Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса, цель и задачи исследования 11
1.1. Область применения полноприводных автомобилей 11
1.2. Некоторые конструкции коробок передач и раздаточных коробок 15
1.3. Пониженная передача в раздаточных коробках 26
1.4. Динамика переключения передач и подвижность автомобиля 29
1.5. Постановка задачи 35
2. Теоретические исследования повышения динамики переключения передач в раздаточной коробке 37
2.1. Основные положения для создания новой схемы эвольвентной многоступенчатой передачи 37
2.2. Предлагаемая схема раздаточной коробки 39
2.3. Математическое моделирование трансмиссии полноприводного автомобиля с раздаточной коробкой, позволяющей производить переключение на ходу 48
2.4. Использование кинетической энергии движущегося автомобиля 67
2.5. Исследование тягово-динамических характеристик автомобиля, оснащенного предлагаемой раздаточной коробкой 73
2.6. Выводы по главе 80
3. Экспериментальные исследования 81
3.1. Постановка задачи экспериментального исследования. Общая программа и методика исследования 81
3.2. Измерительно-регистрирующий комплекс 85
3.3. Объект исследований 93
3.4. Полученные данные 100
3.5. Оценка погрешностей при проведении эксперимента 108
4. Результаты экспериментальных исследований 112
4.1. Проверка адекватности математической модели 112
4.2. Анализ лабораторных испытаний макета экспериментальной раздаточной коробки 118
4.3. Анализ дорожных испытаний автомобиля Урал-4320, оснащенного макетом новой раздаточной коробки 119
4.3. Основные выводы по главе 125
Заключение 127
Библиографический список 130
Приложения 138
- Динамика переключения передач и подвижность автомобиля
- Математическое моделирование трансмиссии полноприводного автомобиля с раздаточной коробкой, позволяющей производить переключение на ходу
- Оценка погрешностей при проведении эксперимента
- Анализ лабораторных испытаний макета экспериментальной раздаточной коробки
Введение к работе
Актуальность работы
В настоящее время на полноприводных автомобилях массового производства применяют механические трансмиссии, в которых сохраняется жесткая связь между всеми элементами, осуществляющими передачу крутящего момента от двигателя к колесам. Основным преимуществом механической трансмиссии, как известно [1...4, 16, 21, 36], является простота конструкции и низкая стоимость, высокие значения КПД и надежность; недостатком — ступенчатое регулирование крутящего момента.
Тяговое усилие автомобиля может быть улучшено за счет увеличения крутящего момента, подводимого к колесам, что реализуется коробкой передач. Для дополнительного повышения крутящего момента на колесах трансмиссии полноприводных автомобилей снабжаются демультипликаторами, то есть понижающими передачами, которые обычно встраиваются в раздаточные коробки.
Здесь и далее под термином «раздаточная коробка» будет подразумеваться, прежде всего, демультипликатор раздаточной коробки.
Улучшение динамических свойств автомобиля можно обеспечить применением трансмиссий, допускающих переключение передач под нагрузкой или переключение с синхронизацией угловых скоростей с малым временем разрыва потока мощности [86]. Известны агрегаты, обеспечивающие бесступенчатое изменение крутящего момента, такие как гидротрансформаторы, фрикционные трансформаторы, импульсные и инерционно-импульсные трансформаторы крутящего момента. Однако применение этих агрегатов на автомобилях высокой проходимости оказывается нецелесообразным из-за низких значений КПД, повышенной массы, высокой экономической себестоимости [84]. Существенным недостатком перечисленных типов трансмиссий является невозможность преобразования кинетической энергии маховика в увеличение крутящего момента на ведущих колесах в экстремальных условиях.
