Многоосные автомобили - ремонт, ТО и обслуживание

П.В.Лксенов
МНОГООСНЫЕ АВТОМОБИЛИ
2-е издание, переработанное и дополненное
\
Москва «Машиностроение» 1989
Аксенов П. В. ББК 39.336 U A42    / УДК 629.114.45.028.4/.6
Рецензент Д. А. АНТОНОВ
А42 Многоосные автомобили.— 2-е изд., перераб. и доп.— М.: Машиностроение, 1989. — 280 с,: ил. ISBN 5-217-00471-1 Даны анализ конструкций н классификация многоосных автомобилей, общие закономерности их динамики и статики. Определено влияние общих конструктивных решений иа эксплуатационные свойства. Второе издание (1-е изд. 1980 г.) дополнено материалом по сочлененным автомобилям и отдельным вопросам теории. Для инженерно-технических работников, занятых проектированием, конструированием, расчетом, испытаниями и эксплуатацией автомобилей. . 2705140200—207    ББК 39.336 А..........207-89 ISBN 5-217-00471-1 © Издательство «Машиностроение», 1980 © Издательство «Машиностроение», 1989 с изменениями Курс ускоренного социально-экономического развития нашей страны, утвержденный XXVII съездом КПСС, может быть осуществлен только на основе научно-технического прогресса всех отраслей народного хозяйства. Все виды транспорта на нынешнем уровне научно-технического прогресса должны прежде всего обеспечить резкое повышение производительности труда при доставке потребителям различных грузов и перевозке пассажиров. Одним из действенных средств повышения эффективности автомобильного транспорта является увеличение его грузоподъемности. В связи с этим наметившаяся в настоящее время тенденция развития многоосных автомобилей, позволяющих значительно повысить грузоподъемность автомобильного транспорта, заслуживает внимательного рассмотрения. Этой тенденции способствуют три важных фактора: во-первых, установленные пределы допустимых нагрузок на колесную ось автомобиля, ограничивающие грузоподъемность двухосных автомобилей; во-вторых, требования повышения грузоподъемности и обеспечения высокой проходимости автомобилей при использовании их на грунтовых дорогах и вне дорог (на сельскохозяйственном поле и на местности); в-третьих, всевозрастающая потребность народного хозяйства в автомобильных перевозках тяжелых и сверхтяжелых негабаритных грузов, дающих высокий экономический эффект благодаря исключению процесса разборки, раздельной перевозки и последующей сборки, сварки и отладки на месте монтажа, например, котлов, реакторов, трансформаторов, промышленных установок, труб большого диаметра и др. Если первые два фактора обусловили массовое производство и широкое использование трех- и четырехосных автомобилей, то третий фактор вызвал необходимость создания группы автомобилей с числом колесных осей более восьми и появление нового типа автотранспортных средств — многоопорных автомобилей с числом опор более 20, имеющих более 100 колес, грузоподъемностью до 5000 т. Многоопорные автомобили сейчас способны перевозить к месту назначения модули цехов, фабрик и заводов, морских доков и других сооружений огромных размеров. Появление многоосных сочлененных автомобилей позволяет по-новому решить транспортные проблемы в условиях полного бездорожья. Сочлененные автомобили имеют значительно луч- шую, чем автопоезда равной грузоподъемности, проходимость, их длина меньше на 20...30%, масса снаряженного автомобиля на 13... 15%. а ширина габаритного коридора — на 35%. Сочлененные автомобили уже сейчас превосходят некоторые гусеничные машины по проходимости и ряду других свойств. При развитии автомобилей такого типа могут быть успешно решены задачи освоения северных и северно-восточных районов страны, а также ускоренного развития агропромышленного комплекса. Исторически развитие конструктивной схемы автомобиля шло по пути увеличения числа колесных осей. Для повышения приспособляемости автомобиля к условиям плохих, неблагоприятных дорог в его конструкцию были последовательно введены третья, а затем четвертая, пятая и т. д. колесные оси. Развитие конструкций многоосных автомобилей и широкое распространение автопоездов происходило одновременно, однако многоосные автомобили имеют ряд преимуществ. Автопоезда являются высокоэффективным средством повышения грузоподъемности и производительности автотранспорта. Применение в автопоезде простого по конструкции тягача общетранспортного назначения важно в отношении унификации машин и снижения затрат в производстве. Возможность разъединения автопоезда на составные части (тягач, прицеп, полуприцеп) позволяет рационально организовать транспортный процесс, упрощает и облегчает техническое обслуживание и ремонт. Шарнирные сочленения почти в центре базы транспортного средства обеспечивают гибкость в вертикальной и горизонтальной плоскостях, благодаря чему автопоезда хорошо вписываются в макронеровности дорог и местности. Накоплен большой опыт разработки, производства и эксплуатации автопоездов и имеется достаточная научная база. Однако автопоезда имеют существенные конструктивные и эксплуатационные недостатки. Их управляемость, поворотливость и поворачиваемость недостаточны, они имеют низкую устойчивость и проходимость на грунтовых дорогах. Конструктивные решения, направленные на устранение этих недостатков (увеличение числа управляемых и приводных колесных осей прицепа, полуприцепа), лишают автопоезд многих преимуществ. Большегрузные автопоезда высокой проходимости полупри-цепного типа уступают однозвенным многоопорным автомобилям равной проходимости и грузоподъемности по показателям массы и размеров. По данным расчета, собственная масса автопоезда получается больше массы многоосного автомобиля в несколько раз, база — почти в 1,5 ...2 раза, высота центра масс при размещении одного и того же груза — в 1,2 раза. Автопоезд имеет в 2 раза больше основных узлов и агрегатов, а система управления почти в 3 раза сложнее. Разница этих показателей с повышением грузоподъемности увеличивается. Кроме того, автопоезд имеет неблагоприятное соотношение масс тягача и полуприцепа с грузом (практически 1:4), вследствие чего при наличии шарнира в седельном устройстве возникает проблема обеспечения управляемости и устойчивости, особенно при движении по грунтовым и скользким дорогам. Автопоезда часто в таких условиях теряют устойчивость, что приводит к авариям. Отмеченные недостатки автопоездов не исключают дальнейшего развития и совершенствования последних, однако являются одной из причин параллельного, независимого развития многоосных многоопорных автомобилей. Автопоезда, по-видимому, длительное время будут иметь широкое применение для перевозок на магистральных автомобильных дорогах. Большой вклад в развитие конструкций многоосных автомобилей и автопоездов внесли советские ученые и инженерно-технические работники: Я. С. Агейкин, А. С. Антонов, Д. А. Антонов, Н. Ф. Бочаров, А. И. Гришкевич, Н. И. Коротоношко, В. И. Мед-ведков, Ю. В. Пирковский, Р. В. Ротенберг, Г. А. Смирнов, Я. С. Фаробин, Н. Н. Яценко и др. Отечественные конструкции по техническому уровню и эксплуатационным качествам не уступают лучшим зарубежным аналогам. Советские ученые занимают ведущее положение в разработке теоретических проблем проектирования многоосных автомобилей. Принципиальное отличие второго издания состоит в том, что оно дополнено и обновлено по содержанию. Во всех главах рассмотрены эксплуатационные свойства, связанные с колебаниями, нагруженностью ходовюй части и трансмиссии, поворачиваемо-стью и проходимостью. В новой главе рассмотрены закономерности поперечной устойчивости по опрокидыванию многоосных автомобилей, перевозящих грузы большой массы; расширены сведения по особому классу многоопорных автомобилей и впервые дан обзор общих конструктивных решений малогабаритных многоосных автомобилей. Приведены новые данные о влиянии многоосности на вибро-нагруженность, схему трансмиссии, тормозные свойства автомобиля; рекомендации по выбору передаточного числа межосевых и межтележечных дифференциалов, а также сведения о направлениях конструирования привода задних управляемых колес, применении микропроцессоров в системе управления. При рассмотрении методик оценки отдельных эксплуатационных свойств указано на возможность использования этих методик в системах автоматического проектирования (САПР) многоосных автомобилей (создания банка расчетных данных). Поэтому глава, касающаяся проходимости автомобилей, дополнена комплексной методикой оценки взаимодействия многоосного движителя с деформируемым грунтом, позволяющей определять параметры опорно-сцепной проходимости автомобиля в зависимости от характеристик шин и состояния грунта. Глава I КЛАССИФИКАЦИЯ И ОБЩИЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ При создании многоосных автомобилей приходится руководствоваться в основном практическим опытом конструирования, так как широко и детально разработанные вопросы теории и расчета двухосных автомобилей малопригодны для автомобилей с тремя и более колесными осями. Отсутствие общей теории, опыта проектирования, испытаний и эксплуатации многоосных автомобилей предопределило в свое время большое различие их конструктивных решений и компоновок. Выпускаемые в настоящее время многоосные автомобили различаются не только числом колесных осей, но главным образом их размещением относительно базы, схемой раздачи мощности по колесам, схемой рулевого управления и другими конструктивными особенностями. Конструктивные решения, определяющие выбор числа и размещение колесных осей, выбор схемы рулевого управления и схемы раздачи мощности по колесам, являются общими конструктивными решениями многоосного автомобиля. На основе этих первоочередных, основных решений формируются все важнейшие характеристики и схемные решения автомобиля, т. е. общие конструктивные решения являются определяющим фактором для всей конструкции транспортного средства. Очевидно, что прочие конструктивные решения, такие, как выбор силового агрегата, типа и конструкции трансмиссии, несущей и тормозной систем, подвески, важны в формировании технических характеристик автомобиля и в большой степени влияют на качество транспортного средства, однако они являются вторичными решениями. 1. ИСХОДНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ КЛАССИФИКАЦИИ Многоосные автомобили в настоящее время классифицируют по основному признаку общих конструктивных решений — числу колесных осей, начиная с простейшего класса — трехосных автомобилей, в котором уже возможны многовариантные конструктивные решения. Особыми классами являются сочлененные многоосные автомобили, многоопорные автомобили для сверхтяже-лых грузов и малогабаритные многоосные автомобили, которые имеют принципиальные отличия. Для разделения автомобилей каждого класса на группы может быть принят один из признаков общих конструктивных решений— размещение колесных осей по базе, которое условно будем обозначать осевой формулой. Цифры осевой формулы означают число рядом расположенных смежных колесных осей. Например, при равномерном размещении колесных осей по базе трехосного автомобиля осевая формула будет иметь вид 1—1—1, а для четырехосного автомобиля с тележечной схемой размещения колесных осей по базе — 2—2 и т. д. Два других признака общих конструктивных решений: схема рулевого управления и схема раздачи мощности по колесам могут быть положены в основу разделения автомобилей на подгруппы. Условно схему рулевого управления будем обозначать формулой управления, показывающей порядковый номер колесной оси е ловоротными колесами. Например, при двух передних колесных осях с поворотными колесами для четырехосного автомобиля формула управления 12—00, а при передней и задней колесных осях с поворотными колесами—1—00—4. Для условного обозначения схемы раздачи мощности по колесам будем использовать общепринятую известную колесную формулу, характеризующую число колес автомобиля и число ведущих из них, например, 6X4, 8x8 и т. д. Место расположения колесных осей с ведущими колесами в общей схеме будем обозначать формулой привода колесных осей. В этой формуле указывается порядковый номер колесных осей с ведущими колесами. Например, четырехосный автомобиль с колесной формулой 8X4 и задними ведущими колесами имеет формулу привода 0034, трехосный автомобиль со всеми ведущи-ми колесными осями 6X6— 123. Далее по тексту условно принято называть колесную ось осью, а колесную ось с ведущими или поворотными колесами — ведущей осью или управляемой осью. Дополнительной характеристикой схемы трансмиссии, рассматриваемой в общих конструктивных решениях, является также число дифференциальных, отключающихся муфт, муфт свободного хода и подобных им механизмов, названных в дальнейшем развязывающими узловыми точками — РУТ (см. гл. 4). Дополнительные классификационные признаки особых классов сочлененных, многоопорных и малогабаритных многоосных автомобилей приведены в соответствующих разделах. 2. ТРЕХОСНЫЕ АВТОМОБИЛИ Трехосные автомобили, самые распространенные после двухосных, по общим конструктивным решениям можно разделить на три основные нашедшие широкое практическое применение группы (табл. 1). Группа I. Наиболее массовыми трехосными автомобилями в настоящее время во всем мире являются автомобили подгруппы а — неполноприводные грузовые автомобили. Эта конструктивная схема нашла применение раньше других и первоначально использовалась главным образом для легковых автомобилей. Схема шасси Подгруппа Колесная формула Осевая 1 формула Формула управления Формула привода 2 или 3 1 4 или 5 0 или 1 1 — 1 — 1 0 или 1 4 или 5 ее—е- Примером может служить легковой автомобиль «Татра 26/30», выпускавшийся в Чехословакии с 1927 г. В настоящее время третью ось применяют только для повышения грузоподъемности автомобиля при ограничении нагрузки на ось. Выпуск легковых трехосных автомобилей из-за сложности конструкции ограничен. Примером современного грузового трехосного неполноприводного автомобиля может служить базовый автомобиль КамАЭ-5320, Трехосные неполноприводные автомобили по схеме различаются между собой только применением межосевых дифференциалов— у некоторых межосевой дифференциал в задней тележке отсутствует и применяется блокированная связь. Увеличение числа осей приводит к ряду отрицательных последствий, проявляющихся в условиях эксплуатации. Стремлением сочетать преимущества двухосной и трехосной схем можно объяснить появление автомобилей подгруппы б. Представителем таких автомобилей служит автомобиль МАЗ-516Б. Его отличительной особенностью является наличие третьей поддерживающей несущей оси с подъемными колесами. Поднимаемые при необходимости специальным гидравлическим устройством колеса третьей оси позволили при сохранении общих конструктивных решений двухосного автомобиля повысить его грузоподъемность до 6500 кг по сравнению с двухосным автомобилем МАЗ-500А и на 500 кг по сравнению с трехосным автомобилем МАЗ-514. Автомобиль МАЗ-516Б сохраняет все конструктивные особенности автомобилей производственного объединения «БелавтоМАЗ». При движении с поднятыми колесами этой оси контрольный расход топливу на 100 км пути автомобиля меньше на 3,5 л, чем у автомобилй МАЗ-514; минимальный радиус поворота практически равен радиусу поворота двухосного автомобиля МАЗ-500А, что объясняется снижением момента сопротивления повороту. Подгруппа в включает в себя полноприводные автомобили повышенной и высокой проходимости. Выпускаются такие автомобили на Уральском («Урал-4320»), Кременчугском (КрАЗ-260) автомобильных заводах и на Московском автомобильном заводе им. И. А. Лихачева (ЗИК-431410). Автомобиль «Урал-4320» помимо высокой проходимости отличается схемой распределения мощности по колесам. Межосевой дифференциал с цилиндрическими зубчатыми колесами распределяет мощность между передними и задними мостами в отношении 1 :2. Дифференциал имеет принудительную блокировку. В тележке задних мостов применена блокированная связь. Другое оригинальное конструктивное решение в этой подгруппе можно проиллюстрировать примером малоизвестного автомобиля Д-566 производства Венгерской Народной Республики. Автомобиль имеет механическую трансмиссию и рулевое управление, широко унифицированные с аналогичными агрегатами автобуса «Икарус». Межосевой дифференциал отсутствует. Привод переднего моста может быть отключен. Межколесные дифференциалы конические, симметричные. Дифференциалы первого и третьего мостов имеют принудительную блокировку при помощи кулачковых муфт легкового включения. Дифференциал второго моста блокировки не имеет. Отличительной особенностью автомобиля является интересная тормозная система. Рабочая тормозная система имеет тормозные механизмы — открытого типа, дисковые на все шесть колес, с пневмогидравлическим приводом на четыре рабочих цилиндра на каждый тормозной диск, с автоматической регулировкой зазора между поверхностями трения. Тормозные диски размещены на ведомых валах главной передачи до колесных редукторов. Такое расположение дисков повышает эффективность торможения и значительно уменьшает загрязнение при движении по плохим дорогам. Однако таким тормозам свойственны все недостатки трансмиссионных тормозов. Система тормозного привода двухпроводная, раздельная для колес переднего моста и задней тележки. Привод стояночной тормозной системы воздействует на диски заднего моста. Необычна также конструкция подвески — независимая, рычажно-торсионная, с продольным расположением комбинированных торсионных упругих элементов. Задняя подвеска имеет ба-лансирные связи между колесами в тележке. На каждом колесе установлено по два гидравлических телескопических амортизатора двустороннего действия. Группа II. В эту группу входят автомобили с равномерным расположением осей по базе. Такую компоновку ходовой части имеют, как правило, автомобили высокой проходимости (рис. 1). При равномерном расположении трех осей по базе управляемыми обычно являются две первые или передняя и задняя оси, раздача мощности по колесам осуществляется одним блокируемым межбортовым симметричным дифференциалом. При использовании двух двигателей дифференциалы не применяют. Таким образом, общие конструктивные решения и компоновка автомобилей этой группы и классической схемы трехосных автомобилей первой группы резко различаются. Автомобили этой группы отличают высокие свойства поворачиваемое™ и проходимости. Группа III. Эту группу трехосных автомобилей могут представлять автомобили «Татра Т-815» 6X6 (рис. 2) и «Фаун L 912/21» (ФРГ). Полноприводные автомобили со сближенными передними осями имеют управляемые колеса на обоих мостах. Автомобили обладают высокой проходимостью и используются в качестве тягачей прицепов или как автомобили общего назначения при работе на дорогах всех видов и вне дорог. Автомобиль «Татра Т-815» 6x6 является модификацией автомобилей «Татра-815» и «Татра-148», отличающихся высоким уровнем унификации. В связи с необычной компоновкой ходовой части этих автомобилей кабина может быть значительно вынесена вперед. Предусматривается возможность монтажа как впереди, так и позади кабины специального навесного оборудования, например гидравлического крана, для погрузки и разгрузки контейнеров или Ю Рис. 2. Трехосный автомобиль «Татра-Т815» 6x6 с передними сближенными управляемыми осями бульдозерного оборудования для ведения земляных работ и т. п. Основные технические характеристики трехосных автомобилей приведены в прил. 1. 3. ЧЕТЫРЕХОСНЫЕ АВТОМОБИЛИ По схеме компоновки ходовой части четырехосные автомобили могут быть разделены на следующие четыре группы (табл. 2): автомобили со сближенными крайними осями (теле-жечная схема компоновки), автомобили с равномерным размещением осей по базе, автомобили со сближенными центральными осями и автомобили с произвольным неравномерным размещением осей по базе. Группа I. Четырехосные автомобили, имеющие телсжечную схему компоновки шасси, наиболее распространены. Их выпускают как неполноприводными, так и полноприводными. Колеса двух передних осей являются поворотными. Автомобили различаются между собой схемой раздачи мощности по колесам. Одним из первых в этой группе можно назвать советский четырехосный автомобиль ЯГ-12. Он создан в 1930 г. на Ярославском автомобильном заводе. Автомобиль «Магирус-Дойтц-310» (ФРГ) предназначен для создания специализированных автомобилей (цистерн, бетономешалок и др.) и имеет современную компоновку с кабиной, расположенной перед двигателем. Из числа полноприводных четырехосных автомобилей подгруппы в особый интерес представляют два семейства: автомобили «Татра Т-815» и народнохозяйственные автомобили Минского автомобильного завода. Число 2 или 3 4    или 5 5    или 7 1—7 0 или 1 0 или 1 5 или 7 Формула привода СО СО W W Формула управления 0    ч* ^ о 1    II 1 «ШсШ-i II J, ,1—2—00 Осевая формула 7 Т 7 7 7 7 Колесная формула Подгруппа Схема шасси Группа >—1 ин Специализированные четырехосные автомобили семейства МАЗ отличают большая грузоподъемность, высокая проходимость на разбитых дорогах и на местности, характерной для строек Сибири, Крайнего Севера и Средней Азии. Использование этих автомобилей дает большой экономический эффект ввиду их высоких эксплуатационно-технических свойств, определяемых рядом особых конструктивных решений. Все автомобили семейства (рис. 3) — полноприводные, управляемыми являются колеса двух передних мостов, кабина расположена рядом с двигателем. Трансмиссия состоит из гидромеханической коробки передач (включающей гидротрансформатор и планетарную трехступенчатую коробку), раздаточной коробки, главных передач ведущих мостов, межосевых, межко-лесных дифференциальных механизмов и муфт свободного хода и планетарных колесных редукторов. В трансмиссии установлены семь дифференциальных механизмов и муфт свободного хода. Симметричные дифференциалы имеют главные передачи передних управляемых мостов и раздаточной коробки. Дифференциалы управляемых мостов — повышенного трения, а межтележечный дифференциал имеет принудительную блокировку. В задних мостах и между мостами тележек установлены муфты свободного хода, отключающие определенную группу колес в случае возникновения в их приводе кинематического несоответствия определенной величины. Подвеска всех колес — независимая рычажно-торсионная. Рабочая тормозная система — однопроводная, тормозные механизмы колодочные, тормозной привод пневмогидравлический. Шины — широкопрофильные с регулируемым давлением воздуха. Автомобили семейства «Татра Т-815» отличаются рядом необычных конструктивных решений. В качестве несущего элемента применена расчленяемая трубчатая рама с надрамником. Внутри трубы рамы встроены все агрегаты механической трансмиссии: карданные валы торсионного типа, четыре главные передачи с цилиндрическими межколесными дифференциалами и три межосевых цилиндрических дифференциала. Все дифференциалы имеют принудительную блокировку с электропневматическим приводом. На каждом колесе имеются колесные редукторы. Двигатель двенадцатицилиндровый воздушного охлаждения установлен в многоместной двухрядной кабине. Колеса двух передних осей управляемые. Независимая балансирная подвеска сочетается с разрезными мостами. Колеса в тележках подрессориваются попарно с каждой стороны листовыми рессорами. Расчленяемость трубчатой рамы позволяет из стандартных элементов (см. рис. 4) — проходных главных передач 2, трубчатых проставок 3 разной длины, раздаточных коробок 4 и опорных несущих кронштейнов 1 создавать автомобили с различным числом колесных осей (от двух до восьми), с различным размещением их по базе путем изменения длины трубчатых проставок, различными схемами раздачи мощности по колесам и многое другое. Эти конструктивные решения автомобилей «Татра» были использованы в исследовательских целях для создания макетных многоосных автомобилей. В связи с тем, что ниже широко используются экспериментальные данные, полученные на макетах, остановимся более подробно на описании конструкции одного из них. При создании макета шестиосиого шасси автомобильного крана большой грузоподъемности с экспериментальной установкой была использована трубчатая рама. Для определения размеров и массы макетный образец рассматривался как крупномасштабная модель большегрузного автокрана. Компоновочная схема ходовой части выбиралась и рассчитывалась по материалам теоретических исследований. Была принята симметричная тележечиая схема с осевой формулой 3—3 и коэффициентом размещения осей по базе i=0,16 (см. гл. 2). Рис. 4. Трубчатая рама автомобиля «Татра> К проектированию и изготовлению были приняты две схемы рулевого управления: с передними управляемыми осями (формула управления 123—ООО) и с передними и одной задней управляемыми осями (формула управления 123—006). Вторая схема разрабатывалась с целью экспериментальной проверки влияния иа поворачиваемость и устойчивость одной задней дополнительной управляемой оси. В результате расчетов было установлено, что для удовлетворительной работы шассн необходимо иметь шесть симметричных межколесных дифференциалов и три межосевых дифференциала. На первом образце шасси была принята схема трансмиссии с шестью межколеснымй симметричными дифференциалами с принудительной блокировкой и с отключаемыми управляемыми мостами, что было предопределено конструкцией имевшихся агрегатов и узлов. На шасси была установлена двухместная компактная кабина, выполненная из алюминиевого сплава. Между отделениями кабины установлен четырехтактный шестицилиндровый V-образный дизель мощностью 220 кВт. Сцепление выполнено иа базе сцепления ЯМЗ-206, постоянно замкнутое, сухое, двухдисковое, с центральной пружиной. Привод сцепления гидравлический. Трансмиссия механическая. Несущая система состоит из трубчатой рамы и легкого иадрамника. Над-рамиик лонжеронного типа служит для усиления рамы при работе ее на изгиб. При кручении иадрамиик имеет высокую податливость. Подвеска независимая, торсионная, с продольным расположением тор-сионов. Колесные тормозные механизмы колодочные. Тормозной привод пневмо-гидпавлический, по некоторым узлам унифицирован с приводом автомобиля MA3-537. Рулевое управление в первом варианте обеспечивает поворот колес первых трех осей. Оно состоит из механической части, управляющей работой золотниково-распределительного устройства, и гидромеханического привода, осуществляющего поворот управляемых колес. Механическая часть включает рулевой механизм с рулевой колонкой и рулевым колесом и рычажный привод управления золотниковым устройством. Гидравлическая часть имеет два насоса: основной с приводом от двигателя и дублирующий с приводом от трансмиссии. Необходимость установки дублирующего иасоса обусловлена тем, что шасси без него в случае останова двигателя теряет управление. Насосы через масляный бак трубопроводами с системой клапанов соединены с гидроусилителями. Привод управления колесами осуществляется рулевыми трапециями, образованными продольными тягами и поперечными коромыслами. Два коромысла имеют связь между собой, с продольными тягами и с гидроусилителями. Рулевое управление во втором варианте (с задней дополнительной управляемой осью) принципиально разработано по той же схеме. Для управления задней осью предназначены два дополнительных гидроцилиндра, включенных в общую гидросистему через порционер. Привод золотникового устройства этих гидроцилиндров осуществляется системой механических тяг с пружинным компенсатором, связанных с коромыслом передних управляемых колес. Для обеспечения возможности сравнения двух схем рулевого управления конструктивно предусмотрено отключение и блокировка задней управляемой оси. Группа II. Четырехосные автомобили с равномерным размещением осей по базе распространены довольно широко. Главной целью увеличения числа колесных осей является повышение проходимости. Эти автомобили используются как специальные или как тягачи тяжелых прицепов и полуприцепов и отличаются большим разнообразием конструктивных решений. В качестве представителя подгруппы а рассмотрим один из первых четырехосных автомобилей — «Бюссинг-НАГ», он имеет своеобразное конструктивное исполнение. При равномерном размещении осей по базе все колеса управляемые, посты рулевого управления имеются в передней и задней частях автомобиля. Четырехтактный двенадцатицилиндровый V-образный двигатель воздушного охлаждения расположен в задней части аьтомобиля. Трансмиссия механическая. Шестиступенчатая коробка передач выполнена в одном блоке с раздаточной коробкой. Распределение мощности на два передних и два задних моста осуществляется блокированным приводом, а в пределах каждой группы мостов — роликовой муфтой свободного хода. Главные передачи имеют дифференциальные механизмы повышенного трения. Агрегаты трансмиссии соединены карданными валами с упругими шарнирами. Мосты автомобиля разрезные. Подвеска автомобиля — независимая балансирная. Колеса на поперечных рычагах соединены попарно полуэллиптическими рессорами. Амортизаторов в системе подвески колес нет. . Другие автомобили, относящиеся к подгруппе а, отличаются от рассмотренного «Бюссинг-НАГ» схемой рулевого управления и схемой раздачи мощности по колесам. Имеются конструкции только с передними управляемыми колесами (большинство тягачей полуприцепов) или с передними и задними управляемыми колесами. В особую подгруппу б должны быть выделены четырехосные автомобили с равномерным расположением осей по базе, у которых одна или несколько колесных осей поднимаются при движении по хорошим усовершенствованным дорогам. В этом случае сочетаются преимущества многоосного автомобиля с преимуществами двух- и трехосного автомобиля. У французского специального автомобиля «Панар» две центральные оси подъемные. Подъем колес второй и третьей осей осуществляется при помощи гидропневматических цилиндров, которые одновременно служат упругими элементами подвески колес. Управляемыми являются колеса первой и четвертой осей. Предусмотрено отключение системы управления задней осью при движении на больших скоростях. При опускании колес промежуточных осей происходит автоматическое подключение управления всеми четырьмя колесами. Трансмиссия автомобиля механическая. Она имеет две расположенные последовательно четырехступенчатые коробки передач. Вторая коробка передач служит одновременно и раздаточной коробкой. В ней имеется механизм реверса для изменения направления движения, блокирующийся межбортовой дифференциал. Привод переднего колеса по каждому борту осуществляется через муфту свободного хода, а привод к остальным трем колесам блокированный. У английского автомобиля «Террапин-П» при движении по дорогам с твердым покрытием колеса первой оси не касаются дороги. Несколько необычные конструктивные решения обусловлены ieut что этот автомобиль плавающий. На нем установлены два восьмицнлиндровых карбюраторных двигателя. Каждый двигатель через механическую трансмиссию приводит в движение колеса одного борта и один гребной винт. Привод колес жесткий блокированный, дифференциалы в трансмиссии отсутствуют. Конструкцией предусмотрен силовой (нерулевой) способ поворота путем увеличения угловой скорости наружных относительно поворота колес и притормаживания внутренних колес. При этом радиус поворота на суше составляет около 11 м, на воде — 20,4 м. Упругие элементы в подвеске на автомобиле отсутствуют, что ограничивает максимальную скорость движения на дорогах до 40 км/ч. Группа III. Схемы, соответствующие группе III для автомобилей серийного производства, используют значительно реже. У автомобиля-трубоплетевоза (рис. 5) сближены вторая и третья оси, колеса первой и четвертой осей управляемые. На автомобиле установлены два карбюраторных двигателя, каждый из которых через свою механическую трансмиссию приводит колеса одной стороны. Привод полностью блокированный, дифференциальные механизмы отсутствуют. Привод управляемых колес передних и задних осей имеет карданные шарниры равных угловых скоростей. Автомобиль имеет оригинальную подвеску. Колеса центральных осей неподрессорены и с помощью мощных кронштейнов жестко крепятся к раме автомобиля. Колеса передних и задних осей имеют независимую торсионную подвеску с амортизаторами. В приводе рулевого управления установлены два гидроусилителя. Углы поворота управляемых колес подобраны так, что при Широкой раме автомобиля обеспечивается допустимый по дорожным условиям радиус поворота и движение колес каждой стороны при повороте по двум колеям. Всего при криволиней- Рис. 5. Автомобиль трубоплетевоз ном движении автомобиль прокладывает четыре колеи вместо восьми, как автомобили других конструктивных схем. Эта (Особенность значительно снижает сопротивление движению автомобиля по деформируемым грунтам, что положительно сказывается на проходимости. Такое преимущество обеспечивает конструктивная схема с передними и задними управляемыми осями. Группа IV. Представителем автомобилей четвертой группы является автомобиль фирмы МАН производства ФРГ. Его характерными особенностями, являются не только компоновка ходовой части, но и другие конструктивные решения. Автомобиль входит в состав семейства двух-, трех- и четырехосных автомобилей полно- и неполиоприводных, с высоким уровнем унификации всех узлов, агрегатов и систем. Двигатель воздушного охлаждения оснащен всеми системами, обеспечивающими эксплуатацию в различных климатических условиях. На автомобили могут устанавливаться двигатели жидкостного охлаждения производства фирмы МАН. Трансмиссия имеет оригинальную шестиступенчатую коробку передач, собранную в один блок с гидротрансформатором, однодисковым сцеплением и раздаточной коробкой. Подобные передачи принято называть гидродиапазонными. От гидромеханической эта передача отличается отсутствием автоматической системы переключения передач. Передачи в коробке переключаются водителем обычным образом с одновременным автоматическим выключением однодискового сцепления, которое отключает трансмиссию от двигателя. При трогании с места работа буксования совершается не в сцеплении, а в гидротрансформаторе. Гидротрансформатор трехколесный с блокировочным фрикционом, включаемым автоматически на определенных режимах движения для повышения топливной экономичности автомобиля. Имеется муфта свободного хода, обеспечивающая возможность буксировки автомобиля и его торможения двигателем. Привод всех колес — постоянно включенный через межосе-вые .и межколесные дифференциалы. Предусмотрена принудительная блокировка дифференциалов. Мосты неразрезные, с планетарными колесными редукторами. Подвеска мостов — с винтовыми пружинными упругими элементами и мощными амортизаторами. Заднир мосты имеют балансирную связь. Тяговые и тормозные силы передаются через систему реактивных тяг. Ярко выраженное неравномерное расположение осей по базе также встречается среди опытных американских четырехосных автомобилей. Сюда может быть отнесен автомобиль ХМ-409, у которого две передние и две задние оси объединены в балансир-ные тележки, подвешенные на листовых рессорах различной длины. Такое же размещение осей имеет автомобиль ХМ-521 грузоподъемностью 2,5 т. Подвеска его колес независимая, двухрычажная, с комбинированным упругим элементом, состоящим из спиральной пружины и пневматического элемента переменной жесткости. Заканчивая обзор четырехосных автомобилей, следует подчеркнуть большое разнообразие конструкций подрессоривания колес автомобилей. Встречаются автомобили полностью подрессоренные, т. е. все колеса имеют упругие элементы той или иной конструкции. Имеются автомобили полностью неподрессоренные, у которых единственным упругим элементом являются пневматические шины низкого давления. Есть полуподрессоренные автомобили, у которых могут встречаться различные комбинации подрессоренных и неподрессоренных осей: могут быть подрессорены крайние оси и не подрессорены центральные оси, у тягачей часто встречается подрессоривание передних двух осей, а у задних осей упругие элементы могут отсутствовать. Таблица основных технических характеристик рассмотренных зарубежных четырехосных автомобилей приведена в прил. 2. 4. МНОГООСНЫЕ ШАССИ АВТОМОБИЛЬНЫХ КРАНОВ Эффективность использования автомобильных кранов на различных грузоподъемных работах зависит от их подвижности, что определяется в первую очередь совершенством конструкций шасси. При строительстве промышленных объектов наиболее эффективны краны очень большой грузоподъемности 100... 500 т. Фирма Фаун (ФРГ) выпускает шасси с числом осей от трех до восьми для кранов грузоподъемностью от 23 до 500 т (рис. 6). Характерно с точки зрения общих конструктивных решений широкое распространение, помимо трех- и четырехосных шасси, шасси с числом осей 9 и более. Все эти шасси длиннобазные, база их достигает 10... 12 м. Преимущественной схемок компоновки ходовой части (размещения осей по базе) является теле-жечная схема, при которой оси размещаются группами по концам опорной базы шасси. Компоновка со сближением осей в центре опорной базы встречается очень редко, так как статическая устойчивость таких систем ниже. Рис. 6. Восьмиосиое шасси автокрана Шасси выпускаются, как правило, для простоты неполноприводными. Для обеспечения вписываемости длиннобазньщ шасси в горизонтальные кривые дорог число управляемых осей может быть различным вплоть до всех. Шасси с четным числом осей группируются по тележкам как симметрично, так и несимметрично. Например, шестиосные шасси могут иметь осевую формулу 3—3 или 2—4, восьмиосное — 4—4 или 5—3 и др. Все шасси имеют сравнительно небольшую монтажную высоту, чем обеспечиваются максимальные удобства для размещения кранового оборудования и снижение центра масс. Трех- и четырехосные шасси по общим конструктивным решениям не отличаются от подобных шасси автомобилей, рассмотренных выше. Характеристика общих конструктивных решений шасси с числом осей более четырех приведена в табл. 3. На шасси устанавливают двухместные или одноместные кабины перед двигателем, смонтированным в специальном отсеке. На всех шасси фирмы Фаун, кроме восьмиосных, установлены дизели воздушного охлаждения Дейц FL413. Трансмиссии механические с многоступенчатыми (до 12) коробками передач. 3. Общие конструктивные решения крановых шасси фирмы Фаун Схема шасси (тележечиая) «> Й 4> S ** S >»Й S О 1234— 007 12340— 678 Коробки передач могут быть механические или гидромеханические с гидродинамическим трансформатором. Наличие большого диапазона передач позволяет шасси передвигаться с минимальной скоростью на рабочих площадках и с высокими скоростями на дорогах. Применяются самоблокирующиеся или простые меж-колесные и межосевые дифференциалы. Допускается для осей крановых шасси перегрузка до 250 %. На каждом крановом шасси, как правило, устанавливают оси двух типов по несущей способности: с одинарными и сдвоенными шинами. Оси с одинарными шинами допускают нагрузки 80 кН, а со сдвоенными шинами 120 кН. Оси со сдвоенными шинами на шасси являются ведущими неуправляемыми мостами, их устанавливают вблизи центра масс автомобиля. На пяти, шести- и семиосных шасси таких мостов применяется по два-три, а на восьмиосном шасси один пятый мост. Передняя подвеска выполняется на полуэллиптических рессорах. Для задних спаренных осей с повышенной несущей способностью используется жесткий балансир, подшипник которого устанавливается в упругой резинометаллической муфте. Передача тягового и тормозного усилий этих осей осуществляется через специальные реактивные штанги. Дополнительные оси (например, третья ось пятиосного шасси) имеют гидравлическую подвеску, которая выполняет одновременно функции мощного амортизатора, гасящего продольные колебания автокрана. Подвеска всех осей при работе крана может блокироваться при помощи гидроцилиндров, благодаря чему допустимая нагрузка на оси может быть увеличена и обеспечено передвижение крана с грузом с малыми скоростями на рабочей площадке. Для соблюдения установленных ограничений по нагрузкам на оси на некоторых шасси применяют специальные прицепные оси, которые можно присоединять к шасси при движении по дорогам. Число управляемых осей выбирают, исходя из условий обеспечения вписываемости длиннобазного автомобиля $ горизонтальные кривые дорог: на пятиосном шасси — три управляемые оси, на восьмиосном — семь осей. Для всех шасси минимальный радиус поворота не превышает 17... 19 м. Используют привод рулевого управления с гидроусилителями и дополнительным гидронасосом, который приводится от задней оси и включается в работу автоматически при неработающем двигателе или отказе основного насоса. Таблица основных технических характеристик некоторых крановых шасси фирмы Фаун приведена в прил. 3. 5. СОЧЛЕНЕННЫЕ МНОГООСНЫЕ АВТОМОБИЛИ Внимательное изучение тенденций развития колесных транспортных средств позволяет четко выделить установившееся в последние годы во всем мире направление разработки, производства и широкого использования сочлененных многоосных автомобилей, которые состоят из двух и более секций с шарнирной связью, имеющей одну или несколько степеней свободы и особую конструкцию рулевого управления. В сочлененных автомобилях удачно сочетаются положительные свойства обычного одиночного автомобиля и преимущества автопоезда, что и определило их широкое распространение в последние годы. Принципиальное отличие сочлененного автомобиля от одиночного автомобиля состоит в наличии шарнирной («ломающейся») рамы, а от автопоезда — в конструктивном решении сочленения отдельных звеньев. У автопоездов шарнирная связь легкоразъемная, неуправляемая, благодаря чему их звенья могут использоваться раздельно. Шарнирное соединение сочлененных автомобилей — нерасчлененное, малой длины и, как правило, с установкой в нем управляющей системы. Кроме того, сочлененные автомобили отличают ряд конструктивных особенностей. Как правило, одна из секций имеет кабину, силовой агрегат со всеми системами, обеспечивающими привод колес всех секций. Остальные секции используются как грузовые платформы. Поворот при движении, как правило, осуществляется в результате принудительного изменения положения в горизонтальной плоскости одной секции относительно другой (складывания) с помощью специальных механических, электрических или гидравлических устройств. Трансмиссия автомобиля может быть механической, гидростатической, электрической или комбинированной. Все колеса имеют шины одинаковых размеров и, как правило, большого диаметра, широкого профиля и с низким внутренним давлением. Такие конструктивные особенности сочлененных автомобилей придают им по сравнению с обычными автомобилями ряд преимуществ: улучшенные тяговые свойства и проходимость; при повышенной грузоподъемности более высокие средние скорости движения по слабым грунтам благодаря сохранению постоянного контакта всех колес с грунтом и уменьшению затрат энергии на выполнение поворота; высокая поворачиваемость и лучшая плавность хода при движении по пересеченной местности. Использование метода поворота складыванием позволяет применять колеса с шинами большого диаметра, широкого профиля и с низким внутренним давлением, которые обеспечивают хорошие тягово-сцепные качества, большие дорожные просветы; снизить давление на грунт при повышенных нагрузках на оси. При секционной компоновке и шарнирном сочленении можно применять менее жесткие рамы меньшей массы и за счет этого повысить грузоподъемность автомобиля. Компоновочные и монтажные возможности сочлененных автомобилей, благоприятны для установки различных грузовых устройств на второй секции. Их конструктивные особенности создают большие возможности по унификации агрегатов как внутри автомобиля, так и с другими транспортными средствами. Все многообразие известных в настоящее время сочлененных автомобилей по назначению, областям использования, грузоподъемности можно классифицировать так же, как это делается применительно к автомобилям общего назначения. По общим конструктивным решениям классификация приведена в табл. 4. В качестве дополнительного классификационного признака для сочлененных автомобилей примем число степеней свободы шарнирной связи и ее конструктивное исполнение. В зависимости от конструкции шарнирной связи сочлененные автомобили разделим на автомобили прицепного и седельного типа (табл. 4). У седельных сочлененных автомобилей звенья соединяются грузовой платформой, связанной с секциями шарнирами по типу седельных устройств полуприцепных автопоездов. По числу степеней свободы шарнирной связи сочлененные автомобили прицепного типа можно разделить на три группы. Число степеней свободы в возможных случаях обозначено на условной схеме шасси, а также показано в осевой формуле цифрой в квадрате (табл. 4). Группа I. Сочлененные автомобили с одной степенью свободы в горизонтальной плоскости (подгруппа а) получили в настоящее время самое широкое распространение из-за сравнительной простоты устройства шарнирной связи. Эти автомобили применяют как на дорогах, так и на бездорожье в качестве автомобилей высокой проходимости для перевозки различных грузов. В этой подгруппе используется главное преимущество сочлененных автомобилей — возможность обеспечения высоких показателей проходимости в результате установки специальных шин типа пневмокатков. К этой группе можно отнести современные автомобили канадской фирмы Формост. Фирмой создано и испытано в условиях Арктики и пустыни семейство сочлененных автомобилей с колесными формулами 4X4 («Дельта-2»), 6x6 («Дельта-3») и 8x8 («Магнум-4») грузоподъемностью от 9 до 65,3 т, предназначенных для эксплуатации в различных дорожных и климатических условиях (рис. 7).    __ Автомобили разработаны с использованием серийных агрегатов, предназначенных для машин, работающих в тяжелых дорожных условиях, и оборудованы шинами типа пневмокатков размером 66x43, 00—25 фирмы Гудиир с различной нормой слойности в зависимости от осевой нагрузки. Максимальный угол поворота секций в плане от 38 до 45° в каждую сторону. !. Общие конструктивные решения четырехосных автомобилей
