Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Анализ состояния вопроса. Постановка задач исследования 13
1.1. Анализ методов прогнозирования и повышения проходимости автомобилей 13
1.1.1. Проходимость, как эксплуатационное свойство колёсной машины 13
1.1.2. Нормативные оценочные показатели опорной проходимости 15
1.1.3. Обобщённые оценочные показатели опорной проходимости 19
1.1.4. Экспериментальные методы оценки проходимости 25
1.2. Анализ математических моделей взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью при движении по деформируемому грунту 30
1.2.1 Определение нормальных реакций грунта при уплотнении 30
1.2.2 Определение касательных реакций грунта при сдвиге 37
1.2.3. Анализ особенностей оценки потерь на качение в теории наземного транспорта 45
1.3. Анализ подходов к созданию математических моделей движения колёсных машин 52
Глава 2. Прогнозирование характеристик взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью расчетно-экспериментальным методом 56
2.1. Экспериментальный метод определения тягово-сцепных свойств колесного движителя 56
2.2. Оборудование и методика проведения экспериментальных исследований 60
2.3. Математическая модель взаимодействия колесного движителя с деформируемым основанием 74
2.4. Определение совокупности параметров движения для выбора режимов привода колеса 76
2.5. Выводы 79
Глава 3. Математическая модель прямолинейного движения автомобиля по деформируемому основанию 80
3.1. Математическая модель прямолинейного движения по деформируемому опорному основанию трёхосного полноприводного автомобиля с равномерным распределением осей 80
3.1.1. Расчетная схема и основные допущения 83
3.1.2. Уравнения динамики прямолинейного движения автомобиля 84
3.1.3. Характеристики взаимодействия колесного движителя с деформируемой опорной поверхностью 85
3.1.4. Уравнения для определения нормальных реакций под колесами автомобиля 95
3.1.5. Математическое моделирование характеристик привода колес автомобиля в случае различных схем трансмиссии 95
3.2. Программная реализация математической модели 99
3.3. Анализ результатов исследований работоспособности математической модели 106
3.4. Выводы 119
Глава 4. Выбор режимов индивидуального привода колес автомобиля для повышения опорной проходимости 121
4.1. Рациональное распределение мощности по колесам с индивидуальным приводом 121
4.2. Сравнительная оценка опорной проходимости и энергетических затрат на движение автомобилей с различным типом привода колес 128
4.3. Выводы 144
Основные результаты и выводы по работе 146
Список литературы 149
Акты внедрения 160
- Анализ математических моделей взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью при движении по деформируемому грунту
- Оборудование и методика проведения экспериментальных исследований
- Характеристики взаимодействия колесного движителя с деформируемой опорной поверхностью
- Сравнительная оценка опорной проходимости и энергетических затрат на движение автомобилей с различным типом привода колес
Введение к работе
Актуальность темы. Современные тенденции развития
автомобилестроения в большой степени связаны с появлением и развитием
бортовых компьютерных систем, что повлекло за собой разработку и
создание интеллектуальных систем управления различными узлами и
агрегатами колёсной машины, в том числе, и трансмиссиями, которые в этом
і случае реализуются как электрические или гидрообъёмные и называются
«гибкими» и «интеллектуальными».
«Интеллектуальная» трансмиссия должна обеспечить
приспосабливаемое поведение машины, в частности, полноприводного многоосного автомобиля, функционирующей в неопределенной внешней среде.
«Гибкая интеллектуальная» трансмиссия должна обеспечить быструю и точную реакцию на изменение силовых и кинематических параметров движения.
С точки зрения повышения проходимости на сегодняшний день выдвигаются актуальные проблемы развития теории существующих и создания новых энергопередающих систем автомобиля, исследования и оптимизации их параметров, разработки новых законов и алгоритмов управления.
Вопрос совершенствования показателей проходимости, безусловно, является актуальным, особенно в условиях нашей страны с недостаточно развитой системой автомобильных дорог. Вместе с тем, когда речь идёт об эксплуатации специальной колёсной техники: военных автомобилей, поисковых амфибийных автомобилей и т.д., удовлетворительными характеристики опорных оснований быть в принципе не могут.