Для дополнительного повышения крутящего момента на ведущих колесах при пониженной передаче в коробке передач необходимо переключиться на пониженную передачу в раздаточной коробке, а для сохранения динамики автомобиля - производить такое переключение в движении и за короткое время. В работах [79, 82] описываются условия движения полноприводных автомобилей грузоподъемностью 5 тонн, при которых, двигаясь без прицепа по горизонтальной опорной поверхности, при разобщении потока мощности от двигателя к ведущим колесам, происходит остановка автомобиля за 1...1,5 секунды, а дальнейшее движение не всегда возможно по условиям проходимости. Поэтому вопрос сокращения времени переключения передач в раздаточной коробке с возможностью переключения на ходу автомобиля с целью сохранения высоких значений средней скорости является актуальным. В современных конструкциях механических ступенчатых раздаточных коробок он не решаем. Так, на автомобиле Камаз-43106 применяется пневматический привод переключения передач раздаточной коробки. При этом время переключения составляет 2,6 секунды [108]. На автомобиле Урал-4320 с механическим приводом, время переключения передач в раздаточной коробке составляет 3,7 секунды [108]. Однако в обоих случаях для осуществления переключения необходима остановка автомобиля.
Элементы, выравнивающие угловые скорости шестерен включаемой передачи, например синхронизаторы, в конструкциях раздаточных коробок не нашли применения, что обусловлено рядом причин:
1) Применение синхронизаторов в конструкциях раздаточных коробок не обеспечивает значительного снижения времени переключения передач в них.
2) Малая работоспособность синхронизаторов при передаче большого по величине крутящего момента.
3) Высокая вероятность невозможности переключения передач на остановленном автомобиле.
Регламентирующие документы заводов-изготовителей полноприводных автомобилей требуют производить переключение в раздаточных коробках только на остановленном автомобиле [5, 84, 87]. Поэтому для улучшения тягово-динамических характеристик полноприводных автомобилей и, как следствие, улучшения параметров их проходимости очень важно производить переключение передач в раздаточной коробке на ходу с сокращением времени переключения до такой величины, которая позволила бы избежать остановки автомобиля при движении в сложных дорожных условиях. Здесь и далее под термином «динамика переключения» будет подразумеваться, прежде всего, процесс переключения передач, происходящий во время движения (вращения ведущих колес) автомобиля, который характеризуется снижением временем переключения, увеличением скорости и ускорения движения деталей, участвующих в переключении, и как следствие, повышенной нагруженностью трансмиссии.
Таким образом, обеспечение движения полноприводного автомобиля в сложных дорожных условиях без остановки при переключении передач в раздаточной коробке - весьма актуальная проблема, решение которой реализуется применением новой схемы механизма переключения.
Цель работы - повышение динамики переключения передач в раздаточной коробке полноприводного автомобиля за счет применения новой кинематической схемы коробки, в которой переключение осуществляется путем изменения межосевого расстояния блока переключаемых шестерен под действием управляющих силовых элементов.
Объектом исследования является трансмиссия полноприводного автомобиля Урал-4320 с натурным действующим макетом раздаточной коробки.
Предметом исследования является процесс динамики переключения передач в предлагаемой раздаточной коробке полноприводного автомобиля обусловленный влиянием на нее силовых факторов зависящих от условий движения, режима работы двигателя и характера управления приводом переключения передач.
Задачи исследования
Для достижения поставленной цели исследования сформулированы и решены следующие задачи:
1. Установить взаимосвязь между временем переключения, силой сопротивления движению и величиной управляющего момента обеспечивающую переключение передач в раздаточной коробке полноприводного автомобиля за заданное минимальное время.
2. Разработать систему управления раздаточной коробкой полноприводного автомобиля, ее схему и конструкцию, обеспечивающую автоматизированное изменение межосевого расстояния блока переключаемых шестерен в зависимости от силы сопротивления движению и величины управляющего момента.
3. Составить математическую модель трансмиссии полноприводного автомобиля, учитывающую конструктивные особенности новой схемы раздаточной коробки.
4. Разработать алгоритм управления раздаточной коробкой с автоматизированным изменением межосевого расстояния блока переключаемых шестерен.
5. Экспериментально подтвердить возможность переключения передачи в раздаточной коробке на ходу полноприводного автомобиля с автоматизированным изменением межосевого расстояния блока переключаемых шестерен за требуемое время.
Методы исследования. Для решения поставленных задач в работе использовались теоретический анализ и обобщения данных научно- технических библиографических источников [1 114]; методы математического моделирования, методы составления и решения системы дифференциальных уравнений [25, 109]; методы и средства исследования автомобилей [26, 38, 60, 63, 79, 82]; методы математической и статистической обработки экспериментальных данных [72]. Научная новизна.
