Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Состояние вопроса и постановка задач исследования 7
1.1. Взаимодействие одиночного колеса с опорной поверхностью, зависимости силовых параметров колеса от режима его качения 10
1.2. Форма контакта колеса с деформируемым грунтом 16
1.3. Повышение показателей проходимости полноприводных автомобилей за счет оптимального выбора конструкции силового привода колес и рационального распределения крутящих моментов между колесами 23
Глава 2. Тягово-сцепные свойства одиночного эластичного колеса при качении по деформируемому грунту 34
2.1. Форма контакта эластичного колеса с деформируемым грунтом 37
2.2. Распределение сил в контакте эластичного колеса с деформируемым грунтом 44
2.3. Зависимость радиуса качения от силы тяги на колесе 54
Глава 3. Повышение проходимости автомобиля за счет обеспечения максимума силы тяги каждого ведущего колеса 59
3.1. Изменение параметров грунта при последовательных проходах колес автомобиля по колее 61
3.2. Повышение силы тяги полноприводного автомобиля за счет применения регулируемого силового привода колес 68
3.3. Движение полноприводного автомобиля по грунту с силой тяги 75
3.4. Алгоритм системы автоматического управления регулируемым приводом колес по условию обеспечения максимальной силы тяги и минимального сопротивления движению 82
3.5. Влияние тягово-сцепных свойств полноприводного автомобиля на величину показателя вредного воздействия на грунт 89
Глава 4. Применение гидрообъемного силового привода колес на полноприводном автомобиле 95
Глава 5. Экспериментальные исследования 114
5.1. Разработка методики проведения экспериментального исследования автомобиля с бесступенчатым регулируемым силовым приводом колес на деформируемом грунте 117
5.2. Измеряемые параметры и испытательное оборудование 119
5.3. Оборудование, программы, методы обработки экспериментальных данных 126
5.4. Методика и оборудование для оценки параметров грунта 134
5.5. Экспериментальные исследования грузового автомобиля 6x6, оснащенного гидрообъемным приводом колес, на грунте 137
5.6. Результаты проведенных испытаний 142
Основные выводы и результаты 152
Список литературы 154
Приложения
- Повышение показателей проходимости полноприводных автомобилей за счет оптимального выбора конструкции силового привода колес и рационального распределения крутящих моментов между колесами
- Распределение сил в контакте эластичного колеса с деформируемым грунтом
- Повышение силы тяги полноприводного автомобиля за счет применения регулируемого силового привода колес
- Применение гидрообъемного силового привода колес на полноприводном автомобиле
Введение к работе
Полноприводные автомобили занимают важное место в хозяйственной инфраструктуре транспортного обеспечения, особенно в регионах со слаборазвитой дорожной сетью, а также имеют доминирующее положеіше в автомобильном парке армии и других специальных ведомств.
Одним из важнейших показателей, обусловливающим эффективность использования полноприводной автомобильной техники в условиях бездорожья и на местности, является проходимость.
Повышение проходимости автомобилей является важной народнохозяйственной задачей. Решение данной задачи невозможно без дальнейшего развития теории, конструкции и изучения эксплуатационных свойств полноприводных автомобилей.
Проблемы теории автомобиля нашли отражение в фундаментальных работах отечественных ученых таких, как: Е.А.Чудаков, Я.С.Агейкин, П.В.Аксенов, А.С.Антонов, Н.Ф.Бочаров, М.С.Высоцкий, А.И.Гришкевич, К.С.Колесников, Н.Ф.Кошарный, М.НЛетошнев, В.А.Петрушов, Ю.В.Пирковский, В.Ф.Платонов, А.А.Полунгян, Г.А.Смирнов, В.С.Фалькевич, Я.Е.Фаробин, Н.Н.Яценко.