Как отмечается в [20], обеспечение необходимых тягово-динамических свойств с соблюдением экологических и экономических требований только
за счёт увеличения мощности неприемлемо. Необходима оптимизация параметров при выборе схем раздачи мощности по колёсам и типа трансмиссии для автомобилей каждого класса грузоподъёмности в зависимости от их предназначения.
Отличительной особенностью условий функционирования
трансмиссий полноприводных автомобилей является то, что количество возможных комбинаций режимов работы ведущих колес в каждый конкретный момент времени существенно больше по сравнению с неполноприводными автомобилями. Особенно это заметно при возрастании числа мостов и при криволинейном движении, движении по деформируемым грунтам и неровным опорным поверхностям. Однако проблемы, связанные с разработкой законов и алгоритмов для распределения мощности при различных вариантах трансмиссии, на сегодняшний день ещё пока не являются решёнными в полном объёме.
Ещё одной непростой трудоёмкой задачей, которую разработчикам приходится решать при выборе схем раздачи мощности и типа трансмиссии, особенно для многоосных машин, является определение параметров взаимодействия движителя с опорной поверхностью для учёта их при составлении математической модели взаимодействия движителя с опорным основанием.
Построение компьютерного управления силовым приводом колес полноприводного автомобиля на основе интеллектуальной системы позволит с высоким качеством выполнять сложное регулирование в условиях интенсивного изменения возмущающих воздействий и неполной информации о внешней среде, какой является бездорожье.
В этой связи разработка закона распределения мощности по колёсам автомобиля, направленного на улучшение опорной проходимости, представляется важной исследовательской задачей, решение которой позволит модернизировать существующие и создавать новые автомобили, с
более совершенными показателями опорной проходимости, что, в свою очередь, благоприятным образом отразиться и на эколого-экономических аспектах.
Для принятия оптимальных конструктивных решений необходимо располагать методами, позволяющими проводить сравнительную оценку автомобилей с различными схемами трансмиссиями и законами распределения мощности по колёсам на стадии проектирования.
На этапе разработки наиболее эффективным является прогнозирование характеристик проходимости автомобиля при различных схемах трансмиссии и отработка алгоритмов для их систем управления с использованием имитационного математического моделирования на ЭВМ. Проведение вычислительных экспериментов на ранних стадиях создания автомобиля дает возможность исследовать эффективность различных законов и алгоритмов на совокупности дорожных условий. Это позволяет разработчикам определяться не только с требованиями к системам распределения мощности, но и сокращать сроки доводочных испытаний и, тем самым, снижать стоимость разработки.
Цели и задачи. Целью работы является повышение опорной проходимости автомобиля путём рационального распределения мощности по колёсам.
Для достижения намеченной цели в работе были поставлены и последовательно решены следующие основные задачи:
- разработана математическая модель прямолинейного движения полноприводного автомобиля по деформируемому опорному основанию, в которой учтена возможность реализации различных законов распределения мощности по колёсам. Особенностью модели является использование экспериментальных данных качения одиночного колеса по деформируемому основанию и учёт продольной податливости направляющих элементов подвески;
выполнен сравнительный анализ данных экспериментов с результатами моделирования на примере одиночного колеса, который подтвердил возможность применения методики имитационного моделирования прямолинейной динамики движителя с использованием экспериментальных характеристик;
- выполнен анализ результатов исследования работоспособности
математической модели прямолинейного движения полноприводного
автомобиля по деформируемому опорному основанию для подтверждения
возможности её использования при прогнозировании показателей опорной
проходимости;
проведены теоретические исследования прямолинейного движения автомобиля по деформируемому опорному основанию при блокированной и дифференциальной связи между колёсами для получения данных, необходимых для сравнительной оценки;
разработан закон управления индивидуальным приводом колёс, направленный на улучшение показателей опорной проходимости;
проведено сравнение результатов теоретических исследований при различных законах распределения мощности, подтвердившее целесообразность применения разработанного закона.