1. Разработана математическая модель трансмиссии полноприводного автомобиля оснащенной раздаточной коробкой оригинальной конструкции. С помощью модели, задаваясь различными условиями движения и различным усилием на механизме управления можно адекватно исследовать динамику переключения в предлагаемой раздаточной коробке, а также динамическую нагруженность трансмиссии автомобиля.
2. Обосновано повышение динамики переключения передач в раздаточной коробке полноприводного автомобиля за счет разработанной кинематической схемы раздаточной коробки и способа ее управления, а так же установлено влияние режимов управления раздаточной коробкой на динамические характеристики полноприводного автомобиля.
Практическая значимость. Разработанная методика расчета динамики процесса переключения передач в предлагаемой раздаточной коробке может служить основой при проектировании трансмиссий автомобилей, оснащенных коробками передач или раздаточными коробками, использующих данный способ переключения, а также при проектировании систем управления.
Обоснованность и достоверность результатов исследования подтверждаются испытаниями действующего макета экспериментальной раздаточной коробки, работающего в составе трансмиссии автомобиля Урал-4320; применением комплекса измерительной аппаратуры, систематической ее проверкой и контролем погрешностей; выполнением рекомендаций соответствующих стандартов и руководящих технических материалов на испытания; достоверной и точной обработкой экспериментальных данных с использованием ЭВМ.
Положения, выносимые на защиту:
1. Кинематическая схема и принцип действия раздаточной коробки, переключение передач в которой осуществляется изменением межосевого расстояния блока переключаемых шестерен.
2. Математическая модель трансмиссии полноприводного автомобиля с экспериментальной раздаточной коробкой для исследования процесса переключения передач в ней.
3. Результаты экспериментальных исследований функционирования макета экспериментальной раздаточной коробки и процессов, происходящих в трансмиссии.
4. Улучшение тягово-динамических характеристик полноприводного автомобиля за счет повышения динамики переключения передач в разработанной раздаточной коробке.
Реализация результатов работы. Результаты выполненной работы переданы на ОАО «Автомобильный завод «Урал» для использования при проектировании и изготовления раздаточных коробок автомобилей «Урал». Кроме того, материалы диссертации внедрены в учебный процесс кафедры «Автомобили» ЮУрГУ для использования в курсах «Конструирование и расчет автомобиля», «Испытание автомобилей».
Апробация работы. Основные положения диссертации доложены и обсуждены на ежегодных научно-технических конференциях Южно-Уральского государственного университета в период 2002-2005 г.г., на 44-й международной научно-технической конференции в ЧГАУ, на 23-м и 24-м семинарах по науке и технологиям «Механика и процессы управления» (г. Миасс), в 2002-2004г.г. представлены в межвузовских конкурсных работах и отчетах по НИР. Действующий макет разработанной раздаточной коробки демонстрировался на научно-технической выставке ЮУрГУ, посвященной 100 - летнему юбилею Н.Л. Духова, 2004 г.
Публикации. По теме диссертации автором опубликовано четыре печатных работы.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, заключения, библиографического списка, включающего 112 наименований, приложения. Работа содержит 133 страницы основного текста, 48 иллюстраций и 6 таблиц. Общий объем диссертации 147 страниц.
Динамика переключения передач и подвижность автомобиля
В специальной литературе для водителей полноприводных автомобилей [62] описан ряд случаев, когда движение автомобиля должно осуществляться при пониженной передаче в РК. Например, при подходе к участкам, труднопроходимым для обычных автомобилей, следует: установить давление в шинах, соответствующее состоянию грунта на труднопроходимом участке, заблокировать дифференциалы и включить все ведущие мосты, выбрать передачу в коробке передач и в раздаточной. коробке, при которых можно было бы легко и быстро изменять в нужных пределах тягу на колесах. Необходимо иметь в виду, что разрыв в передаточных числах между передачами в коробке передач неодинаков и чем выше передача, тем ее передаточное число меньше отличается от передаточного числа предыдущей. Если по условиям движения требуется третья передача в коробке передач как высшая, то при возникновении дополнительного сопротивления движению (например, небольшой подъем или более глубокая грязь) переход на вторую передачу приведет к резкому увеличению (примерно в 2 раза) частоты вращения коленчатого вала двигателя и существенному снижению скорости. Поэтому лучше двигаться на пониженной передаче в раздаточной коробке и четвертой и пятой передачах в коробке передач, тогда при переходе с пятой передачи на четвертую передаточное число в трансмиссии возрастет не так резко (в 1,5, а не в 2 раза), что позволит более правильно использовать мощность двигателя.