Наиболее глубокие работы, посвященные исследованиям полноприводных автомобилей и взаимодействия различного типа движителей с поверхностями движения, рассмотрены в трудах Л.В.Барахтанова, Г.Б.Безбородовой, Б.Н.Белоусова, В.В.Белякова, В.В.Ванцевича, В.Н.Добромирова, А.Н.Елисеева, Г.О.Котиева, Г.М.Кутькова, И.А.Плиева, В.И.Соловьева, М.П.Чистова, В.М.Шарипова, С.А.Шуклина, С.Б.Шухмана.
Изучению различных эксплуатационных свойств полноприводной автомобильной техники, разработке автоматических систем управления, проведению испытаний автомобилей посвящены работы С.В.Бахмутова, О.И.Гируцкого, М.И.Гриффа, Ю.К.Есеновского-Лашкова, А.Л.Карунина, Н.Т.Катанаева, В.И.Котляренко, В.Ф.Кутенева, В.В.Московкина, Р.А.Розова, В.В.Селифонова, В.М.Семенова, А.Ф.Старикова и других.
Среди зарубежных ученых изучению взаимодействия полноприводного автомобиля с грунтом посвящены работы М.Г.Беккера, Дж.Вонга, Х.Дж.Ховленда, D.L.Margolis, F.Armstrong и др.
Одним из основных направлений исследований в области повышения проходимости, которому уделяют внимание многие ведущие мировые автопроизводители и автомобильные исследовательские центры, является возможность индивидуального распределения мощности между колесами полноприводного автомобиля в соответствии с условиями качения колес. Решение данной задачи требует совершенствования конструкции трансмиссии автомобиля и разработки систем автоматического управления движением автомобиля.
В настоящее время практика отечественного и зарубежного автомобилестроения предусматривает широкое использование в конструкции полноприводных автомобилей механических ступенчатых трансмиссий дифференциального и блокированного типа, которые имеют ограниченные возможности силового и кинематического регулирования.
В последние годы в направлении кардинального повышения технического уровня полноприводных автомобилей наметилась устойчивая тенденция исследований и конструирования так называемых «гибких интеллектуальных трансмиссий» как электрических, так и гидрообъемных, приспособленных к оптимальному автоматическому управлению их функциями и позволяющих осуществлять в процессе движения автомобиля бесступенчатое распределение мощности двигателя по ведущим колесам в соответствии с текущими характеристиками взаимодействия «колесо-грунт». Структурный состав таких трансмиссий представляет собой совокупность системы датчиков, определяющих характеристику взаимодействия «колесо-грунт» для каждого колеса, электронной системы управления распределением мощности двигателя и бесступенчатого регулируемого силового привода.
Процесс исследования движения автомобиля по грунту основывается на изучении подсистемы «колесо-грунт». В рамках данной работы рассматривается наиболее общий случай взаимодействия колеса с грунтом, а именно: взаимодействие эластичного колеса, имеющего грунтозацепы, с деформируемым грунтом.
На сегодняшний день существует множество разнообразных моделей взаимодействия колеса с грунтом. Зачастую для проведения расчетов по данным моделям требуются данные, которые можно получить только в ходе сложных экспериментальных исследований. Поэтому в данной работе решается задача в построении достаточно простой расчетной модели качения колеса с грунтозацепами по грунту, основывающейся на таких характеристиках опорной поверхности, по величинам которых накоплено большое количество экспериментальных данных.
В настоящей работе проведено комплексное теоретическое и экспериментальное исследование возможностей повышения проходимости полноприводного автомобиля при его движении по деформируемым грунтам за счет рационального управления силовым приводом колес и двигателем автомобиля.
Следует отметить, что совершенствование любых параметров автомобиля сегодня обязательно согласовывается с требованиями экологической безопасности и снижения стоимости перевозки грузов. Поэтому при изучении вопросов повышения проходимости автомобилей не остались без внимания такие факторы, как воздействие автомобиля на окружающую среду и в первую очередь влияние движителя на почву.