Методы исследований. Исследования проводились с использованием численных методов моделирования движения автомобиля при различных схемах трансмиссии и современных методов оценки автомобильной техники по возможностям проходимости. В работе использованы результаты экспериментов, проводимых в МГТУ им. Н.Э Баумана в разное время. Научная новизна заключается:
-в создании математической модели, позволяющей прогнозировать показатели опорной проходимости при прямолинейном движении полноприводного автомобиля для различных схем трансмиссии, особенностью которой является использование экспериментальных
тягово-энергетических и тягово-сцепных характеристик, а также введение продольной податливости направляющих элементов подвески; - в разработке с использованием аппарата нечёткой логики (Fuzzy Logic) закона распределения мощности по колёсам автомобиля, направленного на повышение опорной проходимости; -в результатах сравнительных теоретических исследований прямолинейной динамики полноприводного трёхосного автомобиля с равномерным распределением осей при различных схемах трансмиссии: с дифференциальным, блокированным и индивидуальным приводом. Практическая ценность работы. На основе результатов выполненных исследований для практического использования при оценке эффективности автомобиля с различными схемами трансмиссии создан комплекс программ для ЭВМ. Использование комплекса позволяет имитировать прямолинейную динамику машины при различных законах распределения мощности по колёсам в различных дорожных условиях, задаваемых при помощи тягово-энергетических fv = f(cp ) и тягово-сцепных ер = f(Si;) характеристик, и, тем
самым, сократить сроки проектирования и доводочных испытаний.
Реализация результатов работы. Результаты работы внедрены в ОАО «АВТОВАЗ» и используются в учебном процессе при подготовке инженеров на кафедре СМ-10 «Колесные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана.
Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы заслушивались и обсуждались:
-на научно-технических семинарах кафедры СМ-10 - «Колесные машины» МГТУ им. Н. Э. Баумана в 2004.. .2008 гг (г. Москва);
-на научно-техническом семинаре кафедры - «Тягачи и амфибийные машины» ГТУ МАДИ (г. Москва, 25-27 января 2005 г.)
- на международной научно-технической конференции «Проектирование колёсных машин», посвященной 70-летию кафедры «Колёсные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана (г. Москва, 22-23 ноября 2006 г.);
-на 6-ом международном автомобильном научном Форуме «Проблемы создания транспортных средств нового поколения, обеспечивающих выполнение перспективных требований по экологии, энергосбережению и безопасности» (г. Москва, 15 октября 2008 г.).
Публикации. По материалам диссертации опубликовано 5 научных работ, из них по списку, рекомендованному ВАК, 2:
Серебренный И.В, Котиев Г.О., Ергин А.А. Численное моделирование работы системы обеспечения опорной проходимости колёсного движителя // Известия Академии инженерных наук РФ им. акад. A.M. Прохорова. Транспортно-технологические машины и комплексы / Под ред. Ю.В. Гуляева. -Москва-Н. Новгород: НГТУ, 2004. - Т.8. - С.24-27.
Серебренный И.В, Котиев Г.О., Ергин А.А. Система обеспечения опорной проходимости колёсного движителя // Известия Академии инженерных наук РФ им. акад. A.M. Прохорова. Транспортно-технологические машины и комплексы / Под ред. Ю.В. Гуляева. - Москва -Н. Новгород: НГТУ, 2004. - Т.8. - С.28-32.
Серебренный И.В., Котиев Г.О., Наумов В.Н. Интеллектуальные возможности движителя // Мир транспорта. - 2005. - №4. - С.34-38.
Серебренный И.В. Система обеспечения опорной проходимости колёсного транспортного средства // Проектирование колёсных машин.: Материалы международной научно-технической конференции, посвященной 70-летию кафедры «Колёсные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана. 22-23 ноября 2006 г. -М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2006. - С.281-290.
Серебренный И.В., Котиев Г.О. Повышение проходимости автомобиля за счёт рационального распределения потоков мощности по
колёсам II Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Машиностроение. - 2008. -Специальный выпуск. - С. 193-201.
Структура работы. Диссертация состоит из введения, четырех глав, общих результатов и выводов, списка литературы. Работа изложена на 161 листах машинописного текста, содержит 107 рисунков, 1 таблицу. Библиография работы содержит 114 наименований.
В первой главе диссертации рассмотрены основные понятия, связанные с проходимостью автомобиля, приведен анализ экспериментальных методов, а также нормативных и обобщённых показателей, использующихся при оценке опорной проходимости. Исследован опыт отечественных и зарубежных учёных по разработке математических моделей взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью при движении по деформируемому грунту, представлен анализ подходов к созданию математических моделей движения автомобиля.