Необходимо помнить, что первая и вторая передачи в коробке передач не рассчитаны на длительную непрерывную работу и их шестерни подвержены большему износу, чем шестерни третьей, четвертой и пятой передач [62]. При необходимости частого использования первой и второй передач в коробке передач следует перейти на пониженную передачу в раздаточной коробке, что даст возможность использовать высшие передачи в коробке передач. Также как и при движении по твердым грунтам, для деформируемых грунтов характерна зависимость увеличения силы сопротивления качения от скорости. Так, при росте скорости движения автомобиля Урал-4320 с 5 до 20 км/ч сила сопротивления качению повышается на 50% [84]. Такой характер изменения силы сопротивления качению справедлив для всех автомобилей и для любых давлений воздуха в шинах, что имеет существенное значение для тягового баланса. На основании изложенного материала можно сделать вывод о том, что при эксплуатации ППА в различных условиях и на опорных поверхностях с различными характеристиками, тяговых свойств автомобиля, при использовании только повышенной передачи в РК - недостаточно. Особенно ситуация усугубляется при эксплуатации ППА в составе автопоезда. В соответствие с задачами исследования данной работы, повышение тяговых свойств автомобиля возможно при переключении на пониженную передачу в РК без остановки автомобиля. При этом будет считаться, что движение автомобиля происходит по опорной поверхности, несущая способность которой позволяет реализовать в достаточной мере увеличение крутящего момента на ведущих колесах. Вопрос влияния процесса переключения в механических ступенчатых КПП и РК на динамику автомобиля достаточно полно описан в научной литературе. Так Я.С. Агейкин в своей работе [6], анализируя условия движения автомобиля, утверждает, что при движении автомобиля, исключая случай трогания с места, невыполнение условия Z RXi ф Ga cos а еще не означает остановки и застревания автомобиля. Возможно продолжение движения с замедлением за счет кинетической энергии автомобиля (при (p — Yaty- — 0,1 и V = 10 м/с автомобиль способен пройти примерно 50 м).
Следовательно, короткие участки пути с низкими сцепными свойствами могут быть преодолены при достаточном запасе кинетической энергии (достаточной начальной скорости). В качестве примера Я.С. Агейкин рассматривает движение автомобиля по грунтовому участку маршрута с характеристикой, представленной на рис. Им сделан вывод, что в данном случае участок пути применительно к конкретному автомобилю характеризуется значением коэффициента сцепления р, полученного при условии, что коэффициент буксования S6 0,2. На представленном участке выделено три интервала: I - 16 м; II - 10 м; III - 24 м, на которых у/ ср , а значит, трогание с места при нахождении автомобиля на любом из этих участков невозможно. Если автомобиль начинает движение по указанным участкам с некоторой минимально допустимой скоростью, то он в состоянии преодолеть весь участок без потери подвижности. Далее определена скорость движения автомобиля в характерных точках маршрута, используя зависимость (1.6). Принималось, что D ограничивается только сцеплением колес с ОП (D = у/) [17].