Теоретические и практические исследования, полученные в ходе проведенного исследования, могут быть положены в основу создания полноприводных автомобилей с регулируемыми силовыми приводами колес и систем автоматического управления ими, а также в основу методик проведения испытаний автомобилей с регулируемым приводом колес.
Новизна диссертационной работы заключается в следующем:
- разработана математическая модель функционирования подсистемы «колесо - опорная поверхность» на режиме максимальной силы тяги с учетом грунтозацепов колеса;
- разработан метод расчета максимальной силы тяги автомобиля на основе аналитических выражений для параметров функционирования подсистемы «движитель - опорная поверхность»;
- определены закономерности распределения мощности двигателя между ведущими колесами автомобиля, обеспечивающие минимальное сопротивление движению на режиме максимальной силы тяги;
- разработаны основные положения алгоритма системы управления регулируемым силовым приводом колес автомобиля 6x6, обеспечивающего реализацию максимальной силы тяги в зависимости от условий и режимов движения;
- разработана методика оценки изменения параметров грунта при многократном проходе колеса автомобиля по следу в процессе испытаний.
Автор выражает глубокую благодарность научному руководителю, доктору технических наук С.Б.Шухману, научному консультанту, кандидату технических наук В.И.Соловьеву, коллективу кафедры «Автомобили» МГТУ «МАМИ» и сотрудникам ОАО «Инновационной фирмы «НАМИ-Сервис» за оказанную поддержку и создание благоприятных условий для выполнения работы.
Повышение показателей проходимости полноприводных автомобилей за счет оптимального выбора конструкции силового привода колес и рационального распределения крутящих моментов между колесами
Трансмиссией автомобиля называют совокупность узлов и механизмов, осуществляющих передачу и трансформацию крутящего момента от первичного двигателя к ведущим колесам. Поскольку в автомобилях наиболее всего распространены механические и гидромеханические трансмиссии, то понятие трансмиссия зачастую ассоциируется именно с ними.
Введем более общее понятие силового привода колес. По своему смыслу оно близко к термину трансмиссия. Различия между типами приводов будем проводить как по их свойствам в вопросе распределения мощности двигателя по ведущим колесам (дифференциальный, блокированный, регулируемый), так и по способу передачи этой мощности (механический, электрический, гидрообъемный).
Тягово-сцепные свойства автомобиля складываются из соответствующих свойств отдельных ведущих колес и ограничиваются предельными параметрами взаимодействия этих колес с грунтом. Возможность реализации максимальных сцепных свойств всеми ведущими колесами автомобиля определяется условиями движения автомобиля, его компоновкой, конструкцией силового привода, мощностью двигателя и т.д.
В случае, когда условия взаимодействия ведущих колес с грунтом одинаковы, равномерное распределение крутящих моментов вне зависимости от типа привода обеспечит максимальные тягово-сцепные качества.
В реальных условиях движения параметры взаимодействия колес автомобиля с фунтом сильно различаются. Это может быть связано с различием в вертикальных нагрузках (и их динамическим перераспределением); с различием в характеристиках опорной поверхности; с неодинаковыми путями, проходимыми колесами (движение на повороте). Поэтому и соотношение крутящих моментов разных колес должно быть различным и изменяющимся в широких пределах. Это, в свою очередь, требует от силового привода автомобиля значительной «гибкости» в вопросе распределения крутящих моментов между колесами.
Таким образом, повышение тягово-сцепных свойств автомобиля во многом зависит от типа силового привода полноприводного автомобиля.
Изучению различных типов силового привода и подходов к распределению крутящих моментов по колесам автомобиля посвящено большое количество исследований [6, 22, 25, 29, 43, 46, 48, 57, 58, 65, 75, 76, 77, 92,
108, 109, 121, 125, 133, 136]. Многообразие схем силового привода полноприводных автомобилей говорит об отсутствии на сегодняшний день однозначности в решении данного вопроса.