Выполненные в первой главе исследования позволили сформулировать задачи, решению которых посвящены остальные главы диссертации.
Во второй главе представлен экспериментальный метод определения тягово-сцепных свойств колесного движителя. Дается подробное описание аппаратурно-измерительного комплекса, условий и методики проведения эксперимента. Методика использования экспериментальных характеристик при имитационном моделировании прямолинейной динамики движителя рассматривается на примере одиночного колеса, для чего описана используемая математическая модель взаимодействия движителя с деформируемым основанием. Определена совокупность параметров движения, необходимая для выбора режимов привода колеса.
В третьей главе описаны особенности имитационного математического моделирования прямолинейной динамики автомобиля: расчетная схема и основные допущения, уравнения динамики прямолинейного движения, уравнения для определения нормальных реакций под колесами автомобиля,
характеристики взаимодействия колесного движителя с деформируемой опорной поверхностью, математические модели характеристик привода колес автомобиля в случае различных схем трансмиссии. Подробна представлены программная реализация разработанной математической модели и анализ результатов её работоспособности.
В четвертой главе описывается закон распределения мощности по колёсам с использованием аппарата нечёткой логики (Fuzzy Logic), направленный на повышение опорной проходимости, и его программная реализация. Представлены сравнительные результаты теоретических исследований прямолинейной динамики автомобиля в случае различных схем трансмиссии: дифференциального, блокированного и индивидуального привода колёс.
В заключении даются общие выводы по работе и рекомендации.
Анализ математических моделей взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью при движении по деформируемому грунту
В классическом решении задачи взаимодействия ведомого колеса с грунтом потери энергии на качение отождествляются с работой на вертикальное прессование грунта. При этом игнорируются действующие на обод касательные реакции, обусловленные трением обода о грунт. К данному направлению относятся работы Герстнера, Фусса, Берштейна, Шульца, Летошнева М.Н., Бабкова В.Ф., Львова Е.Д., Саакяна С.С, Соколовой В.А., Кузьменко В.А., Garbari F. И др., отличающиеся друг от друга тем, что авторы используют различные зависимости, связывающие реактивное давление грунта, действующее по нормали к элементу обода, и глубину погружения этого элемента. Так Фусс, Герстнер, Шульц, Бернштейн, Летошнев М.Н. и Львов Е.Д. в [21] фактически используют следующую зависимость: гдер - нормальное реактивное давление; z - глубина погружения элементов обода; С, ип — эмпирические характеристики грунта. У Фусса, Герстнера, Шульца, Ульянова, Garbari используется частный вид зависимости при п=1.
Бабков В.Ф. [4], помимо использования степенной зависимости, предложил метод послойного суммирования деформаций по толщине грунтового массива. Кривая сжимаемости (компрессионное сжатие) элементарного слоя описывается гиперболической зависимостью: где 6P- величина сжатия единичного слоя давлением/?; tnu — опытные характеристики грунта.
Во многих работах классические представления о взаимодействии ведомого колеса (как жёсткого, так и упругого) распространяются на процесс качения ведущего колеса.
Параметры С, и п определяются, как правило, по результатам вертикального внедрения плоских штампов в грунт. При этом предполагается инвариативность указанных характеристик к размерам и форме штампа. Однако многие исследователи, например [9], отмечает, что (1.33) тем достовернее отражает процесс деформации грунта колесом, чем ближе размеры штампа и пятна контакта, поскольку параметр С, зависит от размеров штампа. В этой связи, рядом исследователей было предложено учитывать это влияние за счёт модификации формулы (1.33).
Так Саакян С.С. [22] указывая на зависимость размерности параметра деформируемости С, от показателя нелинейности п кривой вдавливания, считает необходимым ввести относительную вертикальную деформацию: где b — ширина колеса, отождествляемая с размером штампа. Формула (1.35) учитывает влияние размеров штампа, но, как отмечается в работе [23], пропорциональность деформации грунта размеру штампа наблюдается только для определённой области размеров штампа. Как правило, эта область выходит за пределы вероятных размеров контактных поверхностей колёсного движителя.
Беккер М.Г. использует модифицированный вариант формулы (1.33), в следующем виде: где kc и k9 - характеристики грунта, не зависящие от Ь.