Математическое моделирование трансмиссии полноприводного автомобиля с раздаточной коробкой, позволяющей производить переключение на ходу
При разработке расчетной схемы трансмиссии ППА, содержащую разработанную РК, обеспечивающую переключение в движении, приняты следующие допущения: - трансмиссия автомобиля представляет систему, состоящую из масс, соединенных упругими связями и не содержащую фрикционные элементы; - источниками внешних возмущающих воздействий на трансмиссию являются: двигатель автомобиля, силы сопротивления движению; - влиянием аэродинамических, гидродинамических сил и сил внутрижидкостного трения в масле редукторов трансмиссии пренебрегаем; - массы деталей РК, участвующие в переключении передач, несмотря на их сравнительно малую величину, рассматриваются отдельно, а не объединяются с другими элементами трансмиссии. - в процессе переключения не происходит пробуксовки муфты сцепления и ведущих колес с опорной поверхностью. - переключение передач в РК происходит принудительно за счет сил, приложенных к механизму переключения в направлении с повышенной на пониженную. При составлении динамической схемы и разработке математической модели учитывались следующие положения: 1. Трансмиссия ППА является системой с распределенными параметрами, в которой каждый элемент характеризуется двумя свойствами -инерционностью и податливостью. 2. Обычно при схематизации трансмиссия представляется в виде колебательных систем с дискретными параметрами. 3. Основанием для дискретизации является то, что крутильные колебания в трансмиссии имеют выраженный дискретный спектр собственных колебаний (частот) в диапазоне до 250 Гц, поэтому дискретные системы пригодны для расчета колебательных процессов в этом диапазоне [21]. 4.
В системах, приведенных к дискретному виду, все детали заменяются элементами, каждый и которых характеризуется только одним из параметров: инерционностью или податливостью. 5. Дискретизация системы производится путем выделения элементов, относящихся к сосредоточенным массам и элементов, обладающих только податливостью. 6. Инерционными элементами (сосредоточенными массами) считают такие, осевой размер которых не превышает 1,5 ... 2 их диаметра. 7. Элементами, обладающими только податливостью, считают в первую очередь валы и оригинальные упругие детали. После дискретизации трансмиссия ППА (рис. 2.6) представлена в виде механической колебательной системы, состоящей из множества сосредоточенных масс, соединенных безинерционными упругими связями. На основании указанных допущений, а также с учетом рекомендаций [14, 21] разработана расчетная схема трансмиссии ППА Урал-4320-31, представленная нарис. 2.6. В результате приведения реальной схемы трансмиссии к эквивалентной расчетной получена сложная разветвленная схема с большим числом сосредоточенных масс (рис. 2.6, табл. 2.1). Даже при использовании современных технических средств анализ такой системы трудоемок и сложен, поэтому уже на стадии приведения реальной схемы ее необходимо упростить, уменьшая число степеней свободы. Анализируя разветвленную схему, можно выявить звенья, имеющие малую массу, и почти не влияющие на динамику процесса. Такими звеньями можно пренебречь. В схеме выделены звенья, работающие при включении передачи. В данном случае (рис. 2.6) эти массы показаны толстыми линиями. Массы, вращающиеся вхолостую, показаны тонкими линиями, их можно объединить, присоединив к массам, имеющим моменты инерции Схема существенно упрощается.
После предварительного упрощения реальной схемы, приведенная система получается с большим числом масс (рис. 2.7). Дальнейшее упрощение динамической системы производилось методом парциальных частот. Одномассовая парциальная система преобразовывалась в двухмассовую, если расположение исходной массы соответствовало узлу колебаний полученной системы. Двухмассовая парциальная система преобразовывалась в одномассовую при условии, что место расположения этой массы соответствовало расположению узла колебаний в двухмассовой системе. Таким образом, получена восьмимассовая система (рис. 2.8, табл. 2.2), приведенная к первичному валу РК, собственная частота которой определяется следующим уравнением [21] где со - собственная частота колебаний системы; п - число приведенных масс в системе; bj, b2 ...b„- коэффициенты частотных уравнений. Заметим, что У?, J4, Js несмотря на их малость не объединены с другими моментами инерции, так как они описывают собой узлы РК, характеристики которые нас интересуют. Процесс переключения передач в РК можно разделить на три этапа: 1-й этап начинается в момент расстопорения блока ПШ и заканчивается в момент выхода переключаемой шестерни выключаемой передачи из зацепления с выходным валом; 2-й этап начинается в момент входа в зацепление с выходным валом переключаемой шестерни включаемой передачи и заканчивается в момент стопорения блока ПШ — начинается 3-й этап. Динамическая схема, представленная на рис. 2.8, соответствует 1-му и 2-му этапу переключения.