Большая часть исследований носит причинно-следственный характер. Они устанавливают, как влияет конструкция привода или отдельных его узлов на показатели опорной проходимости автомобиля. Данные работы направлены на поиск оптимальных значений параметров силового привода, обеспечивающих наилучшие эксплуатационные свойства полноприводного автомобиля во всех возможных условиях эксплуатации.
Первые фундаментальные труды по изучению распределения крутящих моментов были выполнены Е.А. Чудаковым [124, 125, 126]. Он рассмотрел различные причины возникновения паразитной мощности в бездифференциальном приводе. П.В. Аксенов в работе [6] приводит два условия, которым должно удовлетворять распределение крутящих моментов по ведущим колесам, обеспечивающее высокие показатели проходимости автомобиля: 1. Колесо должно работать в свободном или близком к нему режиме качения, когда обеспечивается наименьшее сопротивление качению из-за отсутствия продольной силы и абсолютного скольжения (колесо должно двигаться только под воздействием крутящего момента, равного моменту сопротивления качению); 2. При необходимости создания продольной силы тяги для преодоления дополнительных сопротивлений мощность, подводимая к колесу, не должна превышать предела интенсивного разрушения грунта в результате излишнего буксования колеса SM (1.3). Автомобиль с блокированным типом привода стал объектом для исследования многих ученых [3, 25, 46, 48, 75, 76, 93, 126 и др.], поэтому вопрос распределения крутящих моментов по мостам такого автомобиля к настоящему времени достаточно хорошо изучен. В общем виде крутящий момент на і-м колесе при полностью блокированном приводе определится из выражения [133]: где Ми - крутящий момент на оси і-го колеса; МКОІ - момент сопротивления качению і-го колеса в ведомом режиме; КІ - коэффициент тангенциальной эластичности і-го колеса; Ха - обобщенный коэффициент тангенциальной эластичности движителя; Ма - полный крутящий момент, подводимый к движителю от двигателя автомобиля. В работе [133] для анализа влияния суммарной силы тяги (Ра), развиваемой автомобилем с блокированным типом привода, на распределение крутящих моментов по ведущим мостам, используется следующая зависимость: где г - приведенный радиус качения j-ro моста в ведомом режиме; г - приведенный радиус качения автомобиля с блокированным типом привода в ведомом режиме; f - приведенный коэффициент сопротивления качению всего автомобиля в ведомом режиме; Ркр - сила тяги, расходуемая на буксировку прицепа. В уравнении (1.36) принимается, что Ра = Ркр. М.П. Чистов [121] считает, что при движении одиночного автомобиля на уплотняемых грунтах оптимальному распределению крутящих моментов соответствует большее их значение на колесах переднего моста с последующим уменьшением, пропорционально сопротивлению, на колесах задних мостов. Для неуплотняемых грунтов, при равномерной развесовке, условия качения колес примерно одинаковы, поэтому и распределение крутящих моментов по ведущим колесам должно быть равномерным. Движение автомобиля с тягой на крюке требует другого распределения крутящих моментов. Так, из анализа экспериментальных данных следует, что в определенных случаях при движении с тягой на крюке, близкой к предельной по сцеплению, больший или равный по величине крутящий момент на колесах переднего моста автомобиля 4x4 по сравнению с задним мостом не реализуется. Например, при движении по суглинистой пахоте (и=0.75; с=0.27) автомобиля 4x4 с давлением воздуха в шинах 0.35 МПа крутящий момент на переднем колесе более 4000 Нм реализован быть не может, в то время как на колесе заднего моста момент может превышать значение в 5000 Нм. При проведении экспериментальных исследований, а позднее и теоретически Ю.В.Пирковский [85] обосновал, что установка межосевого дифференциала в приводе колес полноприводного автомобиля снижает величину сопротивления качению по сравнению с применением отключаемого моста. Поэтому в современных конструкциях полноприводных автомобилей установка межосевого дифференциала получила широкое распространение. В целях более полной реализации возможностей силового привода с межосевым дифференциалом, в последнее время начали проводить исследования [6, 92, 93, 136] по определению его оптимального передаточного отношения. Вопрос этот рассматривается, прежде всего, из-за необходимости улучшения тяговых свойств автомобиля. Передаточное отношение межосевого дифференциала [92] должно устанавливать такое соотношение крутящих моментов, которое обеспечивало бы минимум необходимой для движения мощности.