Анализ этой формулы показывает, что с ростом размера штампа Ъ его осадка z при р = const монотонно возрастает. Однако экспериментальные данные [24, 25, 26] убедительно свидетельствуют о наличии на зависимости осадки штампа от площади (при р — const) 4-ёх зон, качественно отличных друг от друга: 1 зона - зона относительно малых размеров, в которой с ростом размера осадка уменьшается; 2 зона — переходная; 3 зона - зона линейной пропорциональности между осадками и размерами штампа и 4 зона - осадка не зависит от размеров штампа. Эти зависимости указывают на существование критической площади штампа (Fkp), разграничивающей качественно характер деформации грунта. При F Fkp осадка штампа происходит не за счёт уплотнения, а из-за сдвигов, смещений грунта в стороны и выпирания. Существование этих зон объясняет противоречия различных авторов в оценке влияния размеров штампа на его осадку. Вопрос осложняется ещё и тем, что величина JF зависит от типа грунта, относительной плотности и давления и может изменяться от нескольких сантиметров до полуметра, т.е. в зоне вероятных размеров контакта. При относительно малых давлениях зависимость осадка от размеров штампа вырождается и размер штампа практически не зависит на его осадку. Рис А.Р. указывает на недостатки формулы Беккера и делает попытку её усовершенствования. С этой целью применяется известная из механики грунтов формула несущей способности: где с — сцепление (когезия) грунта; у - удельный вес; Nc и Ny- безразмерные коэффициенты, зависящие от угла внутреннего трения грунта.
Оборудование и методика проведения экспериментальных исследований
Для испытаний образцов движителей использован стенд, спроектированный и построенный в лаборатории кафедры К-2 МВТУ им. Н.Э. Баумана. Первый вариант стенда [55]обнаружил определенные недостатки и был модернизирован [56] (рис. 2.7).
Разработанный стенд относится к классу стендов для испытаний колесных движителей при постоянной вертикальной нагрузке по методу управляемого усилия на крюке и включает грунтовой канал, динамометрическую тележку, систему регулирования вертикальной и тяговой нагрузки колеса, систему подготовки грунта и пульт с тензометрическим, измерительным оборудованием. Грунтовой канал (см. рис. 2.7) выполнен в виде металлического короба размерами 7,0x1,6x1,3 м, и наполнен грунтовой массой.
Динамометрическая тележка представляет собой пространственную раму 1, внутри которой на вертикальных направляющих 2 установлена подвижная ферма 3. В верхней части фермы с помощью специального тензометрического стержня 4 крепится вертикальная вилка 5 с испытуемым колесом 6. Направляющие фермы фиксируются в раме с помощью подшипников качения, в результате колесо имеет возможность свободно перемещаться по вертикали.
В конструкции стенда предусмотрена возможность поворота вилки вместе с колесом вокруг вертикальной оси с целью создания режима движения колеса под углом к оси грунтового канала. Это позволило проводить исследования движения колес в режимах бортового поворота [57].
Движители испытываются только в режимах прямолинейного движения, когда продольная плоскость колеса совпадала с продольной осью грунтового канала.
Привод колеса осуществляется электродвигателем постоянного тока ДРВ-300 через планетарный редуктор, встроенный в ступицу. Конструкция привода и узлов установки колеса в вилке позволяет легко производить смену образцов для испытаний.
Нагрузка на колесо, обусловленная весом подвижных частей (привод, вилка, ферма), оказалась заведомо больше предполагаемых эксплуатационных нагрузок. Поэтому в конструкции стенда была предусмотрена разгружающая система, позволяющая регулировать величину вертикальной нагрузки на колесо. Принцип работы этой системы ясен из приведенной схемы (рис. 2.8). Достоинством примененной разгружающей системы является возможность одновременного изменения с любым выбранным шагом величины и направления результирующей крюковой нагрузки, приложенной к тележке, обеспечивая тем самым изменение свободной силы тяги на оси колеса.
Это достигается при постоянной общей массе разгружающих грузов (заданной вертикальной нагрузке) изменением соотношения масс передних и задних (по ходу тележки) грузов, что позволяет создавать любой тяговый режим движения (от ведущего до тормозного). Электродвигатель привода колеса при этом автоматически работает в соответствующем режиме.