4. Общие конструктивные решения сочлененных многоосных автомобилей Условная схема шасси группа Плоскости гибкости Осевая формула лесная Тип н формула управления Формула привода Число Прицепного типа с одной степенью свободы Горизонтальная Складыва 1 — | 1 | —2 2 — |Т| “ 2 1—1—|Т|—2 Вертикальная 1—1—|T|-i ©■
оо сю
Прицепного типа с двумя степенями свободы Вертикальная и попереч -ее^ее- но-вертикальная 2 — |~2~| — 2 Горизонтальная и попе 1 - [2 - 2 Складыва речно-вертикальная Продолжение табл. 4 Условная схема шасси группа Плоскости гибкости Осевая формула лесная Тип и формула Формула привода Число управления Прицепного типа с тремя степенями свободы Горизонтальная, верти Складыва кальная н поперечно-вертикальная Седельного типа с одной и двумя степенями свободы Г оризонтальная 1-1-1 1 1-1 Горизонтальная н <М 1 1 - н складывание 12—34 вертикальная /СГ" 1200—5600 4— 2 —4 Складыва 1234— 5678 Многозвенный прицепного типа с одной-двумя степенями свободы 2—2—2— ... 2—2
То же
Полно привод ная
пх-п
-е-е-е-е-е
Горизонтальная и поперечно-вертикальная
Рис. 7. Сочлененный автомобиль «Дельта-3» Все автомобили могут выпускаться в арктическом и тропическом исполнениях и приспособлены для транспортировки по воздуху самолетами в необжитые районы для обеспечения строительных работ. К подгруппе с одной степенью свободы шарнира в горизонтальной плоскости можно отнести автомобили и другой канадской фирмы «Раббер Рейловей», которая разработала и выпускает унифицированные модели трех- и четырехосных сочлененных автомобилей-бетоновозов. Раньше всех появились и находят широкое применение во всех странах мира сочлененные автомобили с одной степенью свободы в горизонтальной плоскости, отнесенные к подгруппе б табл. 4. Для автобусов и троллейбусов городского транспорта применяют именно такую схему, так как в этом случае при увеличении пассажировместимости может быть обеспечена возможность маневрирования на сравнительно нешироких городских улицах. Для сочлененных автобусов и троллейбусов характерно применение одного ведущего моста и управляемых колес переднего моста головной секции и поворотных колес задней секции. Один ведущий мост применяется из соображений упрощения конструкции. Управляемые колеса переднего моста и поворотные колеса заднего моста необходимы для обеспечения возможности вписы-ваемости задней секции в полосу движения головного звена на всех режимах поворота, в том числе и на переходных режимах криволинейного движения. В настоящее время на всех автобусах применяются приводы управления колесами прицепных секций механического типа. Поворот колес задней секции осуществляется в результате складывания секций при повороте управляемых колес под действием рулевого управления. «При складывании секций усилие на управляемые колеса передается специальной системой валов, тяг и рычагов [10]. Появление сочлененного автомобиля седельного типа с одной степенью свободы в горизонтальной плоскости (табл. 4 группа IV, подгруппа а) также связано с сочлененными автобусами. На этих автобусах дополнительный пассажирский салон имеет опору на передней секции и на задней одноосной тележке через поворотные круги. Складывание секций осуществляется механической системой тяг и рычагов при повороте передней секции обычным рулевым управлением. Такие автобусы не получили широкого распространения из-за существенных недостатков — большая высота пола и наличие довольно больших надколесных ниш, ухудшающих планировку салона и снижающих пассажиро-вместимость. Представителем сочлененного автомобиля с одной степенью свободы в вертикальной плоскости может быть назван швейцарский автомобиль «Метрак». Благодаря управляемой шарнирной связи в вертикальной плоскости автомобиль может преодолевать вертикальные стенки, канавы, опускаться в глубокие рвы и выходить из них и т. п. Основой шасси служит жесткая средняя ось, вокруг которой могут качаться передняя и задняя секции и четыре полых независимых балансира. На концах балансиров установлены передние и задние колеса. Положением задней секции управляют два продольных горизонтальных гидроцилиндра, при помощи которых автомобиль может принимать V-образную или арочную форму, что используется при преодолении препятствий. При движении по ровной дороге гидроцилиндры блокируются, благодаря чему обеспечивается жесткость автомобиля на изгиб. При помощи вертикальных гидроцилиндров, установленных на каждом переднем и заднем колесе, можно поднимать колеса над дорогой. Тормозные механизмы на всех колесах обычные, с гидроприводом. Предусмотрено раздельное торможение колес одной стороны, благодаря чему возможен силовой нерулевой поворот автомобиля. По хорошим дорогам автомобиль может двигаться на передних и задних колесах, в этом случае передние колеса являются управляемыми. Группа II. Автомобили этой группы также широко распространены. Автомобили с двумя степенями свободы в сочленении подразделяются на две подгруппы а и б. В подгруппу а можно включить автомобили с шарнирной связью, имеющие углы гибкости в вертикальной и поперечновертикальных плоскостях (перемещение вокруг продольной оси без гибкости в горизонтальной плоскости). Наличие двух степеней свободы позволяет в первую очередь обеспечить лучшую приспосабливаемость многоосного автомобиля к неровностям местности, в результате чего более равномерно распределяются профильные нагрузки на колеса (см. гл. 3). Представителями этой подгруппы являются трехосный автомобиль М561 и четырехосный автомобиль «Дрэгн-Вэгн» (США). Автомобиль М561 состоит из двухосной передней и одноосной задней секций, соединенных шарниром, который имеет две степени свободы и допускает относительный поворот секций в вертикальной и продольно-поперечной плоскостях. Поворот в горизонтальной плоскости отсутствует. Управляемыми являются колеса передней и задней осей. Поворот их осуществляется при помощи обычной автомобильной рулевой рычажной системы. Управление колесами прицепа происходит с запаздыванием, секции могут принудительно блокироваться. Главные передачи одинарные с дифференциалами повышенного трения. Предусмотрена возможность принудительного отключения привода передней и задней осей. Для предохранения от поломок деталей промежуточной оси при перегрузках имеется блокировочное устройство, исключающее возможность выключения передней и задней осей при включенной высшей передаче в раздаточной коробке. Подвеска всех колес независимая с цилиндрическими пружинами в качестве упругих элементов и телескопическими амортизаторами. Корпуса секций несущие, герметичные, изготовлены из алюминиевых сплавов и отличаются высокой прочностью и жесткостью. В случае необходимости передняя секция может легко отсоединяться и работать самостоятельно как двухосный автомобиль. Автомобиль «Дрэгн-Вэгн» четырехосный большой грузоподъемности состоит из двух двухосных секций, соединенных шарнирно. Передняя секция имеет трехместную кабину автомобильного типа и силовой агрегат со всеми системами. Задняя секция полностью предназначена для размещения грузовой платформы. Гидромеханическая коробка передач типа «Аллисон МТ-650» имеет шесть ступеней. Раздаточная коробка механическая двухступенчатая передает мощность на колеса обеих секций. Предусмотрено принудительное ручное отключение колес передней секции. Мощность от передней секции на заднюю передается при помощи шарнира равных угловых скоростей, допускающего суммарный угол излома секций 56°. Секции имеют две степени свободы: перемещение в вертикальной плоскости на угол ±280 и качание вокруг продольной оси на угол ±18°. Управляемыми являются колеса передних осей. В главных передачах мостов установлены дифференциалы повышенного трения. Подвеска колес балансирная с трехлистовыми рессорами. Тормозные механизмы герметизированные с пневмоприводом. В подгруппу б группы II главным образом должны быть включены сочлененные автомобили-самосвалы, получившие широкое распространение в последние годы и вытесняющие на мировом рынке автомобили-самосвалы с жесткой рамой. Сочлененные автомобили-самосвалы грузоподъемностью до 30 т составляют основную часть. Максимальная грузоподъемность выпускаемых в настоящее время сочлененных автомобилей-самосвалов высокой проходимости достигла 55 т. Главной причиной широкого применения сочлененных самосвалов являются общие преимущества сочлененных автомобилей, позволяющие обеспечить возможность работы в тяжелых дорожных и грунтовых условиях различных строек в необжитых районах. Все выпускаемые в настоящее время сочлененные автомоби-ли-самосвалы имеют одинаковые общие конструктивные решения. По внешнему виду сочлененные автомобили-самосвалы мало отличаются от рамных автомобилей. Поворот осуществляется методом складывания звеньев в горизонтальной плоскости. Шины применяются большого диаметра, с рисунком протектора повышенной проходимости. Сочлененные самосвалы легко могут быть переоборудованы в автомобили другого назначения путем снятия со второй секции самосвального оборудования и установки других грузовых устройств. В рассматриваемой подгруппе б сочлененных автомобилей заслуживает внимания автомобиль-тягач производства фирмы Лаустер (ФРГ). Тягач имеет ряд конструктивных особенностей, обеспечивающих ему особо высокие тяговые возможности в любых условиях движения. Этот тягач служит примером того, какие возможности открывает шарнирная рама в использовании принципиально новых конструктивных решений. «Лаустер» представляет собой сочлененный двухзвенный автомобиль с комбинированным колесно-катковым движителем (рис. 8). Шарнирная связь звеньев имеет две степени свободы. В горизонтальной плоскости угол складывания звеньев ±43°, а поперечно-вертикальной плоскости — ±30°. Поворот автомобиля осуществляется при складывании звеньев в горизонтальной плоскости. Степень свободы в поперечно-вертикальной плоскости позволяет копировать колесами профиль опорной поверхности. Высокие тяговые возможности в тяжелых дорожных условиях обеспечивают два соединенных с корпусом катка с мощными грунтозацепами в форме «елочки». Внутри каждого катка расположены тяговый электродвигатель, коробка передач и диф- ференциал. Электродвигатели питаются током от генератора, приводимого дизелем мощностью 600 кВт. Оси катков соединены с осями колес картерами, которые выполняют функции маятниковых рычагов. Между маятниковыми рычагами и корпусом: установлены гидроцилиндры. Полости гидроцилиндров соединены с пневматической камерой, которая выполняет функции упругого элемента подвески. С помощью гидроцилиндров можно принудительно менять наклон маятниковых рычагов, регулируя тем самым просвет между опорной поверх-ностью и катками от максимальной величины для движения по усовершенствованным дорогам до заглубления катков в грунт в тяжелых дорожных условиях. В большинстве случаев силу тяги можно значительно увеличить путем незначительного касания опорной поверхности. В зависимости от состояния опорной поверхности электропривод в сочетании с регулируемой подвеской обеспечивает движение автомобиля в нескольких режимах: только на колесах, только на катках, на двух колесах, на двух колесах и одном катке, на одном катке или же на всех колесах и катках. Передний каток, кроме того, может использоваться в качестве лебедки для вытаскивания застрявших автомобилей или самовытаскивания, для чего на нем предусмотрены элементы для закрепления троса. Переход с одного режима движения на другой осуществляется за несколько секунд. Наличие комбинированного движителя обеспечивает высокие тягово-сцепиые показатели, значительно превышающие показатели гусеничных движителей, а возможность движения на раз- личных режимах позволяет использовать тягач как на дорогах с твердым покрытием (скорость до 65 км/ч), так и в условиях бездорожья (скорость 40 км/ч). Группа III. Три степени свободы шарнирной связи обычно используют на автомобилях-вездеходах, оборудованных пневмокатками. Одним из наиболее распространенных в Канаде сочлененных грузовых автомобилей-вездеходов является «Флекстрак-Нор-кан-300». Управление автомобилем осуществляется обычным рулевым колесом, действующим на систему гидроцилиндров, поворачивающих секции в горизонтальной плоскости относительно друг друга на 30° в каждую сторону. Шарнирная связь допускает относительное перемещение секций в вертикальной и в поперечновертикальной плоскостях на угол ±30°. В США выпускается сочлененный автомобиль «Роллигон РД-85» 8X8 для эксплуатации в любых климатических условиях. Его ходовая часть состоит из двух взаимозаменяемых тележек одинаковой конструкции. Кажда'я тележка имеет два ведущих моста, один из которых является проходным. В качестве колес на автомобиле используются пневмокатки. Передача мощности от силового агрегата на каждый пневмокаток осуществляется посредством верхних одинарных приводных роликов. Приводные ролики установлены в опорах, жестко прикрепленных к раме автомобиля на шариковых подшипниках. Усилие от роликов к колесам передается трением между роликом и пневмокатком. Шины автомобиля выполнены в виде тонкостенного пневмокатка. Отношение ширины шины (1,75 м) к диаметру (1,38 м) больше единицы. Толщина стенок 13 мм обеспечивает высокую эластичность по сравнению с обычной шиной. Слои корда имеют радиальное расположение. Шины обеспечивают давление на грунт при полной нагрузке 19,3 ... 36,3 кПа, что практически исключает образование колеи и разрушение растительного покрова при движении по заболоченной местности и в условиях тундры. Это свойство способствует сохранению окружающей среды и решению экологических проблем. Сочлененные автомобили с тремя степенями свободы, приближающиеся по подвижности к сочлененным гусеничным машинам, созданы и в ФРГ на базе узлов и агрегатов производства известной автомобильной фирмы Даймлер-Бенц. Группа IV. Примером сочлененного автомобиля седельного типа может служить восьмиосный трубовоз фирмы Семекс-Лин-ке, предназначенный для перевозки сваренных плетей труб для магистральных трубопроводов. Автомобиль состоит из двух секций, каждая из которых представляет собой четырехосное шасси высокой проходимости, изготовляемое в ЧССР на заводе Татра. Компонбвка ходовой части, схема рулевого управления и трансмиссия полностью соответствуют автомобилю «Татра Т-815». Отличительной особенностью является применение вместо обычной механической коробки передач автоматической гидростатической передачи, состоящей из насоса, связанного с двигателем, и гвдродвигателя, связанного с раздаточной коробкой. Гидростатические передачи работают автоматически в зависимости от изменения подачи топлива, задаваемой водителем нажатием на педаль, и сопротивления движению автомобиля, зависящего от угловой скорости колес. Скорость трубовоза может изменяться автоматически от 0 до 20 км/ч на первой передаче в раздаточной коробке и от 0 до 45 км/ч на второй передаче. Система управления двигателем, управляемыми колесами и тормозными механизмами гидропневматического типа дистанционная, сосредоточена в кабине водителя, установленной на первой секции. Предусмотрена возможность установки кабины на второй секции при раздельном использовании секций автомобиля. Обе секции автомобиля соединены между собой шарнирно при помощи опорной балки длиной 11,5 м, на которую укладывают трубы. Опорно-сцепное устройство допускает углы складывания в продольной плоскости 7°, а поперечной плоскости 6°. Трубчатая рама шасси секций автомобиля позволяет поворачивать колеса на большие углы, что повышает поворачиваемость трубовоза. Применение трубовоза дает большой экономический эффект за счет ускорения строительства трубопровода и повышения качества сварных швов, большинство которых выполняется в стационарных условиях. По рассмотренной схеме могут создаваться сочлененные автомобили 8x8 и 16X16. К группе IV сочлененных автомобилей можно отнести созданный канадской фирмой Флекстрак Нодуэль колесный транспортер FN-600 16X16 грузоподъемностью 30 т. Он состоит из грузовой платформы с кабиной и двух четырехосных поворотных тележек. Общее число колес 32 (по четыре на каждой оси). Все колеса ведущие. Управление транспортером осуществляется поворотом обеих тележек относительно платформы вокруг их вертикальных осей с помощью гидроцилиндров. Группа V. Решая проблему увеличения массы перевозимого груза, инженеры часто обращались к идее создания автопоезда подобного железнодорожному составу. В простейшем виде эта идея реализуется при перевозке зерна, путем простого увеличения числа прицепов, присоединяемых к тягачу. Однако такое конструктивное решение порождает три существенных недостатка — резко ухудшается маневренность, увеличивается длина автопоезда сверх допустимых норм и уменьшаются тяговые возможности тягача. Кроме того, такой автопоезд часто обладает плохими тормозными свойствами и низкой устойчивостью движения. Прицепные звенья на определенных скоростях теряют устойчивость движения из-за опасного явления влияния. Попытка устранить эти недостатки путем создания специальных прицепов со всеми управляемыми колесами эффекта не дает. Наиболее полно используются преимущества автопоезда при создании специального многозвенного сочлененного транспортера. По принципу сочлененного автомобиля за рубежом было создано несколько специальных транспортных средств грузоподъемностью 100 ... 300 т. Транспортные средства такого рода созданы для использования вне дорог в условиях пустыни и Крайнего Севера. Они имеют шины низкого давления размером 3,05Х1>22 м. Число звеньев в автопоезде доходит до десяти. В состав транспортного средства включаются два-три звена с двигательно-генераторной установкой. В качестве двигателей используются газотурбинные силовые установки. Колеса всех звеньев ведущие, с электрическим приводом постоянного или переменного тока (мотор-колеса). Управление автопоездом полностью электрифицировано и осуществляется с одного поста ведущего звена по единой программе путем складывания звеньев в плане, торможения мотор-колес и др. [10]. Принципиально важным элементом любого сочлененного автомобиля является шарнир, конструкция которого должна обеспечить заданные углы гибкости без возникновения вредных контактов; определенные характеристики поворачиваемое™, управляемости и устойчивости движения машины; восприятие всех нагрузок, возникающих при статическом и динамическом взаимодействии звеньев с заданным уровнем безотказности; условия для размещения гидравлического оборудования, обеспечивающего управление, и удобства его обслуживания и ремонта; передачу мощности от звена к звену для привода колес, а также создавать в заданных направлениях степеней свободы упругое и демпфирующее сопротивление. Такие многообразные требования обусловливают необходимость разработки сложных конструктивных решений шарнирной связи. Сложность шарнира зависит от принятого числа степеней свободы. При одной степени свободы шарнир разрабатывается по принципу дверной петли. В этом случае довольно просто могут быть выполнены все приведенные выше требования. При большем числе степеней свободы конструкция усложняется. ^ 6. МНОГООПОРНЫЕ АВТОМОБИЛИ ДЛЯ ПЕРЕВОЗКИ СВЕРХТЯЖЕЛЫХ НЕГАБАРИТНЫХ ГРУЗОВ Автомобильные перевозки тяжелых и сверхтяжелых негабаритных грузов характеризуются большой сложностью в отношении как их организации, так и технического обеспечения особыми транспортными средствами. Преимущественное распространение в этих перевозках получнлн автомобильные поезда специализированного производства, обеспечивающие буксирование прицепов общей массой в несколько сотен тонн. Удовлетворять возрастающие требования к таким автопоездам, учитывая их недостатки, становится все труднее. Этим, вндимс, можно объяснить появление нового типа транспортных средств для сверхтяжелых грузов — многоопорных автомобилей. К рассматриваемым транспортным средствам предъявляются специальные требования: обеспечение проезжаемости (вездеход-ности) с многотонным негабаритным грузом по существующей дорожной сети и создание возможностей размещения и закрепления особого груза, а также его погрузки и разгрузки. Для обеспечения проезжаемости транспортное средство большой массы не должно разрушать покрытие дорог, различные инженерные сооружения на них. Для этого нужно, чтобы нагрузка была рассредоточена по опорной поверхности дороги, моста и другого сооружения наиболее равномерно. Иначе говоря, транспортное средство должно быть многоопорным (многоколесным) 5. Общие конструктивные решения многоопорных автомобилей Число опор общее ведущих управляемых Группа
Условная схема шасси
Однозвенные
I
Сочлененные прицепного типа
24

Сочлененные седельного типа
в
II
12
48
12
с возможно более равномерным размещением опор. Проезжае-мость требует вписываемости транспортного средства в габариты дорог и их кривизну. Для этого необходимо, чтобы все колеса были управляемыми и поворот их обеспечивался на большие углы, доходящие до 90 °. Для удобства размещения, погрузки и разгрузки груза грузовая платформа должна иметь большие размеры, переменную, по возможности малую, погрузочную высоту и др. Существующие общие конструктивные решения, используемые в автомобилестроении, не позволяют удовлетворить все требования к рассматриваемым транспортным средствам, нужны новые конструктивные решення и принципы разработки этих средств. Решение этих проблем проследим на примере конструкций некоторых многоопорных автомобилей. Известные общие конструктивные решения многоопорных автомобилей можно разбить на три группы, указанные в табл. 5. Представителем группы I может быть семейство унифицированных многоопорных однозвенных автомобилей фирмы «Шейэрле» (ФРГ), основные технические характеристики которых приведены ниже. Модель МТ............120.8.2 Грузоподъемность, т . .    ИЗ Собственная масса, т . .    47 Полная масса, т . . . .    160 Нагрузка, кН: на опору............200 на колесо..........50 Чнсло опор: ведомых............6 ведущих............2 Число колес............32 Шины........*    10.00—20 Размеры автомобиля, м: длина............18,3 ширина ..............5 Размеры погрузочной платформы, м: длина..............15 ширина..............5 Погрузочная высота платформы, м: в движении ....    1,7 наименьшая ....    1,5 наибольшая ....    2,2 Дорожный просвет, мм    200 Радиус поворота, м: внешний............10,25 внутренний..........2,25 Максимальная скорость, км/ч: с полной нагрузкой    8 без нагрузки ....    20 10.00—20 10.00—20 10.00—20 Рис. 9. Многоопорный автомобиль фирмы Шейэрле Силовая установка: Дизель тип двигателя . . . максимальная мощность, кВт..... Трансмиссия . 200    238    2X200 2x238 Гидростатическая высокого давления с гидродвйгателями, встроенными в опоры На рис. 9 показан автомобиль МТ 120.8.2 этого семейства. Он имеет ровную грузовую платформу размером 15x5 м, выполненную в виде несущей решетчатой фермы. Под платформой спереди и сзади подвешены одноместные кабины для водителя, а по центру установлен дизель с его системами, который приводит гидронасос. Платформа закрепляется на восьми колесных опорах, каждая из которых имеет четыре колеса, закрепленных попарно на короткой оси. Все опоры могут поворачиваться на 90°. Две передние опоры являются ведущими. В качестве трансмиссии используется гидростатическая передача, гидродвигатели которой смонтированы в осях опор. Гидростатическая трансмиссия на многоопорном автомобиле применена не случайно. Только гидростатическая или электрическая трансмиссия может обеспечить привод всех основных силовых агрегатов многоопорного автомобиля благодаря способности довольно просто подводить крутящий момент к любой точке автомобиля. Гидростатическая трансмиссия обеспечивает привод колес ведущих опор, сист.ем управления, подъема и сохранения платформой горизонтального положения (горизонтиро-вание) и системы торможения автомобиля. Схема гидростатической трансмис-    i    г £ии рассматриваемых Рис. 10. Схема гидростатической трансмиссии многоопориого автомобиля автомобилей изображена иа рис. 10. Мощность от двига- теля подводится непосредственно к валу насоса Я, который в нагнетающей магистрали А создает высокое давление (35... 40 МПа). К магистрали А подключены два гидромотора: левой Mi и правой М2 опор автомобиля. Предусматривается отбор потока жидкости для привода системы управления и подъема грузовой платформы через магистраль Д. Валы двигателей с обоих концов соединены с ведущими колесами автомобиля. Отработавшая в двигателях и других системах рабочая жидкость по магистрали низкого давления Б поступает снова в насос. Необходимый запас рабочей жидкости хранится в резервуаре 1. Просочившаяся через неплотности жидкость собирается в магистрали Bj по которой стекает в резервуар. Для компенсации утечки, а также для охлаждения масла гидростатическая передача имеет систему подпитки и охлажде- ' ния, состоящую из подпиточного насоса 4, одного пли двух фильтров 2 и охладителей рабочей жидкости 3 и 5. Для предохранения подпиточного насоса от перегрузки он снабжен предохранительным клапаном 5. Гидростатические машины являются обратимыми и могут работать как в режиме насоса, так и в режиме двигателя. Например, если автомобиль затормаживают, то его гндродвигатели могут перейти на режим работы насоса, а насос на режим работы гидродвигателя. При этом магистраль высокого давления А становится магистралью низкого давления, а магистраль низкого давления Б — магистралью высокого давления. Система подпитки в этом случае должна быть подключена к магистрали А. Переключение магистралей производится автоматически, для чего служат обратные клапаны 6. Для предохранения передачи от перегрузки к магистралям А и £ подключены предохранительные клапаны 7, открывающиеся при возникновении в нагнетающей магистрали максимального давления, на которое рассчитана система. При открытом клапане 7 рабочая жидкость стекает в резервуар по сливной магистрали Г. Поскольку при торможении автомобиля рабочая жидкость должна отводить от гидромоторов тепловую энергию, в магистрали Г имеется дополнительный охладитель 8. В системе предусмотрены предохранительные устройства для обеспечения безопасности обслуживающего персонала и грузов при аварийных разрывах шлангов и трубопроводов. Такова принципиальная схема; реальная схема значительно сложнее, она содержит элементы автоматики, управляющей передачей и трансформацией энергии жидкости. Опоры имеют гидравлическую подвеску, которая используется для подъема и опускания платформы при погрузке и разгрузке груза. Предусмотрена система горизонтирования платформы. Гидростатический привод рулевого управления опорами имеет специальную автоматическую систему, которая задает каждой опоре угол поворота, соответствующий определенному режиму движения — по кругу, поперек или под углом к продольной оси дороги, прямолинейное движение и др. Основой любой опоры являются картер оси колес и фасонный шарнирный рычаг. В верхней части рычага установлена поворотная цапфа (погон), соединяющаяся с грузовой платформой. Шарниром рычаг соединяется с картером оси колес. Вторая связь верхней части рычага и картера оси колес осуществляется через гидропневматический элемент, являющийся упругим элементом подвески и гидроподъемником. Основа многоопорного транспортного средства итальянской фирмы Кометто — опора (рис. 11) имеет несколько иное конструктивное исполнение. В ней применены системы попарно шарнирно связанных рычагов, образующих параллелограмм. Кинематика перемещения рычагов при подъеме и опускании платформы гидроцилиндром такова, что исключается перемещение колеса и всей опоры по отношению к земле. Благодаря этому обеспечивается безопасность погрузки при возможном смещении многотонного груза и исключаются перегрузки в элементах опоры и в гидросистеме. Опоры фирмы Кометто крепятся к платформе при помощи конических подшипников. Ход подвески опоры может изменяться в пределах 400 ... 1000 мм. В пределах допустимого хода подвески возможно принудительное наклонение платформы на боковые стороны, вперед или назад. Электронные приборы этой системы автоматически обеспечивают преодоление макронеровностей пути без изменения поло- Рис. 11. Опора многоопорных автомобилей «Кометто» а — конструктивная схема; б — общий вид жения груза на платформе — платформа поддерживается в строго горизонтальном положении. Гидравлические подвески опор «Кометто» имеют гидравлические балансирные связи по группам из четырех опор. Каждая группа в свою очередь соединяется гидравлически по трехточечной схеме. Главное назначение балансирных гидравлических связей подвесок в группах и групп по трехточечной оп’орной системе — обеспечение равномерного распределения вертикальных нагрузок по опорам. В многоопорных транспортных средствах «Кометто» применяется электронная система, на видеоэкран передается изображение положения центра масс автомобиля в пределах треугольника опор при движении и при погрузке (разгрузке). Кроме того, на экране показывается уровень загрузки каждой из трех групп опор по отношению к полной массе. Эта система позволяет оператору правильно расположить груз на платформе при погрузке и следить за состоянием нагруженности опор в движении. В случае возникновения перегрузок более 20 % от норм подаются звуковой и световой сигналы. Наличие такой системы при перевозке тысячетонных грузов крайне необходимо для исключения опрокидывания груза и аварийных поломок. Как видно из приведенных выше данных, грузоподъемность и размеры многоопорных автомобилей определяются числом устанавливаемых колесных опор. Колесная опора является начальным элементом, модулем всей конструкции, а автомобиль в целом может быть вторичным модулем транспортного средства еще большей грузоподъемности. Принцип модульности, используемый при создании этих транспортных средств, раскрывает широкие возможности комплектовать транспортные средства практически любой грузоподъемности. Фирма Кометто заявляет и демонстрирует практически возможность перевозки модульных конструкций общей массой 3000 т и более. Новая прогрессивная технология транспортирования и строительства крупными модулями дает огромные экономические преимущества: сокращается в несколько раз срок строительства; может быть обеспечен принципиально новый высокий уровень качества благодаря возможности создавать и отлаживать модули в специализированных заводских условиях; отпадают огромные затраты на обеспечение сохранности, складирования материалов, заготовок и др.; отпадает необходимость в складских помещениях; капиталовложения быстро вступают в оборот и окупаются в более короткое время. Испанская фирма Трабоса также производит модульные многоопорные транспортные средства. Для этих автомобилей характерно применение начальных модулей двух типов — с одной (рис. 12) и с тремя колесными опорами, из которых собирают грузовые платформы разной грузоподъемности (по данным фирмы до 5000 т). Кроме того, имеются модули силовой установки с дизелем мощностью 335 кВт и модуль управления с кабиной для водителя. При конструировании модулей решена задача перевозки их в разобранном виде в большегрузных стандартных контейнерах. Грузоподъемность модуля с одной опорой 25 т, с тремя — 75 т. В один многоопорный автомобиль фирма Трабоса включает 40% одноопорных модулей, 30% трехопорных неведущих и 30% трехопорных модулей с приводом колес. Рис. 12. Модуль опоры многоопорного автомобиля «Трабос»
В кабину управляющего модуля устанавливается центральная ЭВМ, которой можно запрограммировать синхронизацию управления опорами по заданному закону поворота транспортного средства (до 243 опор); регулировку подачи гидронасосов для синхронизации 9 независимых силовых модулей; горизонти-рование платформы при погрузке и движении по дороге с макронеровностями с точностью до 0,1 °; определение массы и центра масс перевозимого груза.
Как видно из рис. 12, несущую основу одноопорного модуля составляет рама, изготовленная из сдвоенных двутавровых продольных балок, соединенных поперечинами. К раме крепится колесная опора, подобная изображенной на рис. 11. На продольных балках предусмотрены сцепные устройства для продольного и поперечного подсоединения других модулей. Трехопорный модуль имеет подобное конструктивное исполнение. Разница состоит в количестве опор, прикрепляемых к несущей раме.
Размер одноопорного модуля 1850x2300 мм; транспортная высота 1150 мм, а рабочая 1650±300 мм; собственная масса
3 т. Трехопорный модуль имеет размеры 5810x2300 мм, массу неведущего модуля 8,1 т, а ведущего 9,9 т.
Следует отметить, что размещение опор на рассматриваемых автомобилях осуществляется по тележечной или равномерной схеме компоновки ходовой части. Применяется компоновка опор, соответствующая компоновке осей многоосных автомобилей. Поэтому теоретически многоопорные автомобили могут рассматриваться аналогично многоосным.
Фирмы Шейэрле и Кометто выпускают также многоопорные сочлененные автомобили прицепного типа, в которых конструкции опор и трансмиссии транспортера аналогичны рассмотренной выше конструктивной схеме однозвенных многоопорных ав-
томобилей этой фирмы. Переднее звено транспортера выполняет роль тягача. На нем установлены мощная силовая установка, кабина и вся система управления. Второе звено является грузовой платформой со сравнительно небольшой погрузочной высотой.
Многоопорные автомобили выпускает также другая известная фирма Николас (Франция). Оригинальной разработкой этой фирмы является тяжеловоз «Аутомас Роутир», рассчитанный для перевозки длинномерных грузов длиной до 10 м и массой до 500 т. Тяжеловоз относится к группе сочлененных многоопорных автомобилей седельного типа и представляет собой трехзвенное транспортное средство, состоящее из двух платформ, подобных по конструкции многоопорному автомобилю, и грузовой несущей части.
Каждая платформа имеет 24 четырехколесные поворотные, опоры, расположенные в 12 рядов (всего 96 колес). Передние шесть рядов (12 опор) платформы являются ведущими с гидростатическим приводом. На каждой платформе установлен двигатель мощностью 470 кВт, который приводит гидронасос высокого давления. Несущая часть транспортера мостового типа выполнена телескопической с переменными шириной и высотой. Ширина изменяется от 2600 до 4300 мм, а высота — от 3530 до 5070 мм. Погрузочная высота изменяется в пределах ±270 мм и составляет 1080 мм, максимальная скорость 18 км/ч, общая масса 760 т при массе груза 500 т, длина 58 м. Автопоезд для перевозки такого же груза имеет общую массу около 900 т и длину 94 м.
Многоопорным автомобилям присущ один очень важный недостаток, ограничивающий область их применения: большие нагрузки на колесные опоры и высокое давление в контакте колес исключают возможность использования этих автомобилей на дорогах и местности с малой несущей способностью опорной поверхности. В то же время потребность в транспортных средствах для перевозки грузов, способных двигаться в условиях бездорожья, очень большая. Для решения этой проблемы необходима новая идеальная многоопорная система транспортного средства.
Идеальной опорой транспортного средства на поверхность, по которой оно движется, является воздушная подушка. Она позволяет равномерно распределить груз на опорную поверхность и вследствие этого снизить давление на нее и значительно сократить сопротивление движению транспортного средства. Так, сопротивление при движении на воздушной подушке снижается в 100 ... 200 раз по сравнению с сопротивлением движению трехосного автомобиля по грунтовой размокшей дороге. Для буксирования платформы на воздушной подушке по местности требуется сила тяги 100 ... 200 Н на 1 т общей массы прицепа, что позволяет снизить требуемую удельную мощность.
Нагрузка рассматриваемого транспортного средства равно-' мерно распределяется на всю площадь, и давление на грунт получается незначительным. На местности с низкой несущей способностью грунта проходимость автопоезда, состоящего из тягача и платформы на воздушной подушке, и его скорость, как правило, будут определяться проходимостью и скоростью тягача. Особенно эффективным является применение таких платформ, буксируемых снегоболотоходиыми тягачами. В таких поездах наиболее удачно сочетается высокая проходимость с большой грузоподъемностью [7].
7. МНОГООСНЫЕ АВТОМОБИЛИ МАЛОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
Выше рассматривались различные многоосные автомобили, большое число колесных осей которых было обусловлено необходимостью обеспечить увеличение грузоподъемности автомобиля. Последнее время за рубежом появилась особая группа многоосных автомобилей малой грузоподъемности, у которых увеличение числа колес обусловлено необходимостью обеспечить автомобилю высокую проходимость по болотам и плавучесть на воде.