Распределение сил в контакте эластичного колеса с деформируемым грунтом
На основании полученной формы линии контакта эластичного колеса с деформируемым грунтом определяем глубину погружения точек колеса в грунт. Используя уравнение (2.1) и расчетную схему (Рис.2.7), находим нормальные и касательные напряжения в зоне контакта.
Из уравнения (2.1) определяются напряжения qi, направление которых совпадает с направлением оси Z. Выразим глубину погружения і-той точки А колеса в грунт через текущие значения радиус-вектора г и полярного угла а. Определим нормальные напряжения в точке А: нормалью в точке А и радиус-вектором г. При отклонении формы линии контакта колеса с грунтом от окружности направление нормали в і-той точке контакта отклоняется от направления радиус-вектора г на угол р. Зависимость угла Р от а для случая качения шины 16.00-20 по суглинистой пахоте с=0.041, ц=0.73, при Gk=19.6 кН и pw = О.ІМПа представлена на Рис.2.8. При а = осі угол Р равен нулю, т.к. в этой точке контакта радиус-вектор равняется R, т.е. форма линии контакта совпадает с окружностью. В точке выхода колеса из контакта с грунтом (a = 0) угол Р не равняется нулю. Это происходит из-за принятого допущения о несовпадении г и R при а = аг. Расстояние от мгновенного центра скоростей колеса Oi (Рис.2.7) до оси колеса 0 равно текущему радиусу качения колеса г . Расстояние от мгновенного центра скоростей Оі до точки контакта колеса с грунтом А (Рис.2.7) определим из AOOiA, используя теорему косинусов: Из того же треугольника по теореме синусов: Откуда: Абсолютная скорость точки А определится как (Рис.2.9): Разложим скорость точки А на проекции: касательную и нормальную. Определим ее проекцию на касательную к поверхности колеса в данной точке (VAT): Сдвиг грунта нарастает от передней зоны линии контакта к задней. С уменьшением Гк сдвиг грунта возрастает.
Получив зависимость изменения сдвига грунта по длине линии контакта, рассчитываем напряжения сдвига, возникающие на грунтозацепах колеса. Для этого используется зависимость, представленная в работах В.В.Белякова [21,32]: хСд = (1-КЛс0 -»+Яп g9oKj KM/t -cosp (2.25) где К„ - коэффициент насыщенности рисунка протектора; v и Ксд - коэффициенты сдвига, t - расстояние между грунтозацепами колеса; Ргр —угол наклона грунтозацепа к оси колеса. Для расчета коэффициентов v и Ксд используются следующие выражения: Касательные напряжения, возникающие из-за наличия трения в пятне контакта, определяются по уравнению: где Vrp - коэффициент трения колеса о грунт. При достижении касательными напряжениями величины Тмах происходит срез грунта грунтозацепами. В этом случае в данной математической модели принимаем, что т = тмах, где хмах определяется по закону Кулона: Получив распределение касательных и нормальных напряжений по длине контакта эластичного колеса с деформируемым грунтом, найдем элементарные силы, действующие в контакте. Элементарные нормальные (п) и касательные (t) силы определяются произведением нормальных и касательных напряжений на соответствующие площади dFi и F2. Для qn и Ттр элементарные площади определятся из выражения: где rda = dl - элементарная длина дуги линии контакта (Рис.2.7). Для касательных напряжений, образующихся при сдвиге грунта грунтозацепами колеса, площади определяются параметрами грунтозацепов шины (Рис.2.7)
Повышение силы тяги полноприводного автомобиля за счет применения регулируемого силового привода колес
Конструкция силового привода колес оказывает непосредственное влияние на силу тяги автомобиля, поскольку она определяет возможность регулирования крутящих моментов между ведущими колесами в соответствии с условиями их взаимодействия с грунтом.