Конструкция динамометрической тележки предусматривала возможность прямого замера свободной силы тяги на оси колеса Рк и крутящего момента Мк с помощью специальных тензоэлементов (рис. 2.9а). Для измерения усилий на оси колеса между телом вилки и фермой был встроен двухкомпонентный тензостержень 1, по изгибной деформации которого в продольной плоскости колеса оценивалась сила тяги Рк, а в поперечной плоскости — боковое усилие FK (в режиме бортового поворота). Для замера крутящего момента Мк, подводимого к колесу, был выбран метод замера реактивного момента. С этой целью корпус приводного редуктора колеса был установлен балансирно в опорах вилки (рис. 2.96), а реактивный момент воспринимался специальной тензобалкой, закрепленной на корпусе редуктора.
Реактивный момент Мр , воспринимаемый тензобалкой, определяется суммой момента, потребного для движения колеса Мк, и момента трения в подшипниках и уплотнениях ступицы колеса Мтр . Последний легко исключался балансировкой тензомостов в состоянии свободного вращения колеса.
Свободный конец тензобалки (см. рис. 2.9а) соединен реактивной тягой с кронштейном, установленным на подвижной ферме. Такое конструктивное решение позволило устранить изгибающее воздействие реактивного момента на тензостержень 1, что привело бы к неопределенности при измерениях Рк. Благодаря такому решению действие реактивного момента Мр ,на тензостержень сводится к растягивающему действию реакции R = тЦ//б. Напряжения, возникающие в тензостержне от этого усилия, пренебрежимо малы по сравнению с напряжениями от действия силы Рк.
Характеристики взаимодействия колесного движителя с деформируемой опорной поверхностью
Представленные результаты теоретический исследований, а также данные, полученные в ходе тестирования модели в различных условиях, позволили сделать вывод об её адекватности и, соответственно, пригодности для прогнозирования показателей прямолинейного движения по несвязным грунтам и исследования эффективности различных законов распределения мощности по колёсам автомобиля. 1.
На основе современных положений теории движения автомобиля разработана математическая модель, которая позволяет прогнозировать показатели проходимости при прямолинейном движении полноприводного автомобиля с использованием тягово-энергетических и тягово-сцепных характеристик, полученных экспериментально. Особенностью предложенной модели является учёт продольной податливости направляющих элементов подвески. В модели также учтена возможность реализации различных схем трансмиссии, а также законов и алгоритмов распределения мощности в случае индивидуального привода. 2. Обосновано, что, в качестве исследуемых, необходимо принять следующие варианты схемы трансмиссии: с дифференциальной и блокированной связью между колёсами одного борта, а также схему с индивидуальным приводом для каждого колеса. Сравнение результатов моделирования в случае применения каждой из рассматриваемых схем трансмиссии позволит сделать объективные выводы об эффективности предложенного закона распределения мощности. 3.
Решение задачи о рациональном распределении мощности по колёсам рассмотрено на примере трёхосного автомобиля с равномерным расположением осей, актуальность применения которого подтверждается исследованиями, проводимыми на кафедре «Колёсные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана. 4. Анализ результатов исследований работоспособности математической модели подтвердил возможность её использования для прогнозирования проходимости автомобиля по деформируемым грунтам и исследования эффективности различных схем трансмиссии и подходов к распределению крутящего момента по колёсам автомобиля. 5. Разработанная математическая модель прямолинейной динамики автомобиля с подмоделями исследуемых схем трансмиссии служит теоретической основой для достижения поставленной цели, заключающейся в повышении опорной проходимости путём рационального распределения потоков мощности по колёсам для повышения опорной проходимости.