Эти автомобили широко рекламируют в качестве индивидуального транспортного средства для охотников, рыболовов, самодеятельных туристов, путешествующих по рекам и озерам. Кроме того, они рекомендуются для использования при проведении различных работ и перемещений на местности с топкими болотами и большим числом водоемов, а также в качестве транспортного средства в сельском хозяйстве.
Многоосные автомобили такого рода прежде всего отличают небольшие размеры и собственная масса, что делает их высокотранспортабельными. Кроме того, их отличает простота конструкции и высокая надежность, практически исключающая потребности в техническом обслуживании и текущем ремонте. Небольшая масса и малые размеры позволяют перевозить их на большие расстояния без разборки, используя любые транспортные средства. Даже легковые автомобили могут применяться для их перевозки по дорогам с твердым покрытием к местам использования (на жестком буксире). Кроме того, они самостоятельно могут двигаться в этих условиях со скоростью 60... 80 км/ч и как мини-автомобили лучше приспосабливаться к современным стесненным условиям городского движения.
Высокую проходимость обеспечивает многоосный колесный движитель, снабженный шинами низкого давления, малого диаметра, большой ширины, с эластичным кордом и развитыми грунтозацепами. Эти шины по характеристикам приближаются к пневмокаткам, благодаря чему обеспечивается среднее давление на грунт 30... 35 кПа. При движении по глубокому снегу и
6. Общие конструктивные решения многоосных малогабаритных автомобилей
Схема шасси
s ►. ё 2
св Ь в) 5
§ 2 •в О
а> Сх
Трехосные
Тормо
жением
Четырехосные
-е-о о О:
1—1—1—1
Сочлененные
1—|Т|—1
2-    |Т|-2
3—|"з]—з
Складыванием То же
болоту на шины можно надевать резиновую ленточную гусеницу, снижающую давление на опорную поверхность до 13 кПа.
Применение водонепроницаемого несущего корпуса £овмест-но с большим объемом колес обеспечивает хорошую плавучесть, устойчивость и способность длительно держаться на воде, что важно для рыбаков и охотников. Движителем при движении на воде являются вращающиеся колеса или навесной винт.
Для получения представления об особенностях конструкции этих автомобилей в табл. 6 дана их классификация по принятым выше общим конструктивным решениям, а на рис. 13 изображены некоторые образцы современных малогабаритных автомобилей малой грузоподъемности.
В группе трехосных автомобилей заслуживают внимания известные автомобили «Соло-750» (ФРГ), «Анаконда-Ваген» (США), «Амфикэт» (Канада). «Соло-750» (ФРГ) имеет герметичный корпус, изготовленный из пластмассы толщиной 5 мм, армированной стеклотканью. В наиболее нагруженных местах
Рнс. 13. Многоосные малогабаритные автомобили: а — «Соло-750»; б — «Каргокэт»
корпуса установлены металлические усилители. Кузов состоит из двух половин: верхней и нижней. Элементы кузова соединены заклепками и склеены.
На автомобиле устанавливается двухтактный двухцилиндровый дизель воздушного охлаждения мощностью 15,2 кВт или карбюраторный двухцилиндровый двигатель мощностью 19 кВт. Автоматическая транссмиссия представляет собой бесступен-
чатый ременный вариатор с приводом на промежуточный мост, от которого мощность передается цепной передачей на передний и задний мосты. Трансмиссия реверсивная, обеспечивает движение вперед и назад с максимальной скоростью около 60 км/ч. Управление осуществляется двумя рычагами путем торможения колес одной стороны. Механизмом поворота служит двойной дифференциал. Эти же рычаги используют для торможения автомобиля. Тормоза ленточного типа затяжные. Тормозная педаль действует на тормоза передних колес, которые передают тормозное усилие и на другие колеса, связанные с передними колесами цепной передачей. Функции упругих элементов подвески выполняют бес-камерные шины низкого давления. ^
Движение на плаву осуществляется с помощью колес. Возможно использование подвесного лодочного движителя, скорость движения при этом на плаву достигает 8... 9 км/ч.
Малогабаритные автомобили «Анакойда-Ваген» и «Амфикэт» по своему конструктивному исполнению сходны с автомобилем «Соло-750». У этих автомобилей имеется комплект дополнительного оборудования, содержащий ветровое стекло, систему обогрева кузова для работы в условиях низких температур, съемные гусеницы, подвесной лодочный двигатель и прицеп, оборудованный сиденьями для двух человек и способный плавать.
К группе II (четырехосные автомобили) относится автомобиль «Каргокэт» (Великобритания), который имеет открытый пластмассовый кузов, опирающийся на стальную раму, двухтактный двухцилиндровый дизель воздушного охлаждения мощностью 21 кВт. Трансмиссия состоит из автоматической коробки передач, главной передачи с дифференциальным механизмом и ременного раздельного привода колес левого и правого бортов. Рычаг управления автоматической коробкой передач имеет три положения, соответствующие движению вперед, назад и остановке. Управление транспортером осуществляется двумя рычагами, воздействующими на дисковые тормозные механизмы, установленные на полуосях главной передачи. Торможение колес одного борта создает поворачивающий момент, направленный в сторону заторможенных колес.
На автомобиле также отсутствуют упругие элементы подвески, их роль выполняют эластичные широкопрофильные шины. Для движения по воде могут использоваться как ведущие колеса, так и навесной винтовой движитель мощностью 4,4 кВт. Комплект дополнительного оборудования включает в себя лебедку с электроприводом, съемный складной верх кузова и гусеничные ленты для повышения проходимости на снегу и на болоте.
Преимущества сочлененных автомобилей используются и при создании малогабаритных многоосных автомобилей высокой проходимости.
Из группы III рассмотрим сочлененные автомобили «Кроко» и «Пэк Стар».
Автомобиль «Кроко» разработан швейцарской фирмой, имеет несущий кузов. Он состоит из двух частей корытообразной формы, шарнирно установленных на средней продольной оси, что позволяет им перемещаться относительно друг друга в поперечной плоскости, постоянно сохраняя контакт колес с дорогой при наезде на препятствия. Передний и задний мосты неподрессо-ренные и жестко соединены с кузовом. Двигатель роторно-поршневой воздушного охлаждения. Карбюратор со встроенным бензиновым насосом. Топливный бак может быть заменен тремя обычными канистрами. Двигатель оснащен электрическим и ручным стартерами. Масса двигателя 32 кг. Трансмиссия состоит из реверсивного преобразователя крутящего момента, обеспечивающего возможность движения с максимальной скоростью как вперед, так и назад, и клиноременного привода на все колеса. Передаточное число главной передачи 7,5. Самотормозящаяся червячная передача при отпущенной педали подачи топлива выполняет роль дополнительной тормозной системы. Рабочая тормозная система имеет гидравлический привод на все колеса. Тормозной механизм стояночной системы дисковый, установлен на ведомом валу коробки передач; привод механический. Рулевой механизм реечного типа связан толкающими штангами с шаровыми шарнирами со всеми четырьмя колесами.
Плавающий автомобиль «Пэк Стар» (США) сочлененной конструкции состоит из двух секций, соединенных между собой шарниром, обеспечивающим три степени свободы. В первой секции транспортера размещены двигатель, трансмиссия, рулевое управление, топливный бак, сиденье водителя и вспомогательное оборудование. Вторая секция является грузовой платформой. Автомобиль имеет двухцилиндровый бензиновый двигатель воздушного охлаждения. Трансмиссия включает гидрообъемную передачу с раздельным потоком мощности, две раздаточные коробки и ременные передачи. Арочные шины, сочлененная конструкция, привод на все колеса и бесступенчатое изменение крутящего момента обеспечивают высокую проходимость в условиях бездорожья и пересеченной местности. Водные преграды автомобиль преодолевает на плаву (движитель — колеса) со скоростью до 4 км/ч.
8. ЦЕЛИ И ЗАДАЧИ ТЕОРИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ
РЕШЕНИИ
Анализ конструкций, на основании которого дана классификация многоосных автомобилей, указывает на огромное их разнообразие. Наиболее важной характеристикой компоновки ходовой части является размещение осей по базе. Имеются образцы автомобилей практически со всеми возможными вариантами размещений осей. Однако преимущественное распространение получили так называемые тележечные схемы компоновок. Часто встречаются компоновки с равномерным размещением и реже — со сближенными центральными осями и произвольным несимметричным размещением осей. Используют схемы рулевых управлений с управляемыми колесами всех осей, с группой управляемых колес передних и задних осей и с группой управляемых колес только передних осей. Схемы раздачи мощности включают в себя все разнообразие возможных конструктивных решений. Применяется полная блокированная связь и схемы раздачи мощности с числом дифференциалов и подобных им механизмов от одного до максимально возможного.
В группе сочлененных автомобилей большое разнообразие определяется особенностями конструктивного решения и числом степеней свободы шарнирной связи. Известны автомобили, созданные по прицепной и полуприцепной схемам шарнирной связи, с двумя и тремя степенями свободы. Новый по способу управления тип автомобиля имеет систему поворота, обеспечивающую складывание звеньев в плане.
В группе малогабаритных многоосных автомобилей широко используется система поворота торможением колес одного борта, так называемая нерулевая силовая система поворота.
Для того чтобы обоснованно дать оценку той или иной схеме конструктивного решения, выявив ее главные преимущества и недостатки на основе анализа внутренних связей, необходима общая теория многоосных автомобилей. Ее разработка является очень сложной проблемой, поэтому в законченном виде она пока не существует. Имеется много исследований (главным образом советских ученых), касающихся отдельных эксплуатационнотехнических свойств многоосных автомобилей, таких, как управляемость и поворачиваемость, плавность хода, устойчивость, на-груженность трансмиссии, проходимость и др. Теория общих конструктивных решений, раскрывающая закономерности динамики и статики многоосных автомобилей во взаимосвязи с принятой конструктивной схемой, позволяет дать комплексную оценку последствий принимаемых решений в части формирования эксплуатационных свойств многоосного автомобиля или определить качество существующего автомобиля и предпочтительные условия его использования.
Главной целью этой теории является установление основных принципов рациональной разработки, конструирования, оценки и выбора общих конструктивных решений транспортных средств для обеспечения их соответствия различным эксплуатационным требованиям.
Для достижения поставленной цели могут быть использованы принципы системного подхода. Главная задача заключается в выяснении всех факторов, действующих в рассматриваемой системе, и установлении всех имеющих влияние внутренних и внешних связей [2].
Для постановки конкретных задач исследования на основе логического анализа может быть использована структурная схема исследования системы (рис. 14) предварительно установленными логическими связями между ее элементами. Система состоит из трех подсистем: конструктивных решений (входные элементы системы), эксплуатационных свойств и внешних условий. В данном случае установлены только определяющие элементы дальнейших исследований, прочие факторы, не показанные на схеме, являются для рассматриваемой системы внешними связями, которые надо учитывать как ограничения при проведении тех или иных оценок конструктивных решений.
К подсистеме конструктивных решений относят только те, которые приняты в качестве общих конструктивных решений: это число осей я, размещение осей по базе, характеризуемое относительным коэффициентом i, число, тип и место установки развязывающих узловых точек в схеме трансмиссии п', число и место установки управляемых осей п". Применительно к многоосным сочлененным автомобилям дополнительно в качестве общих конструктивных решений рассматривают число степеней свободы шарнирной связи, оценивают особенности поворота автомобиля складыванием звеньев и поворотом всех опор на 90° много-опорных автомобилей. Логически установлены эксплуатационные свойства, на которые оказывают наибольшее влияние принимаемые конструктивные решения. Этих свойств установлено восемь (см. рис. 14). Они образуют вторую подсистему исследуемой системы.
Из многочисленных факторов внешних условий, влияющих на транспортные средства, в структуре системы показаны только два — ровность опорной поверхности и состояние грунта. Они
Рис. 14. Структурная схема исследуемой системы
учитываются в дальнейшем при точных аналитических исследованиях. Все остальные важные условия использования учитывают как ограничения, исходя из главного предназначения того или иного автомобиля. Линиями показаны логические связи,^ле-ментов системы по вертикали: сплошными линиями — важные, определяющие связи, а штриховыми — второстепенные, действующие в данной системе.
Основной задачей последующих исследований системы являлось установление (в количественных и качественных характеристиках) связей между элементами и закономерностей их изменения в динамике. Знание их характеристик позволит дать научную оценку той или иной конструктивной схемы многоосного автомобиля или правильно его эксплуатировать.
Далее в общем виде рассмотрены наиболее общие схемы автомобилей, имеющих п осей с произвольным их размещением по базе. Частные задачи изложены применительно к наиболее вероятным, реально возможным схемам. Использование математического аппарата, расчетных схем, допущений и приемов исследований позволяет наиболее наглядно раскрывать физическую сущность сложных явлений. Для обоснования достоверности выводов и закономерностей динамических процессов многоосных автомобилей широко использованы результаты экспериментальных исследований, полученные на механических н электронных моделях, а также на натурных образцах.
Глава 11
КОЛЕБАНИЯ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ И КОМПОНОВКА ХОДОВОЙ ЧАСТИ
От характеристик колебаний автомобиля зависят важные показатели плавности хода, влияющие на средние скорости движения, сохранность перевозимого груза и утомляемость водителя и пассажиров. Значение этих показателей повышается, если учесть особенности грузов, перевозимых многоосными автомобилями, и необходимость использования высоких средних скоростей при движении по плохим дорогам и местности для определенной группы многоосных автомобилей. Поэтому исследование комплекса вопросов, влияющих на колебания, имеет для рассматриваемых автомобилей важное значение.
Исходя из цели разработки теории общих конструктивных решений в соответствии со структурой сложной системы взаимосвязи общих конструктивных решений с эксплуатационными свойствами и внешними условиями движения (см. рис. 14) следует ограничиться исследованием влияния на колебания двух основных факторов общих конструктивных решений — числа колесных осей (опор) и схемы размещения их по базе, т. е. компоновки ходовой части. Как было показано, число колесных осей на рассматриваемых автомобилях, кроме малогабаритных многоосных автомобилей, увеличивают для повышения грузоподъемности при заданной нагрузке на ось, поэтому задачу исследований колебаний следует решать для переменного числа колесных осей и соответствующих переменных значений массы и момента инерции автомобиля.
Грузоподъемность многоосного автомобиля зависит от числа осей п, что определено в результате обобщения статистических показателей автомобилей с нагрузкой на ось 100 кН и выше [2]. Установлена также зависимость базы L автомобиля от п. Статистические данные подтверждают правомерность принимаемой при исследовании колебаний многоосного автомобиля исходной позиции о непостоянстве массы и момента инерции с изменением числа осей. При условии постоянства массы и момента инерции и переменном числе осей представляет теоретический интерес рассмотрение колебаний автомобиля.
9. ДИНАМИЧЕСКАЯ СИСТЕМА, ЭКВИВАЛЕНТНАЯ МНОГООСНОМУ АВТОМОБИЛЮ, И ЕЕ МАТЕМАТИЧЕСКАЯ
МОДЕЛЬ
Для теоретического исследования колебаний упругой системы, характерной для рассматриваемых автомобилей, большое значение имеет правильный выбор расчетной схемы, которая наиболее полно отражала бы важнейшие факторы, влияющие на колебания. Большое разнообразие применяемых эквивалентных колебательных систем автомобилей во многом объясняется различием исследуемых объектов и конкретных задач, решаемых при исследовании. Современный уровень теории колебаний позволяет рассматривать самые разнообразные расчетные схемы — от простейших одномассных до пространственных многомассных. Возможности современных ЭВМ позволяют решать задачи с учетом многих физических явлений, сопровождающих колебания.
При рассмотрении задачи колебаний многоопорного автомобиля можно принять ряд допущений, которые упрощают анализ и дают возможность выявить влияние числа осей л их компоновки на колебания в чистом виде. Поскольку независимые переменные изменяются в продольной плоскости, оставаясь постоянными в поперечной, можно рассматривать только плоскостную расчетную схему колебаний многоопорного автомобиля. Далее принято, что грузовая платформа с ее несущим элементом (рамой), грузом и надстройками является твердым телом, имеющим продольную плоскость симметрии, в этом случае деформациями рамы на изгиб можно пренебречь. Однако следует отметить, что если для некоторых двухосных автомобилей это условие вполне допустимо, то* для оценки плавности хода многоосных автомобилей, являющихся длиннобазными, следует учитывать изгиб-ную податливость рамы и упругое крепление на ней многих элементов (кабины, груза и т. п.). При исследовании поперечных угловых колебаний длиннобазных автомобилей не следует исключать из расчетной схемы податливость рамы на кручение.
Контакт шин с дорогой можно считать точечным, т. е. вместо распределенной нагрузки от воздействия дороги на площадку конечных размеров шин (колесных опор) условно принять, что на площадку действует одна сила, точка приложения которой определяется ординатой дорожной поверхности над центром колеса или опоры. Такая замена правомерна при рассмотрении движения автомобиля по асфальтобетонным и ровным грунтовым дорогам, однако при движении по дороге с большим числом мелких (высокочастотных) неровностей (крупный булыжник и т. п.) возникает точечный контакт, поэтому необходимо уточнение силы с учетом осредненной по площадке контакта величины неровности.
Все прочие допущения являются общепринятыми при исследовании колебаний автомобиля и достаточно обоснованы в технической литературе [8, 9, 20]. К ним относятся следующие: центр тяжести автомобиля движется в продольном направлении с постоянной скоростью; отсутствует влияние продольных и поперечных реакций дороги на колебания масс автомобиля; неуравновешенность и гироскопические моменты вращающихся масс
трансмиссии и двигателя равны нулю; перемещения масс автомобиля малы.
z
С учетом принятых допущений может быть принята эквивалентная схема колебательной системы (рис. 15). Колебания рассматриваются в двух обобщенных координатах z и <р и двух вспомогательных координатах q ид, одна из которых связана с дорогой, а другая — с неподрессоренными массами. Система имеет п +2 степеней свободы, подрессоренную массу Мп с моментом инерции /п, п неподрессоренных масс т*. В системе подрессоривания действуют две группы сил. К первой группе относятся силы, действующие от оси на подрессоренную массу. Они могут быть представлены суммой /Wp/t^.z+Zv,    (1) где FPi=f(&i) —сила, определяемая характеристикой упругого элемента подвески (рессоры) и являющаяся функцией (в общем виде нелинейной) его перемещения A*; F&i=f(ki) —сила, зависящая от характеристики амортизатора; обычно является нелинейной функцией скорости перемещения оси; FVpt=Rrp sgn (Д/) — сила, создаваемая динамической моделью (условный узел, имитирующий трение во всех узлах подвески); /?Тр в расчетах условно принимают постоянной, i?Tp=0,ll (Gn/n) (Gn — сила тяжести подрессоренной массы). Сумма сил, действующих от опоры на неподрессоренную массу: = (2) где Rmi==f(Ami) — сила, определяемая упругими свойствами и являющаяся функцией радиальной деформации шины ДШ{ (опоры) ; Rai—/(цшАш?) —сила демпфирования в шине, зависящая от скорости ее радиальной деформации Дш* и коэффициента затухания (д,ш- Входящие в выражение сил перемещение рессоры и его скорость, радиальная деформация i-й шины и ее скорость согласно рис. 15 связаны зависимостями kt=£ — С;+/г<р;    — Все приведенные характеристики действующих сил в общем случае нелинейны. Характеристики сил шины должны учитывать отрыв ее от полотна дороги, характеристика силы рессоры — пробой подвески, а характеристика амортизатора — открытие клапанов. Используя рис. 15, согласно принципу Даламбера можно составить математическое описание динамической системы, т. е. получить дифференциальные уравнения ее колебаний. Для п-ос-ного автомобиля они имеют вид / = 1, 2,..., п. Система состоит из п + 2 дифференциальных уравнений второго порядка, с учетом указанных нелинейностей действующих сил решить и исследовать эти уравнения обычными методами не представляется возможным. Такое исследование может быть проведено с помощью ЭВМ. Задачу сравнения схем компоновок ходовой части можно решать путем сопоставления результатов расчета по различным исходным данным. Целесообразно, прежде чем переходить к анализу вынужденных колебаний с помощью ЭВМ, рассмотреть влияние числа осей и размещения их по базе на такие важные характеристики колебаний, как собственные частоты, коэффициенты затухания и возмущающие функции. Для решения этой задачи лучше привести дифференциальные уравнения к каноническому виду и принять ряд дополнительных условий. Раскроем систему уравнений (3), приняв, что силы тяжести подрессоренной и неподрессоренных масс уравновешиваются статическими силами упругости подвески и шин. Силы трения в подвеске и гашение колебаний в шине для упрощения задачи на данном этапе можно не учитывать: Уп^ 4- 2 2 ЗД (Z - с, -К*) + 2 2 ^ Л <* - С, + /*) = 0; mh+2СШ t {qt - С,) - 2СР, (z - С, ■+ /#) - 2^а г (i - Сг + /,?) - 0, где t= 1, 2, 3,..., Ср и Сш — жесткости соответственно рессоры и шины; ца — коэффициент сопротивления амортизатора. Поделив все члены первого уравнения на Afn, второго на /п, а третьего на т;, можно провести преобразования и сгруппировать отдельные члены уравнений по выражениям, имеющим определенный физический смысл в части формирования колебаний сложных систем. Обозначим парциальные частоты колебаний элементов системы: 2 У. C9fiiJa-

Т
(0С..=у 2 (Ср I+Сш ,)/тг; 2Сш11ть парциальные коэффициенты затухания колебаний системы:
коэффициенты связи различных видов колебаний системы: "Чг — З ^ Cffli / Ма', Т]т — 2 ^ Cpih / Ai>    iljnti, 1    I    1 возмущающие функции вынужденных колебаний системы: Ф*=(2/Мя)^2    ; (6)
Q?=(2/yu)| ^ Cpi^Ci + 2 5 \ г    1    / Qci— (2//я,) Сш;^; -{- 2Kuz + ш*<г 4" 2/Ctf? -f- ’’It?- Тогда уравнения имеют вид: 2 + 2/e*2+<4z + /e*f<p + ,4*?=Q*; ?-г2K?tp+“??+Knz 4" \z—Q?; с, -ь 2/CcC, ^b«D?C£=Qe. При рассмотрении компоновки подрессоренной массы многоосных и многоопорных автомобилей для большинства из них можно отметить важное свойство: центр масс автомобиля в нагруженном состоянии практически совпадает с центром упругости. Это объясняется стремлением конструкторов максимально использовать несущую способность каждой оси автомобиля и обеспечить одинаковый статический прогиб всех рессор. Такая особенность позволяет обоснованно принять важное допущение о независимости продольных угловых колебаний от вертикальных колебаний подрессоренной массы из-за симметричности подвески. В этом случае ^ ^=0 и коэффициенты связи продольно-угло-1 вых и вертикальных колебаний тоже равны нулю, т. е. %=(); Т)ф==0) Kiv— 0, /(фг — 0. Правомерность принятого допущения была проверена экспериментально на механических моделях многоосных автомобилей. Проверка показала, что смещение центра масс относительно центра упругости на 200... 300 мм не влияет ии иа амплитуды колебаний, ни на нагружеиность ходовой части. При смещении центра масс до 600 мм наблюдается небольшой рост амплитуд и нагрузок. Так, ' амплитуда продольно-угловых колебаний при увеличении отклонения центра масс от центрального положения с 300 до 600 мм возрастает только на 30' в режиме резонанса, нагрузки возрастают на те оси, в сторону которых смещается центр масс. У многоосных автомобилей отклонения центра масс от центра упругости не превышают 200... 500 мм, поэтому принимаемое допущение не окажет существенного влияния на результаты расчета в рассматриваемой задаче. С учетом этого дифференциальные уравнения можно представить в новом, более удобном для анализа виде: г + 2ЛГ*г + а>*г=(?в; ср + 2Ду,р -j- uyp=Q9; (7)
Z,Jr2Kdt + <fot=Q'. Левые, части уравнений описывают свободные вертикальные и продольно-угловые колебания подрессоренной массы и колебания неподрессоренных масс, правые части — возмущающие функции. 10. ЧАСТОТЫ СОБСТВЕННЫХ КОЛЕБАНИИ Из теории колебаний сложных систем известно, что частоты собственных колебаний и парциальные частоты колебаний различны по величине и по физической сущности. Применительно к многоосным автомобилям они различаются приблизительно на 15...20%. То же относится и к коэффициентам затухания. Для определения влияния числа осей и размещения их в дальнейшем удобно пользоваться выражениями парциальных частот (4). Откуда видно, что на собственную частоту колебаний неподрессо-ренной массы не влияют ни число осей, ни их размещение по базе. Эта частота определяется параметрами, закладываемыми при конструировании подвескн. Собственная частота вертикальных колебаний подрессоренной массы при всех прочих равных условиях может зависеть только от числа осей шасси. С увеличением числа осей при сохранении неизменных значений жесткости подвескн и массы Мп частота колебаний будет возрастать. Но так как потребность в увеличении числа осей возникает в связи с повышением массы перевозимого груза, то пропорционально числу осей будет возрастать и подрессоренная масса МП=Г п, где Г — коэффициент пропорциональности, зависящий от выбранной нагрузки на ось [2]; Г= 3500...10000 кг (ннжний предел — для автомобилей с допустимой нагрузкой на ось 60 кН, верхний— для автомобилей с нагрузкой на ось 100 кН и выше). При одинаковой жесткости подвесок всех осей частота собственных вертикальных колебаний (0/= У2С9пцГп)=УЩ[Р. Это означает, что частота собственных вертикальных колебаний подрессоренной массы также не зависит от числа осей и нх размещения по базе. Она задается параметрами, выбираемыми при конструировании подвески автомобиля. Прн постоянстве подрессоренной массы с увеличением числа осей для сохранения значения собственной частоты колебаний, влияющей на показатель комфортабельности, необходимо уменьшить жесткость подвескн каждой оси. Частота собственных продольно-угловых колебаний зависит от числа осей и от размещения их по базе. Для теоретического исследования влияния размещения осей по базе можно применять в качестве независимой переменной коэффициент размещения осей по базе i = l/L — отношение расстояния I между любыми смежными осями к базе шасси L. Введение этого коэффициента значительно облегчает исследование компоновочных схем многоосных автомобилей. В общем виде, когда оси размещаются произвольно, автомобиль с п осями имеет п—1 различных значений коэффициента L При симметричном размещении осей по отношению к центру масс, что характерно для большинства многоосных автомобилей, имеется одно значение коэффициента г, полностью определяющего компоновку ходовой части. В этом случае прн определении коэффициента i за расчетное принимается расстояние между передними смежными осями (табл. 7). 7. Характеристика размещения осей по базе некоторых автомобилей Автомобиль База, мм Размещение осей по базе, мм Осевая формула MA3-537 (8X8) 1700—2640—1700 Фаун (8X4) 1700—2370—1700 МАЗ (8X8) 2210—3304—2205 ЗИЛ (8X8) 2400—1500—2400 D-588 (8X8) 1500—1800—1450 Магирус (8x8) 1580—3000—1500 Фаун (8x6) 1400—2800—1400 Т-813 (8x8) 1400—2400—1400 Като (12X6) 1500—1500—3400—1500— Частота собственных продольно-угловых колебаний для шасси с любым числом осей при симметричном их размещении и постоянной жесткости подвескн может быть определена из зависимости <о?=IУ (Ср//П) (0,5я — ал -j-бР),    (8) где о и б — постоянные коэффициенты,    определяемые    числом осей п: п......2 3 4 5    6 7    8 а....... О 2 4 8    12 18    24 б....... О 2 4 12    20 38    56 Как видно из выражения (8), частота продольно-угловых колебаний имеет более сложную завнснмость, чем частота вертикальных колебаний. Она зависит не только от параметров, но и от момента инерции, числа осей, базы автомобиля и размещения осей по базе, т. е. от многих компоновочных характеристик шасси. Представляет интерес анализ влияния изменения размещения осей на угловую частоту н на соотношение частот вертикальных и угловых колебаний. Используя выражения этих частот, получим
Ма (0, 5n — ai + 6Щ ' . / 0,5n — ai, +6i\ _J£L=1/_J-!-‘    (Ю) w?2 V 0,5n~ ait-r6i2 Графически зависимости (8)... (10) применительно к четырехосному шассн представлены на рис. 16. Анализ графиков показывает, что с увеличением коэффициента t угловая частота падает и возрастает соотношение частот вертикальных и угловых колебаний. Теоретически коэффициент i для четырехосного автомобиля может изменяться от 0 до 0,5. Четырехосный автомобиль при t=0 можно рассматривать как условный двухосный, имеющий базу четырехосного автомобиля и удвоенную жесткость подвески, а при /=0,5 как условный трехосный с равномерным размещением осей по базе и с удвоенной жесткостью средней оси. Важно отметить, что изменение рассматриваемых параметров в пределах теоретически возможного диапазона коэффициента I не превышает 30...40%, а если учесть реальные возможности изменения коэффициента i (с учетом действительных размеров колес н зазора между ними), то изменение частот и их соотношений не будет превышать 10... 12%. Это означает, что изменением схемы компоновки ходовой части нельзя существенно повлиять на частоту продольно-угловых колебаний и иа соотношение частот угловых и вертикальных колебаний. Очевидно, наиболее эффективно частоты можио менять соответствующим подбором характеристик подрессоривания и величины подрессоренной массы. Рис. 17. Зависимость относительной частоты угловых колебаний от числа и размещения осей: 1 —1=0; 2 ~ <min реально возможное; 3 — <шах реально возможное; 4~ <тах теоретическое Это подтверждается также анализом автомобилей с другим числом осей. Рис. 16. Изменение частоты и отношения частот колебаний четырехосного шасси в зависимости от размещения осей по базе
Для выяснения влияния числа осей автомобиля на частоту угловых собственных колебаний прн принятых выше условиях следует преобразовать уравнения (8). Момент инерции определяется эмпирическим выражением Ja=ArnL\    (11) где А — коэффициент пропорциональности, зависящий от типа автомобиля; Л =0,1... 0,3 (нижнее значение коэффициента принимают для автомобиля с грузом, имеющего допустимую нагрузку на ось 60 кН, верхнее значение — для автомобилей, обладающих большим моментом инерции и нагрузкой на ось 100... 120 кН). Следует отметить, что приведенные зависимости в большинстве случаев дают хорошую сходимость, так как груз обычно является симметричным. Тогда Из выражения (12) следует, что при принятых условиях частота угловых колебаний зависит не только от жесткости подвески, но и от числа осей и их компоновки; при этом база шасси влияния не оказывает. График, приведенный на рис. 17, показывает, что с увеличением числа осей до шести собственная ча* стота угловых колебаний шасси снижается, дальнейшее увеличение числа осей практически не вызывает изменения частоты. Степень уменьшения частоты зависит от размещения осей по базе и теоретически колеблется в пределах 20... 35%. Для автомобиля с любым числом осей коэффициент i теоретически изменяется от 0 до 0,5, т. е. в тех же пределах, что и для четырехосного автомобиля; при г'=0 автомобиль соответствует условному двухосному автомобилю, для которого частота угловых колебаний остается постоянной; при г'тах=0,5— условному трехосному автомобилю, у которого жесткость средней оси зависит от числа осей. При реально возможном изменении коэффициента г (с учетом размера колес и зазора между ними) частота меняется на 10... 12%. Таким образом, вследствие уменьшения соф можно ожидать, что с увеличением числа осей плавность хода будет повышаться. Если рассмотреть влияние увеличения числа осей при постоянных значениях подрессоренной массы и момента инерции, то также будет иметь место уменьшение частоты угловых колебаний благодаря снижению жесткости подвески. Этот случай, как ие характерный для транспортных колесных машин, подробно не рассматривается. и. ХАРАКТЕРИСТИКИ ГАШЕНИЯ КОЛЕБАНИИ Неупругое диссипативное сопротивление в подвеске оказывает важное влияние' на гашение колебаний. В теории колебаний это свойство оценивается коэффициентом затухания Кг{КФ) или относительным коэффициентом затухания (коэффициентом апериодичности) iM'lv)- В общем виде выражения этих коэффициентов в соответствии с уравнениями (5) следующие: Через коэффициент размещения осей по базе i для п-осного шасси с однотипными амортизаторами на всех колесах эти зависимости могут быть представлены в виде: Kz=>2npjMtt\ = Н'а V2/г/(УИпСр);    (13) Kv=(^L2lJa) (ra/2l— ai + бг2); %=u,aZ. V(га/2) — ai + 6i'4VTJ:r Полученные зависимости дают представление о влиянии числа осей и их размещения на характеристики неупругого сопротивления. На гашение вертикальных колебаний размещение осей по базе не влияет, а число осей влияет при постоянной подрессоренной массе. С учетом принятых выше условий об изменении Ми с увеличением, числа осей можно считать, что и число осей на гашение вертикальных колебаний не оказывает влияния. Гашение вертикальных колебаний определяется числом и характеристиками применяемых амортизаторов. Связь неупругого сопротивления при угловых колебаниях с рассматриваемыми параметрами имеет более сложный характер. Преобразовав выражения (13) и (14) [заменив /п его значением из выражения (11)], получим Здесь четко видиа зависимость гашения продольно-угловых колебаний от числа осей и размещения их по базе. При увеличении коэффициента I, т. е. при сближении центральных осей происходит уменьшение коэффициентов затухания. В пределах теоретически возможного изменения коэффициента i (от 0 до 0,5) относительный коэффициент затухания уменьшается на 30%, а коэффициент затухания — в 2 раза. В реально возможных пределах изменения i (0,2... 0,4) коэффициенты затухания изменяются соответственно на 10 и 15%. Следовательно, с точки зрения гашения продольно-угловых колебаний целесообразно уменьшать коэффициент г, т. е. предпочтительной является тележечиая схема ходовой части со сближенными крайними осями. Сопоставляя выражения (15) и (16) с зависимостью (12), можно установить, что влияние числа осей автомобиля на коэффициенты гашения колебаний в относительном выражении аналогично влиянию на угловую частоту (см. рис. 17). С увеличением числа осей гашение колебаний будет уменьшаться в тех же пределах и с той же закономерностью, с которой происходит уменьшение угловой частоты. Уменьшение коэффициентов затухания колебаний с увеличением числа осей при прочих равных усл&риях указывает на склонность многоосных автомобилей к угловым колебаниям. Установка амортизаторов на передних и заднкх осях для многоосных автомобилей является обязательной. 12. ВОЗМУЩАЮЩИЕ ФУНКЦИИ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИЯ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ Рассмотрение уравнений (6) возмущающих функций показывает, что выявить влияние общих конструктивных решений на величины возмущений вынужденных колебаний очень трудно. Существует сложная аналитическая зависимость возмущений колебаний подрессоренной массы от колебаний неподрессорен-ных масс. В связи с тем, что у многоосных автомобилей (особенно у многоопорных) непосредственные массы малы по сравнению с подрессоренной массой, для упрощения задачи можно пренебречь их колебаниями. Правомерность принимаемого допущения была проверена расчетами на АЭВМ, которые показали, что степень влияния колебаний неподрессоренных масс зависит от числа осей. Так, на трехосных автомобилях допущение дает погрешность в пределах 20...25%, а на шестиосных — в пределах 10... 12%. Поэтому для анализа такое допущение возможно, а при решении конкретных задач по оценке плавности хода путем расчетов на ЭВМ неподрессоренные массы следует учитывать. Тогда функции возмущений запишутся в виде: (17) где qi — ордината неровности поверхности дороги под г-й опорой; С» — приведенная жесткость рессор й шин. С,= Возмущение вертикальных и угловых колебаний зависит от массы и момента инерции подрессоренной части автомобиля и от микропрофиля опорной поверхности, от которой возмущение идет по двум направлениям — через упругий элемент подвески — характеризует первый член выражения в скобках системы (17) и через амортизатор, гасящий элемент подвески — вюрой член суммы в скобках. При этом установлено, что доля амортизаторов в возмущении колебаний составляет 15... 17% общей величины возмущения. Главный задающий фактор возмущений — микропрофиль опорной поверхности дороги. В общем случае воздействие дорожных неровностей на автомобиль является случайным процессом. Методы современной теории случайных процессов позволяют с помощью ЭВМ исследовать колебания колесных и гусеничных машин [8, 9, 20]. Из всего многообразия дорожных неровностей случайного вида можно выделить сравнительно большую группу периодических гармонических неровностей. Они могут быть систематизированы по следующим признакам: размеры неровностей (длина, высота или глубина), их формы и характер чередования. На грунтовых дорогах, наезженных автомобильным транспортом, длины неровностей изменяются в довольно широких пределах — от 0,5 до 13 м, а глубина впадин (высота гребней)—от 20 до 200 мм. При длительном движении автомобиля вне дороги и грунтовым дорогам диапазон длин неровностей сужается и наиболее часто встречаются неровности длиной 3... 5 м. Характерно, что средние значения длин неровностей совпадают с диапазоном длин опорных поверхностей автомобиля. Высота неровностей на таких дорогах изменяется в пределах от 20 до 400 мм, а наиболее часто встречаются неровности высотой 100... 120 мм. На бетонированных дорогах длины неровностей следует считать равными от одной до двух-трех дорожных плит, т. е. от 4...    5 до 10... 15 м при глубине 20... 30 мм. На асфальте, исключая аварийные участки, неровности обычно имеют длину 4... 8 м при глубине до 50 мм. Анализ большого числа периодических неровностей на грунтовых и асфальтированных дорогах показывает, что их профиль по форме почти совпадает с синусоидой со сглаженными вытянутыми краями, причем большинство неровностей имеют симметричный продольный профиль. На бетонированных дорогах неровности имеют треугольную форму, определяемую проседанием плит. Статистическая обработка фактического материала показывает, что на грунтовых дорогах встречаются как единичные неровности, так и волнообразный профиль с регулярно чередующимися неровностями, причем для дорог, наезженных многоосными автомобилями, наиболее типичным является волнообразный профиль с правильно чередующимися неровностями высотой 100...    200 мм, переменной длиной. Аналитически такой профиль характеризуется уравнением синусоиды или косинусоиды. Чередующийся характер неровностей часто наблюдается на асфальтированных и бетонированных дорогах, причем последние имеют повторяющиеся треугольные неровности. Периодический характер неровностей создает возможность появления резонанса, что подтверждается практикой эксплуатации многоосных автомобилей. Проведенный краткий анализ неровностей дорог позволяет при исследовании колебаний автомобилей рассматривать как детерминированное возмущение, так и случайное. При исследованиях важно получить сравнительные данные для многоосных автомобилей различных схем, поэтому целесообразно рассматривать детерминированное возмущение, т. е. возмущение, определяемое периодическими неровностями дорог. Такой вид возмущения позволяет получить сравнительные данные в чистом виде и в наиболее тяжелых — резонансных режимах движения автомобилей, что важно с точки зрения сохранности груза и динамической нагруженности ходовой части, трансмиссии и других элементов автомобиля. Немаловажным является то обстоятельство, что исследование колебаний на гармонических неровностях дает возможность точной проверки результатов теоретических исследований на ЭВМ и исследований с помощью механических моделей путем сравнения с экспериментальными данными, полученными при испытании натурных образцов на реальных гармонических поверхностях. Сравнивать теоретические исследования с экспериментальными данными, полученными на дорогах С неровностями случайного характера, затруднительно и трудоемко. Анализ колебаний многоосных автомобилей, движущихся по дорогам, имеющим профиль с гармоническими неровностями различной длины, показал наличие сложных зависимостей между длиной неровности и амплитудами колебаний. Выяснить эти зависимости можно на основе аналитических исследований вертикальных и угловых возмущающих функций. На первом этапё для определения качественного характера возмущений достаточно проанализировать выражения: (18)