Оценка погрешностей при проведении эксперимента
Очевидно, что сравнение результатов математического моделирования и результатов экспериментального исследования возможно лишь в том случае, когда достигнута достаточная точность результатов экспериментов. Обработка осциллограмм проводилась в два этапа: 1. Определение количества опытов по анализу предварительных заездов с учетом необходимой точности результатов. 2. Обработка полученных результатов испытаний.
Поскольку в измерительном комплексе использовалось оборудование, имеющее достаточно широкий диапазон рабочих температур (от - 60 до + 150 С для датчиков и от + 10 до + 35 С для усилителя и осциллографа) и допускающее изменение напряжения питания до ±10%, то температурными погрешностями, и погрешностями вносимыми источником питания, можно пренебречь в силу их малого значения по сравнению с основными погрешностями [75]. Основные погрешности датчиков и усилителей были приведены при их описании (п. З.1.1.). Суммарная погрешность определения тяги на крюке автомобиля или крутящего момента на валу трансмиссии можно рассчитать по следующей формуле: где 8тар - погрешность тарирования; Полученные осциллограммы обрабатывались вручную с точностью 1 мм. Длины отрезков измерялись по миллиметровой шкале. Максимальная относительная погрешность определялась как сумма относительных погрешностей [76]: где д0 - максимальная относительная погрешность обмера осциллограммы; Ау - приращение ординаты у, вызванное смещением нулевой линии, м; - толщина линии записи (для удовлетворительных осциллограмм равна 0,5-3 мм); а - угол, определяющий наклон кривой по отношению к абсциссе, рад; Р - угол отклонения ординаты от перпендикуляра ( =0,025-0,030 рад). Относительную погрешность обработки осциллограмм 80 можно определить, считая, что абсолютная ошибка при обработке составляет 0,5 мм - половина цены деления измерительной линейки.
Определяя из осциллограмм Д , bt, a, J3, получим значение 80, не превышающее 1,3 % Предельная ошибка измерения ординаты при тарировке определялась по зависимости [76] где п - число дискретизаций (при тарировке датчиков принято 8-10); hi - численное значение /-ой координаты по ступеням дискретизации, м; St - погрешность гальванометра осциллографа, при индивидуальной тарировке и использовании многоканального осциллографа не превышает 0,5 %; 8Г - погрешность амплитудной характеристики гальванометра осциллографа, которая при индивидуальной тарировке и использовании многоканального осциллографа не превышает 0,5 %; 8ах - погрешность нелинейности амплитудной характеристики измерительной цепи (в основном усилителя), находящаяся в пределах 0,5-Н,5 %; 8ЧХ - погрешность частотной характеристики измерительного тракта (включая тензодатчики), которая для низкочастотных процессов находится в пределах 0,5 +-2 %, а при измерении высокочастотных процессов достигает 4%; 8Т- погрешность, учитывающая изменение переходного сопротивления ртутно-амальгамированного токосъемника; 80 - погрешность обработки осциллограмм (погрешность нахождения масштабного коэффициента); У ртутно-амальгамированных токосъемников за 1 час работы переходное сопротивление меняется в среднем на ART=0,0005 Ом, тогда где АЯд - изменение сопротивления тензодатчиков при деформации. АЯД = S-R-є = 2-100-є = 200 є, где S - коэффициент тензочувствительности датчиков; R- номинальное сопротивление тензодатчиков (100 Ом); є - относительная деформация. где т - измеряемое направление кручения; (j. - коэффициент Пуансона; Е - модуль упругости материала полуоси. Тем самым, ошибка, вносимая токосъемником находится в пределах 8Т= 0,2+0,3%. Максимальная ошибка измерений будет 5 =4,3 %. Таким образом, основное влияние на точность экспериментальных исследований оказывает погрешность, вносимая работой усилителя. Общая погрешность составляет не более 5 %.
Анализ лабораторных испытаний макета экспериментальной раздаточной коробки
Как видно, увеличение частоты вращения и сокращение времени переключения передач приводит к росту динамической нагруженности. Так при оборотах колес 600 об/мин и времени переключения передач в РК 0,3с динамический момент принимает значение 930 Нм., а при 900 об/мин — ПООНм, при этом направление переключения передач в РК (с повышенной на пониженную и наоборот) не влияет на величину Мдин.