Сравнительная оценка опорной проходимости и энергетических затрат на движение автомобилей с различным типом привода колес
Исходные данные для проведения теоретических исследований следующие: Ускорение свободного падения g = 9.8065м/с2; Масса автомобиля тс = 3000 кг; Масса колеса тк — 80 кг; Момент инерции колеса J = 20 кг-м2; Радиус колеса по = 0.6м; Максимальное значение коэффициента сцепления колеса с опорной ПОВерхНОСТЬЮ (ртах = 0.35; Коэффициент S_o = 0.12; Коэффициент kJ = 0.08; Коэффициент сопротивления качениюfwO = 0.06; Угол наклона дорожного полотна alfa = 0 рад; Максимальная скорость движения автомобиля Vmax = 25 м/с; Максимальная мощность силовой установки Nmax = (Шс+ б ГПк) g- Vmax fwO; Координата положения центра масс хсо ,м; Текущая продольная координата положения колеса хко = [2. 0. -2.J; Расположение осей колес относительно центра масс автомобиля L_k = [2. 0. -2.7; Высота центра масс автомобиля Не = 1.0 м; Высота расположения крюка (прицепного устройства) Нкг = 1.0 м; Начальная частота вращения вала двигателя codo = Vxo/rko; Начальная частота вращения колес cow = Vxo/rko; Начальная скорость цента масса колеса Vxko = Vxo; Момент инерции двигателя Jd = 10 кг-м2.
Уже предварительные исследования по работоспособности математической модели, часть из которых представлена в разделе 3.3, показали, что оценку эффективности автомобиля при различных схемах трансмиссии необходимо проводить по сравнению результатов на этапе разгона и при движении с нагрузкой. В противном случае, т.е. когда движение равномерное (без ускорения) и без нагрузки, сила, действующая на корпус со стороны подвески Рх, становится равной нулю и поступательная скорость колеса не отличается от угловой скорости умноженной на радиус качения в свободном режиме качения, т.о. обнуляются все основные показатели.
Первоначальное сравнение проведём при силе тяги на крюке Ркр = 10000 Н, которая является предельно возможной по условию сцепления колеса с опорной поверхностью и подводимому моменту. Время движения t = 10 сек для дифференциальной и блокированной трансмиссий и t = 20 сек для индивидуального привода, выбранное водителем соотношение (Pxi/Pzi)max = 0,34, что на 3% меньше максимального значения коэффициента сцепления колеса с опорной поверхностью и соответствует 42%-ому буксованию. 1) Дифференциальный привод
При разгоне с начальной скорости V = 1 м/с до скорости 20% от максимально возможной (VmBX = 25м /с) результаты моделирования следующие (рис. 4.8 - 4.10).
Анализ представленных результатов позволяет сделать вывод о том, что автомобиль не справился с возложенной на него функцией, т.е. не смог выполнить транспортную задачу. Через 0,7 с после начала движения автомобиль полностью остановился (рис. 4.9) при этом колесо первой оси находится в режиме полного буксования (рис. 4.8 и 4.10). Испытания при других начальных и предельных скоростях существенно на характер процесса не влияют: автомобиль с дифференциальной трансмиссией в таких условиях двигаться не может.
Для случаев блокированного и индивидуального приводов разгон осуществляется с начальной скорости V = 0,1 м/с до скорости 4% от максимально возможной, что составляет V = 1 м/с, чтобы более качественно исследовать характер процессов на этом этапе.
При подаче единого управляющего воздействия на каждое колесо h (см. рис. 4.11), автомобиль разогнался до скорости, равной 4% от максимальной Ктах = 25м/с, что составляет 1 м/с (рис. 4.12), примерно за 2,7 сек, в дальнейшем за счёт регулирования положения органа скорость к установившемуся значению была выведена к 6 сек.
Представленные на рис. 4.13 и 4.14 графики буксования колёс и удельной свободной тяги позволяют сделать следующие выводы: этап разгона (до 3 с) связан со значительным буксованием колёс (рис. 4.13) и невозможностью реализации максимальной тяги. Соотношение {Pxi/Pzi) на всех колёсах превышает предполагаемое максимальное значение (рис. 4.14).
Выход в режиме установившегося движения на максимальное значение (около 0,35) связан только с тем, что на крюке приложена максимальная нагрузка, исходя из сцепных свойств. В том случае, когда нагрузка была уменьшена, соотношение Px/Pz не достигало в установившемся режиме предельного значения. Отметим, что характер увеличения буксования и изменения удельной тяги на этапе разгона при изменении нагрузки на крюке сохранялся, как для случая с РкР = 10000 Н.
Логично также предположить, что длительное буксование в реальных условиях может привести к невозможности выполнять автомобилем заданные функции в связи с экскавационным эффектом.