Возмущающие воздействия Фг и Фф, качественно подобные выражениям (17), определяют колебания шасси при проезде неровностей и могут иметь различный вид. Возмущения, возникающие при проезде единичных неровностей, коротких SH=y2 и длинных SH>Y2 (см. рис. 15), достаточно полно исследованы [15]. Однако для случая проезда периодических неровностей предлагается тот же графический метод, что и для единичных неровностей. Такой метод недостаточно четко позволяет выяснить зависимость возмущающих функций от длины неровностей и компоновки ходовой части. Поэтому рассмотрим эту зависимость подробнее. Предположим, что многоосный автомобиль движется по периодическим неровностям, профиль которых меняется по косинусоидальному закону q=q0cosvt (где q0 — среднее значение ординаты неровности; v — частота чередования неровностей; i — время). При рассмотрении установившегося режима движения начало отсчета не имеет принципиального значения. Тогда возмущение каждой оси многоосного автомобиля будет происходить с запаздыванием, р(—2яу«/«5н, (где уг — расстояние от первой по ходу оси). Изменение высоты неровности под каждой осью: 0i = ?ocos 02==0о c°s Ы — *к) = Я0 (cos tf-cosft-fsin v^-sin pj); 0„=0ocos (vit—P„)=^(cos(v/) cos^-f sin (v/) sin p„). Обозначив sin (3, через a,-, a cos p; через систему уравнений можно переписать: ft = ?„ cos Ф,    ' дг~д0ФчСо% ч1-\-агsin v/); |    (19) 0Я= 0о Фп cos vi f а п sin it) Сумму двух функций yi=as'm\t и y2=b cos vt можно представить в виде y=y2 + yi:=A'sm(yt-{-al),    (20) где A'=Va?-\-b2; tgax = bja. Тогда выражения (18) с учетом (19) и (20) можно представить в виде: —0о V №4-йз4--+йл)2+(1+^2+^з+--4-М2 sin (^+«i); = 00 VV2a2“W3a34" • • • 4-л)24-(*1 + ^2^24- • • • 4- Kbnf sin (v^4"a2)' Амплитуда возмущающей функции вертикальных колебаний zq =* 0о l^sin + sin pe +... + sin”p„)* -f (1 -f cos fe +... + cos рл)2, 3—704    65 а амплитуда возмущающей функции угловых колебаний <?q=Яо V(h sin % + h siH 03 + .V. -fla sin p”)1 + + (^l+^2cOS?2 + --+^/icOSp/i)2- Возведя в квадрат эти уравнения и приведя подобные члены, можно получить общие выражения амплитуд возмущающих функций для автомобиля с п числом осей: z\n = ql {« +2f(cos Рг + cos Рз +... + cos£„) + cos (ft, — fe) + + cos (P4 — %) -f... + cos ($n — ft) + cos (£V— P3)+cos (p5 - p3) + + ...+cos(p„—p5)+...+ cos (p„ —i)J};    (21) 9?я = 0й{^1 + /1 + ... +/л4-2 COS^ + /^-3 COSP3 + ... +/t/„ COS Рл + + Vs cos (fe—p,)+... + / j/д COS (ря —. ft) + ... + + cos. (P„—Pe-dJ}.    (22) При подстановке в формулу (22) значений /,■ следует учитывать, что знаки U для осей, расположенных по разные стороны от центра масс, различны. 13. АНАЛИЗ ВОЗМУЩАЮЩИХ ФУНКЦИИ Предварительное рассмотрение уравнений (21) и (22) возмущающих функций показывает, что существует сложная зависимость амплитуд возмущения как вертикальных, так и угловых колебаний от числа осей и их размещения по базе. Эти уравнения можно решать аналитическим и графическим методами. Функции возмущения в зависимости от длины неровности, рассмотренные применительно к гипотетическому четырехосному автомобилю с различным расположением осей по базе: равномерным (1—1—1—1), со сближенными промежуточными осями (1—2—1), тележечными (2—2) и неравномерным (1— 1—2), позволили установить закономерности связей размещения осей по базе, числа осей и длин неровностей с изменением возмущающих функций [2]. Максимальные и минимальные значения вертикальной возмущающей функции остаются постоянными для любого размещения осей по базе. Причем максимум функции равен числу осей Zq шах/^О — П. Максимум возмущающей функции угловых колебаний зависит от базы автомобиля, числа осей и размещения осей по базе. В общем виде для автомобиля с четным числом осей я и симметричным их расположением 1**ти/?о1в1№,5л-,Б/]. где Б — ряд чисел: 0, 2, 6, 12, 20, 30, 42 и т. д. Анализ этого выражения применительно к четырехосному автомобилю показывает, что в пределах теоретически возможного изменения коэффициента i отношение фдшах/<7о изменяется на 50 %, в реально возможных пределах изменения коэффициента i изменение максимума возмущающей функции не превосходит 20 %. Такое же соотношение имеет место и у шасси с другим числом осей. Меньшее значение максимальных возмущений имеют автомобили с центральными сближенными осями. Однако пределы изменения возмущения при изменении размещения осей по базе небольшие. Как и максимум возмущения вертикальных колебаний, максимум возмущения угловых колебаний находится в прямой зависимости от числа осей. Коэффициент пропорциональности возрастания максимума возмущения зависит от коэффициента размещения осей по базе г. Он равен л/2 при г'шш=0, и минимальное значение имеет при гтах. Эти выводы являются правильными при принятых допущениях на первом этапе рассмотрения упрощенных выражений возмущающих функций, когда они не зависят от массы и момента инерции автомобиля. Если учесть более точное выражение возмущающей функции, представленное зависимостями (6) и (17), то вывод получается несколько иной. Так как с увеличением числа осей изменяются пропорционально масса и момент инерции подрессоренной части автомобиля и соответственно изменяется его база, то зависимость максимума возмущения вер-тикальных и угловых колебаний от числа осей имеет вид, представленный на рис. 18 [2]. . С увеличением числа осей максимальное значение вертикальной возмущающей функции остается постоянным, а возмущающей функции угловых колебаний падает наиболее интенсивно при числе осей не менее шести, далее значения функции практически стабилизируются. Интересно отметить, что характер изменения возмущающих функций в зависимости от числа осей и их размещения по базе соответствует характеру изменения рассмотренных ранее частот и коэффициентов гашения колебаний. \&>/пах 1 / с ^Я7ЯЯ 2 J 4 S п Рис. 18. Изменение максимального значения возмущающих функций в зависимости от числа осей
Для получения графиков функций Zqlqo—f (SH, SH/L) и ф?/<7о=/(SH, SJL) при симметричных схемах шасси можно применять графический метод сложения косинусоид или более простой предложенный В. А. Борзенковым метод разделения многоосного ав-з*    67 томобиля не несколько двухосных и графического сложения возмуадаюншх функций этих двухосных автомобилей. При большом числе осей и несимметричном их расположении по отноще^ нию к центру месс (ЦМ) приходится применять ЭВМ. Построенные графическим методом и проверенные аиалити-чески определением экстремальных точек возмущающие функции представлены на рис. 19. Следует отметить, что подобные графики были построены для автомобилей многих типов с различным числом осей (трех-, пяти- и щестиосных), Характер всех графиков одинаковый для всех автомобилей, и отмеченные ииже закономерности являются общими. Анализ этих графиков показывает, что протекание кривых Hq/qo^fiSnfL) ИЛИ f(Sn) И (Pn/qQ**f(Sn) или fl$nfL) для любого расположения осей по базе в диапазоне длин гармонических нв' ровностей от 2 до оо характеризуется следующими общими признаками; в диапазоне 2 м<5н<2 L, имеется несколько экстремальных точек как для угловых, так и для вертикальных воз* мущений; при Sn<L максимуму вертикальной возмушающей функции, как правило, соответствует минимум угловой возмущающей функции и наоборот; прн S„>L амплитуда угловых возмущений стремится к мак^ симуму, который наступает при Зн^2 L, а затем при £н-*-оо асимптотически стремится к нулю; при Sh>1,5£ амплитуда вертикальных возмущений асимптотически стремится от минимума к максимуму; о г 4 f t ю s,,,» о л if a w ц Рис. 19. Графики возмущающих функций вертикальных и угловых колебаний четырехосного автомобиля е различным размещением осей по базе в зависимости от длины неровностей; ----*g/<70=/<Sh>; •——-ч’А-'К5!,) при S»< I м чередование максимумов и минимумов обеих возмущающих функций настолько частое, что определить характер возмущения такой неровности практически невозможно, к тому же на неровностях такой длины существенное значение имеют геометрические размеры шин и их сглаживающая спо* собность, Сравнение графиков, построенных для различных схем раз* мещения осей по базе, указывает на их качественную общность; для разных схем изменяется только длина неровности, вызывающая соответствующие возмущения, появление которых в реальных условиях эксплуатации равновероятно для любой схемы. Каждой схеме расположения осей по базе соответствуют конкретные, только ей присущие длины неровностей, вызывающие появление максимальных и минимальных возмущений; чем дальше разнесены центральные оси, тем больше значение амплитуды угловых возмущений; несимметричное размещение осей по базе приводит к тому, что во всем спектре дорожных неровностей не находится ни одной, которая не вызывала бы появления угловых колебаний; в реальном диапазоне длин неровностей 2 20 м добиться существенного уменьшения возмущения и, следовательно, вынужденных колебаний вследствие изменения схемы расстановки осей по базе практически невозможно. Следовательно, схема размещения осей по базе не оказывает существенного воздействия на характер возмущения от дороги. В гл. 1 было показано, что многоосные автомобили могут иметь различные степень подрессоривания колес и жесткость подвесок, Эти факторы влияют на возмущающие функции вынужденных колебаний, имеющих определяющее значение в формировании колебаний, Из выражений возмущающих функций (17) можно установить, что многоосный многоопорный автомобиль с одинаковыми жесткостями подвесок всех осей (опор) будет иметь пропорционально меньшие значения возмущающих функций во всем диапазоне длин неровностей дороги, В случае, когда жесткости подвесок осей неодинаковы, выражения возмущающих функций выглядят иначе. Для сравнения можно воспользоваться расчетом и построением возмущающих функций для четырехосного автомобиля, выполненного в двух вариантах: полностью подрессоренного и полуподрессоренного, у которого отсутствуют рессоры двух средних осей. Геометрические размеры автомобилей равны, расстановка осей по базе J—2—1, жесткости подвесок и шин одинаковы, амортизаторы отсутствуют. Полагая, что подрессоренные массы и моменты инерции подрессоренных частей обоих автомобилей одинаковы, можно принять их равными единице, жесткость шины больше жесткости рессоры в 3 раза; тогда она будет больше приведенной жесткости в 4 раза, т. е. Сш—ЗСР= = 4 С и Сш=6 кН/см. При этих условиях на основании уравнений (17) и (6) можно записать значение возмущающих функций: для полностью подрессоренного автомобиля Qz=2Cq01^44-4 cos?-f4 cos 1,623Р + '*’ -f- 2 cos 2,625? -f-2 cos 0,625? sin (it+at); Qv=2CqQ V20,97 + 9,45 cos ? - 9,45cos 1,625? - " 1,125 cos0,625?— 19,845 cos 2,625? sin (it-j-a2); для полуподрессоренного автомобиля Qz=2Cqn V 34 -f 32 cos 0,625? -f 16 cos ?-}-" 16 cos,.l,625?-}-2 cos 2,6^5? sin (^-f c^); Q?=2C?0 V37,845 + 37,8 cos f- 37,8 cos 1,625? -l9,845cos 2,625^— 18 cos 0,625^ sin Ы-\-а2). Расчеты по этим зависимостям показали, что максимум вертикальной возмущающей функции для полуподрессоренного автомобиля в 2,5 раза, а угловой возмущающей функции в 1,5 раза выше, чем у полностью подрессоренного автомобиля. Из рис. 20 видно резкое отличие графиков возмущающих функций двух вариантов автомобиля не только по уровню амплитуд возмущений, но и по характеру кривых. Так, в интервале длин неровностей 1 ... Ю м для полностью подрессоренного автомобиля насчитывается пять точек, в которых вертикальные возмущения равны нулю, а для полуподрессоренного варианта в этом же интервале — лишь одна такая точка. Рис. 20. Графики возмущающих функций четырехосных автомобилей: ---полуподрессоренных;-- — полностью подрессоренных Возмущающая функция угловых колебаний по характеру протекания примерно одинакова для обоих автомобилей. Максимумы функции расположены на неровностях одной длины, минимумы почти совпадают на неровностях до 2 м, промежуточные участки для каждого автомобиля имеют свой характер. Общий уровень возмущений выше у полуподрессоренного автомобиля, кроме возмущений на неровностях длиной 3,5... 5,5 м. Рассмотренный пример подтверждает возможность разработки оптимальной схемы подрессоривания, если ставится задача получения высоких показателей плавности хода. Всякое упрощение подвески многоосного автомобиля ведет к ухудшению характеристик колебаний, компенсировать которое выбором схемы компоновки ходовой части невозможно. 14. ИССЛЕДОВАНИЯ ВЫНУЖДЕННЫХ КОЛЕБАНИИ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ НА ЭЛЕКТРОННЫХ И МЕХАНИЧЕСКИХ МОДЕЛЯХ При исследованиях на АЭВМ вынужденных колебаний четырехосных и шестиосных автомобилей за базовую можно принять схему гипотетического автомобиля, полностью подрессоренного, с амортизаторами на всех колесах, сходного с испытываемой механической моделью. При решении дифференциальных уравнений (3) необходимо учитывать нелинейность изменения упругих сил. Система уравнений была приведена к машинному виду, составлены блок-схема набора задачи и методика ее решения [2]. Анализ графиков амплитудно-частотных характеристик колебаний подрессоренной массы автомобиля, полученных при решении задачи на АЭВМ, показал, что амплитуды вертикальных и угловых колебаний в условиях низкочастотного резонанса для одного и того же автомобиля резко отличаются в зависимости от длины неровностей. Такое же различие имеет место и при условии изменения схемы компоновки ходовой части автомобиля (рис. 21). Таким образом, амплитуды колебаний меняются в зависимости как от схемы расположения осей по базе, так и от длины неровностей. В этих условиях отдать предпочтение той или иной схеме компоновки нельзя, поскольку все возможные варианты размещения осей по базе с точки зрения характеристик колебаний автомобиля равнозначны. Результаты решения задачи для схемы 1—2—1, обработан* ные по максимальным перемещениям в области резонанса иа неровностях высотой 5... 10 см и длиной 2... 14 м, представлены в сравнении с соответствующими функциями возмущения на рис. 22. Как видно из сравнения, амплитуды резонансных колебаний, отнесенные к высоте неровности 100 мм, примерно пропорциональны соответствующим амплитудам возмущающих z,mm    ф°    Рис. 21. Изменение мак симальных амплитуд колебаний в зависимости от компоновки при различной длине неровностей: 2-2 1-1-2 1-Н-1 1-24 2~2 М-2 И-М 1-2-1 Осевая дзормуда
1 — $н = 2 м; 2 —SH = 4 м; з ■ “ 8 м; 4 SH s== -12,6 м
'fa ^ 1 1 ' ill ч Иг Рис. 22. Зависимость амплитуды колебаний в области резонанса и возмущающей функции от длины неровностей при различной их высоте: / н 2 — высота неровности соответственно 10 и 5 см; 3 — возмущающие функции функций, и на всем диапазоне длин неровностей эта пропорциональность остается примерно одинаковой. Таким образом, колебания подрессоренной части автомобиля зависят от амплитуд возмущающих функций, а они — от длины неровности, базы и размещения осей по базе. Следовательно, сравнение колебаний автомобиля с различными схемами компоновки можно проводить по возмущающим функциям. Анализ влияния различных схем на возмущения может быть распространен и на колебания. При проведении экспериментальных работ по определению плавности хода реальных автомобилей обычно амплитуду колебаний z не фиксируют, так как это трудоемко и требует дополнительного оборудования, а определяют ускорения, возникающие в центре масс. Известно, что зависимость между ускорением и соответствующим перемещением выражается формулой z — mtz. 2 4 6 в Ю 12 S„,m 0 2 4 6 8 S„,m Собственная частота колебаний о»г для каждого автомобиля является величиной постоянной, поэтому максимальные ускорения будут пропорциональны максимальным амплитудам перемещений в резонансном режиме на неровностях соответствующей длины, и характер протекания зависимости z в центре масс будет таким же, как z=f (SB, SH/L). График зависимостей z=f(SH) (рис. 23) для механических моделей автомобиля построен по результатам решения на АЭВМ и экспериментального измерения резонансных ускорений при установившемся движении по косинусоидальным гармоническим неровностям в сравнении с соответствующими возмущающими функциями. Как видно из графика, экспериментальные кривые z=f(SH) почти полностью соответствуют кривой, полученной для расчетной схемы с помощью АЭВМ. Сравнение графика расчетной зависимости q>=f(SH), полученной на АЭВМ, и кривой, построенной по максимальным угловым перемещениям в области резонанса, возникающего на модели автомобиля при движении по неровностям различной длины, показало, что по сходимости расчетных и экспериментальных данных для вертикальных ускорений и угловых колебаний подрессоренной части автомобиля можно судить о правильности выбора расчетной схемы и набора характеристик под-рессоривания. Оно также подтвердило возможность распространения оценки различных схем шасси по возмущающим функциям на вынужденные колебания в резонансном режиме. Выше рассмотрено по результатам расчета и эксперимента влияние компоновки ходовой части и числа осей на отдельные характеристики, определяющие вынужденные колебания, применительно к четырехосному автомобилю. Для проверки выводов и выяснения влияния схемы ходовой части на показатели плавности хода шестиосного шасси автомобильного крана было выполнено такое же решение дифференциальных уравнений с помощью АЭВМ. Решение проводилось на моделирующей установке МН-14. В качестве характеристик и параметров шасси и fr.Vfe __Ъ, Ъ/и
Рис. 23. Графики сравнения расчетных и экспериментальных данных (в режи-ме резонанса) с функцией возмущения: / — расчетные; 2 — экспериментальные; 3 — возмущающая функция системы подрессоривания были приняты характеристики механической модели шестиосного шасси. В ходе решения задачи переменной являлась схема размещения осей по базе. Рассчитывались как схемы с симметричным расположением осей 3—3, 2—2—2, так и с равномерным 1—1— 1—1—1—1 при движении по дорогам с гармоническими неровностями (SH=2, 5, 8, 9, 45 и 18,9 м; Ян = 70, 80 и 150 мм). Первые три неровности по длине и высоте соответствуют реальным неровностям, что дало возможность сравнивать результаты решения задачи на АЭВМ с экспериментальными данными; длины двух последних неровностей кратны базе модели. В процессе решения регистрировалось с помощью самописцев девять параметров, характеризующих колебания подрессоренной и не-подрессоренных масс. Анализ результатов решения задачи на АЭВМ показал хорошую их сходимость с экспериментальными данными для схемы 3—3. Сравнение данных по вертикальным и угловым перемещениям подрессоренной массы всех трех вариантов расположения осей по базе показало, что перемещения зависят от амплитуд соответствующих возмущающих функций. Отношение амплитуд колебаний к амплитудам возмущающих функций для всех вариантов практически одинаково. Так, отношение максимума вертикальных перемещений к амплитуде возмущений, построенных в произвольном масштабе, для схемы 3—3 составило 22, для схемы 2—2—2 — 24 и для схемы 1—1—1—1—1—1 — 22. Отношения угловых перемещений и возмущений для различных схем соответственно равны 9,6; 10,0 и 9,6. Это положение подтвердило полученный вывод о возможности сравнения различных схем по их возмущающим функциям. На рис. 24 представлены зависимости амплитуд возмущающих функций от длины неровностей пути для трех вариантов шестиосного автомобиля. Анализ графиков показывает, что не- о    Ь 8 12 16 S,„M 0 4 8 12 16 3„,м Рис. 24. График зависимости амплитуд возмущающих функций модели шестиосного автомобиля с различными схемами размещения осей по базе от длины неровностей: / — схема 3—3; 2 —схема 2—2—2; 3 — схема I—1—I—1—1—I ровности различной длины по-разному воздействуют на шасси с данной схемой ходовой части. В зоне длин неровностей около 2 м наибольшая амплитуда вертикальных возмущений характерна для схемы с равномерным расположением осей; в интервале 3... 4 м — для схемы 3—3, в интервале 4... 5 м — для схемы 2—2—2, в интервале 12... 20 м — для схемы 1—1—1—1—1—1. Распределение наибольших значений амплитуд угловых возмущений следующее: 2... 2,5 м — для схемы 1—1—1—1—1—1; 2,5 ...4м — для всех схем приблизительно одинаково; 4 ... 8 м — для схемы 2—2—2 и 8 ... 20 м — для схемы 3—3. Таким образом, для шестиосных автомобилей так же, как и для четырехосных, сделать какое-то заключение о преимуществе той или иной схемы расположения осей, учитывая равную вероятность появления различных длин неровностей в реальных условиях эксплуатации, невозможно. Следовательно, добиться существенного улучшения показателей плавности хода благодаря изменению расположения осей по базе многоосных автомобилей практически нельзя. Эту задачу надо решать соответствующим подбором характеристик подрессоривания. При экспериментальной оценке параметров колебаний шестиосного макета автомобиля вертикальные ускорения измеряли в кабине, в центре масс и в задней части, регистрировали угловые перемещения подрессоренной массы. Определялись величины вертикальных ускорений неподрессоренной массы четвертого правого колеса и ходов третьего правого и шестого левого колес. При испытаниях макет не имел амортизаторов в системе подрессоривания, давление воздуха в шинах — номинальное 300 кПа. Испытания проводились на следующих моделированных дорогах различного состояния и вне дорог: бетонированное шоссе удовлетворительного состояния с периодическими неровностями, образованными стыками бетонных плит; крупнобулыжный участок дороги; местность — холмистое поле с хаотическими неровностями длиной 0,5—3 м и высотой до 30 см с явно выраженным криволинейным расположением волн; участки специальной дороги с косинусоидальными волнами длиной 2, 3, 4 и 5 м, высотой 70 мм и длиной 8 м, высотой 150 мм. Скорости движения при измерениях были постоянными, изменялись ступенями от минимальной 10 км/ч до максимально возможной по условиям безопасности движения. Анализ результатов измерений позволил установить, что при движении по бетонированному шоссе возникают небольшие вертикальные ускорения (до 0,55 g), а угловые колебания не превышают 30'. При движении по крупнобулыжному участку наблюдается увеличение амплитуды угловых колебаний и одновременный рост вертикальных ускорений до 1,8# на скорости около 37 км/ч, когда имеет место резонанс угловых колебаний, обусловленный воздействием стыков пллт основания дороги, При движении вне дорог ускорения в центре масс, в задней части и в кабине достигают соответственно 2 g, 1,8 g и 1,7 g, угловые колебания доходят до 2 Колебания в данных условиях определяются воздействием единичных неровностей. Скорость при этом не превышала 25 км/ч. При движении на неровностях периодического характера имели место несколько характерных режимов движения. При движении по участку с неровностями длиной 2 м на скорости гоколо 38 км/ч возник характерный резонансный режим колебаний неподрессоренных масс, В этом режиме вертикальные ускорения неподрессоренных масс (колес) достигали (10,., 12) g, вследствие чего наблюдались почти полный пробой шии и отрыв колес от полотна дороги. Вертикальные ускорения подрессорен* ной массы не превышали в задней части g, в центре масс 1,4 g, в кабине 1,8 а а угловые колебания были до 1°, Волее высокие ускорения кабины по сравнению с ускорениями задней части и центра масс, очевидно, объясняются собственными вынужденными резонансными колебаниями кабины, Появление интенсивных резонансных колебаний неподрессоренных масс и отдельных элементов подрессоренной массы (кабины) на коротких неровностях при сравнительно небольших колебаниях подрессоренной массы в центре масс и в задней части является характерной и опасной особенностью многоосных автомобилей. С целью снижения уровня таких колебаний необходимо на всех колесах ставить амортизаторы и принимать ме* ры для уменьшения неподрессоренных масс, а также вводить вторичное подресеориванне отдельных элементов автомобиля (кабины, груза и т. п.). Другим характерным режимом является режим движения на участке с неровностями длиной 5 м, В этом случае наблюдаются интенсивные колебания прн резонансе вертикальных колебаний, При скорости около 37 км/ч ускорения во всех точках достигали 2,3 g, угловые колебания — 2 При движении по дороге с волновыми неровностями ($н«=8 м) имеет место один из максимумов возмущающей функции вертикальных колебаний. 18. ОСОБЕННОСТИ КОЛЕБАНИЙ СОЧЛЕНЕННЫХ АВТОМОБИЛЕЙ Наличие шарнирной связи между отдельными секциями автомобиля определяет особенности колебаний сочлененных автомобилей. Для установления этих особенностей на основе аналитического анализа необходимо иметь эквивалентную динамическую систему и ее математическую модель. Для упрощения аналитического анализа и выявления принципиальных отличий колебаний сочлененных автомобилей в качестве первого шага и основного допущения примем к исследованию плоскую расчет* ную схему. Для каждой конкретной конструктивной схемы сочлененного автомобиля можно разработать свою расчетную систему, Учитывая, что различные сочлененные автомобили принципиально отличаются только конструкцией шарнирного сочленения (см. гл, 1), попытаемся для решения поставленной задачи использовать универсальную схему, позволяющую описать особенности конструкции всех известных сочлененных автомобилей, при этом уравнения колебаний принимают лаконичный вид, удобный для аналитических исследований и моделирования на ЭВМ, В качестве такой расчетной схемы нспольэуем эквивалентную динамическую систему (рис. 25), Эта схема в представлен* ном виде отображает сочлененный автомобиль седельного типа, который имеет две активные многоосные секции, соединенные между собой сцепным шарнирным устройством. Для анализа колебаний в продольной вертикальной плоскости принимают, что сцепка обеспечивает одну степень свободы н является одно-шарнирной. Кроме того, она имеет упругий элемент и гидроци* лнндр вертикального складывания (ГцВС), который в случае угловых перемещений одного звена относительно другого рабо* тает как амортизатор, Общая опорная балка, выполняющая функции грузовой платформы с грузом, имеет два шарнирных соединения, установленные вблизи центра масс каждого звена секций. Без общей грузовой платформы схема будет эквивалентна сочлененному автомобилю прицепного типа, а без сцепного устройства и ГЦВС *— сочлененному автомобилю полупри- Z Рие. 25, Расчетная схема колебаний сочлененного многоосного автомобиля цепного типа (см. гл. I). Каждая секция всех трех возможных расчетных схем имеет ходовую часть, подобную ходовой части одиночного обычного многоосного или многоопорного автомобиля. При разработке расчетной схемы и ее математическом описании приняты все допущения и методические приемы, изложенные в подразд. 9, применительно к исследованию колебаний многоосного одиночного автомобиля. За обобщенные координаты можно принять: z — вертикальные перемещения центра масс платформы; ср — угловое перемещение платформы; а — угловое перемещение секций в продольной плоскости. Вспомогательные координаты q и s те же, что и для одиночного автомобиля (см. подразд. 9). Примем обозначения: Mi, M-i, М0 — массы секций, платформы и всей системы М= —М1+М2+М0; /1,/2,/о — центральные моменты инерции секций и платформы. Все обозначения показаны на рис. 25, индексы при обозначениях относятся к секциям (1 и 2) и платформе (0), обозначение без индекса — ко всей системе. В динамической системе действует группа сил и моментов, аналогичных ранее рассмотренным в подразд. 9, Дополнительные силы и моменты обусловлены наличием в сцепке упруго-демпфируемой связи, работающей при складывании звеньев на угол а. Динамическая система имеет п+& степеней свободы, следовательно, математически она может быть представлена системой п+3 связанных дифференциальных уравнений второго порядка. В общем виде эти уравнения могут быть записаны: п,
1    1 тп п -Rfl Fn. Первое уравнение представляет собой сумму проекций всех действующих сил с учетом сил инерции на ось 1. Оно описывает движение центра масс системы. Второе уравнение — сумма моментов относительно условной оси, определяемой обобщенной координатой ф. Это уравнение получается на основе использования теоремы о моменте количества движения по обобщенной координате ср. Приведенные моменты инерции системы: jf=Л1 iL\+-f-M0'£.o 4" 4" ^2 4" Jq\ J г/(г I г 2) — -^'2Г1 Кг 1*Ьгг) ~ JiKri — J<iKn. Во втором уравнении системы (23) верхние знаки выражений в скобках правой части принимаются для сил, смещенных вперед относительно центров масс секций, а нижние — для сил, смещенных за центры масс (по ходу автомобиля). Третье уравнение аналогично второму представляет сумму моментов количества движения по обобщенной координате а, в котором /« = /1/(2г1 + /2/(2г2; Цц^ц2(Х — момент сопротивления ГЦВС; ц,ц — коэффициент сопротивления ГЦВС; Chc2a — момент упругой связи при складывании, имеющий линейную жесткость С. Остальные п уравнений описывают колебания неподрессоренных масс. Они аналогичны уравнениям, рассмотренным в подразд. 9. Представленная система дифференциальных уравнений в пределах принятых допущений позволяет с помощью ЭВМ решать любые задачи по колебаниям сочлененных автомобилей любой известной в настоящее время конструктивной схемы. Для решения задач применительно к сочлененным автомобилям прицепного типа, когда общая платформа отсутствует, в уравнениях необходимо массу и момент инерции платформы приравнять нулю М0=0,/0=0. При отсутствии сцепного устройства, ГЦВС и упругой связи величины, описывающие их в уравнениях, следует приравнять нулю. Среди всего многообразия сочлененных автомобилей большое распространение имеют автомобили, характеризуемые симметричной схемой компоновки, у которых /i»^;    2М2 и ri = Li, r^—Lz. Симметричность сочлененного автомобиля позволяет значительно упростить дифференциальные уравнения колебаний: Jo.a = 2 ^г-Мда + САса; 1 rt
n
Здесь Fi=Cp &i — z — Stf — bfl) + 2[*e/.(C — i — 5;cp — bfl); Я/=сш (^-w; M = A1i-\-M2-\-Mq; Jy=Ji-\-J%-\-J0-\-r\M$ J a:==z J l J2*1 Расстояния bi и 5/ с соответствующими знаками приведены ниже применительно к восьмиосному симметричному автомобилю (по четыре оси в секции), п = 8 (обозначения показаны на рис. 25): Для симметричной схемы автомобиля выполняются условия: 26,= 0; 2Sf*=0 и 26(Sf*=0, поэтому исходные уравнения можно полностью разделить так, что амплитуды обобщенных координат г, ф и а можно определять из хорошо известных уравнений, описывающих простейшие эквивалентные двухмассовые системы, изображенные на рис. 26. Для определения z следует ввести для /г-осного автомобиля вспомогательные переменные: rt Тогда z определяется из следующей системы уравнений: Mzz=Fz\ Рис. 26. Приведенные расчетные
nii—Rz — Fz\ /7г=Ср(С —г) + 2|ха(С —z); [ Rzr= ^111 (Яг ^г)> М2 = М/п. Для определения угловых колебаний симметричной системы по двухмассовой расчетной схеме вводятся вспомогательные переменные, физически характеризующие линей- схемы симметричных сочлененных ные перемещения условной    автомобилей: ТОЧКИ платформы, расположен- “ ~ ВеРТИКаловых колебаний* б-уг' ной на расстоянии а от центра масс системы. Эквивалентная схема при этом такая же, что и при определении z (рис. 26, а), и отличается только обозначениями (на схеме обозначения даны в скобках): z9 — 3сР* ^9 — 3 1 2    С?—3 Я9=“-12ЗД; ft=0-12 Siqc’ o==V2s'-l i i Тогда система дифференциальных уравнений примет вид: (р z ip — F(р ^ F(Ctp Zy)-р2|ла (£(р m(9—R9~F9\ /?(р — Сш Ср), где Mv—J9h2. Аналогично и при определении угла складывания секций в вертикальной плоскости нужны новые переменные для условной точки, лежащей иа расстоянии 0= у 2*. в; Fа=0-1 2 biFf, С. = в-12*Л; Применительно к расчетной схеме (рис. 26, б) уравнения примут вид: 2 2 - 2Л, -£■ Z.A-C ze; Ср (С. - z.)+2[ха (С. - ij; Я« = СШ(<7«-Са), где Ма=/а/0*. В данной расчетной схеме в отличие от предыдущей появляются дополнительный «амортизатор» с эквивалентными коэффициентами сопротивления цэ = цц/1ц2/02 и дополнительная «рессора» с эквивалентной жесткостью Сэ=С7гс2/02. Пользуясь эквивалентными схемами, аналитическим путем можно определить основные характеристики колебаний сочлененного автомобиля по обобщенным координатам z, ф и а. Эти уравнения удобны для проведения прикидочных предварительных расчетов при проектировании сочлененного автомобиля. Определить координаты или их производные можно при синусоидальном возмущении, а по построенным частотным характеристикам'— и при случайных возмущениях. Частотные характеристики при этом зависят не только от параметров колебательных схем, но и от эквивалентных возмущающих функций zq, фд и ад, которые при гармоническом профиле пути могут быть точно определены аналитически. Если q(x)—ордината профиля пути, отнесенная к центру масс всей системы, то возмущение под t-м колесом ql {t) = q(vt-\-S-X где t—время; v — скорость движения. В частном случае для синусоидального профиля пути, как было указано выше в подразд. 12, q(x) =*0,5tfHsin 2nx/S„ (где Нв — высота неровности), тогда <7f (/)=//„ sin 2я (TOf-f 5г)/5и, где Si — координата i-ro колеса (оси) относительно ЦМ. Из этого выражения можно найти эквивалентные возмущения для симметричной расчетной схемы и амплитуду возмущения (см. подразд. 12, 13) Аналогично определяются эквивалентные возмущения: Ы = — 1/ I >14cos-    Stsin 2*Sl
На основе расчетов по приведенным выше зависимостям и экспериментальных исследований на моделях сочлененных автомобилей, выполненных рядом исследователей, можно отметить ряд интересных закономерностей колебаний этих автомобилей. Прежде всего можно установить, что определяющее влияние на формирование характеристик колебаний сложной системы оказывают характеристики колебаний отдельных звеньев (секций) и характеристики упругой и демпфирующих связей между звеньями сочлененного автомобиля. Закономерности изменения характеристик колебаний отдельных звеньев те же, что и для одиночных жесткорамных автомобилей. Для получения высоких показателей плавности хода как мно* гоосного одиночного, так и сочлененного автомобиля основное внимание должно быть сосредоточено на выборе оптимальных характеристик подрессоривания колес секций (жесткости, величины статических и динамических ходов подвески, величин гашений и сухого трения в подвеске и др.). Существенного влияния на колебания сочлененного автомобиля изменение числа осей и расстановки их по базе секций так же, как в случае одиночного автомобиля, оказать не может. сочлененного автомобиля Рис. 27. Относительная амплитудно * частотная характеристика угловых колебаний секций модели О
прицепного типа;
/ й 2 — сомветствеййо пе* редйей я задней секций без упругой связй; 3 п 4 — соот* MTdtseifMo задней и перед* ней секций с упругой связыо
г I ¥ ргц
Закономерности изменения возмущений от дороги на сочлененный автомобиль в целом определяются закономерностями возмущений отдельных секций. Максимальное значение амплитуды возмущающей функции угловых колебаний зависит от числа осей, базы автомобиля и от расположения осей по базе секций. Максимальные угловые возмущения возникают иа коротких неровностях (й узком диапазоне) и на неровностях длиной, приблизительно равной двум базам каждой секции йлй одной базе всего сочлененного автомобиля, равной сумме баз секций. Наличие упругой и демпфирующей связей между секциями сочлененного автомобиля существенно влияет на показатели угловых колебаний секций и показатели колебаний всей системы, Введение даже относительно небольшой по величине упругой связи приводит к значительному уменьшению амплитуд угловых колебаний секций в дорезонансной и резонансной зонах колебаний. Кроме того, происходит сдвиг резонансных частот в область больших частот возмущения (скоростей движения) автомобиля. С увеличением жесткости упругой связи увеличивается и смещение зоны резонанса, однако это приводит к увеличению амплитуд колебаний, соответствующих зарезонансным частотам. Это свойство требует обоснованного выбора жесткости упругой связи применительно к конкретной модели автомобиля. Применение связывающей рессоры, отключаемой в зарезонансной зоне колебаний, позволяет получить комбинированную амплитудно-частотную характеристику колебаний, Отмеченное выше влияние упругой связи секций на угловые колебания может быть проиллюстрировано рис. 27, кривые построены по результатам определения амплитудно-частотной характеристики двухзвенного сочлененного автомобиля прицепного типа, Характеристика получена при движении по гармонической неровности длиной, равной длине базы сочлененного автомоби- tp/H,рад/м