В качестве основного направления для повышения силы тяги автомобиля рассмотрим бесступенчатый регулируемый силовой привод колес, который обеспечивает индивидуальное регулирование крутящего момента для каждого ведущего колеса. При этом полагаем, что данный тип привода обеспечивает любое требуемое соотношение крутящих моментов на ведущих колесах.
Сравнение регулируемого силового привода колес будем проводить с блокированным приводом. Поскольку только такой привод обеспечивает на современном этапе развития надежное движение автомобиля в тяжелых дорожных условиях.
Блокированный тип привода обеспечивает высокий уровень приспособляемости к изменяющимся условиям движения и распределение крутящих моментов по мостам, близкое к оптимальному [25,133].
Из уравнения (1.18) [125] следует, что крутящий момент двигателя распределяется между колесами автомобиля с блокированным приводом обратно пропорционально значениям тангенциальной эластичности шин. Если радиусы качения колес і-го и i+l мостов в свободном режиме приблизительно равны, а приведенные радиусы качения мостов выравниваются блокированным приводом, то: АщгДшгн-і = МІ+І/МІ, где ЩГІ И Я.ППІ+1 - коэффициенты тангенциальной эластичности пары «шина-грунт» колес і-го и i+l мостов; МІ и Мі+і - крутящие моменты, подводимые к ведущим колесам этих мостов.
Таким образом, блокированный привод автоматически увеличивает подводимый крутящий момент к колесам, которые имеют меньшую величину коэффициента тангенциальной эластичности (3 мост на Рис.3.6.а). Это характеризует возможности реализации крутящего момента всеми ведущими мостами автомобиля.
Основным недостатком блокированного привода является высокая чувствительность к появлению кинематического рассогласования (разницы радиусов качения колес в свободном режиме или путей, проходимых колесами автомобиля). Блокированный привод характеризуется следующим соотношением радиусов качения колес:
При наличии начального кинематического рассогласования выравнивание радиусов качения мостов производится за счет упругой деформации элементов движителя и силового привода колес. При больших величинах рассогласования на отдельных колесах возникает отрицательный крутящий момент, дополнительные затраты мощности возрастают. Рис.3.6.6 иллюстрирует влияние величин радиусов качения колес в свободном режиме на возникновение отрицательного крутящего момента, а Рис.3.б.в - величины суммарного крутящего момента движителя (Ма). Наличие циркуляции мощности ведет к повышению сопротивления движению автомобиля и снижению его тяговых свойств.
Найдем распределение сил тяги по мостам автомобиля 6x6 с блокированным силовым приводом колес при движении по грунту. На это распределение будет оказывать влияние наличие кинематического рассогласования.
Свободные радиусы колес часто принимают одинаковыми для разных колес автомобиля, однако в действительности их величины могут отличаться на 3-4% [25, 133]. На величину свободного радиуса колеса влияют: погрешность изготовления шин, различное внутреннее давление воздуха в шинах, износ протектора шин и неравномерность распределения вертикальной нагрузки по колесам. Соответственно свободным радиусам колес отличаются и радиусы качения колес в свободном режиме. Поэтому rKCi Ф гКС2 Ф ГКСЗ В этих уравнениях первое слагаемое является частью силы внешних сопротивлений, приходящихся на данное колесо, а второе слагаемое - дополнительной внутренней силой, возникающей в силовом приводе из-за наличия начального кинематического рассогласования между колесами разных мостов. Для колеса первого моста дополнительная сила выразится так:
Уравнения (3.14) были получены на основании линейных зависимостей гы =f(Pw), что дает некоторое искажение при приближении колес автомобиля к режиму максимальной силы тяги, однако не меняет качественной стороны процесса.
