобиля.

На автомобиле НАМИ-3333 ось балансира расположена ниже уровня опорных площадок на мостах. Следовательно, величина hб становится отрицательной величиной, знаки в уравнении меняются. Происходит догрузка задней оси, что положительно сказывается на устойчивости при торможении. Расположение оси балансира относительно опорных площадок под рессоры на опытном образце НАМИ-3333 показано на рис. 2.11.

Рис. 2.11. Расположение оси балансира относительно опорных площадок под рессоры.

Проведем расчет на устойчивость движения при торможении опытного образца автомобиля НАМИ-3333. Исходные данные, необходимые для расчета, представлены в табл. 2.2.

–  –  –

На автомобиле установлена шина 8,25-20Р. Определим для этой шины экстремальный коэффициент сопротивления боковому уводу. Приближенно он может быть определен по следующей формуле [3]:

–  –  –

Полученные значения критической скорости при торможении с максимальной интенсивностью при полной блокировке колес для автомобиля НАМИ-3333 с различными весовыми и геометрическими параметрами представлены в табл. 2.3.

–  –  –

Рассчитаем критическую скорость автомобиля в различных весовых состояниях по показателю устойчивости для случая, когда в схему тормозного привода включен регулятор тормозных сил (РТС) и для схемы без РТС. Например, при полной массе 5200 кг, т.е. при нагрузке 2000 кг, воспользуемся графиками (рис. 2.4 и 2.6) и определим реакции Rx в точках контакта колес с поверхностью дороги. Торможение происходит на сухом асфальте, поэтому коэффициент сцепления x = 0,75. По графику (рис. 2.4) определим, что этот коэффициент сцепления или уровень реализуемого сцепления (F) для автомобиля без РТС реализуется на задних осях при относительном замедлении z = jx/g = 0,53. При этом уровень реализуемого сцепления для передней оси составит F1=0,365. Для относительного замедления z = 0,53 по графику (рис. 2.6) найдем уровни реализуемого сцепления осей для автомобиля со схемой тормозного привода с РТС. Для передней оси F1 = 0,465, для задних осей F23 = 0,626.

Таким образом, реакции Rx определим по формуле:

Rxi = Fi·Rzi,

Тогда общая интенсивность торможения будет равна:

GАjx/g=F1 Rz1 + F2 Rz2 + F2 Rz3.

Замедление автомобиля определим по формуле:

–  –  –

где pш0 = 40…80 кПа – условно осредненное давление от каркаса шины при pш = 0; Rzрек – рекомендуемая нагрузка на шину.

Полученные результаты для различных весовых состояний автомобиля сведем в табл. 2.4 для тормозного привода без РТС и в табл. 2.5 для тормозного привода при наличии РТС.

–  –  –

Анализ результатов расчетных исследований математической модели по критерию критической скорости показывает, что:

- расчетная критическая скорость при торможении при отсутствии РТС находится в пределах средней технической скорости опытного образца автомобиля НАМИ-3333 (15…16 км/ч) и не обеспечивает устойчивость автомобиля при больших значениях скорости движения;

- расчетная критическая скорость при торможении при наличии РТС может достигнуть 66,83 км/ч, что превышает максимальную скорость автомобиля. Иными словами, в данном случае автомобиль не теряет устойчивости во всем диапазоне скоростей движения;

- расчетная критическая скорость при торможении при наличии РТС в зависимости от базы автомобиля при различных положениях центра тяжести превышает максимальную конструктивную скорость автомобиля, что обеспечивает устойчивость движения на всех режимах эксплуатации.

2.2.2. Математическая модель устойчивости движения по критерию распределения нагрузок по мостам задней тележки и проведение расчетных исследований На распределение вертикальных нагрузок по осям задней балансирной тележки существенное влияние оказывают геометрические параметры направляющего аппарата подвески, т.е. расположение реактивных тяг. Оно определяет координаты мгновенного центра поворота моста, расположенного в центре пересечения направлений реактивных тяг (рис. 2.13). Как показали исследования [83], равного распределения нормальных нагрузок по мостам возможно добиться применением несимметричного направляющего аппарата с таким положением реактивных тяг, чтобы мгновенные центры поворота мостов находились перед этими мостами. Либо, при симметричном направляющем аппарате подвески, только при горизонтальном расположении реактивных тяг. Однако такое расположение подходит не для всех конструкций автомобилей с задней балансирной тележкой т.к. происходит ухудшение условий работы карданных валов из-за больших углов в шарнирах. Фактически применение возможно в случае, когда средний мост является проходным или главная передача смещена в сторону.

Рис. 2.13. Пример расположения мгновенных центров поворота мостов

Если рассматривать плоскую систему автомобиля [83], тогда схема внешних сил будет иметь вид, приведенный на рис. 2.14, где l1 и l2 – развесовочные плечи автомобиля, м;

LКР – расстояние по горизонтали от центра тяжести до центра крюка, м;

LТ – база задней тележки, м;

PW – сила сопротивления воздуха, Н;

hW – высота центра приложения PW, м;

PJ – сила инерции, Н;

XКР – горизонтальная сила на крюке, Н;

hКР – высота крюка, м;

GA – масса автомобиля, кг;

GКР – вертикальная сила на крюке, Н;

G – равнодействующая сил GA и GКР, Н;

Lg – расстояние от центра тяжести автомобиля до линии действия силы G, м;

X – равнодействующая сил PW; PJ и PКР, Н;

Н – расстояние от линии действия силы X до опорной поверхности дороги, м;

RZ1, RZ2, RZ3 – суммарные вертикальные реакции на колесах мостов автомобиля, Н;

RX1, RX2, RX3 – суммарные горизонтальные реакции на колесах мостов автомобиля, Н;

M1, M2, M3 – суммарные моменты, подводимые к колесам среднего и заднего мостов, Н;

Mf1, Mf2, Mf3 – суммарные моменты сопротивлений качению на колесах мостов автомобиля, Н·м.

Рис. 2.14. Плоская расчетная схема автомобиля НАМИ-3333

–  –  –

GA LКР Lg =.



Pages:     | 1 || 3 | 4 |








 
2016 www.konf.x-pdf.ru - «Бесплатная электронная библиотека - Авторефераты, диссертации, конференции»

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