яя, т. е. по самой неблагоприятной неровности по величине возмущений угловых колебаний. Как видно иа рисунка, амплитуда колебаний передней секции только благодаря введению упругой связи на дорезонансной и резонансной скоростях движения снижается почти в 2 раза. В зарезонансной зоне упругая связь по* вышает амплитуду в пределах 10.,, 16%, Прямой/—/ отмечен момент желательного отключения рессоры упругой связи звеньев. Применение демпфирования в связях секций также достаточно эффективно влияет на уменьшение угловых колебаний секций. Амплитуды колебаний уменьшаются в 1,6...2 раза в дорезонансной зоне н в 2.,,2,6 раза в резонансной и зарезонансной зонах, т, е. демпфирование положительно влияет на колебания во всем частотном диапазоне возмущений. В то же время известно, что демпфирование, уменьшая ускорение колебаний в резонансной зоне, увеличивает их в зарезонансной зоне. Наиболее эффективно уменьшение амплитуд колебаний за счет демпфирующей связи наблюдается в определенных пределах изменения ее характеристик. Излишнее усиление демпфирующей связи влияет на колебания значительно меньше, поэтому необходима оптимизация демп* фирования угловых перемещений применительно к каждой конкретной модели сочлененного автомобиля. Для иллюстрации влияния демпфирования на колебания сочлененного автомобиля приведем пример экспериментальных исследований макетного образца сочлененного автомобиля прицепного типа общей массой 14 т. Конструктивно макет был выполнен симметричным по всем показателям, рассмотренным выше. Между секциями был установлен гидроцилнндр с максимальным сопротивлением 95 кН и параболической зависимостью сопротивления от скорости, Главной целью испытаний было установление влияния демпфирования в сцепке и на колесах автомобиля на колебания секций. Испытания проводились иа искусственных гармонических неровностях 2, Э, 4, б, 8 м, прн этом измеряли ускорения в передней части, в центре масс и углы наклонов каждой секции, Анализ амплитудно-частотных характеристик, полученных на указанных выше неровностях, подтвердил вывод о том, что наибольшие возмущения подрессоренная часть сочлененного автомобиля получает иа неровностях с длиной волны, равной двум базам секций, В данном случае база каждой секции была равна 2,5 м, а неблагоприятная неровность имела длину волны б м. Все испытании проводились на атнх, наиболее нагружающих неровностях, со скоростями, изменяющимися ступенями с интервалом 0 км/ч. Предельную допустимую скорость определяли пробои подвески, Анализ результатов измерений (рис. Щ показывает, что наибольшее влияние на гашение колебаний оказывает демпфирующая связь в сцепке. Введение в схему подрессоривания гидроцилнидра вертикального складывания, работающего как амортизатор, увеличивает скорость движения, допустимую по условиям пробоя подвескн, в 2...2,6 раза. Влияние амортизаторов колес на этих неровностях незначительное. Так, при движении сочлененного автомобиля с включенным цилиндром вертикального складывания и выключенными амортизаторами иолее пробои подвески наступали при скорости 24 „. 26 км/ч, тогда как при движении со всеми выключенными амортизаторами пробой подвескн наступает при скорости 12 ,„ 12,6 км/ч, Это объясняется тем, что прн отсутствии демпфирования в связях секций пробой подвески наступает в результате г*?Дм/сл интенсивных угловых колебаний (галопирования) секций. При длине волны неровности 5 м резонансная сксь рость с отключенными амортизаторами равна 15,5 км/ч. При включении межсекцнонного демпфирования галопирование резко гаснтся и пробой подвески обусловливаются преимущественно вертикальными колебаниями (резонансная скорость равна 29,2 км/ч). Рнс. 28. График изменения вертикальных ускорений н амплитуд угловых колеба-. ннй'сочлененного автомобиля на гармонических неровностях длиной 5 м и высотой 80 мм в зависимости от демпфирования в сцепке:
5 Ю 15 20 25 v,km/4    4 — угловых колебаний с демпфированием и без демпфирования в сцепке; 2, 3 — то же, вертикальных колебаний Необходимость установки амортизаторов на колесах сочлененного автомобиля определяется главным образом требованием гашения вертикальных колебаний подрессоренной массы и гашения колебаний неподрессоренных масс при движении по коротким неровностям. Таким образом, при применении упругой демпфирующей связи между секциями возможно значительно улучшить плавность хода сочлененных автомобилей и тем самым значительно (в 2...2,5 раза) повысить скорости движения их на местности. Этим, по-видимому, можно объяснить широкое применение за рубежом (США и Канаде) сочлененных автомобилей, предназначенных для работы в тяжелых дорожных условиях и на пересеченной местности. В отдельных рекламных изданиях сообщается, что сочлененные автомобили типа «Дрэгн-Вэгн» (см. гл. I) могут развивать скорость на местности до 50 км/ч, в то время как скорость обычных автомобилей высокой проходимости в этих условиях не превышает 20 км/ч. Отмеченными особенностями колебаний могут обладать только сочлененные автомобили прицепного и седельного типа со степенью свободы в продольно-вертикальной плоскости и сцепным устройством с демпфирующей или упругой связью. У сочлененных автомобилей, шарнирная связь которых имеет одну степень свободы в горизонтальной плоскости и предназначена для получения возможности поворота в результате складывания секций, получить улучшения характеристик колебаний в вертикальной плоскости не представляется возможным. Интересно отметить особенности колебаний сочлененных автомобилей седельного типа без сцепного устройства между секциями типа Татра-Семекс-Линке (см. гл. I). Сравнение расчетов колебаний подобного автомобиля и однозвенного автомобиля, имеющих равные базу и грузоподъемность, показало, что ускорение на передней части грузовой платформы на максимальной по условиям пробоя подвески скорости для сочлененного автомобиля примерно в 2 раза меньше, чем для однозвенного. Ускорение на месте водителя в кабине в тех же условиях для первой секции приблизительно в 2 раза, а для второй секции в 1,5 раза больше у сочлененного автомобиля по сравнению с одиночным автомобилем. Это указывает на то, что взаимное влияние секций благотворно сказывается только на колебаниях грузовой платформы, а на секциях оно не проявляется. Колебания корот-кобазных секций происходят в наиболее неблагоприятных условиях. Таким образом, сочлененные автомобили полуприцепного типа без сцепки между звеньями преимуществ по характеристикам колебаний дать не могут. Рассмотрены особенности колебаний сочлененных автомобилей, имеющих одну степень свободы в поперечно-вертикальной плоскости. Очевидно, введение степени свободы в поперечновертикальной плоскости внесет дополнительные особенности, для выявления которых требуется проведение специальных исследований. Однако можно предположить, что при введении жесткого и демпфирующего шарнира в этой плоскости результаты будут аналогичны. 16. ПРЕДПОСЫЛКИ ОЦЕНКИ ВИБРОНАГРУЖЕННОСТИ Экспериментальные исследования и опыт эксплуатации многоосных автомобилей, главным образом многотонных автокранов и сочлененных автомобилей, показали, что определяющее влияние на показатели их плавности хода и обитаемости оказывают не только правильный выбор характеристик подрессоривания и компоновки ходовой части, но и оптимальный выбор характеристик вторичного подрессоривания кабин, сиденья и установленного на раме шасси оборудования. Практика показала, что при идеальных показателях, обеспечиваемых конструкции подрессоривания ходовой части, возможны отрицательные характеристики вибронагруженности водителя и пассажиров в кабине, определяющие невозможность длительного движения в результате утомляемости и появления болевых ощущений. Исходя из этого, при проектировании многоосных автомобилей необходимо проводить расчет на вибронагруженность водителя и считать такой расчет важным шагом общих конструктивных решений. Ниже изложены основные положения методики такого расчета. Установлено, что определяющее влияние на вибронагруженность экипажа оказывают показатели колебаний элементов несущей системы (рамы) в зоне установки кабины. На некоторых многоосных автомобилях из-за большой длины рамы эти показатели с точки зрения вибронагруженности экипажа, как правило, бывают самые неблагоприятные. Отмечается высокая вибронагруженность и на сочлененных автомобилях. Вибронагруженность водителя во многом зависит от системы подрессоривания кабины и сиденья и их характеристик, обычно называемых вторичным подрессориванием. Упругие колебания несущей системы при наличии ошибок в конструировании элементов вторичного подрессоривания могут создавать невыносимые условия работы, чего не наблюдается в резкой форме у обычных грузовых автомобилей и автопоездов. В настоящее время находят все большее применение в оценке вибронагруженности человека рекомендации ИСО 2631-74, которые наиболее полно, системно учитывают воздействие вибраций на состояние (самочувствие) и здоровье водителя [7, 16]. Стандарт нормирует допустимые пределы колебаний тела человека по трем условиям, имеющим верхние границы: комфорта, допустимого утомления и начала снижения производительности труда, вредного воздействия на здоровье человека. Нормы задаются в величинах средних квадратических ускорений случайных колебаний в зависимости от частот колебаний, выраженных в семи октавных полосах, охватывающих частоты колебаний от 1 до 90 Гц. В нормах предусмотрены время и направление действия колебаний по трем координатам (вертикальные г, поперечные у и продольные х). Если при расчетах руководствоваться нормами стандарта ИСО, то требуется решать очень сложную и громоздкую задачу. При использовании общепринятых методов расчета колебаний эту задачу не решить даже при применении самых мощных современных ЭВМ. Нужны новые подходы, новые приемы и методы, значительно упрощающие расчетную схему и ее математическое описание, но дающие возможность определить требующиеся критерии вибронагруженности экипажа. В качестве такого метода заслуживает внимания комбинированный экспериментально-расчетный метод, предложенный Н. М. Назаровым и А. Н. Пархоменко, Он заключается в том, что предусматривает использование результатов экспериментального измерения в реальных условиях параметров колебаний несущей системы в качестве возмущений математической модели, описывающей колебания человека при подрессоривании сиденья и кабины. Виброускорения рамы в месте крепления кабины принимаются заданными. Преимущество такого метода в том, что он позволяет отказаться от громоздкого моделирования колебаний многоосного автомобиля в целом и сосредоточить все внимание на исследовании довольно сложной нелинейной системы вторичного подрессоривания и колебаний экипажа. Кроме того, этот метод позволяет комплексно учесть возмущения, идущие от дороги, силового агрегата и элементов трансмиссии, что аналитически учесть практически невозможно. В этом случае, если проводить упрощенные расчеты, ориентируясь на нормативы вибронагруженности стандарта ИСО, то необходимо иметь расчетную схему и математическую модель, описывающие пространственные колебания человека и учитывающие пространственное крепление и подрессори-вание кабины и сиденья водителя. Принятая для этого расчетная схема изображена на рис. 29. Она состоит из трех взаимосвязанных колебательных систем, обозначенных на рис. 29 цифрой со стрелкой: двухмассовой системы человека 1; системы подрессоренного сиденья 2 и системы подрессоренной кабины 3. При формировании расчетной схемы принято, что возмущения от участка рамы автомобиля в месте крепления кабины передаются по трем обобщенным координатам: вертикальных z0f поперечных у0 и поперечно-угловых ф0 колебаний. Передний участок Рис. 29. Расчетная схема оценки вибронагруженности водителя многоосного автомобиля рамы между балками крепления кабины принят абсолютно жестким телом. Такое допущение возможно, так как жесткость этой части рамы существующих многоосных автомобилей значительна. Колебания кабины рассматриваются по четырем степеням свободы: вертикальной z, поперечной у, поперечно-угловой г|з и продольно-угловой ф. В системе колебаний сиденья 2 учтены влияния упоров, трения, упругости подушки; в системе подвески кабины — упругих на изгиб поперечных балок крепления кабины и жесткости по всем трем координатам. Основным допущением принимается малое обратное влияние колебаний кабины и человека-оператора на колебания автомобиля. Правомерность этого допущения определяется малой (не более 1%) массой кабины по сравнению с подрессоренной массой автомобиля. Условные обозначения, изображенные на схеме, означают: тТр, mr, mc, m — массы соответственно груди и таза человека, подрессоренной части сиденья и кабины; /к, /с — моменты инерции корпуса человека и подрессоренной части сиденья; /ф — моменты инерции кабины; Сч и Кч— соответственно жесткость и коэффициент демпфирования человека; Fa, Fc — силы упругости в подушке и подвеске сиденья; Суп, С$а, Куп, Куп — жесткости и коэффициенты демпфирования подушки сиденья; Rc, Кс — силу трения и коэффициент демпфирования подвески сиденья; Супе, Сцщс, Купе, К-фпс — жесткости и коэффициенты демпфирования подвески сиденья. С учетом принятых допущений на основе расчетной схемы и описанных выше методов можно составить систему связанных дифференциальных уравнений, описывающих колебания. Система дифференциальных уравнений состоит из трех групп уравнений, моделирующих колебания по принятым четырем степеням свободы человека, сиденья и кабины. По своей структуре, составляющим элементам дифференциальные уравнения каждой группы подобны уравнениям, входящим в системы (7), (23). Важным этапом решения дифференциальных уравнений является выбор исходных данных: определение физико-механических параметров материалов, размеров элементов расчетной схемы (по чертежной документации и справочной литературе); расчет инерционных параметров и координат центров масс кабины и сиденья, моментов инерции сечений балок по разработанной программе, а также жесткостей упругих элементов; расчет жесткостей подвески кабины к раме автомобиля по определенным моментам инерции сечений и длинам участков упругих на изгиб балок; жесткостям упругих элементов — их расположению и числу, положению центра масс кабины. Возмущающие ускорения участка рамы в виде временных синхронных реализаций случайных процессов определяют экспериментально на образце автомобиля или с помощью математической модели в наиболее вибронагруженных условиях движения: на гравийных и булыжных дорогах при максимально возможной скорости движения. Для примера ниже приведены параметры возмущающих ускорений участка рамы для шестиосного автокрана, для которого проводилась оценка вибронагруженности водителя: Октавные полосы частот1............1    2    4    8    16 Средние квадратические ускорения: вертикальные, м/с2..................0,4    0,9    1,11    1,71    1,03 поперечные, м/с2....................ОД    0,53    1,36    1,39    1,77 поперечно-угловые, рад/с2..........0,42 0,66    1,79    1,62    1,1 Рнс. 30. Изменение вибронагруженности прн вертикальных н поперечных колебаниях водителя н кривые допустимых границ по ИСО 2631—74 в октавных полосах частот: / и 2 — внбронагрузки водителя при установке кабины соответственно не резиновых амортизаторах и на поперечно-упругой подвеске; 3—6 — допустимое время воздействий вибраций иа водителя по ИСО 2631—74 без вредных последствий соответственно 8; 4; 2,5 и 7 ч о вертикальных и поперечных колебаний достигают значительных величин и значительно превосходят допустимые границы при 8- и 4-часовом воздействии практически во всех октановых полосах частот. Допустимое время движения автомобиля без вредного воздействия поперечных колебаний на человека составляет всего 1 ч. При применении поперечного подрессоривания кабины значительно снижаются ускорения поперечных колебаний (кривая 2) и немного — ускорения вертикальных колебаний. Поперечные ко-, лебания допускают движение без вредных последствий до 8 ч во всех октавных полосах частот. По вертикальным колебаниям только 2,5 ч. Таким образом может быть сделан вывод о необходимости совершенствования системы подрессоривания кабины и сиденья для восприятия вертикальных колебаний. По результатам расчетов можно определять максимальные амплитуды деформаций подвесок кабины и сиденья, а также значения поперечного и вертикального перемещений головы водителя относительно кабины, которые позволяют оценить возможность ударов головой о стенки и потолок. 17, ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИЙ НА ФОРМИРОВАНИЕ КОЛЕБАНИЙ МНОГООСНОГО АВТОМОБИЛЯ Подводя итоги и обобщая результаты исследований, изложенные в данной главе, можно определить роль и место общих конструктивных решений многоосных и многоопорных автомобилей в формировании их колебаний. Раздельный анализ важных факторов, формирующих колебания, показал, что компоновка ходовой части автомобиля практически не оказывает влияния на собственную частоту и коэффициент апериодичности вертикальных колебаний и на параметры колебаний неподрессоренных масс. Параметры продольно-угловых колебаний зависят от схемы кодовой части автомобиля, однако размещение осей по базе имеет малое влияние. Собственная частота и коэффициент апериодичности при изменении коэффициента размещения осей по базе в допустимых границах на всех типах автомобилей изменяются в пределах 10... 15%. Автомобиль со сближенными крайними осями имеет более высокие собственную частоту и параметры гашения угловых колебаний по сравнению с автомобилем, имеющим сближенные центральные оси. Угловая частота и коэффициенты гашения колебаний уменьшаются наиболее интенсивно (до 35%) с увеличением числа осей до шести. Далее частота и гашение колебаний практически стабилизируются. При анализе колебаний многоосных автомобилей, движущихся по неровностям гармонического профиля различной длины, установлено наличие зависимости между длиной неровности, компоновкой ходовой части и амплитудами колебаний. Форма кривых возмущающих функций для любого числа осей и любого их расположения по базе в диапазоне длин гармонических неровностей от 2 м до ос характеризуется общими закономерностями. Максимальное значение амплитуды возмущающей функции вертикальных колебаний не зависит от числа осей и их расположения по базе. Этот максимум возмущений может возникать на неровностях 5H<L (в узком диапазоне длин неровностей) и на неровностях SH~oо. Максимальное значение амплитуды возмущающей функции угловых колебаний зависит от числа осей, базы шасси и от расположения осей по базе. Меньшее до 20% максимальное значение возмущения имеют автомобили со сближенными центральными осями по сравнению с тележечной схемой. Максимальных значений угловые возмущения достигают на коротких неровностях (в узком диапазоне) и на неровностях SH~2L. В диапазоне длин неровностей от 2 м до 2L имеется несколько экстремальных точек как для угловых, так и для вертикальных возмущений. На неровностях SH^L максимальные значения амплитуды вертикальных возмущений, как правило, соответствуют минимальным значениям угловых, а минимальные значения амплитуды вертикальных возмущений — максимальным значениям угловых. На неровностях SH>L амплитуда угловых возмущений стремится к максимуму, а затем с увеличением длины неровностей до ос асимптотически приближается к нулю. На неровностях SH>1,5L амплитуда вертикальных возмущений изменяется от минимальных до максимальных значений, которые соответствуют    На неровностях SH<1 м чередование максимальных и минимальных значений обеих возмущающих функций настолько частое, что определить характер возмущения такой неровности практически не представляется возможным, к тому же на неровностях такой длины существенно влияние сглаживающей способности шин. Исследования на АЭВМ и на механических моделях вынужденных колебаний автомобиля с различным размещением заданного числа осей по базе одной длины при принятых допущениях показали, что расстановка осей по базе не оказывает существенного влияния на колебания подрессоренных масс и ее нельзя считать решающим конструктивным мероприятием для получения высоких показателей плавности хода автомобиля. При выборе схемы ходовой части следует исходить из других более важных эксплуатационно-технических характеристик. Для получения высоких показателей плавности хода многоосных автомобилей основное внимание должно быть сосредоточено на выборе оптимальных характеристик подрессоривания. При этом рекомендации по оптимизации характеристик подрессоривания, касающиеся выбора жесткости подвески, величины статических и динамических ходов подвески, величин гашений и сухого трения, разработанные для двух- и трехосных автомобилей, полностью могут быть отнесены к многоосным и многоопорным автомобилям. В результате расчетов на АЭВМ и экспериментальных исследований может быть сделан вывод, что оценку схем ходовой части автомобиля с точки зрения вынужденных колебаний в резонансном режиме можно проводить по возмущающим функциям, так как амплитуды последних примерно пропорциональны соответствующим амплитудам перемещений подрессоренной части автомобиля. Изменение в схеме автомобиля числа осей и их размещения по базе не оказывает существенного влияния на характер (качественную сторону) возмущающих функций и вынужденных колебаний в резонансном режиме. С изменением схемы меняется только длина неровностей, вызывающих соответствующие возмущения. Каждому автомобилю присуща своя возмущающая функция, поэтому сравнение плавности хода различных автомобилей на одних и тех же неровностях без учета возмущающей функции недопустимо, поскольку дает несравнимые результаты. Увеличение числа осей и связанное с этим увеличение базы автомобиля может существенно улучшить показатели продольно-угловых колебаний главным образом за счет уменьшения вероятности появления максимальных значений возмущений в реальных дорожных условиях. Особенности колебаний сочлененных автомобилей обусловливаются наличием шарнирной связи между звеньями. Определяющее влияние на характеристики колебаний сложной системы сочлененного автомобиля и ее отдельных элементов оказывают подрессоривание колес отдельных секций и наличие сил упругости и демпфирования в шарнирной связи. Создание даже относительно небольших по величине жесткости и демпфирования в шарнире приводит к значительному (почти в 2 раза) уменьшению амплитуд угловых колебаний секций в дорезонансной и резонансной зонах колебаний. Для многоосных автомобилей характерны новые проблемные ■ вопросы, подлежащие детальному изучению при исследовании колебаний. Одним из них является исследование вторичного подрессоривания отдельных элементов автомобиля — силового агрегата, кабины, грузовой платформы и т. п. В определенных условиях неправильный выбор характеристик вторичного подрессоривания при оптимальной подвеске колес может обусловить низкие показатели плавности хода многоосного автомобиля. В связи с этим для многоосных автомобилей обязательным этапом при проработке общих конструктивных решений должен быть выбор характеристик подрессоривания кабин, сидений, силового агрегата и грузовой платформы. При расчете вибронагруженности челове-га могут быть использованы рекомендации, изложенные в данной главе, учитывающие пространственное вибронагружение человека и комплексное нормирование во времени и в октавных полосах допустимых нагрузок по международному стандарту ИСО 2631—74. Глава III ВЕРТИКАЛЬНЫЕ ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В ХОДОВОЙ ЧАСТИ Наиболее нагруженными элементами автомобиля являются узлы ходовой части; степень нагруженности последней определяет надежность всего автомобиля при его эксплуатации. Поэтому важно рассмотреть влияние общих конструктивных решений на нагруженность ходовой части и установить их связь с эксплуатационными свойствами. Опытом испытаний автомобилей любого типа установлено, что доработка элементов ходовой части является длительным и трудоемким этапом, а ходовая часть — наиболее уязвимой системой автомобиля. Кроме того, общие конструктивные решения в значительной степени определяют работоспособность ходовой части и надежность деталей трансмиссии. 18. ОБЩИЕ И ИСХОДНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ Исследованию динамических нагрузок, вызываемых взаимодействием колеса автомобиля с неровностью дороги, посвящено много работ. Однако их анализ позволяет установить, что вопросы влияния динамических нагрузок на характеристики ходовой части многоосных и многоопорных автомобилей в реальных дорожных условиях и влияния схем ходовых частей на эти нагрузки исследованы еще недостаточно. Установлено, что прочность узлов и механизмов ходовой части автомобиля зависит в основном от динамических вертикальных нагрузок, возникающих при движении по неровным дорогам и вне дорог. Горизонтальные силы, действующие на ходовую часть, хотя и не ограничиваются условиями сцепления колес автомобиля с дорогой, по абсолютной величине являются несоизмеримыми с вертикальными нагрузками. Если не учитывать аварийного случая удара колеса в вертикальную стенку, то по экспериментальным данным в нормальных условиях эксплуатации горизонтальные силы составляют 10...12% вертикальных сил. Этот вывод позволяет из всего комплекса нагрузок, действующих на ходовую часть, исследовать вертикальные динамические нагрузки, как определяющие в основном прочность ее узлов и деталей, и также режим работы трансмиссии автомобиля и такие его эксплуатационные свойства, как проходимость, управляемость, устойчивость и др. Особую актуальность приобретает исследование вертикальных нагрузок в связи с появлением многоопорных автомобилей, перевозящих грузы массой до несколько тысяч тонн (см. разд. 6). Динамические нагрузки на ходовую часть автомобиля определяются совокупностью сил тяжести и ииерции, а также перераспределением силы тяжести между осями. Из всего многообразия условий движения можно выделить наиболее характерные случаи нагружения ходовой части; максимальные динамические нагрузки, вызываемые колебаниями подрессоренных и неподрессоренных масс; перераспределение нагрузок между осями многоопорной системы при переезде через различные дорожные неровности и препятствия; перераспределения, вызываемые действием на автомобиль горизонтальных сил. Поэтому вертикальная нагрузка, действующая на ось, опору (кронштейн, рычаги и др.) в общем случае может быть условно представлена в виде = + Л: + Лс + Рту    (24) где Рд — наибольшая нагрузка на ось при движении; Рст — статическая нагрузка, определяемая силой тяжести подрессоренной массы; Рп и Рг—нагрузки, обусловленные перераспределением силы тяжести между осями соответственно при наезде на неровность с малой скоростью и под действием горизонтальных сил на корпус автомобиля (силы инерции при разгоне и торможении, сопротивления воздуха, тяги на крюке или седельном устройстве и т. п.): Рк—нагрузка, определяемая колебаниями подрессоренной и неподрессоренной масс. Для оценки динамичности вертикальных нагрузок принят коэффициент динамичности, показывающий, во сколько раз динамическая (с учетом статической) нагрузка Рд превосходит статическую: KA—PjP„. Разделив обе части уравнения (24) на Рст, можно получить выражение для коэффициента динамичности вертикальных нагрузок: Кя=1+Кп + Кк+Кг,    (25) где Кп — коэффициент перераспределения нагрузки на ось (опору) при наезде на неровность; Кк— коэффициент динамичности нагрузок от колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс; Кг — коэффициент перераспределения нагрузок на ось под действием горизонтальных сил. ' Влияние каждой составляющей уравнения (25) зависит как от конструктивных особенностей и схемы автомобиля, так и от скорости движения и состояния дорожного полотна. Например, при движении автомобиля по дорогам с неровностями большой длины основное влияние на вертикальные нагрузки окажут колебания подрессоренной массы, при движении по коротким неровностям— колебания неподрессоренных масс, а при переездах через неровности дороги или каналы, кюветы, насыпи — перераспределение нагрузок между осями. Очевидно, что анализ динамичности нагрузок и влияния общих конструктивных решений целесообразно провести по каждой составляющей уравнения (25) в соответствующих дорожных условиях. 19. ВЕРТИКАЛЬНЫЕ ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ, ОПРЕДЕЛЯЕМЫЕ КОЛЕБАНИЯМИ ПОДРЕССОРЕННОЙ И НЕПОДРЕССОРЕННОЙ Нагрузки на ходовую часть наиболее интенсивны при колебаниях шасси, возникающих при резонансных или близких к ним скоростях, когда амплитуды колебаний достигают максимальных значений. При изучении динамических нагрузок, обусловленных колебаниями двухосных автомобилей, различают воздействия двух типов, вызванные переездом длинных и коротких неровностей. Такой подход может быть применен и к изучению динамических нагрузок многоосных автомобилей. Правомерность данного упрощения при достаточной разнице между низкими и высокими собственными частотами и при одном порядке времени действия возмущения и периодов низкочастотных колебаний убедительно показана в работах проф. Р. В. Ротенберга. Допустимость этого метода подтверждают также одинаковые соотношения низких и высоких частот у двухосных и многоосных автомобилей. Проведенные эксперименты на моделях показали, что при переезде четырех- и шестиосными автомобилями неровностей со скоростью, близкой к низкочастотному резонансу, большие перемещения имеет подрессоренная масса, а колеса копируют профиль неровности, т. е. неподрессоренные массы не оказывают существенного влияния на колебания груза и на нагрузки в ходовой части. При движении со скоростями, близкими к скоростям, соответствующим высокочастотному резонансу, подрессоренная масса остается практически неподвижной, а колеса совершают колебания, поэтому колебания груза почти не влияют на нагрузки в ходовой части, а решающее влияние оказывают колебания неподрессоренных масс. Под длинными и короткими неровностями следует понимать такие неровности, продолжительность воздействия возмущающих функций от воздействия которых близка соответственно к периоду собственных колебаний подрессоренной массы и к периоду колебаний неподрессоренных масс автомобиля. При исследовании нагрузок на ходовую часть от колебаний подрессоренной и неподрессоренных масс целесообразно рассматривать эквивалентные схемы динамических систем для случаев движения по коротким (рис. 31, а) и длинным неровностям (рис. Рис. 31. Расчетные схемы нагружения ходовой части многоосного автомобиля 31, б). При колебаниях в области низких собственных частот, которые вызывают значительные вертикальные и угловые перемещения подрессоренной массы и соответственно большие перегрузки в ходовой части (при достаточной разнице низких и высоких собственных частот), можно пренебречь влиянием неподрессоренных масс. Рассмотрение исследуемой динамической системы (рис. 31, а) позволяет установить, что при движении автомобиля по коротким неровностям в режиме высокочастотного резонанса ни число осей, ни размещение их по базе не оказывают существенного влияния на нагрузки в ходовой части. В данном случае нагрузки всецело зависят от конструкции подвески, параметров подрессоривания, жесткости шины, характеристик неровностей пути. В процессе исследований и испытаний многоосных автомобилей установлено косвенное влияние числа осей на нагрузки, вызываемые колебаниями неподрессоренных масс; чем больше число осей, тем больше вероятность длительного движения автомобиля при резонансном режиме колебаний колес. Это объясняется тем, что на многоосном автомобиле водитель, как правило, не ощущает высокую (резонансную) нагруженность колес и не принимает мер (изменение скорости движения) для выхода из резонансного режима. На двух- и трехосных автомобилях этого не наблюдается. Таким образом, главное влияние числа осей и их размещения по базе на динамические нагрузки проявляется через колебания подрессоренной массы. Следует иметь в виду, что динамические нагрузки от колебаний неподрессоренных масс могут в 1,5...2 раза превосходить нагрузки, возникающие при низкочастотных резонансных колебаниях подрессоренной массы. Это необходимо учитывать при расчетах и исследовании общей нагруженности ходовой части любого автомобиля. В общем виде силы, действующие в подвеске, показаны на рис. 15 и могут быть математически описаны выражениями (1) и (2). С учетом принятых в данной главе допущений обобщенная динамическая нагрузка от колебаний подрессоренной массы Рк=Спр2А. Здесь приведенная жесткость подвески имеет два значения: одно — в пределах динамического хода подвески без учета жесткости грунта Cnp = CpCm/(Cp+Cni); второе — за пределами хода подвески, когда приведенную жесткость определяют жесткости шины Сш, грунта Сгр и буфера сжатия подвески Су, а рессора «выключается» ограничителем хода подвески: Спр—СшСуСг?/(СуСш-у-СуСг?-\-Сг?Сш). При отсутствии ограничителя хода подвески и параллельной работе рессоры и упора с =_СгрСш(Ср+Су)_ ^ С^рСщ 4- СгрСр 4* СгрСу + СшСр 4* СшСу Второе значение приведенной жесткости определяет максимальную динамическую нагрузку на колесо при пробое подвески. Очевидно, что выбранная схема ходовой части на приведенную жесткость подвески не влияет. Суммарная дополнительная деформация рессоры и шины НА слагается из деформаций, вызванных угловыми колебаниями ДФ = /ф, перемещениями шины при движении колеса по неровности Дк = и вертикальными колебаниями Д2 = г. В случае независимого решения уравнений угловых и вертикальных колебаний суммирование указанных составляющих следует проводить с учетом фазовых сдвигов угловых колебаний по отношению к вертикальным колебаниям и к профилю пути. Влияние этого фактора можно проиллюстрировать результатами экспериментального исследования колебаний механической модели, которые подтверждают известные теоретические положения образования фазовых сдвигов. На рис. 32 приведены осциллограммы записи профиля пути и колебаний подрессоренной массы (г и ф) в дорезонансном, резонансном и зарезонансном режимах движения модели четырехосного автомобиля без амортизаторов (коэффициент апериодичности = 0,06.,.0,07). Экспериментальные исследования показали, что в резонансном режиме продольно-угловых колебаний максимальные амплитуды колебаний совпадают с экстремальными точками профиля пути. С точки зрения нагрузок на крайние колеса четырехосного автомобиля самым неблагоприятным моментом является наклон корпуса во впадине профиля, а с точки зрения отрыва колес движение на вершине профиля. Таким образом, при движении автомобиля по волнообразному низкочастотному профилю наиболее нагружены передняя и задняя оси. При движении автомобиля в дорезонансном режиме наибольшие углы наклона корпуса приходятся на точки перегиба профиля дороги (фазовый сдвиг я/4). При движении в зарезонансном режиме наибольшие углы наклона приходятся на точки перегиба за вершиной профиля, что способствует большему отрыву передних колес от дорожного полотна. Однако происходит резкое гашение угловых колебаний и отрыва колес и их больших перегрузок не наступает. По экспериментальным данным сдвиг по фазе между продольно-угловыми и вертикальными колебаниями зависит от соотношения их частот и коэффициентов апериодичности. При равенстве этих частот и коэффициентов максимальные амплитуды резонансных продольно-угловых и вертикальных колебаний не совпадают по фазе и имеют фазовый сдвиг jt/2, т. е. z=0 при фтах, а ф = 0 при zmax деформации подвески от колебаний не суммируются. При увеличении отношения о)2/о)<р (шг>соФ) при резонансных продольно-угловых колебаниях максимумы амплитуд угловых и вертикальных колебаний будут по фазе приближаться друг к другу, а в пределе совпадут.

Рис. 32. Осциллограммы записи профиля пути и колебаний подрессоренной массы в режимах движения: а — дорезонансном; б — резонансном; в — послерезонансном
На рис. 33 приведены осциллограммы экспериментальных записей продольно-угловых колебаний ф и вертикальных колебаний z при о)2>о)(р. Этот случай является характерным для компоновки реальных автомобилей, максимальные амплитуды продольно-угловых и вертикальных колебаний совпадают по фазе, т. е. деформации подвески арифметически суммируются как при резонансном, так и при зарезонансном режиме продольноугловых колебаний. Таким образом, для резонансного режима движения реальных многоосных автомобилей, у которых о)г>о)(р, при расчетах суммарную деформацию можно определять без большой погрешности, не учитывая фазовых сдвигов EA=2+/i9 + <7i, тогда рк i = Спр, (z + ll9+qt).    (26) Рис. 33. Осциллограммы записи фазовых сдвигов амплитуд вертикальных и угловых колебаний Из выражения (26) видно, что динамическая нагрузка, действующая в ходовой части, определяется в первую очередь амплитудами вертикальных и угловых колебаний подрессоренной массы. Это означает, что все выводы о влиянии схемы ходовой части на параметры колебаний, полученные в гл. 2, полностью относятся к оценке схем с точки зрения динамических нагрузок, вызываемых колебаниями подрессоренной массы. Вероятно, как колебания, так и динамические нагрузки мало зависят от схемы расстановки осей по базе и от числа осей. На уменьшение динамических нагрузок можно эффективно повлиять улучшением параметров подрессоривания, а не выбором той или иной схемы компоновки ходовой части. По экспериментальным данным для всех типов многоосных автомобилей, имеющих удовлетворительное подрессоривание, среднее значение максимального коэффициента динамичности Kj\ max== 2,9...3,5, т. е. приближенно можно считать его для всех типов машин постоянным. В случае неудовлетворительных характеристик подрессоривания динамические нагрузки могут превосходить указанные значения во много раз. Так, при испытании опытного автомобильного крана, смонтированного на шасси, имевшем неудовлетворительное подрессоривание, значения динамических нагрузок были таковы, что рычаги подвески передних колес быстро выходили из строя, осыпалась активная масса пластин аккумуляторных батарей и происходили поломки деталей ходовой части. Такие нагрузки возникали при движении со скоростью 23... 27 км/ч по грунтовым дорогам, на которых встречались периодические неровности SH = 8... 10 м, //н = 100 ... 150 мм. После проезда трех неровностей автокраном наступал резонанс продольно-угловых колебаний, при котором передние колеса отрывались от грунта и поднимались на высоту до 500 мм. При падении с этой высоты возникали недопустимые динамические нагрузки. Опасность такого явления усугублялась еще тем, что оно сопровождалось потерей управляемости, возникали на эксплуатационных скоростях движения по неровностям, часто встречающимся на дорогах и плохо различимым водителем. Анализ описанного явления позволил установить две основные причины его возникновения: непригодность подвески колес автомобиля и малая база шасси. Автомобиль имел полуподвесочную схему — задние оси не имели упругих элементов и амортизаторов, в результате чего гашение колебаний было очеиь низким. База шасси автомобиля такова, что иа неровностях SH = 8... 10 м возмущающая функция продольно-угловых колебаний имела максимум, увеличенный из-за отсутствия упругих элементов на задних осях (см. гл. II). Введение подрессоривания задних осей и установка амортизаторов соответствующей мощности иа передних и задних осях позволили устранить серьезные недостатки автомобильного крана. Этот пример показывает, насколько важен выбор оптимальных характеристик подрессоривания для многоосных автомобилей для обеспечения надежности ходовой части. 20. ПРОФИЛЬНЫЕ НАГРУЗКИ & ХОДОВОЙ ЧАСТИ К большинству многоосных автомобилей предъявляется обязательное требование возможности движения вне дорог по местности и на строительных площадках через искусственные и естественные препятствия, съезда с усовершенствованных дорог на бездорожье и т. п. Это требование определяется условиями использования некоторых многоосных автомобилей. Кроме того, большие неровности могут встречаться и на грунтовых дорогах. В связи с этим важно рассмотреть дополнительные нагрузки, возникающие в ходовой части при движении через неровности. Полный ход подвески современных многоосных автомобилей сравнительно невелик и не превышает 200...300 мм. При движении по неровностям на дорогах наблюдаются значительные перераспределения нагрузок, отдельные оси полностью разгружаются, а другие испытывают значительные перегрузки. При движении вне дорог, а также по искусственным и естественным неровностям это явление еще больше усугубляется. Все встречающиеся неровности и препятствия по их воздействию на ходовую часть можно разделить на три группы: впадины (ухабы, ямы, кюветы и др.), выступы (насыпи, холмы, эскарпы, эстакады и т. п.) и сочетание впадин и выступов. При медленном переезде впадин автомобилем вначале происходит разгрузка передней оси и вся подрессоренная масса распределяется между остальными осями. Корпус автомобиля при этом наклоняется. В определенных условиях могут разгружаться несколько осей с соответствующей большой перегрузкой остальных (рис. 34). Дифферент корпуса р при полном прогибе подвески наиболее нагруженной оси fm. При независимой подвеске колес автомобиля с тремя и более осями задача определения нагрузок на оси является статически неопределимой. Поэтому при решении ее приходится кроме уравнений статики использовать уравнения упругих деформаций. Задачу рассматриваем как плоскостную. Характеристики Рис. 34. Расчетная схема нагружения ходовой части при переезде неровности приведенных упругих элементов линейные. Составим уравнение проекций внешних сил, действующих на корпус автомобиля, и уравнение моментов внешних сил относительно наиболее нагруженной оси (30)
уравнение упругих сил
уравнение связей между деформациями
/i = /*-?»/, где /=1, 2,... (п— 1).