На основании полученных в ходе лабораторных исследований данных (п. 3.4) можно сделать вывод о том, что величина динамического момента в трансмиссии, при прочих равных условия (время переключения, направление переключения), зависит главным образом от частоты вращения колес, которые, имея достаточный момент инерции, при резком изменении частоты вращения, динамически нагружают детали трансмиссии («закручивают» валы ведущих полуосей).
На первом этапе испытаний (п. 3.2) ставилась задача определения коэффициента сопротивления качению в зависимости от давления в шинах при прямолинейном движении по ровному сухому асфальто-бетонному покрытию.
Коэффициент сопротивления качению / определялся методом выбега. Автомобиль разгонялся до скорости 10 км/ч, затем производилось разобщение силовой передачи и фиксировался путь, пройденный автомобилем за счет сил инерции. Принятие величины скорости, при которой проводился эксперимент (10 км/ч), объясняется в пункте 2.3. Полученные величины обрабатывались, и усредненные значения использовались в дальнейших исследованиях. Результаты представлены в виде графика (рис. 4.2).
Исследования показали, что давление воздуха в шинах значительно влияет и на сопротивление качению автомобиля. При уменьшении давления воздуха растут потери мощности NM на деформацию шины и потери мощности Nrp на деформацию грунта. Однако изменение давления рш воздуха в шине неоднозначно влияет на сопротивление качению. На твердых дорогах уменьшение рш приводит к увеличению сопротивления качению ввиду того, что потери на деформацию грунта практически не меняются. В этом случае возрастают силы сопротивления, обусловленные проскальзыванием по грунту увеличенньк участков шины. Напряженным получается и тепловой режим работы шины.
Как видно из рис. 4.2, на котором показаны зависимости сопротивления качению по твердому грунту от давления воздуха в шинах, с уменьшением давления Рш от номинального значения (/ =0,28 МПа) до минимально допустимого (Рш = 0,05 МПа) сила Р/ сопротивления качению при установившемся тепловом режиме (t = 60 С) увеличивается в 2 раза. Следует отметить, что на непрогретых шинах сила сопротивления качению еще больше. На рис. 4.2 и 4.3 сплошными линиями обозначены зависимости, определенные теоретически для заданных условий движения по методике п. 2.4, а пунктирными линиями - усредненные экспериментальные данные по результатам заездов.
Кроме того, в работе [84] описывается, что через определенное время, когда температура шины достигает установившегося значения (обычно через 40...50 мин), сила сопротивления качению снижается до некоторого среднего значения, которое является характерным для данного типа грунта.
Так как скорость движения автомобиля при проведении эксперимента была незначительна ( 10 км/ч) коэффициент сопротивления качению f принимаем постоянным. Расхождение результатов теоретического и экспериментального исследований не превышает 3,2 %.
Далее были определены величины замедления автомобиля при движении без прицепа и подвода мощности со стороны двигателя к ведущим колесам. Автомобиль разгонялся до скорости 10 км/ч, затем производилось разобщение силовой передачи. При этом фиксировались время до полной остановки автомобиля и пройденный путь. Результаты измерений представлены на рис. 4.3.Как видно из графиков на малых скоростях движения замедление автомобиля носит характер, также близкий к линейному. Погрешность аппроксимирующих линий по отношению к полученным теоретически не превысила 5,3 %. Анализируя данные диаграммы можно сделать вывод о том, что результаты эксперимента подтверждают полученные теоретическим путем (п. 2.4) зависимости.
После проведения экспериментальных исследований было проведено сравнение экспериментальных осциллограмм и кривых, полученных теоретически. Так как в расчетах, согласно принятым допущениям, демпфирование не учитывалось, то характер полученных кривых носил периодический незатухающий характер (рис. 4.4), чего на практике при проведении испытаний зафиксировано не было (см. осциллограммы в главе 3), что объясняется демпфированием элементов трансмиссии. Поэтому были проведены уточненные расчеты, где в динамическую и математическую модели были включены демпферы с характеристиками, выбранными согласно [2, 21, 75]. Уточненная динамическая модель (рис. 4.5) и соответствующая ей система дифференциальных уравнений (4.15) представлены ниже.