Из общего случая движения автомобиля (Рис.3.7) видно, что условием достижения максимума силы тяги (Ра) n-осного автомобиля является равенство нулю производной функции Ра = f(r,d, і =1,2...2п): Для блокированного привода согласно (3.13) cUki = 0 = ... = faun - dfa-В этом случае условие достижения максимальной силы тяги автомобиля с блокированным приводом, с учетом (3.15) можно представить в виде:
Согласно условию (3.16) для обеспечения максимальной силы тяги автомобиля с блокированным приводом для одной группы колес должно вы полняться условие Гк Tks, а для остальных колес - условие Гк Гк5. Следовательно, колеса первой группы не достигают предела по сцеплению с грунтом, а остальные колеса работают за пределом по сцеплению.
На Рис.3.7 гблмах обозначается радиус качения, соответствующий режиму максимальной силы тяги автомобиля с блокированным приводом.
Расчет по условию (3.16) показывает, что силы тяги колес, соответствующие режиму максимальной силы тяги автомобиля с блокированным приводом меньше по сравнению с предельными по сцеплению силами тяги каждого из колес. Это обстоятельство указывает на резервы повышения силы тяги автомобиля.
Для колес разных мостов (Рис.3.7), в силу разных условий качения, предельной по сцеплению силе тяги соответствуют разные значения радиусов качения колес. Следовательно, для реализации максимальных тягово-сцепных свойств полноприводного автомобиля необходимо чтобы силовой привод обеспечивал кинематическое рассогласование между ведущими колесами в соответствии с условиями их взаимодействия с грунтом. Выше было показано, что блокированный привод не обеспечивает выполнение данного условия.
Применение гидрообъемного силового привода колес на полноприводном автомобиле
Многообразие конструкций силового привода полноприводных автомобилей [136] не может быть объяснено только технологическими особенностями производства и экономическими соображениями. Это объясняется значительными различиями между существующими теоретическими подходами к проектированию полноприводных автомобилей.
Всё многообразие существующих типов силового привода свидетельствует о важности вопроса в части выбора оптимальной его конструкции.
Результаты исследований, проведенных в главе 3, показали преимущества регулируемого силового привода колес над блокированным приводом. При проведении данных исследований рассматривались идеальные силовые приводы, абстрагированные от реальных конструкций.
Глава 4 посвящена выбору оптимальной конструкции силового привода колес многоосного автомобиля, наиболее полно удовлетворяющей понятию регулируемого привода. Для этого конструкция силового привода должна соответствовать следующим требованиям: 1. Индивидуальное регулирование величины подводимого крутящего момента к каждому ведущему колесу 2. Большой бесступенчатый диапазон регулирования 3. Минимальное усложнение конструкции силового привода колес полноприводного автомобиля при увеличении числа колес 4. Возможность автоматизации управления силовым приводом
Необходимость выполнения первого и второго требований определяется значительными различиями в условиях взаимодействия ведущих колес автомобиля при качении по грунту. В этой связи для наиболее полного использования возможностей регулируемого привода целесообразно использовать автоматическую систему управления (четвертое требование). Наличие третьего требования связано со значительным усложнением конструкции трансмиссии полноприводных автомобилей при восьми и более ведущих колесах.
На сегодняшний день на многоосных полноприводных автомобилях получили распространение механические силовые приводы колес блокированного и дифференциального типов. Такие силовые приводы в чистом виде не могут служить в качестве регулируемых приводов, поскольку не удовлетворяют практически ни одному из приведенных требований. Поэтому основное направление исследовательских работ по повышению проходимости полноприводных автомобилей 20-30 лет назад заключалось в создании комбинированных схем механического силового привода колес, объединявших в себе свойства блокированного и дифференциального привода.