Решим эти уравнения относительно § и fm• Из формул (29) и (30) имеем
Подставив Pi в формулу (27), получим
2 сг(/я,-^)=о,5а 1
Данное равенство можно переписать в виде
Из формулы (28) находим
2 Сг(/т-раг)аг=0,5е0
fm 2 cfll - р 2 Cfl1=0,5eQ.    (32)
Решив уравнения (31) и (32) относительно § и fm, получим окончательно
е 2 Ci-'Ii с‘а‘
-1-1-0,50;    (33)
(п    \ 2 rt п
ЦС/в| -SC/aCiaJ
в 2 с,а‘ - 2 с‘а*
/ж=--5-0,50.    (34)
^ т    п    \2 rt rt
[2 c‘ai) -S с/ 2 с&
Если принять приведенную жесткость упругих элементов подвески и шин одинаковой для всех колес и считать, что центр масс автомобиля совпадает с центром упругости подвески (см. гл. 2), то
0,50=пРсг] /гРст=/ст 2
где fcT — статический прогиб подвески и шины.
Тогда, с учетом уравнения (34), коэффициент перераспределения нагрузки
е S "2 £tal п
Кп=---V. С,. (35)
* / п    \ 2 п rt    :
Аналогичной зависимостью характеризуется случай переезда выступа.
Расчеты по таким зависимостям показывают, что при неблагоприятном размещении осей по базе, когда коэффициент i имеет наибольшее значение, максимальное значение коэффициента Кп численно может быть равно числу осей. Неблагоприятной является компоновка, при которой одна из осей располагается под центром масс или вблизи него. При оптимальном размещении оси должны быть максимально удалены от центра масс, что имеет место при минимальном значении коэффициента размещения осей по базе i, определяемого по зависимости (7).
На рис. 35 показано (прямая линия 1) предельное значение К?и для любого многоосного многоопорного автомобиля. Результаты подсчета коэффициента Ка по формуле (35) для автомобилей с различным числом осей при оптимальной схеме расположения их по базе (наименьшем значении i) и равномерной статической нагрузке на оси представлены ступенчатой линией 2. На рис. 35 для сравнения и анализа приведены полученные экспериментально значения максимального коэффициента динамичности от колебаний Лк (линия 3), который, как было указано, изменяется в малых пределах в зависимости от числа осей автомобиля. Штриховая часть линии соответствует области, не исследованной экспериментально.
Кр*,Кн
Рис. 35. Уровень нагружения ходовой части автомобиля в зависимости от числа осей н их размещения по базе:
1-К
пах при i = max; 2 — Kt при j—min; 3 — Кк
Из графика видно, что с увеличением числа осей коэффициент перераспределения нагрузки Кп растет, причем для автомобилей с нечетным числом осей его значения больше, чем для автомобилей с четным числом осей. Это объясняется тем, что доля нагрузки, приходящейся на наиболее нагруженную ось автомобиля с нечетным числом осей, больше, чем автомобиля с четным числом осей. Разница между профильными нагрузками автомобилей с четным и нечетным числом осей по мере увеличения числа осей уменьшается. Особенно велика разница между профильными нагрузками четырех- и пятиосного автомобиля. У автомобилей с числом осей более четырех профильные нагрузки значительно превосходят динамические от колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс. Таким образом, профильные нагрузки этих автомобилей определяют прочность элементов ходовой части и трансмиссии. У двух-, трех- и частично четырехосных автомобилей прочность и надежность ходовой части зависят от динамических нагрузок, возникающих при колебаниях. Из этого можно сделать такой практический вывод: расчет на прочность элементов ходовой части автомобиля, зависящий от вертикальных нагрузок на колесо, для автомобилей с числом осей не более четырех необходимо вести на динамические нагрузки от колебаний подрессоренной и неподрессоренных масс, а расчет для автомобилей с числом осей более четырех, кроме того, должен учитывать нагрузки от перераспределения силы тяжести между осями при переезде неровностей на дорогах и вне дорог. Учитывая жесткие современные требования к снижению материалоемкости автомобилей, создание пятиосного автомобиля и автомобиля с числом осей более шести с однотипными конструкциями подвесок нецелесообразно. Шестиосное шасси при принятом в настоящее время методе конструирования ходовой части и симметричном размещении осей по базе является рациональным и целесообразным. При разработке шасси с числом осей более шести необходимо конструктивно обеспечить выравнивание распределения нагрузок между осями при переезде неровностей или их равную прочность. При необходимости создания многоосных автомобилей с числом осей более шести следует предусмотреть защиту наиболее нагруженных осей от возможной многократной перегрузки от перераспределения силы тяжести при движении через неровности пути, или же при организации эксплуатации этих автомобилей необходимо исключать движение их через неровности большой высоты, когда возможны большие перегрузки колес. В гл. 1 было показано, что у шасси автомобильных кранов с числом осей более четырех такие конструктивные мероприятия предусмотрены: на наиболее нагруженных осях применены сдвоенные шины, балансирные связи осей, увеличены значения хода подвесок и пр. Установленная зависимость уровня нагрузок на ходовую часть автомобилей от числа осей может служить основанием для построения ряда, унифицированного по принципу единой осевой нагрузки. Один уровень нагруженности от колебаний ходовой части двух-, трех- и четырехосных автомобилей позволяет за базовую модель принимать любой автомобиль с числом осей в этих пределах. При разработке автомобилей с числом осей более четырех и четырехосных автомобилей с осевой формулой 1—2—1 нельзя принимать за базовые узлы ходовой части автомобиля с ; меньшим числом осей, так как динамические нагрузки в рассматриваемом случае больше. В данном случае унифицированный ряд может строиться на базе узлов ходовой части шасси с большим числом осей — восьмиосное шасси может служить базой шестиосного, шестиосное — базой четырехосного. Разумеется, при этом важно учитывать объем производства автомобилей и необходимость снижения материалоемкости конструкций. При различном размещении осей по базе при одном и том же количестве осей профильные нагрузки могут изменяться в 1,5...2 раза (см. рис. 35). На примере шестиосного автомобиля было подробно рассмотрено влияние коэффициента i на профильные нагрузки [2]. Установлено, что существует рациональное значение коэффициента i. При />0,18 для шести осей высота неровности, при которой происходит полная разгрузка передних двух осей, значительно уменьшается в сравнении с другими значениями i. Помимо интенсивной перегрузки третьей (четвертой) оси при переезде дорожных неровностей будет иметь место частный отрыв колес передних осей от поверхности дороги, что нежелательно по условию реализации тяговых качеств автомобиля. Отсюда следует, что по условиям сохранения контактов колес с грунтом и достижения более равномерного распределения нагрузки на оси при движении по неровным дорогам и местности на шестиосных автомобилях предпочтительной является теле-жечная схема размещения осей по базе с коэффициентом г<0,18. Целесообразность применения тележечной схемы компоновки как для четырехосных, так и для шестиосных шасси наиболее наглядно проявляется из анализа схода автомобиля с эстакады на горизонтальную поверхность или съезда с горизонтальной площадки на спуск. Графоаналитический анализ можно провести для шасси с любым числом осей [2]. Расчет применительно к четырехосному автомобилю показывает, что оптимальным коэффициентом размещения осей по базе является г^ОД Следует отметить, что важность выбора оптимального коэффициента размещения осей по базе для автомобилей с числом осей более шести снижается, так как эти автомобили по соображениям компоновки выполняют с равномерным или близким к нему размещением осей по базе. Ступенчатая линия зависимости Kn—f(n) на рис. 35 является линией оптимальных значений i для любого числа осей автомобиля. Схемы с неравномерным размещением осей и с отклонениями коэффициента i от оптимального значения имеют Кп выше этой линии и ограничиваются в верхнем пределе прямой 1. Нагруженность ходовой части при движении по макронеров-ностям во многом зависит от статического и динамического ходов подвески. Поэтому одним из направлений разработки многоосного автомобиля с числом осей более шести, хорошо приспосабливающегося к неровностям местности, может быть создание конструкции ходовой части с большими ходами подвески. Если учесть, что ход подвески ограничен упором, то полная нагрузка на колесо где Р'п — сила упора подвески; hp — полный ход подвески до ограничителя. Дополнительная сила упора Р'п является нелинейной силой и зависит от характеристики жесткости упора. /Сп = (Срйр+ />„)//>„.    (36) Используя метод решения статически неопределимой задачи, можно получить частные зависимости выражений, характеризующих наиболее нагруженное колесо при преодолении автомобилем различных препятствий заданной формы и размеров. Так, для случая преодоления единичной неровности типа выступа высотой Ян получим выражения (буквенные обозначения см. рис. 34): дополнительной сйлы упора 1-е 2    —СрАр,
P'n={hB—Hn) + 0,5 О
+
пр
(37)
где hn—hp+hui+hy — полный ход наиболее нагруженного колеса, слагаемый из хода подвески, деформации шины и упора; коэффициента перераспределения 2 ср*) / п 4—--(2 *«■ 2 С,а* V 1
ка=
+
Пр
(33)
2 cm] i
дифферента подрессоренной массы автомобиля
tgp=(tfH2 Ciai — A"2 c&t + eO,5G\/(2 С,a*| . (39)
Подобные зависимости можно получить при движении через насыпь (эстакаду), выемку и т. п. На местности и строительных площадках неровности могут располагаться таким образом, что в определенный момент вся сила тяжести автомобиля распределяется на две оси, а остальные будут полностью разгружены. В этом случае максимальная
Рис. 36. График изменения коэффициента перераспределения профильных нагрузок в зависимости от угла преодолеваемого подъема: J — шестиосный автомобиль 3—3 с малой жесткостью рессоры (250 кН/м); 2—4 — восьмиосиый автомобиль 4—4 с жесткостью рессор соответственно 250, 500 и 1000 кН/м 8. Расчетные значения коэффициента профильных нагрузок в ходовой части многоосных автомобилей Ср. кН/м max «Ри Лр “ °*25 м для п Насыпь Выступ Выемка нагрузка на колесо может быть определена по более простой зависимости ^птах=0,5О(1— е/а),    (40) где а — расстояние между нагруженными осями. Используя приведенные выражения, можно путем расчетов оценить влияние различных факторов на нагруженность ходовой части. На рис. 36 и в табл. 8 показаны результаты расчета преодоления автомобилями различных препятствий. При расчетах принимают, что автомобили имеют одинаковые статические нагрузки на оси, переменную жесткость рессор и одинаковый ход подвески, наиболее благоприятную по нагрузкам тележечную схему расположения осей по базе и четное число осей. В расчете принимались различные линейные жесткости рессоры при коэффициенте трех значений: малого (250 кН/м), среднего (500 кН/м) и большого (1000 кН/м). Функция изменения жесткости шин и упора принята линейной, коэффициент жесткости равен 1000 кН/м. При малой (рис. 36 линии 1, 2) и средней (линия 3) жесткостях рессор изменение коэффициента перераспределения нагрузок по мере увеличения крутизны преодолеваемой насыпи (эстакады) изменяется ступенчато. Имеют место два перегиба: точка О и точка С. Отрезок АО характеризует увеличение коэффициента /Сп в пределах принятого хода колеса и деформации упругого элемента подвески. В точке О ход подвески выбран и далее изменение коэффициента /Сп (отрезок ОС) характеризуется одновременной деформацией рессоры, шины и упора. В точке С деформация прекратилась и дальнейшее увеличение крутизны насыпи не дает приращения нагрузки на колесо (отрезок СД). Этот отрезок характеризует максимальное значение коэффициента Кп Для данного автомобиля и для данного препятствия. Отрезок ОВ показывает, как изменялся бы коэффициент /Сп (соответственно нагрузка на колесо) при отсутствии ограничителя хода колеса вверх. Следует отметить, что для реальных автомобилей указанные прямолинейные отрезки имеют явно выраженную криволинейность, что объясняется наличием сил трения, нелинейностью жесткости рессоры и наличием определенной податливости рамы и элементов крепления подвески к раме, а четко обозначенные точки перегиба отсутствуют. Реальная кривая имеет S-образный вид. Данные, приведенные на рис. 36 и в табл. 8, также подтверждают ранее сделанный вывод о том, что с увеличением . числа осей коэффициент Кп резко возрастает. Это показывают линии /, относящиеся к шестиосному автомобилю, и линия 2 — восьмиосного автомобиля, а также величины /(птах, указанные в табл. 8 для различных автомобилей. Сопоставление ломаных линий 2, 3 и 4, полученных для восьмиосного автомобиля при различных жесткостях рессор, подтверждают закономерность увеличения коэффициента Кп с ростом жесткости рессор. Точки перегиба смещаются. При жесткости рессоры, равной жесткостям шин и упора, точка перегиба О отсутствует. Из этого можно сделать вывод о полезности снижения жесткостей рессор с целью уменьшения нагрузок перераспределения веса многоосного автомобиля. Многоосный автомобиль на мягких рессорах хорошо приспосабливается к макронеровностям, правда, в этом случае возникает проблема обеспечения больших ходов колес в подвеске. При ограниченных ходах подвески при малой жесткости рессор коэффициент /Сп max возрастает. Это объясняется тем, что при малой жесткости рессор упор вступает в действие раньше и он будет определять максимальные нагрузки на колесах. Для снижения коэффициента /(птах с увеличением числа осей при движении на неровностях предельных размеров жесткость рессор подвески должна возрастать. Число осей автомобиля ...... 6    8    10 и 12 Ср-10“2, кН/м........... 3... 4 4.;. 6 7,5... 10 При этом желательно, чтобы подвески колес имели наибольший ход, но не менее 250 мм. На неровностях типа выступа коэффициент /Сптах имеет наибольшие значения по сравнению с другими видами неровностей и независимо от жесткостей рессор (см. табл. 8). Это объясняется различием схем нагружения колес. На неровности типа выступа предельной высоты из всех осей нагрузку воспринимают две оси, остальные оказываются разгруженными. Коэффициент Китах определяется с использованием формулы (40). На других неровностях, как правило, при тележечной схеме размещения осей по базе и четном числе осей нагрузку на препятствии воспринимают не две, а несколько осей. Поэтому самым опасным препятствием для многоосных автомобилей являются выступы. Расчетом проверено влияние на перегрузки принятой статической нагрузки на ocij. В соответствии с зависимостью (38) коэффициент профильных нагрузок с увеличением статической нагрузки на ось при постоянстве общей массы груза снижается, однако абсолютное значение действующих сил и моментов в элементах ходовой части возрастает. Расчет показал, что с увеличением грузоподъемности оси (при переходе от восьми- к двенадцатитонной) коэффициент перегрузок при преодолении различных препятствий уменьшается на 25. ..30%. Однако абсолютное значение нагрузки на колесо возрастает у восьмиосного шасси на 15. ..30%, а у двенадцатиосного шасси на 35. ..40%. Поэтому при выборе статической нагрузки на ось определяющими должны быть установленные законодательные ограничения этой нагрузки. Выше отмечалось, что применение балансирных связей колес благоприятно влияет на снижение их нагруженности. Расчеты показали, что до упора подвески в ограничитель балансирные связи снижают нагрузки на колеса на 25. ..35%, при упоре одного колеса в ограничитель снижение незначительное и составляет 6 ... 13%- Установлена интересная закономерность снижения профильных нагрузок в зависимости от числа колес, связанных балансирной связью.
На рис. 37 показаны результаты расчета, проведенного Рис. 37. График изменения коэффициента перераспределения профильных нагрузок двенадцатиосного автомобиля в зависимости от числа колес, связанных балансирной связью, при преодолении насыпи; / — Ср = 250 кН/м; Лр = 0,25 м; а=15°; 2 — Ср-250 кН/м; Лр=0,375 м; а=15°; 3 — /    2 3^56 Ср = ЮОО кН/м; Лр=0,4 м; а=15°; 4 — Ср- Число колес с балансирной связью    =1000 кН/м; =**0.4 м; а =-10° применительно к двенадцатиосному автомобилю при преодолении препятствий, а в табл. 9 — для шестиосного. Из графиков рис. 37 видно, что наибольшее снижение нагрузок дают балансирные связи на 2...4 колесах. Причем эффективность этого конструк- х тивного решения наибольшая 5 для данного автомобиля при 5 наибольшей жесткости рессоры •§ g колеса. Коэффициент Ка уже § 8 при двух связанных колесах о о резко падает.    м л При малом ходе колеса «я (упор в ограничитель) увели- g чение числа связанных колес g я более четырех эффекта не дает, £ § а при шести связанных коле- g | сах коэффициента Кп даже воз- * я растает по сравнению с неза- a S висимой подвеской (линия /). |« Следует отметить, что при ус- 5 я ловии исключения упора коле- || са в ограничитель, т. е. при £в максимальном значении хода S, о колеса, чем больше колес свя- е £ зано балансирной связью, тем 25 лучше.    g | Отмеченное преимущество * g применения балансирных свя- % * зей опор широко используется о £ на многоопорных автомобилях. „ 5 Гидравлические балансирные £ £ связи опор этих автомобилей— § | эффективная защита от пере- £ грузок. Как отмечалось выше, s балансирные связи применяют- 05 ся не только между опорами, но и между модулями по трехточечной схеме, показанной на рис. 38. На этих автомобилях в балансирных связях устанавливают датчики контроля перегрузок по опорам и по моду- Балансирные связи по три колеса Ш 00 05 со ^ QJ *_Г Балансирные связи по два колеса у 1Л (N Ю Незави симая подвеска «V шюю Балансириые связи по три колеса С , кН/м ЙЮЮ On rp Балансирные связи по два колеса Ср, кН/м «u ‘‘Чоо 05 00 ю О Ю t"-csT~ ~ Независимая подвеска Ср, кН/м 1СЮЮ CO CN Csf ^ (N CN ci csf *<t* 03 Неровности 4    mJ* * J?tc >>5; ^ 5    >>£ a 3 н S а о о £ 3 з jj £ CO CO II Рис. 38. Трехточечная схема балансирных связей модулей многоопорного автомобиля лям, а также систему горизонтального выравнивания платформы с грузом. Таким образом профильные нагрузки в ходовой части многоосных и многоопорных автомобилей зависят как от характеристик и конструктивных решений самого автомобиля, так и от характеристик и типов преодолеваемых препятствий. Выбор правильных конструктивных решений имеет определяющее влияние, так же как характеристики препятствий. При эксплуатации автомобиля, когда его конструкция уже известна, следует четко определить, какие препятствия он может преодолевать без опасных перегрузок ходовой части. Для решения этой задачи можно использовать зависимость (38). Задавшись допустимым запасом прочности ходовой части, равным коэффициенту /Сп, можно рассчитать размеры препятствий неопасных для преодоления. Так, для шестиосного автокрана, имеющего ход подвески 250 мм, при допустимом коэффициенте перераспределения нагрузок /Сп=3,5, который равен по величине коэффициенту перегрузок от колебаний /Ск, безопасными в эксплуатации препятствиями могут быть: эстакада (а= 15.. .16°); выступ (Ян=0,45.. .0,5 м) и выемка [Нп——(0,85.. .0,95) м при 5Н^4 м]. Такой расчет очень важен при организации перевозки многотонных грузов. Для обеспечения безопасности движения многоопорных автомобилей должна обязательно проводиться предварительная разведка маршрута и его подготовка. При подготовке пути движения прежде всего должны быть исключены препятствия как в продольных по отношению оси движения, так и в поперечных направлениях опорной площади автомобиля, которые по расчету могут вызвать недопустимые перегрузки, которые приведут к разрушению опоры и к разрыву шин. Нагрузки в ходовой части, возникающие от действия горизонтальных сил, не оказывают определяющего влияния на выбор схем компоновки, поэтому подробно здесь они не рассмотрены. Как показали исследования, максимальное значение эти силы имеют в частном случае движения — движение на предельном подъеме с разгоном и с прицепной нагрузкой. Следует отметить, что с точки зрения более равномерного распределения нагрузок в ходовой части в случае действия больших горизонтальных сил предпочтительной схемой является также схема со сближенными крайними осями при малом значении коэффициента L Поэтому многоосные автомобили с тележечной схемой компоновки являются более универсальными в части установки различных грузовых устройств и применения их в качестве тягачей, прицепов и полуприцепов. 21. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВЕРТИКАЛЬНЫХ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК НА МЕХАНИЧЕСКИХ МОДЕЛЯХ Сложность нагружения ходовой части автомобиля и влияние обших конструктивных решений на нагрузки были выявлены постановкой широкого эксперимента на механических моделях разного масштаба с различными схемами компоновки ходовой части. Механическое моделирование позволило в лабораторных и реальных дорожных условиях определить динамические нагрузки в зависимости от различных параметров подрессоривания, размещения осей по базе и характеристик гармонических неровностей. На рис. 39 и 40 для примера приведены результаты экспериментальных исследований динамических нагрузок, действующих на ходовую часть модели четырехосного автомобиля при схемах ходовой части 1—2—1 и 2—2 на периодических неровностях шести типов. Сравнение графиков показывает, что общий уровень и характер нагружения ходовой части при двух ее разных схемах практически одинаковые. Максимальное значение коэффициента динамичности /Сд той и другой схемы зависит в первую очередь от соотношения длины неровности к базе шасси SH/L(L/SH), определяющего максимум функции возмущения, и от степени гашения колебаний (от числа амортизаторов). Это подтверждает сделанный ранее вывод о том, что схема размещения осей по базе мало влияет на общий уровень нагрузок от колебаний подрессоренных масс. Для моделируемого шасси при схеме 1—2—1 фактором нагружения ходовой части являются продольно-угловые колебания. определяющим
Графики нагрузок первой наиболее нагруженной оси по виду и форме копируют амплитуды угловых колебаний подрессоренных масс. Рис. 39. Динамические нагрузки иа передней оси модели четырехосного автомобиля со сближенными центральными осями (1—2—1): /-L/SH = U; 2-L/SH = 1,27; 3-LjS^2; 4 L/Sh=2,5;---—четыре амортизатора; ---— два амортизатора; — ---без амортизаторов Рис. 40. Динамические нагрузки на передней оси модели четырехосного автомобиля с тележеч-ной схемой размещения осей по базе (2—2): / — 4 те же, что иа рис. 39; 5 —при L/SH=3,5; 6 ~ при L/SH-1.67 Наибольшие нагрузки появляются в режиме угловых колебаний на неровностях, определяющих максимум угловых возмущений: SH= (1,27 ..,2)L и SH—L/2,5. При этом наиболее опасным по нагрузкам оказался резонанс на коротких неровностях (S = L/2,5). Правда, он возникает в узком диапазоне скоростей. Резонанс на длинных неровностях более растянут в диапазоне скоростей. Поэтому вероятность появления резонанса первого вида в реальных условиях мала, а второго — больше. Из графика видно, как велико влияние амортизаторов на нагрузки при резонансе на длинных неровностях. При осевой формуле и схеме 2—2 и i = 0,25 на динамичность нагрузок первой оси помимо продольно-угловых колебаний начинают влиять и вертикальные колебания. Наибольшие нагрузки на оси соответствуют максимальным суммарным амплитудам продольно-угловых и вертикальных колебаний. Меньшая неравномерность нагрузок по осям в тележке имеет место при схеме 2—2. Создание крупномасштабных моделей позволило обследовать в реальных дорожных условиях динамические нагрузки при разных схемах компоновки и степени подрессоривания, Экспериментальное обследование динамических нагрузок методом тензо-метрирования проводилось на различных дорогах, на местности и при преодолении естественных препятствий на различных режимах движения. Нагрузки измеряли на всех осях. В табл. 10 приведены обобщенные данные многочисленных знаменателе приведена скорость движения в км/ч. числителе приведены значения, соответствующие ходу балансира; в знаменателе --значения, соответствующие упору балансира
“S 5 & £ н к а 2 » •'* о - Я • JB н S О и * ОЧН*о ИЯУВЙ 51 ез О ^ < а °
о
10. Характеристика дипамической иагружевпости ходобой части
О Ьо * й * “il°
! В*
»s
Q.
2 s S л н S ж о ffOo S *й К g- *    а 11 г6? & * W
г

w *
о
со
X
5    я £    * 5    w 03    о W    Ш л    sf •S    5 К    с

а> •



измерений динамической нагруженности ходовой части крупномасштабных моделей, представляющих пять характерных типов четырехосных автомобилей в пяти наиболее типичных условиях движения. Взяты самые легкие и самые тяжелые по нагружению ходовой части условия движения. Все другие возможные условия дают данные, характеризуемые промежуточными значениями. Динамические нагрузки определяются коэффициентом динамичности. Приведены среднестатистические данные минимального и максимального нагружения осей модели в исследуемых условиях движения. Бетонные дороги с твердым покрытием даже хорошего состояния характеризуются наличием периодических неровностей, обусловленных дефектами дорожного покрытия и осадкой грунта. Поэтому нагрузки в ходовой части автомобиля при движении по бетонным и асфальтированным дорогам определяются колебаниями подрессоренной части шасси. Их максимальное значение соответствует режиму низкочастотного резонанса. По нагруженности ходовой части при движении по дорогам рассматриваемые шасси делятся на две характерные группы; с осевой формулой 1—2—1 и низкими показателями подрессоривания и с осевой формулой 2—2. В первой группе коэффициент динамичности достигает 2,2. ..2,45, характерна сравнительно большая разница в нагруженности отдельных осей. Это обусловливается схемой ходовой части и низкими показателями демпфирования в подвеске. Во второй группе наибольшие коэффициенты динамичности лежат в пределах 1,52. ..1,54 и разница в нагрузках осей небольшая. ЬОиничные неровности характерны для разбитых дорог и местности, они относительно беспорядочно расположены в виде выбоин и выступов. Наиболее характерными для таких дорог являются неровности: SH= 1...3 м, Ян=70. ..100 мм. В некоторых случаях высота неровностей достигает 200. ..300 мм. Скоростной переезд единичных неровностей многоосным автомобилем вызывает колебания неподрессоренной массы. Нагрузки в ходовой части в этом случае определяются параметрами подрессоривания и не зависят от схемы ходовой части. Наибольшие динамические нагрузки возникают у моделей группы I, главным образом в результате плохого подрессоривания. При полном отсутствии подвески динамические нагрузки максимальны, К&=4,7. Во второй группе нагрузки значительно ниже и оси нагружены равномернее. Обращает внимание полная равномерность нагружения ходовой части модели с независимой балансирной подвеской до упора балансира в ограничитель. Грунтовые дороги и местность влияют на нагруженность ходовой части как в результате наличия единичных, так и периодических неровностей. Нагрузки обусловлены колебаниями подрессоренной и неподрессоренных масс. Здесь сказываются главным образом степень подрессоривания и характеристики подвески. Большой уровень нагруженности имеют модели первой группы. При движении автомобиля по местности начинают проявляться профильные нагрузки, оказывает влияние и схема размещения осей по базе. При преодолении препятствий определяющими являются профильные нагрузки. При отсутствии подвески и сближении центральных осей коэффициент динамичности достигает 4,0.. .4,5. Модели с тележечной схемой и полным подрессориванием колес в условиях движения по грунтовым дорогам и местности имеют коэффициент динамичности 2. ..2,85. Наименьшие нагрузки имеет модель с балансирной подвеской в пределах ходов балансира. При упоре балансира в ограничитель хода нагрузки становятся такими же, как и при независимой подвеске. Полученные экспериментальные данные подтверждают теоретические выводы о преимуществах автомобилей со сближенными крайними осями и нецелесообразности создания неподрессоренных и полуподрессоренных автомобилей любого типа, если исходить из условий снижения их массы и материалоемкости. Выявлено положительное влияние на выравнивание и снижение динамических нагрузок в ходовой части балансирной связи между осями, расположенными рядом. С целью повышения плавности хода и уменьшения нагрузок в элементах ходовой части автомобиля на основании исследований признано целесообразным на четырехосных автомобилях иметь следующие характеристики: £=^10,25, /гп.ст^150 мм, Ап.д^ ^1,35/in.cT, относительный коэффициент затухания колебаний (при существующей конструкции амортизаторов) 0,4. ..0,5. Особый интерес представляют результаты обследования динамических нагрузок крупномасштабной модели шестиосного шасси автокрана (см. разд. 3). Нагрузки в ходовой части модели также замеряли методом тензометрирования. Тензометрические датчики наклеивали на все картеры качающихся полуосей колес в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Для измерений были смоделированы условия движений на бетонированном шоссе, грунтовой профилированной, грунтовой разбитой дорогах и на местности, а также на участках искусственных неровностей. Грунтовая профилированная дорога имела единичные неровности, при пересчете на натуру их высота соответствует Нн= = —100. ..150 мм. Разбитая грунтовая дорога характеризовалась часто чередующимися случайными неровностями (Ян= = 100.. .200 мм) на расстоянии 1.. .2 м. Все другие участки были те же, что и при испытаниях четырехосных моделей. Нагрузки оценивали по значениям К&, полученным по среднестатистическим данным расшифровки осциллограмм. Наибольшие динамические нагрузки (#д^2,75) в ходовой части возникают при движении по местности. Нагрузки в данном случае определяются единичными неровностями большой высоты, приводящими, как правило, к пробою подвески. Во всех других случаях движения по дорогам даже с большими скоростями нагрузки ниже: на разбитой грунтовой дороге 7СД^2,15, на профилированной грунтовой дороге Кд^ 1,6, на бетоне Кд^ 1,4. В данном случае нагрузки определяются колебаниями подрессоренной и неподрессоренных масс. На гармонических неровностях динамические нагрузки наибольшие при движении в резонансном режиме колебаний подрессоренных масс: Кд>2,5 при SH= 8 м; Кд=2 при Sn=5 м. В режиме резонансных колебаний неподрессоренных масс (неровности длиной 2 м) коэффициент динамичности не превышает 1,75. Проводилось также измерение нагрузок при движении модели по макронеровностям на моделированной местности. Модель со сравнительно большой базой при общих ходах подвески, равных 290 мм, удовлетворительно приспосабливается к неровностям. Ниже приведены значения ТСд, полученные при преодолении насыпи и широкого кювета. Номер моста . ........ 1 2 3 4 5 6 Насыпь (Ян —1,2), движение под углом, 90 ............ 2,53 1,7 3,36 3,62 1,68 2,32 45 ............ 1,42 1,36 1,7 1,92 1,46 2,11 Кювет (#н=0,8...1 м, Sh— «4 м)........... 2,35 1,65 3.18 3,24 1,66 2,07 Нагрузки в ходовой части не превышают расчетных (см. рис. 35). При этом результаты теоретических исследований подтверждают, что наиболее нагруженными являются третий и четвертый мосты как при преодолении насыпи, так и при движении через ров. При преодолении насыпи под углом 45° нагрузки на отдельных мостах резко уменьшаются (на третьем и четвертом мостах почти в 2 раза), мосты нагружаются более равномерно. Однако рекомендовать такой способ преодоления препятствий нельзя, поскольку в этих условиях возрастает опасность потери устойчивости при опрокидывании автомобиля с грузом (краном) и резко увеличиваются напряжения кручения в раме. Представляет интерес сравнение нагруженности ходовой части четырех- и шестиосного автомобилей. Это сравнение важно для выявления влияния числа осей при всех прочих равных условиях на нагрузки в ходовой части. Указанные две модели имеют одинаковую конструкцию и характеристику шин, элементов подвески, кожухов полуосей и равные статические нагрузки на колесо (ось), т. е. обеспечены все исходные предпосылки теоретических исследований данного вопроса. Сравниваемые показатели приведены в табл. 11. 11. Сравнительная динамическая нагруженность /Сд ходовой части четырех- и шестиосных моделей Условия движения Шестиосные Четырехосные Бетонированное шоссе 1,4 (До 55) 1,53 (До 70) Грунтовая разбитая до 2,1 (До 40) 2,7 (До 40) Местность 2,75 (10... 25) 2,7 (5 ...20) То же, с преодолением препятствий (насыпь, ров) 3,18 ...3,62 (3 ... 4) 2,1 ...2,7 (3... 4) Примечание. В скобках приведена скорость движения в км/ч. Эксперименты подтверждают выводы теоретических исследований о том, что уровень нагрузок в ходовой части, определяемый колебаниями подрессоренной и неподрессоренной масс, практически не зависит от числа осей. Динамические нагрузки, определяемые колебаниями, у четырех- . и шестиосной моделей практически одинаковы. Имеющееся расхождение можно отнести за счет погрешностей измерений. Профильные нагрузки в большой степени зависят от числа осей. У шестиосной модели они в 1Д ..1,6 раза больше, чем у четырехосных. При этом профильные нагрузки у четырехосной модели практически равны динамическим нагрузкам от колебаний. У шестиосного автомобиля они резко отличаются. Все это подтверждают данные, представленные на рис. 35 в части нагруженности шасси с различным числом осей. 22. ОСОБЕННОСТИ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК ХОДОВОЙ ЧАСТИ СОЧЛЕНЕННЫХ АВТОМОБИЛЕЙ В гл. 1 отмечалось, что появление сочлененных автомобилей объясняется также стремлением обеспечить большую равномерность вертикальных нагрузок по колесам. В технической литературе пока отсутствуют конкретные данные по особенностям нагружения элементов ходовой части и несущих систем сочлененных автомобилей. Хотя в каждом издании, касающемся сочлененных автомобилей, указывается и подчеркивается, что наличие шарнира значительно разгружает ходовую часть и несущую систему автомобиля. Используя методический подход, принятый в данной главе к анализу вертикальных динамических нагрузок в ходовой части однозвенных автомобилей, не проводя особых исследований, можно отметить ряд особенностей нагружения ходовой части сочлененных автомобилей. Вероятно, как у несочлененных, так и У сочлененных автомобилей нагруженность ходовой части будут определять нагрузки от колебаний подрессоренных и неподрессоренных масс и профильные нагрузки, нагрузки от перераспределения общей массы по осям автомобиля. Значительное снижение продольно-угловых колебаний сочлененных автомобилей при введении упругой и демпфирующей связей в шарнире сочленения дает основание полагать, что у сочлененного автомобиля при всех прочих равных условиях могут быть снижены в несколько раз вертикальные нагрузки при движении на неровных дорогах и на местности.
Что касается профильных нагрузок, то здесь можно отметить, что шарнирная связь как бы расчленяет многоосный автомобиль на несколько самостоятельных автомобилей меньшей осности, например, шестиосный на два трехосных, восьмиосный на два четырехосных автомобиля и т. д. Одно это снижает профильные динамические нагрузки в несколько раз, что можно установить по рис. 41.. На этом рисунке представлены результаты сравнительных расчетов коэффициента профильных нагрузок многоосных автомобилей с четным числом осей с тележечной схемой размещения осей (линия 1) и сочлененных автомобилей с равным числом осей (ломаная линия 2). Из графика следует, что у сочлененного автомобиля наибольший эффект снижения нагрузок имеет место при четном числе осей в секциях. Это подтверждают и сравнительные измерения нагрузок на моделях сочлененных и обычных автомобилей.
Сравнение нагрузок на модели трехосного автомобиля показало, что неравномерность распределения нагрузки от общей массы по колесам автомобиля с жесткой рамой в 2. ..3 раза выше, чем у сочлененного автомобиля при движении по различным неровностям. С увеличением высоты неровностей неравномерность у жесткорамного автомобиля возрастает более интенсивно. Такие же результаты получаются при испытании моделей другой осности, которые полностью подтверждают закономерности, показанные выше.
Рис. 41. График изменения коэффициента перераспределения профильных нагрузок в зависимости от числа осей:
/ — автомобиль с жесткой рамой; 2 —сочлененного автомобиля с равным числом осей
Очевидно, преимущества в части резкого снижения нагруженности ходовой части и несущих систем могут быть получены при одном важном условии — обеспечении достаточных по величине углов гибкости шарнирного сочленения по всем степеням свободы. При малом значении этих углов происходят так называемые вредные контакты звеньев, которые изменяют процесс перераспределения нагрузок, отрывая отдельные колеса и оси, перегружая другие элементы автомобиля. Как уже было показано, отрыв колес и осей от поверхности отрицательно сказывается и на проходимости автомобиля благодаря уменьшению числа ведущих колес, неблагоприятному распределению мощности по колесам, увеличенному удельному давлению на грунт колес, воспринявших нагрузку, и повышению сопротивления движению и др. Кроме того, при малых углах гибкости во много раз возрастают динамические нагрузки на детали шарнирного соединения и на несущую систему секций, что,может свести на нет преимущества сочлененных автомобилей по нагрузкам и возможностям снижения металлоемкости конструкции и прочим их преимуществам. При выборе больших углов гибкости возникают важные конструктивные ограничения. Так, главным ограничением у сочлененных автомобилей седельного типа является высота седельного устройства, которая определяет погрузочную высоту грузовой платформы — по условиям устойчивости и удобства погрузки и размещения груза она должна быть минимальной. У сочлененных автомобилей прицепного типа ограничение накладывает длина сочленения между звеньями и тип передающего мощность карданного шарнира, определяющий допустимый угол складывания. По конструктивным соображениям эти параметры должны быть по возможности минимальными. Минимальные углы складывания в вертикальной плоскости определяются прежде всего геометрическими размерами неровностей, которые должен преодолевать автомобиль на местности и на дорогах. Связь углов гибкости с углом преодолеваемого подъема может быть установлена с использованием рис. 42. Из условия не- отрывности колес от грунта для сочлененного автомобиля седельного типа а,=(а1 + а2) + (р1+&> и a'=<x-f(p!-{-#), при равенстве а] = аз = а/ и p/i = p/2 = p/t получим а=0,5 (а' - 2р')=0,5а' - где а — угол гибкости звеньев; а'— угол преодолеваемого подъема; Р/ — дифферент звеньев в пределах рабочего хода подвески и деформации шин. Необходимый угол гибкости для сочлененного автомобиля прицепного типа: при входе на подъем a—а'—2р'и при сходе с подъема сс=а'+р/. Таким образом, углы гибкости в вертикальной плоскости у сочлененных автомобилей прицепного типа должны быть не менее угла преодолеваемого подъема, а у автомобилей седельного типа — не менее половины этого угла. У сочлененного автомобиля седельного типа угол гибкости звеньев а определяется высотой установки грузовой платформы над верхней кромкой рамы секций h: где I — расстояние между опорами платформы. На обоих типах сочлененных автомобилей дифференты звеньев на подвеске и шинах уменьшают величину потребного угла гибкости. Углы дифферентов можно определять по уравнению (33). Такие зависимости сравнительно громоздки. Поэтому при проектировании автомобилей целесообразно дифферент не учитывать, что позволит определить допустимый угол гибкости звеньев г запасом. В связи с тем, что в эксплуатации сочлененные автомобили должны преодолевать различные по формам и характеристикам препятствия, целесообразно при конструировании вертикальные углы гибкости устанавливать по статистическим данным и по международным и союзным стандартам, регламентирующим эти углы для автопоездов различного назначения. Ниже приведены значения углов вертикальной гибкости (в °) существующих автопоездов и сочлененных автомобилей. Седельные автопоезда: ГОСТ 12105—74 .............. ±82 СТ СЭВ 3820—82 .............. ±8* ИСО 1726-73 ................................+6...—7 Автопоезда, изготовляемые в СССР: ■ обычные..................................±11,5... ±15,5 с полнопроводными тягачами............±20 с активным приводом..................±15... ±22 Сочлененные автомобили......................±15... ±25 Анализ величин углов вертикальной гибкости, определяющих нагруженность ходовой части и несущей системы автопоездов и сочлененных автомобилей, показывает прежде всего большой разброс по абсолютным величинам допустимых углов от минимального 3° до максимального 31°. Кроме того, четко просматривается зависимость нормируемых углов от дорожных условий использования машин. Минимальные углы устанавливаются для транспортных средств, предназначенных для эксплуатации по хорошим дорогам. На плохих дорогах допустимый угол должен повышаться до 15°, а при использовании автомобилей вне дорог угол должен быть в пределах 20.. .30°. На основании испытаний активных седельных автопоездов вне дорог, имеющих различные естественные препятствия и подъемы не круче 20°, в качестве минимально допустимого угла может быть рекомендован угол, равный ±20°. При таком угле обеспечиваются нормальная работа деталей шарнирного соединения, хорошая приспосабливаемость колес к неровностям профиля проселочных дорог и умеренно пересеченной местности. Исходя из этого, можно считать, что для сочлененных автомобилей прицепного типа допустимые углы вертикальной гибкости ±20°, а для автомобилей седельного типа — ±10°. Следует иметь в виду, что конструктивно должно быть обеспечено сохранение этих углов при повороте звеньев в горизонтальной плоскости на максимальные углы складывания, определяемые требованиями поворотливости сочлененных автомобилей. Экспериментально установлено существенное влияние на вертикальные нагрузки колес угла гибкости секций в поперечновертикальной плоскости у. С целью снижения нагруженности ходовой части и обеспечения высокой проходимости угол у желательно иметь равным 360°. Известны сочлененные автомобили, у которых секция в поперечно-вертикальной плоскости не имеет ограничения перемещений, одна секция может свободно вращаться вокруг продольной оси другой секции. Однако это отрицательно влияет на поперечную устойчивость по опрокидыванию. При движении по местности первым начинает опрокидываться наименее устойчивое звено, которое и определяет устойчивость всего автомобиля, хотя автомобиль в целом может обладать большим запасом устойчивости по опрокидыванию. Поэтому на многих автомобилях необходимо ограничивать угол гибкости у, вводя в конструкцию шарнира ограничительные упоры. Максимально допустимый угол гибкости в поперечно-вертикальной плоскости должен выбираться из условия обеспечения как можно большего относительного перемещения звеньев без потери устойчивости. Этот угол не должен превышать угла, равного сумме углов статической устойчивости наименее устойчивого звена и крена подрессоренной массы второго звена в пределах хода подвески. Статистический анализ углов гибкости у выполненных конструкций сочлененных автомобилей показывает, что их значение находится в пределах 7.. .360°. Причем более, чем для половины автомобилей у = 10- - .20°, автомобили, у которых у>20°, имеют высокие показатели поперечной устойчивости по опрокидыванию. 23. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИЙ НА НАГРУЖЕННОСТЬ ХОДОВОЙ ЧАСТИ МНОГООСНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ Теоретический анализ и экспериментальные исследования позволили установить, что определяющее влияние на вертикальные динамические нагрузки в ходовой части многоосных автомобилей оказывают нагрузки от колебаний подрессоренной и непод-рессоренной масс и нагрузки от перераспределения силы тяжести— так называемые профильные нагрузки. Динамические нагрузки, определяемые колебаниями автомобиля, в первую очередь зависят от параметров подрессоривания и совершенства подвески. Вертикальная нагрузка на колесе определяется главным образом приведенной жесткостью подвески, амплитудами вертикальных и угловых колебаний. Поэтому влияние на динамические нагрузки числа осей и их размещения по базе идентично влиянию параметров вертикальных и угловых колебаний, что показано выше. Максимальное значение вертикальной динамической нагрузки при колебаниях автомобиля, имеющего удовлетворительное подрессоривание, мало зависит от схемы ходовой части, его можно считать постоянным практически для любой схемы. По экспериментальным данным, математическое ожидание коэффициента динамичности при этом не превышает 2,9.. .3,5. Нагрузки от перераспределения силы тяжести между осями при переезде неровностей и преодолении препятствий на дорогах и местности с малой скоростью (профильные нагрузки) в большой степени зависят как от числа осей, так и от размещения их по базе. С увеличением числа осей или опор при суммарном ходе подвески не более 300 мм профильные нагрузки возрастают пропорционально числу осей (опор). Изменяя размещение осей по базе, можно добиться снижения нагрузки в 1,5. ..2 раза. Установленная связь между уровнем нагружения ходовой части и числом осей и их размещением по базе при различных режимах показывает, что, исходя из условия достижения оптимальных нагрузок, массы и материалоемкости, целесообразными являются автомобили с четным числом осей (кроме трехосных) и с тележечной схемой их размещения. При существующих конструктивных решениях ходовой части, обеспечивающих общий ход подвески до 300 мм, целесообразным пределом является шесть осей. Для разработки автомобилей с числом осей более шести конструктивные решения должны обеспечивать равномерное распределение нагрузок в ходовой части или возможность противостоять большим перегрузкам осей. На строительных площадках существуют неровности, которые по форме и размерам создают опасные перегрузки в ходовой части многоосных и многоопорных автомобилей с числом осей более шести при заданных конструктивных решениях и характеристиках подвески. Перспективными направлениями конструктивных решений для выравнивания и снижения динамических нагрузок следует считать увеличение ходов подвески колес (опор), применение балансирных механических или гидравлических связей между осями и опорами и, наконец, создание сочлененных автомобилей, на которых неравномерность нагрузок по осям и опорам может быть в несколько раз снижена. Большой эффект дает применение на многоопорных автомобилях гидравлических балансирных связей по три опоры в ряд и по три модуля в транспортном средстве. Для получения эффекта выравнивания нагрузок у сочлененных автомобилей в шарнирной связи должны быть обязательно предусмотрены достаточные углы гибкости, выбираемые в зависимости от условий эксплуатации автомобиля. При использовании автомобиля на местности углы связи должны быть не менее ±20°. У двух-, трех- и четырехосных автомобилей прочность и надежность ходовой части определяются динамическими нагрузками от колебаний. У шасси с числом осей больше четырех про-, фильные нагрузки значительно превосходят нагрузки от колебаний подрессоренной и неподрессоренных масс. Оптимальное по условиям динамических нагрузок значение коэффициента i размещения осей по базе не должно превышать для четырехосного автомобиля 0,25.. .0,3, а для шестиосного 0,16.. .0,18. Восприятие динамических нагрузок безрессорными и полу-подрессоренными автомобилями неблагоприятно. Эти автомобили имеют высокую динамическую нагруженность элементов ходовой части, что не приводит к снижению собственной массы при сохранении заданной надежности. Установленная зависимость уровня нагрузок в ходовой части от числа осей может служить основанием построения унифицированного ряда колесных автомобилей, разрабатываемого по принципу единой осевой нагрузки или единого модуля. В общих конструктивных решениях многоосного автомобиля при выборе числа осей и размещения их по базе динамические вертикальные нагрузки должны являться одним из основных определяющих факторов, ибо динамическая нагруженность автомобиля и, следовательно, его масса, материалоемкость, надежность в большей степени зависят от компоновки ходовой части и числа осей и опор. При этом следует иметь в виду, что оптимальное размещение осей по базе ухудшает условия размещения узлов и агрегатов самого автомобиля и монтируемого груза, например, кранового оборудования. Последнее требование не всегда позволяет применить оптимальную схему ходовой части. При разрешении этого противоречия необходимо исходить из преимущественных условий использования автомобиля. Если многоосный автомобиль будет эксплуатироваться преимущественно на ровных с покрытием дорогах, то допустимо некоторое отступление от принятия оптимальных оощих конструктивных решений в части выбора числа осей и размещения их по базе. Кроме оптимального числа осей и размещения их по базе для многоосных автомобилей важное значение имеют оптимальные характеристики подрессоривания. Определяющее влияние на нагрузки оказывают форма и размеры неровностей пути. Г лава IV ТЕОРЕТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ В ТРАНСМИССИИ Большое число осей и ведущих колес автомобиля предопределяет сложность его трансмиссии. Выбор оптимальной схемы трансмиссии в этом случае имеет большое значение. На отсутствие единых принципов решения этого вопроса в теоретическом и практическом плане указывает разнообразие схем раздачи мощности не только многоосных, но даже полноприводных двухосных автомобилей (см. гл. 1). Так, на однотипных автомобилях, предназначенных для работы практически в равных условиях, в схеме трансмиссии применяют 0, 1, 4, 5, 6 или 7 дифференциалов. Четкого и полного обоснования этого пока в технической литературе нет, хотя вопросам исследования трансмиссий автомобилей посвящено много работ. Акад. Е. А. Чудаков положил начало исследованиям и разработал основные положения о распределении мощности между колесами блокированного привода автомобиля. Один из его последователей Н. И. Коротоношко исследовал циркулирующую мощность в силовом приводе автомобилей с колесными формулами 4X4 и 6X6 и разработал рекомендации по рациональным схемам привода колес. Бурное развитие полноприводных автомобилей в послевоенный период вызвало проведение большого числа крупных исследований в области трансмиссий, на основе которых разработаны фундаментальные теории А. С. Антоновым, Ю. В. Пирковским, Г. А. Смирновым и др. Их работы позволили вскрыть закономерности сложных физических процессов, сопровождающих функционирование трансмиссий многоосных автомобилей. Общим для всех этих исследований является детальное рассмотрение теории качения упругого колеса и переход от отдельного колеса к анализу всей трансмиссии. В своих исследованиях В. А. Петрушов и Ю. В. Пирковский, например, многоколесный движитель автомобиля заменяли эквивалентным одноколесным с обобщенными параметрами качения. Естественно, при таком методическом подходе трудно в явном виде выделить зависимость условий работы трансмиссии от общих конструктивных решений многоосных многоопорных автомобилей, т. е. решить задачи, поставленные в данной работе. Однако в результате указанных исследований сделан большой шаг в разработке теории и расчета трансмиссии многоосных автомобилей, значительно облегчающий решение задачи по установлению связей и взаимного влияния схем трансмиссии иа общие конструктивные решения многоосного автомобиля. Автором сделана попытка на основе указанных исследований /    определить роль и место выбора схемы трансмиссии в общих /    конструктивных решениях. Теоретические исследования ведутся применительно к трансмиссии автомобиля с п осями. Исходной позицией при этом принят теоретический анализ распределения мощности по колесам в различных схемах трансмиссии и разработка методики оценки различных схем раздачи мощности во взаимосвязи с общей схемой автомобиля. Исследование проводится на базе наиболее распространенных механических и гидромеханических трансмиссий. Однако общая методика и ее закономерности пригодны и для случаев исследования трансмиссий других типов — электромеханических, гидростатических и др. Колебания в трансмиссии и переходные процессы, а также демпфирование не рассматриваются. 24. ТЕОРИЯ СИЛОВОГО ПОТОКА — ТЕОРЕТИЧЕСКАЯ БАЗА ИССЛЕДОВАНИЙ ТРАНСМИССИЙ В n-осном автомобиле может быть 2п точек, к которым должна быть подведена мощность для привода колес. При этом составляющие мощностного потока должны претерпеть различные преобразования, для чего в трансмиссии устанавливаются соответствующие передающие и преобразующие устройства. Вследствие этого трансмиссия многоосного автомобиля представляет собой сложную передающую и преобразующую различные виды энергии систему. Применение известных в теории автомобиля методов исследования в этом случае затруднено. Необходимы новые методы, новая теоретическая база. В качестве теоретической базы принята теория силового потока, разработанная А. С. Антоновым для исследования и расчета силовых передач гусеничных, а затем колесных машин [3]. Используя теорию силового потока, можно исследовать сложные системы. Методика перехода от реальной сложной физической системы к наглядной простой расчетной схеме позволяет иначе оценить работу системы, выявить внутренние закономерности и связи, определяющие функционирование отдельных ее элементов. Преимущество теории силового потока состоит также в том, что ее методы и принципы позволяют рассматривать работу любой трансмиссии, любых ее отдельных элементов независимо от типа механизмов, их устройства и, главное, форм преобразуемой и передающейся энергии. На основании теории силового потока можно полагать, что полученные ниже закономерности и методы исследований могут быть распространены на все типы трансмиссий многоосных автомобилей. Согласно теории силового потока все многообразие преобразующих устройств, входящих в трансмиссию, может быть условно представлено тремя типами узловых точек: разветвляющей, кинетической и обобщенной. В разветвляющей узловой точке происходит преобразование только силовых факторов силового потока, а в кинетической — скоростных. Обобщенная узловая точка — объединение кинетической и разветвляющей узловых точек, поэтому в ней происходит одновременно преобразование силовых и скоростных факторов. Узловые точки связываются между собой направленными потоками энергии (связующими потоками). Кроме связующих потоков передающая система имеет аккумулирующие и рассеянные потоки. Любая трансмиссия может быть представлена -совокупностью узловых точек, связующих (направленных) и рассеянных потоков. Геометрическое изображение этой совокупности дает схему силового потока. От правильности ее составления зависит успех исследования. Порядок построения схемы силового потока и применяемые при этом приемы изложены в работах А. С. Антонова. Рис. 43. Схемы:

а —сил, действующих на ведущее колесо; б — обобщенной узловой точки колеса
Для составления схемы силового потока трансмиссии многоосных автомобилей необходимо изобразить колесо в виде обобщенной узловой точки как составного важного элемента схемы силового потока [3]. Схемы сил, действующих на ведущее колесо при его поступательном качении по твердой поверхности, и его обобщенной узловой точки изображены на рис. 43. Узловые точки колеса, катящегося по деформируемому грунту, принципиальных отличий не имеют. Узловая точка колеса имеет следующие потоки: вращательный со скоростным фактором о)к и силовым фактором Мк; вращательный реактивный с силовым фактором MR=m'ZK + rxXK; поступательный активный (оси колеса) со скоростным фактором vK и силовым фактором Рк; поступательный реактивный (оси колеса) с силовым фактором ХК=РК; диссипативный (рассеянный) t. По направлению потоков в узловых точках легко определить режим работы колеса. Так, у тормозящего колеса направление потоков противоположное по сравнению с показанным на рис, 43, б (кроме потока t). На ведомое колесо воздействует один активный поступательный — от рамы к колесу Мк, сок, реактивный Рк, vK и рассеянный i потоки. Также можно представить свободное и нейтральное колеса. При качении колеса в общем случае, когда на колесо дополнительно действуют боковая сила и поворачивающие моменты, обобщенная узловая точка колеса превращается в векторную узловую точку, и показанные на рис. 43 силовые потоки превращаются в векторные потоки, которые математически изображаются векторными величинами. Важно при этом отметить, что число силовых потоков и геометрическое изображение обобщенной узловой точки колеса не меняются. В дальнейшем будем пользоваться этим изображением. На рис. 44 и 45 показаны схемы силового потока трансмиссии четырехосных автомобилей. На схемах ровной линией обозначены вращательные потоки, а линией с зубцами — поступательные потоки; /Сш, Ки, К4п> Кьп — обобщенные узловые точки колес правых и левых колес автомобиля; б — разветвляющая точка, которая описывает отвод мощности для преодоления внешних сопротивлений, приложенных к автомобилю: сопротивление Рис. 44. Схема силового потока бездифференциалыюй трансмиссии четырехосного автомобиля с двумя двигателями с бортовой раздачей мощности по колесам Рис, 45. Схема силового потока дифференциальной трансмиссии четырехосного автомобиля с одним двигателем и мостовой раздачей мощности по колесам воздуха, сопротивление подъема и т. п. Остальные узловые точки описывают различные элементы: Дв — двигатель; Л/д— мощность, эквивалентная энергии, потребляемой двигателем; КП— коробка передач; РК—раздаточная коробка; КР — колесный редуктор; Р — редуктор; Ф — фрикцион; Д — дифференциал; ГТ — гидротрансформатор; М — муфта свободного хода. Направление некоторых силовых потоков не показано, они могут иметь в каждом частном случае движения различное направление. Анализ всех возможных схем силового потока трансмиссий существующих многоосных автомобилей позволил выявить общие свойства этих схем. Так, установлено, что с учетом возможности возникновения относительных потоков мощности через грунт силовые потоки многоосных автомобилей являются замкнутыми. Число отдельных замкнутых неравнозначных контуров равно 2п—1. Такими замкнутыми контурами являются контуры между колесами одной оси (левым и правым) и между осями; в схеме силового потока на рис. 44 — контуры между колесами каждой стороны автомобиля и межбортовой контур, замыкающийся через двигатели, обозначены номерами. В зависимости от наличия и типа специальных узловых точек в этих контурах возможны при определенных условиях движения разветвляемые, циркулирующие или холостые потоки. В дальнейшем эти точки условимся называть развязывающими узловыми точками (РУТ). Такое название дано потому, что предназначение этих точек разомкнуть, развязать при необходимости замкнутый силовой контур. На рис. 44 в замкнутых силовых контурах такие РУТ отсутствуют (во всех контурах), а на рис. 45 такие РУТ имеются во всех семи (№ 1... 7) контурах. В контурах первой, второй оси и в межтележечном контуре в качестве РУТ применены дифференциальные механизмы Du D2 и Do, а в тележках и в контурах задних осей — муфты свободного хода МСи МС2, МСз и -МС4, которые иногда ошибочно называют са-моблокирующимися дифференциалами. Задачей дальнейших исследований силового потока является определение минимально необходимого числа РУТ и целесообразного типа их механизма. С учетом решаемой общей проблемы исследование будет проводиться во взаимосвязи с общей схемой автомобиля. Максимально возможное число РУТ равно числу замкнутых контуров в силовом потоке, т. е. 2п— 1. Если принять такое число развязывающих механизмов и различных устройств, их заменяющих, то трансмиссия получится очень сложной и дорогостоящей в производстве и эксплуатации. Поэтому необходимо определить минимальное допустимое число РУТ, при котором не ухудшаются эксплуатационные характеристики автомобиля. Правильный выбор типа РУТ важен с точки зрения обеспечения хороших показателей проходимости, устойчивости, надежности, экономичности и других характеристик автомобиля. В соответствии с общей теорией силового потока в начале его исследования должны быть определены задающие параметры системы. Общее число задающих параметров равно сумме задающих скоростных и силовых параметров * = ХИ + *Д и соответствует числу свободных силовых потоков. Число задающих скоростных параметров равно числу степеней свободы силового потока и определяется по формуле Хи=2 (От -j- Ок) Ор — k — ср, где От, Ок и Ор — число обобщенных, кинетических и разветвляющих узловых точек; k — число связывающих потоков; <р — число уравнений кинематики, которое определяется схемой силового потока. Тогда из формулы (41) получим число силовых задающих параметров хд=х-хи. Анализ задающих параметров применительно к схеме силового потока многоосного автомобиля в общем случае движения, когда поступательные потоки колес можно принимать свободными, показал, что для любой схемы тоансмиссии автомобиля общее число задающих параметров Я—2п+1, т. е. числу свободных потоков на колесах 2п и свободному потоку от двигателя. Число скоростных задающих параметров при отсутствии РУТ (блокированный привод) или известных их кинематических характеристик (в случае применения РУТ) будет Ли=1. Этим задающим параметром может быть скорость движения автомобиля или частота вращения коленчатого вала двигателя. Тогда Яд=2п+1—1 = 2п, т. е. число силовых задающих параметров равно числу ведущих колес. При расчете определенно можно задать только один параметр: или внешние сопротивления, или силовой фактор двигателя; 2п—1 параметров остаются неизвестными— задача является статически неопределимой 2п—1 раз. Чтобы решить задачу по распределению мощностей в общем виде, вероятно, надо иметь дополнительные условия к общим уравнениям теории силового потока. Такими условиями в случае блокированной связи могут быть уравнения геометрических связей и уравнения упругих связей замкнутых контуров силового потока, которые можно получить 2п—1 (по числу контуров в схеме), т. е. столько, сколько необходимо для решения задачи. В случае применения РУТ в контурах дополнительными уравнениями являются уравнения, описывающие закон распределения мощности в контуре, определяемый типом механизма РУТ. Например, если в качестве РУТ применяется симметричный дифференциальный механизм, то в контуре момент распределяется симметрично, поровну; если дифференциальный механизм несимметричный, то момент распределяется в соответствии с внутренним передаточным числом механизма; если применяется простая отключающая муфта, то в контуре будут холостые потоки, т. е. в одиой из частей контура момент будет равен нулю. Пока в самом общем виде уравнение упругости замкнутого контура без РУТ можно представить прн малой скорости перемещений в такой форме: А М12=(Ъ — ?2)/YnP,    (42) где АМ12 — упругий момент в контуре 12; упр=?ш+уг+,ум — приведенная податливость контура, включающая характеристики тангенциальной эластичности шии, податливости грунта в контакте колес и податливости механических элементов контура; ф1—ч>2 — уравнение геометрических связей, представляющее собой разность углов закрутки конечных элементов (колес или мостов) контура (кинематическое несоответствие элементов контура). Таким образом, упругий момент, который, как будет показано, значительно влияет на распределение мощностей по колесам, зависит от приведенной податливости контура и кинематического несоответствия в контуре. 25. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ РАБОТЫ ТРАНСМИССИИ Геометрические связи в замкнутом контуре силового потока влияют на упругий момент. Все исследователи трансмиссий полноприводных автомобилей учитывали в той или иной мере геометрические связи, выражая их разностью радиусов качения, разностью углов поворота колес или радиусов криволинейного движения. При этом рассматриваются отдельные составляющие кинематического несоответствия и расчет ведется только для частного случая. В действительности все многообразные факторы, влияющие на кинематическое несоответствие, воздействуют на работу трансмиссии одновременно, и суммарное значение кинематического несоответствия в конкретный момент определяет распределение мощностей по колесам. Для учета этого и обеспечения возможности суммирования отдельных составляющих в качестве измерителя кинематического несоответствия можно использовать относительную величину — отношение разности путей, пройденных k-ш и т-м колесами (осями) за данный отрезок времени, к пути, пройденному первым (начальным) колесом (осью) замкнутого контура: Х*»= [(Sm~ S„ysm] ЮОо/о = + (1 - S„/Sm) lOQo/o. (43) Для упрощения анализа кинематического несоответствия причины его возникновения можно подразделить на три группы: 1)    конструктивно-эксплуатационного происхождения, обусловленные состоянием и конструкцией самого автомобиля (различие радиусов качения колес, иеравеиство передаточных чисел приводов и т. п.);
2)    вызванные криволинейным движением автомобиля в горизонтальной плоскости; 3)    обусловленные профилем пути, макронеровностями дороги, препятствиями. По типу замкнутого контура можно выделить межколесное и межосевое кинематическое несоответствие.    S Конструктивно-эксплуатационные факторы. На основе общей | зависимости (43) были получены частные формулы и проведен ] анализ факторов, влияющих на величину кинематического несо- J ответствия в каждом конкретном случае движения автомобиля. : Величина кинематического несоответствия конструктивно-эксплуатационного происхождения может быть определена по фор- \ муле

(44)
где г*в, Тть — радиусы качения k-ro и m-го колес в ведомом ре- \ жиме, определяемые экспериментально {Mk—0); «*, ит — пере- | даточные числа приводов колес. Проведенные эксперименты показывают, что радиусы качения колес в ведомом режиме зависят от исходных размеров шин, давления воздуха в шинах и вертикальной нагрузки на колесах. Проф. Г. А. Смирнов предложил формулу для определения радиуса качения в ведомом режиме в зависимости от вертикальной нагрузки Pi\ г Зг0[г0 — (Р;/Сш)] <в Зг0 - (2Р!/Сш) ' где Го — свободный радиус колеса. Приведенная формула предполагает обратную пропорциональность гв от Ри что подтверждается экспериментально. Эксперименты также показали, что свободные радиусы колес при одинаковом давлении воздуха в шинах оказываются неодинаковыми. Их разность приблизительно такая же и в ведомом режиме, в случае одинаковой вертикальной нагрузки на колесах, хотя абсолютная величина радиусов качения за счет вертикальной нагрузки будет меньше. Разность радиусов качения гв колеблется в пределах допуска на изготовление шин и в зависимости от размера колес составляет 8. ..15 мм. Максимальная величина кинематического несоответствия будет достигать 1,5. ..2%. В некоторых конструкциях автомобилей предусмотрено разное давление воздуха в шинах передних и задних колес. Перепад давлений для различных автомобилей колеблется в пределах 40. ..150 кПа. Это приводит к разности свободных радиусов колес 4. ..10 мм, что вызывает кинематическое несоответствие 1...1,5%. Современные многоосные автомобили высокой проходимости снабжаются, как правило, центральной системой регулирования давления воздуха в шинах, поэтому разность радиусов колес, обусловленная перепадом давления, не возникает. Распределение силы тяжести по осям зависит от схемы их расположения по базе и положения центра масс. Вертикальные нагрузки на сближенных осях (осях тележек) незначительно различаются между собой, а при балансирной подвеске практически одинаковы (см. гл. 3), поэтому кинематическое несоответствие между осями тележки по этим причинам не возникает. Разница нагрузок на разнесенные оси может колебаться в широких пределах как статических, обусловленных положением центра масс, так и в динамических, возникающих вследствие продольно-угловых колебаний автомобиля и действия продольных сил. Между осями будет возникать кинематическое несоответствие в результате действия разных вертикальных нагрузок. Наибольшая неравномерность вертикальных нагрузок характерна для автомобилей без груза. Максимальная разность нагрузок на колесах разнесенных осей в этом случае достигает 20 кН и более. Это вызывает разность радиусов качения колес до 10 мм и кинематическое несоответствие 1.. .1,5%. Как было показано (см. гл. 3), динамические вертикальные нагрузки на отдельных осях могут отличаться в 1,5. ..3 раза и превышать статическую нагрузку. Это приводит к возникновению межосевого кинематического несоответствия, которое достигает 4.. .5%. Перераспределение нагрузок между колесами одного моста происходит в меньших пределах, поэтому межколесное несоответствие значительно меньше, чем межосевое. Следует отметить, что разность вертикальных нагрузок на смежных осях, возникающая от колебаний подрессоренной массы и в соответствии с формулой (26) зависящая от расстояния между осями и соотношения жесткостей и амплитуд колебаний, является главной составляющей возмущающей функции колебаний моментов в трансмиссии автомобиля. Эта разность проявляется как кинематическое несоответствие и в связи с этим в блокированном приводе влияет на изменение крутящего момента в обратной пропорциональной зависимости. Распространять прямую связь момента и нагрузки в одиночном колесе на колеса многоосных полноприводных автомобилей вероятно, нельзя. Криволинейное движение. Кинематическое несоответствие при криволинейном движении на основании общей зависимости определяется по формуле 100%,    (45) где Rky Rm — радиусы траекторий движения соответствующих элементов (колес, осей) рассматриваемого контура. Экспериментальные данные показали, что кинематическое несоответствие при криволинейном движении без большой ошибки можно исследовать по теоретическим радиусам поворота, т. е. без учета действия боковых и продольных сил. При этом задача значительно упрощается, а погрешность в пределах эксплуатационных скоростей не превышает 2. ..3%, что для данного исследования вполне допустимо. Исходя из этого, для каждой конкретной схемы автомобиля по общей зависимости (45) можно получить формулы для подсчета кинематического несоответствия. Так, кинематическое несоответствие между колесами по каждой стороне четырехосного автомобиля со схемой ходовой части 2—2 с передними управляемыми колесами 12—00 подсчитывается по формулам: для наружной по отношению к центру поворота стороны автомобиля -1 100%;
)

(а",8‘т) 100 о/о; cos
(46)
X3i
cos ( arctg £
cos ( arctg Z, -j-) 100 o/0;
Хз2—
/ , 2 — 3/ \ s I afctgi —— J для внутренней стороны автомобиля ( >■ N (arctgi — j Хз1 =
(47)
cos arctg £ Х32 =
( 2 cos i^arctg Z —
здесь А и Б — величины, зависящие от радиуса поворота центра неуправляемой тележки и колеи автомобиля; A=>R—В\ 5= =Я—В. Аналогичный вид имеют формулы и для других схем автомобиля. По выражениям (46) и (47) можно установить, что кинематическое несоответствие зависит от геометрических размеров автомобиля (базы и колеи), углов поворота управляемых колес, числа и места их расположения, а также от размещения осей по базе, характеризуемого коэффициентом i. Зависимость величины кинематического несоответствия от размещения осей по базе, числа и места расположения управляемых осей определяет влияние общих конструктивных решений на работу и на схему трансмиссии и указывает на их связь. 20 30 40 R,*
На рис. 46 показана графическая зависимость межосевого (кривые II) и меж- Рнс. 46. Зависимость кинематического несоответствия от радиуса поворота четырехосного автомобиля: 1 — межколесного; И — межосевого; 1 — автомобиль с осевой формулой 1—2—1; 2 н 3 — то же 2—2; 4, 5 и 5 — несоответствие первой, второй, третьей осей; ■■ — наружной стороны; — — — — внутренней стороны колесного (кривые I) кинематического несоответствия от радиуса R поворота для двух четырехосных автомобилей, имеющих разные схемы управления и расположение осей по базе. Из графиков видно, что кинематическое несоответствие возрастает с уменьшением R. Межосевое кинематическое несоответствие для внутренних колес несколько больше, чем для наружных. Меж-осевог кинематическое несоответствие у автомобиля с первой и четвертой управляемыми осями значительно меньше, чем у автомобиля с первой и второй управляемыми осями. Величина межосевого кинематического несоответствия при движении автомобиля при повороте с минимальным радиусом может достигать 30% и более. Межколесное кинематическое несоответствие имеет значительную величину даже при больших радиусах поворота R. Кинематическое несоответствие возрастает с уменьшением R, достигая 23. ..26% при повороте с минимальным R. Межколесное кинематическое несоответствие для управляемых осей при данном R несколько меньше, чем для неуправляемых, и зависит от угла поворота управляемых колес, уменьшаясь с увеличением последнего. Межколесное кинематическое несоответствие мало зависит от схемы расположения осей по базе. Для выяснения влияния размещения осей по базе на величину кинематического несоответствия при прочих постоянных величинах был произведен расчет несоответствия в зависимости от коэффициента размещения осей по базе L Установлено, что у автомобиля с передними и задними управляемыми колесами кинематическое несоответствие при любом i меньше, чем у автомобиля с передними управляемыми колесами. О порядке значений кинематического несоответствия для двух схем размещения осей по базе можно судить по данным, приведенным ниже для автомобилей при повороте с минимальным радиусом 13 м. Осевая формула....... '    ■ 2—2    1—2—1 Формула управления..........12—00    1—00—4 Y2i . .........................7,8/11,7    3,3/4,6 Y31............................15,3/23,9    3,3/4,6 Y32.............../    7,0/11,1    0/0 Примечание. В числителе приведены значения для внешней стороны, в знаменателе — для внутренней. Обращает внимание большая разница в величинах кинематических несоответствий у автомобиля с осевой формулой 2—2 и сравнительно малые величины несоответствия у автомобиля со схемой 1—2—1. Это является одним из основных факторов, позволяющих трансмиссии автомобиля с осевой формулой 1—2—1 удовлетворительно работать на твердых дорогах при отсутствии дифференциалов и других РУТ. При передних и задних управляемых колесах изменение коэффициента i мало влияет на кинематическое несоответствие; в пределах реальных значений коэффициента i изменение кинематического несоответствия составляет не более 1,5%. Таким образом, минимальное кинематическое несоответствие при криволинейном движении может быть обеспечено при использовании схемы с передними и задними управляемыми колесами. У схемы только с передними управляемыми колесами наибольшее рассогласование имеет место между колесами первой и третьей, а также четвертой осей внутреннего борта. По мере увеличения коэффициента i это несоответствие снижается до 3%. Несоответствие в управляемой тележке ниже и с увеличением коэффициента i возрастает до 2%. На основании общей зависимости (45) можно легко показать, что кинематическое несоответствие между звеньями при повороте сочлененных автомобилей не находится в прямой зависимости от радиуса поворота и от угла складывания в горизонтальной плоскости. Кинематическое несоответствие определяется расстояниями Li и Ь2 от центра симметрии звеньев 1 и 2 до оси складывания. Аналитически эта зависимость, полученная из решения геометрической задачи из выражения (45), может быть выражена Х12— 'V' — L2 -[-1 — 1. Кинематическое рассогласование поворота звеньев зависит от разности длин баз звеньев. Для сочлененного автомобиля, у которого звенья геометрически равные и расстояние Ь\ — Ь2, кинематическое несоответствие ^2 = 0. Следовательно, между звеньями развязывающую РУТ в приводе звеньев можно не устанавливать, так как рассогласование при повороте отсутствует. С увеличением разности расстояний L кинематическое рассогласование резко возрастает и может достигать 100%. В данном случае установка РУТ обязательна. Неровности пути. Кинематическое несоответствие, обусловленное неровностями пути, слагается из двух составляющих — несоответствия, обусловленного разной величиной вертикальных нагрузок на колесах, и несоответствия вследствие разных кинематических характеристик качения колес? (абсолютных скоростей или проходимых путей). При движении по неровностям небольшой высоты вторая составляющая мала и ею можно пренебречь [3]. В данном случае рассогласование возникает от разной величины вертикальных нагрузок, определяемой колебаниями подрессоренной массы. При движении по макронеровностям одновременно действуют оба фактора. Характер и пределы изменения вертикальных нагрузок проанализированы в гл. 3, выводы в части значительного влияния схемы ходовой части автомобиля на вертикальные нагрузки полностью могут быть отнесены к влиянию схемы на кинематическое несоответствие в трансмиссии. Кинематическое несоответствие, вызванное различием характеристик качения колес, может быть проанализировано для любой неровности по зависимости (43), если задано уравнение, описывающее ее профиль. Для упрощения задачи в этом случае целесообразно колеса принять жесткими. Кинематическое несоответствие между осями, обусловленное типовыми неровностями, определяется по формулам, полученным на основании решения геометрической задачи движения колес (осей) на препятствии: а) при въезде на наклонную плоскость (склон холма, насыпь, аппарель и т. д.) } ЮОо/о
={
(48)
Хтк
cos [ап — arcsin (sin ап — (Sm/l) sin ап)] |/"l~(sin ая - (Smlt) sin а)2
где ап — угол подъема; Sm — путь, пройденный осью т после въезда оси k на препятствие; б) при съезде во впадину на первом этапе, когда 5т^ sin ас, Xmfe=(~Vr~(sm/o2 1) 100%, на втором этапе, когда Sm>r sinac, cos j"ac — arcsin (sin ac •+■ r tg sin ac/J — sin Sm/^j l~(sin ac+rtg-|- sin ac// — sin acSm/^ 100%,
Xmk
где г— радиус качения колеса; ac — угол спуска. При въезде на подъем величина межосевого кинематического несоответствия зависит от угла подъема, положения колес и расстояния между рассматриваемыми осями (базы). На рис. 47 показана зависимость межосевого кинематического несоответствия в блокированном приводе двухосной тележки от положения колес для некоторых углов подъема. Положение колес на графике характеризуется путем, проходимым вторым колесом в долях I, что позволяет считать зависимость справедливой для двухосной тележки с любой базой- Как видно из графика, кинематическое несоответствие переменно и меняется от максимального положительного значения при    до макси мального отрицательного значения при 52==/, проходя через нулевое значение при 5г~0,5/. Задача определения ожидаемого кинематического несоответствия в практических расчетах может быть значительно упрощена. Как установлено, максимальное значение %2\ получает при 52 = 0. В этом случае выражение (48) принимает вид Рис. 47, Изменение кинематического несоответствия в зависимости от положения колес: 1 — а-30°; 2 — а=*2(Р; 3 —а-1(Г