Известно, что в условиях бездорожья многоосный автомобиль с полностью блокированным приводом имеет значительно более высокие тягово-сцепные качества, чем с дифференциальным приводом. Разнообразные уело вия эксплуатации автомобиля требуют, чтобы один и тот же автомобиль имел такой привод, который мог бы быть блокированным или дифференциальным в зависимости от состояния грунта. При дифференциальном типе привода, в случае отсутствия сил внутреннего трения в раздаточном узле, крутящий момент распределяется между двумя валами поровну. При этом обеспечивается гибкая кинематическая связь между валами. Поэтому в отдельных случаях сцепной вес автомобиля не может быть полностью реализован для создания максимального тягового усилия.
Наиболее эффективное использование сцепного веса можно получить, помимо блокированного привода, путем применения несимметричного дифференциала. Однако в действительности условия движения непрерывно меняются, поэтому применение несимметричного межосевого дифференциала с постоянным передаточным отношением не дает должного эффекта. Необходим механизм, который обеспечивал бы дифференциальный эффект и распределение крутящих моментов в зависимости от сложившихся условий движения, т.е. автоматически меняющееся силовое передаточное отношение между мостами и колесами [136].
Опыт эксплуатации полноприводных автомобилей показал, что создание механизмов, обеспечивающих блокированный или дифференциальный тип привода многоосного автомобиля с помощью принудительной блокировки с места водителя, нерационально, поскольку водитель не в состоянии определить момент перехода с одного типа привода к другому. Кроме того, обычная принудительная блокировка требует остановки автомобиля, что вызывает потерю инерции и способствует потере автомобилем подвижности. Это привело к широкому поиску оптимальных конструкций самоблокирующихся дифференциалов.
Многолетние исследования [9, 29,43, 92, 123,131] показали, что ни одна из известных конструкций самоблокирующихся дифференциалов не удовлетворяет противоречивым требованиям в части величины коэффициента блокировки, зависящей от условий взаимодействия колес с опорной поверхностью.
Для автомобилей с числом осей три и менее оптимальной представляется конструкция, в которой применяются блокируемые дифференциалы с электронным управлением, в том числе управляемые с помощью микропроцессоров [123]. Такие дифференциалы позволяют располагать блокированным приводом к ведущим колесам, обеспечивая переменный коэффициент блокировки, близкий к оптимальному по условиям движения по бездорожью, и дифференциальный привод при движении по дорогам с высокими сцепными качествами. Значительно повышая тяговые качества колесных машин, автоматически управляемый дифференциал облегчает работу водителя, снижает расход топлива и износ шин в случае применения его в качестве межосевого дифференциала взамен системы, предусматривающей отключение одного из ведущих мостов при движении по хорошим дорогам, повышает устой чивость и проходимость колесной машины на скользких твердых дорогах и управляемость на твердых дорогах с хорошими сцепными свойствами в случае применения его в качестве межколесного дифференциала по сравнению с дифференциалом повышенного трения.
Такая схема регулируемого силового привода колес удовлетворяет приведенным требованиям в вопросе распределения крутящих моментов. Ее недостатками являются значительные потери на трение в дифференциалах и усложнение конструкции при увеличении числа осей.
Для многоосных полноприводных автомобилей с числом осей четыре и более рациональное распределение мощности по колесам с помощью механического привода колес технически нецелесообразно и экономически невыгодно. Рост грузоподъемности и числа мостов автомобиля ведет к увеличению многообразия возможных схем механического привода, которое связано с наличием или отсутствием дифференциалов в местах развязки потока мощности. Даже у четырехосных полноприводных автомобилей по этому признаку может быть восемь рациональных вариантов схем [107]. В последние годы в направлении кардинального повышения технического уровня полноприводных автомобилей наметилась устойчивая тенденция проектирования «гибких» бесступенчатых трансмиссий, приспособленных к оптимальному автоматическому управлению и обеспечивающих индивидуальное распределение крутящего момента двигателя по ведущим колесам. Исследованию «гибких» трансмиссий посвящены работы Ю.В.Пирковского, С.БЛИухмана, В.И.Соловьева и Б.Н.Белоусова [19,90,92,135,136,138].