X2imax = 0/cosa—1) 100%. (49) Задавшись углом подъема am можно по формуле (49) определить максимальную величину межосевого кинематического несоответствия. Так, при въезде на подъем ап=30° %2i = 15,5%. На величину кинематического несоответствия большое влияние оказывает характер сопряжения склона с подножьем холма. Чаще это сопряжение происходит по плавной кривой, т. е. угол постепенно возрастает от 0 до ап. В этом случае характер изменения кинематического несоответствия будет другой и максимальное его значение может резко уменьшаться. При съезде во впадину величина межосевого кинематического несоответствия примерно та же, что и при въезде на подъем. Отличие состоит в характере ее изменения как функции пути. Неровности синусоидального профиля можно представить как сочетание подъема и спуска, следовательно, закономерности изменения кинематического несоответствия будут те же, что и для рассмотренных препятствий. Расчеты показывают, что величина кинематического несоответствия, возникающего при движении по синусоидальным неровностям, встречающимся на дорогах, не превышает 2%. При движении по неровностям возможно возникновение меж-колесного кинематического несоответствия. Это происходит, когда одно из колес оси попадает на неровность, а другое движется по ровной площадке. Величина межколесного кинематического несоответствия также зависит от крутизны неровности и может определяться по формуле (49). Однако в отличие от межосевого межколесное несоответствие при неизменном угле подъема является величиной постоянной. При движении по разбитым дорогам межколесное кинематическое несоответствие может достигать При оценке кинематического несоответствия, определяемого неровностями пути, необходимо учитывать следующее: воздействие кинематического несоответствия имеет кратко- временный характер и в зависимости от скорости движения продолжается 0,2.. .0,8 с; характер изменения несоответствия для многоосных автомо-/    билей при движении по препятствиям, имеющим высоту больше полного хода подвески, может меняться, если будет происходить значительное перераспределение нагрузок между колесами и осями, рассмотренное в гл. 3. Обобщенное максимальное значение возможного кинематического несоответствия (в %) современных многоосных автомобилей приведено ниже. Межосевой Межколес-контур    ный контур Колебания размеров шин при изготовлении и неравномерный нзнос в процессе эксплуатации . . '. 1,5... 2    1,5... 2 Эксплуатационный перепад давления воздуха в шинах..................... 1... 1,5 1,0... 1,5 Изменение положения центра масс........ 1 ... 1,5    0,5 Динамическое изменение вертикальных нагрузок на колесах................... 4... 5    2 Криволинейное движение в плоскости дороги для: многоосного автомобиля с передними управляемыми осями...................25... 30 25... 30 многоосного автомобиля с передними н задними управляемыми осями........... 4... 5    25...30 сочлененного автомобиля............ 0... 100 25... 30 Преодоление препятствий крутизной до 30° . . .    16    — . Движение по разбитым дорогам..................2    1 ...2 Таким образом, кинематический анализ на первом этапе исследования работы трансмиссии дает очень много данных. На основании только этого анализа можно определить замкнутые контуры силового потока с наибольшим кинематическим несоответствием, в которых необходимо иметь РУТ. На основе полученных данных применительно ко всем типам автомобилей можно утверждать, что наибольшее кинематическое несоответствие возникает при криволинейном движении в замкнутом контуре колес левой и правой сторон автомобиля. Поскольку криволинейное движение — основной вид движения автомобиля, то кинематическое несоответствие будет постоянно действующим, и для его устранения в указанных контурах необходимо устанавливать РУТ. Следует отметить, что различных мнений по установке межколесных развязывающих механизмов нет, на всех автомобилях такие механизмы (различного типа) устанавливают. Таких же значений кинематическое несоответствие достигает между осями у автомобиля только с передними управляемыми колесами, главным образом между управляемыми осями и между управляемой и неуправляемой осями. Очевидно, по аналогии с предыдущим в этих контурах также необходимо устанавливать развязывающие механизмы. Другой группой причин, вызывающих на всех типах автомобилей большие кинематические несоответствия, являются макронеровности и изменение вертикальных нагрузок на колесах в динамике. Эти условия вызывают появление переменного во времени кинематического несоответствия. 20. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ ИДЕАЛЬНОГО СИЛОВОГО ПОТОКА Метод полного исследования силового потока трансмиссии многоосного автомобиля впервые разработал А. С. Антонов. Им предложены общие уравнения для определения сил тяги на колесах при прямолинейном и криволинейном движениях, дан анализ условий возникновения циркулирующей мощности на основе разных свободных радиусов колес. Ниже для удобства сопоставления расчетных и экспериментальных данных, когда замеряются крутящие моменты (а не силы тяги) и соответствующие коэффициенты, и для учета суммарного кинематического несоответствия, действующего в замкнутых контурах трансмиссии реальных автомобилей, приводится метод силового анализа идеального силового потока на базе исследования распределения крутящих моментов. Предлагаемый метод не противоречит методу А. С. Антонова, несколько уточняя и дополняя последний. При исследовании распределения мощностей по колесам в различных схемах силового потока в качестве основного допущения принято, что крутящие моменты в приводе к колесам переменные, но изменяются с малыми ускорениями. Это дает право не учитывать инерционные моменты, что при оценке и выборе различных схем трансмиссий возможно. Установлено, что различные схемы трансмиссий главным образом влияют на средние величины моментов и на моменты, изменяющиеся с малой частотой. Средние моменты и соответствующие им окружные силы определяют тягово-сцепные свойства, устойчивость и управляемость автомобиля. Переменная динамическая составляющая момента, ее амплитуда и частота колебаний являются характеристикой динамической нагруженности по условиям усталостной прочности. При исследовании этих вопросов она и должна изучаться. Принятая схема трансмиссии при этом оказывает малое влияние. Составим расчетную схему силового потока трансмиссии n-осного автомобиля. Принимаем, что момент, подводимый от двигателя к колесам, является известным и определяется внешними условиями движения и внешними сопротивлениями, которые также известны. При инженерных расчетах трансмиссии многоосного автомобиля подводимый момент для случая установившегося прямолинейного движения по ровной дороге может быть определен по известной зависимости тяговых расчетов автомобиля •^под “ ^а/огк> Рис. 48. Расчетная схема силового потока
где Ga — сила тяжести автомобиля; f0 — табличное значение коэффициента сопротивления качению данного автомобиля; гк — расчетный радиус качения. При криволинейном движении этот крутящий момент должен быть увеличен в 2... 4 раза в зависимости от типа привода. Большее увеличение берется для блокированного привода, меньшее — для дифференциального. К этому следует еще добавить крутящий момент, необходимый для преодоления сопротивления воздуха, если движение происходит с большими скоростями. Принимаем, что потери в трансмиссии отсутствуют. Принятые допущения исследования распределения мощностей по колесам позволяют применить упрощенную схему силового потока. Поскольку режим движения по внешним сопротивлениям задан, будет заданным и режим работы многих механизмов и устройств трансмиссии (коробки передач, раздаточной коробки и др.), поэтому на схеме силового потока их можно изобразить в виде разветвляющихся точек или направленных потоков. Эта особенность теории силового потока значительно упрощает проведение исследований, не искажая физического смысла явлений. К исследованию примем одну сторону автомобиля с блокированной связью в замкнутых контурах, в которых задано суммарное кинематическое несоответствие, рассчитанное по методам, приведенным в разд. 25. Расчетная схема силового потока изображена на рис. 48. Буквой а обозначена разветвляющаяся узловая точка, показано направление и обозначен момент Мпод, подведенный в трансмиссию от двигателя Дв, равный моменту внешних сопротивлений. Искомые крутящие моменты на колесах обозначены Mi.. .М„, направление их пока неизвестно. Колеса и мосты рамой соединены в единую систему. Поэтому поступательные скорости центров всех колес одинаковы и угловые скорости колес равны. В связи с этим имеющееся кинематическое несоответствие в каждом контуре должно быть компенсировано за счет упругого или абсолютного скольжения. Необходимость скольжения приведет к появлению в каждом замкнутом контуре упругого момента, который равен при любом режиме движения разности моментов на колесах контура: ДМ21 = М2-Л11; Ши = Мъ — Му ......... (50) ЛМ(П_1 )1 = Мп_1 — М1; д мп1=мп~ми Получим п—1 уравнений упругости. В принципе уравнения можно составлять для любого сочетания контуров, исключая равнозначные. На основании второго принципа теории силового потока для разветвляющейся узловой точки а (см. рис. 48) можно записать Afno,-Afi+Al2 + Af8+... + Af«-1 + AfJI.    (51) Используя систему уравнений (50)'и уравнение (51), - получим выражения для определения моментов, подведенных к колесам: — ^ (ЛАТ^/Л); Af з=* AAf31 + Л1х;    ф2) Л4п—х — АЖЯ_ “f-Afj, Мп—1МпЛ-\-Мх, Для решения этой системы необходимо определить упругий момент в контуре. Рассмотрим работу одного контура. Упругий момент в контуре на основании уравнения (42) зависит от геометрической связи и приведенной податливости контура. Геометрической связью является суммарное кинематическое несоответствие в контуре, а приведенная податливость определяется тангенциальной эластичностью шины и грунта, обусловливаемой изменением радиуса качения колеса на единицу (1 кН-м) подводимого к колесу крутящего момента. Податливость механической части привода колеса не учитываем. Исследования показали, что податливость привода влияет в неустановившемся режиме до момента, пока не вступило в действие выравнивающее свойство эластичных шин. Сравнительно небольшая разница жесткостей валов привода на реальных автомобилях не вызывает существенного перераспределения моментов даже при тро-гании автомобиля с места. По зависимости акад. Е. А. Чудакова можно записать f к =Лс.в Ynp-^K* Для колес одного контура из-за жесткой их связи с рамой и одинаковых угловых скоростей Лс1 = Л<2, т. е. rKiB-yimMx=^rK2B-ymM2. (5Э) В общем случае 'Упр^^прг, так как тангенциальная эластичность шин и плотность грунта под колесами различны. Обозначим Ynp2/Vnpi = ^; Тпр2 = ^прь тогда выражение (53) примет вид Ш2 — ^1 = (гк2в—rxiB)/Ynpi = ArK.B/YnPl!    (54) Кроме того, для разветвляющей точки любого контура (см. рис. 48) М2-\-Му — Мпоя12у    (55) где М„0д12 — момент, подведенный к контуру 1. Решая совместно уравнения (50), (54) и (55), получим АМ21    --Л1„0!121— • 1 (A + l)Ynpi nos21* + l. Заменяя разность радиусов в ведомом режиме через кинематическое несоответствие из формулы (44) при um = tiKi окончательно получим выражение для упругого момента в контуре ЬМп=>-^5--мвояП — .    (56) ■ 50Ynpl (£ + 1) под21*-ы При равенстве приведенной тангенциальной эластичности шин и грунта, когда k=\, формула упругого момента примет вид Д^21 = Х21'‘2в/и00Упр)-    (57) В общем виде ЛАТ _ Уд"__м А-А_ . тк 50упр-hi) подт* A + l ’ ЬМтк= Хткгтв/О00упр).    (58) Полученные выражения показывают, что в пределах упругого скольжения упругий момент в замкнутом контуре зависит от кинематического несоответствия, приведенной тангенциальной эластичности шины и грунта, соотношения податливостей под колесами контура и от подведенного к контуру крутящего момента. Интересно отметить, что при разной приведенной тангенциальной эластичности упругий момент может возникать в контуре при отсутствии кинематического несоответствия, и в данном случае он зависит от момента, подведенного к контуру. Это значит, что на разность моментов в замкнутом контуре влияют два фактора — кинематическое несоответствие и разная тангенциальная эластичность колес и грунта. Отмеченное обстоятельство имеет важное значение для исследования проходимости колесных машин по деформируемым грунтам. Податливость такого грунта под передними колесами значительно отличается от его податливости под колесами, идущими по следу. Поэтому выбор оптимального значения момента, подводимого к различным колесам с учетом разной податливости грунта, может дать определенный эффект по повышению проходимости автомобиля. Указанные зависимости применимы и для контура, образованного ведущими мостами с дифференциальной связью между колесами. Для этого необходимо подставлять величины, относящиеся к мостам, а именно: приведенный радиус качения в ведомом режиме дифференциальной оси Гм в— 2Гк‘.Р‘в»к,п-в—; ГК-Л.В “Ь гк.п.в приведенную тангенциальную податливость моста упрм= ~Упр!2. Кинематическое несоответствие должно быть подсчитано для межосевого контура. На основе полученных зависимостей проведем анализ характера распределения моментов и условия возникновения циркулирующей мощности применительно к одному замкнутому контуру, что соответствует двухосному полноприводному автомобилю или двум осям многоосного автомобиля. По уравнениям (52) и (57) моменты на колесах: lOOiVfjjo^iYnp Х21^*2в 2* юо^р    (59) « .    ЮМ^полУпр ~h Х21^2в 2.100упр    ) Циркуляция мощности будет отсутствовать, если моменты Мх и ЛГ2 положительны, при этом — 1<Х2Лв/(100упрМпод)-<1, т. е. условие бесциркуляционной работы контура запишется Х21^2в/(100упО^под)<1-    (60) Из формулы следует, что циркуляция мощности зависит от суммарного кинематического рассогласования работы контура, приведенной тангенциальной эластичности шин и грунта и внешнего сопротивления движению автомобиля. Полученное условие совпадает с результатами, полученными ранее проф. А. С. Антоновым [3] другими методами. Зависимость несколько уточняет условия бесциркуляционной работы. Уточнение состоит в том, что циркуляция мощности может возникнуть и при равенстве свободных радиусов колес. Наличие разности свободных радиусов не является обязательным условием возникновения циркуляции мощности. Из зависимости (60) можно установить, что допустимость применения в схеме трансмиссии замкнутого блокированного привода в первую очередь определяется величиной часто встречающегося кинематического несоответствия и тангенциальной эластичностью шин, а также условиями работы автомобиля, которые влияют на приведенную эластичность и на подводимый в контур момент, определяемый внешними сопротивлениями. Рнс. 49. Расчетно-экспериментальная зависимость распределения по ведущим осям подведенного момента прн различном кинематическом несоответствии: --ЗС21 =* 3,27%:----%21 - -1,33%
На рис. 49 показаны результаты расчета (прямые линии) и экспериментальной проверки (точки) распределения крутящих моментов по ведущим осям автомобиля при различном суммарном кинематическом рассогласовании и внешнем сопротивлении. Суммарное рассогласование задавалось различным давлением в шинах, свободным радиусом качения и криволинейным движением, внешнее сопротивление— нагрузкой на крюке. График подтверждает правомерность и достаточную точность принятой методики расчета. Разработанные методы могут быть проверены экспериментально. Из рисунка видно, что разность моментов на осях при постоянных уПр зависит от суммарного кинематического несоответствия и не зависит от подводимого общего момента. Циркуляция мощности зависит от Мпод и %. Ниже на р-исунках представлены результаты обработки опытов в части выявления связи распределения крутящих моментов с давлением в шинах и с радиусом поворота автомобиля. На рис. 50 отражены результаты измерения крутящих моментов на колесах первой и второй осей с блокированным приводом в зависимости от перепада давлений воздуха в шинах Лрш. При эксперименте давление воздуха в шинах колес первой оси поддерживалось постоянным, рш=350 кПа, а в шинах колес второй оси изменялось. На графике приведена также расчетная зависимость % от перепада давлений. Кинематическое несоответствие х определялось по результатам измерения радиусов качения в ведомом режиме с отключением их of трансмиссии. Все опыты проводились на ровной бетонной дороге. На рис. 51 приведены результаты измерения крутящих моментов на колесах первой и второй осей при криволинейном движении того же автомобиля в зависимости от радиуса поворота по колее переднего наружного колеса. Эксперименты проводились на бетонной площадке при движении автомобиля по кругу заданного радиуса со скоростью 5 км/ч. Величина %2\ определялась по результатам измерения радиусов траекторий движения отдельных колес по отпечаткам шин на дороге. Приведенные графики показывают, что характер воздействия кинематического несоответствия на работу блокированного привода остается одинаковым независимо от причины возникновения кинематического несоответствия. С ростом значения % увеличивается разность между крутящими моментами на колесах, а на одной из осей возникает отрицательный момент, т. е. появляется циркулирующая мощность. Отрицательный момент будет тем больше, чем больше %. Для экспериментального автомобиля при движении по бетону при сравнительно небольшом %=—3,27% для ликвидации циркуляции мощности необходим приведенный момент внешнего сопротивления более 2 кН*м. Реальное внешнее сопротивление по экспериментальным данным (момент приведен к раздаточной коробке) составляет: на бетонной дороге 0,20. ..0,40 кН*м, на сухой грунтовой дороге 0,70.. .0,90 кН-м, на песке 0,90.. .1,5 кН-м, Это означает, что при данном % в контуре ведущих мостов практически всегда будет циркулировать мощность, и блокирование привода недопустимо. Рис. 51. Изменение кинематического несоответствия н распределения крутящих моментов в зависимости от радиуса поворота
х,%
Мк.кН'М Рис. 50. Изменение кинематического несоответствия и распределения крутящих моментов в зависимости от перепада давления воздуха в шинах
В приводе помимо циркулирующей мощности недопустима также большая разница моментов, так как в этом случае одна ось (колесо) будет перегружена, а другая недогружена, что отрицательно сказывается на тягово-сцепных качествах, проходимости, экономичности автомобиля и надежности привода. Практическое применение методов расчета проиллюстрируем следующим примером. Автомобиль типа 8X8 имеет блокированный привод колес каждой стороны от автономного двигателя. Определим распределение момента двигателя при движении автомобиля на повороте по колесам наружной (относительно центра поворота) стороны. Исходные данные: число колес блокированного привода п=4; коэффициент тангенциальной эластичности шин у = «=7,6 мм/(кН-м); гщ = 628 мм; г2в —630 мм; г3в = 631 мм; г4В = 630 мм. Радиусы траекторий движения колес соответственно: /? 1 = /?4 = 12,5 м;    ~ 12,1 м. Тогда х конструктивно-эксплуатационного происхождения:
X криволинейного движения:

Хз1 = X2i = 3,3%; Х41 = 0. Суммарные значения:
S хп = 3,6%; 2 xai * 3’8%; S *41 = °'3%’
Принимая крутящий момент коленчатого вала двигателя, приведенный к выходному валу колесного редуктора, Мподя=в4 кН*м, определим упругие моменты по формуле (58):
По формулам (52) находим крутящие моменты на колесах: Mi = -—0,60 кН-м; М% = 2,38 кН-м; = 2,56 кН-м; М4 = —0,35 кН-м. Приведенный расчет наглядно показывает характер работы трансмиссии в данных условиях движения. Для инженерных методов тягового расчета формулы (59) можно преобразовать в силовом выражении и привести к виду />! = (),5/>сп— X2i/(2Ynp); Я2 = 0,5Ясп+Х21/(2у„р), <61) где Рсп — общая сила сопротивления движению контура; Р\ и Р2 — силы тяги на колесах (осях). Выше рассмотрена работа трансмиссии при равной тангенциальной эластичности колес, что характерно для автомобилей, имеющих на всех осях одинаковые шины, и для случая движения колесных машин по твердым покрытиям и грунтовым дорогам. Как уже отмечалось, при движении по деформируемым грунтам часто Xnpi^Vnpz. Рассмотрим этот режим работы трансмиссии. По зависимостям (52) и (56) определим моменты на колесах: м _ ИХМподУпр! - Х21Г2В # 100у,,р1 (* + 1) М — 10(ШподУПр1(2 - k) + Х21Г2В 2—    100y„pi(A + 1) Сравнивая полученные зависимости с формулами (59), видим, что они имеют ту же структуру и дополнительную величину k, характеризующую отношение эластичностей. Следовательно, дополнительно к отмеченным ранее факторам здесь на распределение моментов и циркуляцию мощности будет влиять и это соотношение. Примем, что в контуре кинематического несоответствия нет,т. е.X2i = 0, тогда М1=МПоД/(^+ 1); М2=МПоД(2— —k)i(k+ 1), а отношение моментов на колесах Mi/Af2—1/(2—k). Из полученной зависимости можно сделать следующие выводы. При движении по деформируемым грунтам, когда тангенциальная эластичность переднего колеса (оси) больше, чем второго (k< 1), при полном кинематическом соответствии на переднем колесе (оси) момент будет меньше, чем на втором колесе (оси). Переднее колесо может оказаться недогруженным по его сцепным возможностям, а заднее колесо (ось) — перегружённым. Тягово-сцепные возможности автомобиля будут недоиспользованы, проходимость снижена. Для выравнивания моментов по колесам (осям) на основании уравнений (62) необходимо искусственно в контуре создать определенное отрицательное кинематическое несоответствие. Этот вывод дает объяснение того, что на некоторых колесных тракторах для повышения тяговых качеств искусственно в привод ведущих колес вводят кинематическое несоответствие. В результате этого на определенных грунтах удавалось увеличить тягу на крюке до 30%. При этом возникает проблема изучения необходимого оптимального распределения моментов по колесам при движении колесных машин по деформируемым грунтам с целью повышения их проходимости. Для этого в первую очередь необходимо теоретически и экспериментально исследовать приведенную тагенциальную эластичность шин при работе их на различных реальных грунтах, которая, как показывает опыт, зависит от многих факторов [2]. 27. СИЛОВОЙ ПОТОК В ТРАНСМИССИИ ПРИ ТОРМОЖЕНИИ Представляет теоретический и практический интерес рассмотреть идеальный силовой поток в трансмиссии многоосного автомобиля при его торможении и установить влияние схемы трансмиссии на тормозные свойства. В настоящее время общепринято при исследовании тормозных свойств автомобиля влияние трансмиссии на перераспределение тормозной мощности по колесам не учитывать. При рассмотрении двухосных и неполноприводных автомобилей это допущение не оказывает существенного влияния, для многоосных автомобилей, как будет показано ниже, оно неприемлемо. При торможении любого автомобиля очень трудно оптимизировать подводимый к каждому колесу тормозной момент. Всегда имеет место неравенство моментов на различных колесах, которое на многоосных автомобилях усиливается из-за большой протяженности тормозного привода. Сложная связь через трансмиссию между отдельными колесами и мостами существенно перераспределяет тормозные моменты в зависимости от принятой схемы трансмиссии. Для установления закономерностей перераспределения тормозных моментов рассмотрим силовые потоки в элементах трансмиссии одного замкнутого силового контура, приняв следующие допущения: торможение присходит под действием одного колесного тормозного механизма, что наиболее наглядно характеризует возможную неравномерность тормозных моментов на колесах; двигатель не разъединен с трансмиссией и он влияет на процесс торможения. Рассмотрим два типа замкнутых контуров — блокированный и дифференциальный с симметричным дифференциалом. С учетом принятых условий и требований теории силового потока [3] на рис. 52 показаны схемы силовых потоков двух контуров. На схемах приняты обозначения: k\ и k2— узловые точки колес кон-тура; 7pi и Тр2 — колесные тормозные механизмы (Tpi включен); Рис. 52. Схема силового потока контура трансмиссии при торможении: а — блокированный привод; б — дифференциальный привод Jм и /к — обозначают инерционные узловые точки силового» потока, в которых осуществляется подвод кинетической энергии, появляющейся при торможении от вращающихся элементов трансмиссии и колес. Стрелками показаны направления силовых потоков при данном режиме торможения в данной схеме трансмиссии. Стрелками с символом t обозначена отводимая от узловых точек рассеиваемая тепловая энергия. Остальные обозначения соответствуют принятым на рис. 44, 45. Представленные схемы силовых потоков иллюстрируют физическую сущность происходящих процессов и направления силовых потоков при торможении, осуществляемом тормозным механизмом, одного колеса и двигателем. При блокированном приводе колес (рис. 52, а) включенный тормозной механизм создает тормозные силы на всех колесах силового контура и поглощает кинетическую энергию колес и часть кинетической энергии вращающихся масс трансмиссии. Остальную часть гасит двигатель, работающий в режиме торможения. Возможно в определенный момент часть тормозной энергии колес будет гасить двигатель. Таким образом, блокированный привод трансмиссии обеспечивает явно выраженное выравнивание тормозного момента по колесам и, следовательно, выравнивание тормозных сил в контакте колеса с дорогой Т\ и Т% (см. рис. 52, а). При дифференциальном приводе (рис. 52, б) картина силового потока в трансмиссии совершенно иная. Тормозной механизм колеса К\ обеспечивает торможение только этого колеса и поглощает часть кинетической энергии трансмиссии и тормозящего колеса. Для колеса Кг сохраняется тяговая сила Т2 и происходит процесс накопления кинетической энергии колеса, так как дифференциал, как РУТ контура, только разветвляет силовой поток, распределяя его поровну по колесам. Следовательно, в дифференциальном приводе при торможении никакого вырав-7    нивания тормозных сил не происходит. Наоборот, на колесах /    появляются тангенциальные силы, различные по направлению, которые создают поворачивающий, дестабилизирующий момент, нарушающий устойчивость движения автомобиля. Дифференциал выполняет функции механизма поворота. Такова качественная картина силового потока работы трансмиссии при торможении. Для получения количественных зависимостей необходимо математическое описание расчетных схем силового потока. Приведенные уравнения (52) для решения данной задачи не годятся, так как требуется рассмотреть неуста-новившийся режим работы трансмиссии. На основании принципов теории силового потока составим дифференциальное уравнение изменения силовых факторов, приняв в качестве расчетной схемы (см. рис. 52, а). Из условия динамического равновесия разветвляющих узловых точек а, б и д можно записать: Л°>к + ^б + ^Л + ^1=0; М j -f- М% -f- Mq=0; (63)
•Ал *4* -|~ Л4Д=о, где ©ю о)м — угловые скорости соответственно колеса и инерционной узловой точки (точка д рис. 52, а). Знаки членов уравнений принимаются в соответствии со схемой силового потока. В указанных уравнениях в качестве задающего параметра можно принять тормозной момент на барабане колеса Mg- Для определения тангенциальных сил необходимо знать тормозной момент двигателя Мд и инерционный момент трансмиссии /мо)м, определение которых связано с большими трудностями. В связи с этим для решения поставленной задачи примем дополнительные допущения и упрощения. Будем рассматривать процесс торможения с отсоединенным от трансмиссии двигателем, т. е. Мд=0, и заменим инерционный момент вращающихся частей трансмиссии суммой упругих моментов в контуре, определяемой податливостью механической части привода колес: /мшм = =2 Маь гДе упругий момент привода колеса Мп—ка(а>к— —сомЛ — коэффициент жесткости контура, который при расчетах будем принимать равным угловой жесткости полуосей автомобиля в пределах 50...80 кН*м/рад, Упругий момент, обусловленный кинематическим несоответствием в контуре при данном неустановившемся режиме работы не учитываем. При принятых допущениях на основании уравнений (63) для блокированного контура можно записать Л“>K — — — для дифференциального контура е симметричным дифференциалом — гкТх — 0,5МП; Ка [0,5 (0)к1 4'а)к2)““а)м]* Н. М. Назаровым предложена методика решения и проведен расчет этих дифференциальных уравнений с помощью АВМ. На рис. 53 приведена принципиальная схема набора задачи на АВМ для случая блокированной трансмиссии. Переход к другим трансмиссиям осуществляется изменением коэффициентов передачи по соответствующим входам операционных усилителей. С помощью нелинейного блока сила Г* ограничивается величиной Тсць предельно возможной по условию сцепления колеса с дорогой. Начальные условия для сок и сом выбирают одинаковыми в соответствии с начальной скоростью продольного движения автомобиля vx. Кроме того, в схему обратной связи интегрирующих усилителей, формирующих значения сок*, включены диоды, что позволяет фиксировать изменение сок/ в положительных значениях до нуля (момента блокировки) и обеспечивает мгновенное разблокирование колес при снятии тормозного момента на барабане. В качестве примера решаемых с помощью разработанной методики задач ниже приведены результаты расчета изменения тормозных сил на колесах автомобиля «Урал-375Д», имеющего различные схемы трансмиссии при торможении переднего левого колеса на сухой и скользкой дорогах (рис. 54 и 55). Первой цифре индекса в обозначении силы Т иа рисунках соответствует порядковый номер моста, второй — принадлежность к левой (индекс 1) или правой (индекс 2) стороне автомобиля. Рис. 53. Принципиальная схема набора решения задачи на АВМ для блокированного контура
При дифференциальной трансмиссии (рис. 54, а и б) подводимый к колесу тормозной момент Мб реализуется в контакте колеса с дорогой и иа другие колеса не передается, при этом тормозящееся колесо может потерять сцепление с дорогой и заблокироваться. Поворачивающий момент Мпов, действующий на автомобиль и представляющий сумму моментов тангенциальных сил относительно проекции центра масс автомобиля на дорогу, равен произведению тангенциальной реакции тормозящегося колеса на половину колеи. При полностью блокированной трансмиссии (рис. 54, виг) развиваемый на колесе тормозной момент равномерно распределяется на все колеса автомобиля, а поворачивающий момент равен нулю. Все колеса автомобиля блокируются одновременно несмотря на то, что терять сцепление с дорогой могут раньше колеса с меньшими нормальными реакциями. МП06,КН'М 6)
МПоВ,кН-м
Г,гтт} 6 М$,кН м -ъ *51яЪг о    3    6 М$,кН'М О Ю 20 М5,кН'« 8)    г) Рис. 54. Распределение тормозных сил при дифференциальной и блокированной трансмиссии: а я 0—соответственно на сухой (ф=*»0,7) н скользкой (<р=0,2) дороге прн дифференциальной трансмиссии; в и г-то же, прн блокированной трансмиссии 0    4    6 М$,кН'П Рис. 55, Распределение тормозных сил при частично блокированной трансмиссии: в —сухая дорога (ф“*0,7); 0—скользкая дорога (<р**0,2) Частично блокированной трансмиссией назовем трансмиссию, у которой привод мостов блокированный, а привод колес в мостах дифференциальный. В этом случае (см. рис. 55) в контакте тормозящегося колеса с дорогой реализуется 65...67% момента Мб, а на колесах других мостов— 16...17%. На втором колесе того же моста появляется сила тяги, составляющая 29...33% тормозного момента, отнесенного к радиусу колеса. При этом алгебраическая сумма тангенциальных сил на колесах всех мостов, развивающих тормозные усилия, составляет Л1б/(3гк), а поворачивающий момент Мпов=МбВ1 (2г„) (В — колея автомобиля). Указанные соотношения тангенциальных реакций в контакте колес с дорогой остаются неизменными до момента достижения на тормозящемся колесе предельных по условиям сцепления значений. При дальнейшем увеличении момента Мб увеличиваются сила тяги во втором колесе того же моста и поворачивающий момент, а тангенциальная реакция на тормозящемся колесе остается неизменной. При достижении предела по сцеплению на тяговом колесе (точка К) тормозящееся колесо блокируется, а тяговое колесо на основании свойств дифференциала начинает вращаться с угловой скоростью, в 2 раза большей, чем скорость колес других мостов. Поворачивающий момент достигает предельного значения. При дальнейшем увеличении момента М6 никаких изменений в процессе торможения автомобиля не происходит. Следует заметить, что характер распределения тормозных сил отличен от приведенного при другом количестве тормозящихся колес и другой интенсивности их торможения. Изменяется количественная характеристика рассматриваемых параметров, но закономерности изменения качественной стороны процесса торможения сохраняются. Экспериментальная проверка разработанной математической модели и достоверности полученных с ее помощью результатов проводилась испытанием автомобиля «Урал-375Д» на трехосном барабанном стенде. Экспериментальные данные по распределению тормозных сил по колесам автомобиля с дифференциальной и частично блокированной трансмиссиями при торможении одним колесом приведены на рис. 54 и 55 (штриховые линии). На рисунках видно, что результаты расчетных и экспериментальных исследований полностью согласуются качественно и с достаточной для практики точностью количественно, что подтверждает правомерность принятых при созданий математической модели допущений и возможность ее использования при проведении аналогичных исследований. Таким образом, приведенные выше материалы показали, что исследование и оценку тормозных свойств многоосных автомобилей необходимо проводить с учетом закономерностей распределения тормозных сил по колесам в зависимости от схемы установленной на автомобиле трансмиссии. Рассмотренная методика расчета трансмиссии на базе теории силового потока позволяет определить очередность потери сцепления и блокировки колес в процессе нарастания давления в тормозном приводе, изменение суммарной тормозной силы 2Г* в контакте всех колес с дорогой, а также определить поворачивающий момент Миоъ, действующий на автомобиль, и оценить устойчивость автомобиля при торможении. Установленные закономерности влияния типа трансмиссии на распределение тангенциальных сил при торможении по колесам следует учитывать при формировании независимых контуров тормозного привода. При дифференциальной или частично блокированной трансмиссиях применение диагонального или полудиагонального разделения тормозного привода на контуры недопустимо. В этом случае возможно появление больших дестабилизирующих моментов, действующих на автомобиль при выходе из строя одного из контуров, и исключается возможность использования сил сцепления нетормозных колес с опорной поверхностью для торможения. 28. АНАЛИЗ ПОТЕРЬ & ТРАНСМИССИИ НА ОСНОВАНИИ ДИССИПАТИВНЫХ ФУНКЦИИ СИЛОВОГО ПОТОКА По приведенным выше данным и методике можно оценить схему трансмиссии с точки зрения распределения мощностей по колесам, определить необходимые места установки РУТ. Для определения целесообразного типа механизмов РУТ и для экономической оценки работы данной схемы трансмиссии и ее связи с общей схемой автомобиля необходимо проведение исследований потерь мощности. Для этого требуется полная схема силового потока с обозначением направлений всех потоков мощности и их величин, определенных по зависимостям, приведенным в подразд. 25 и 26. В соответствии с общей теорией силового потока для решения поставленной задачи необходимо для каждой узловой точки силового потока знать диссипативные функции, отображающие закономерности диссипативных потоков. Указанные функции могут быть заданы в любом виде — таблицами, графиками или аналитически. Для проведения анализа потерь все узловые точки силового потока целесообразно разбить на три группы: немеханические (индекс Н), механические (индекс М) и обобщенные точки колес. Тогда общая мощность потерь в трансмиссии (64) г
К немеханическим узловым точкам прежде всего относится двигатель, а также немеханические трансформаторы (электрические, гидродинамические и др.). Потери в этих точках (их диссипативная функция) обычно задаются графически на основании стендовых испытаний. Эти функции считаем заданными и анализировать их не будем, отметим только, что их роль в общих потерях велика и зависит от режима нагружения. Учитывать потери в рассматриваемых точках, вводя в расчет среднее значение КПД, ошибочно, применяя предельное значение КПД также не совсем правильно [3]. Надежных способов определения потерь с учетом различных режимов работы механизмов пока нет. Можно пользоваться эм-мирической формулой, предложенной И. Н. Корнилаевым [3]: jVp=am)p-f $Nr, ' где а, р, k, т — опытные коэффициенты, зависящие от типа зубчатого зацепления и вида смазки механизма; NР — потери в полюсе зацепления; vp — относительная окружная скорость колеса в полюсе зацепления, м/с; N' — относительный мощностной фактор потока, проходящего через полюс зацепления. Формула показывает, что потери в механических узловых точках зависят от числа пар полюсов зацепления зубчатых колес, i-и дает возможность определить потери в механизмах, работающих вхолостую и с частичной нагрузкой. Потери в механических узловых точках имеют большое зна- чение, особенно для многоосных автомобилей. Расчет показал, что в прогретой трансмиссии летом потери в механических узловых точках при движении по твердой дороге составляют 15...20% /    (у четырехосных полноприводных автомобилей). Особенно силь но (в 1.5...2 раза) потери возрастают при эксплуатации при низких температурах. При разработке и выборе схем трансмиссий многоосных автомобилей необходимо особое внимание уделять мерам снижения потерь в механических узловых точках. В это,м отношении важно применение загущенных масел, которые значительно снижают потери в механизмах. Большое влияние на общие потери при выборе типов механизмов для РУТ имеют потери в шинах. В общем случае при качении пневматической шины по грунту потери энергии происходят в самой шине и в результате деформации грунта. Последние потери будем относить к внешним сопротивлениям и не включать в потери в трансмиссии, влияющие на выбор ее схемы. Исследованию потерь в автомобильном колесе посвящено много работ. Современная законченная теория сопротивления качению колеса и систем колесных движителей автомобилей и автопоездов в различных условиях и режимах движения разработана проф. Ю. В, Пирковским. Теоретически и экспериментально показано, что наименьшее сопротивление качению имеет колесо, не нагруженное продольной и боковой силами и движущееся только под воздействием крутящего момента, равного моменту сопротивления качению, т. е. в свободном режиме. Увеличение мощности сопротивления качению в ведомом, ведущем, тормозном режимах и на повороте связано с приложением к колесу продольной и боковой сил, вызывающих дополнительную деформацию шины и увеличение проскальзывания элементов протектора по поверхности дороги. При качении колеса с абсолютным продольным и боковым скольжением появляется дополнительная мощность сопротивления качению/зависящая от коэффициента абсолютного скольжения (буксования или юза). Для упрощения решения задачи в качестве допущений примем, что качение происходит в пределах упругого без абсолютного скольжения, и минимальное сопротивление качению имеет место при движении в ведомом режиме. Принятие ведомого режима за исходную позицию расчетов не внесет серьезных искажений в качественные результаты, но позволит использовать экспериментальные данные по коэффициентам сопротивления качению fo и радиуса качения в ведомом режиме гкв* В соответствии с тремя видами потерь в шине представим их как сумму потерь от радиальной деформации, тангенциальной деформации и деформации от боковых сил: Аналитическое выражение первых двух составляющих потерь через параметры колеса в ведомом режиме, легко определяемых экспериментально, впервые дано проф. Ю. В. Пирковским: = р/о^ GJVkbV.
где GK — радиальная нагрузка на колесо. Потери в результате радиальной деформации не зависят от схемы трансмиссии. Они зависят от характеристики шины, скорости автомобиля и изменения вертикальной нагрузки на колесе при движении, которая, как было показано, является переменной величиной. На вторую составляющую (65) прямое влияние оказывают схема трансмиссии и распределение мощности по колесам. Потери зависят от квадрата момента, подводимого к колесу. Это положение позволяет утверждать, что развязывающие механизмы, распределяющие момент по колесам, более предпочтительны, чем механизмы, которые отключают колеса или распределяют момент неоптимально. Это означает, что для снижения потерь целесообразно в качестве развязывающих точек использовать дифференциальные механизмы, а не принудительно отключающиеся муфты или муфты свободного хода. Теоретически и экспериментально показано влияние отключения колес на потери, т. е. влияние соотношения между общим числом колес и числом ведущих колес. Приращение потерь мощности на качение при отключении определенной группы колес от трансмиссии выражается зависимостью г ко [2 (П - т) гт —    [2 пг^ - АЛ4П0Д ] где т— число ведомых осей; Я — приведенная тангенциальная эластичность движителя автомобиля. Расчеты по указанной формуле, а также экспериментальный график Ю. В. Пирковского (рис. 56) показывают, что при увеличении числа ведущих осей снижается сопротивление качению многоосных автомобилей в зависимости от момента сопротивления движению Мпод. Это важное положение подтверждается результатами измерения расхода топлива при разном числе ведущих колес на трехосном автомобиле. При включении переднего моста при дифференциальной схеме привода расход топлива уменьшается: при движении без прицепа с частичной подачей топлива на четвертой и пятой передачах на 3...3,5%; при движении с полной подачей топлива на 7...8%; при движении на третьей передаче с полной подачей топлива на 8...12%. При движении по кольцевому маршруту протяженностью 100 км автомобиль «Урал-375» расходовал топлива на 4,5...6 л (8,5...9,5%) меньше, чем тот же автомобиль с выключенным передним мостом. В этой связи применение неполноприводных многоосных и многоопорных автомобилей оправдано только с точки зрения упрощения конструкции, снижения общей массы и материалоемкости автомобиля, а не с точки зрения снижения расхода мощности на движение. Примечательно, что в настоящее время за рубежом все большее распространение находят полноприводные обычные легковые автомобили. Рис. 56. Суммарная сила сопротивления качению трехосного автомобиля при различном числе ведущих мостов: / — один; 2 — два; трн
Потери на тангенциальную деформацию в ^локированном приводе при кинематическом несоответствии могут значительно возрастать. На основании зависимости (65)    с использованием формул (52) и (56) можно определить потери в шинах при блокированном приводе: ■у V _ ^Yk Д/f2 ] VkbXsi    .ggv Зависимость получена при равенстве гкв и ук. Из формулы (66)    видно, что потери в замкнутом контуре увеличиваются (по сравнению с равномерным распределением моментов) на величину второго слагаемого, зависящего от квадрата кинематического несоответствия. Расчеты показали, что значение потерь на тангенциальную деформацию шин в общем балансе мощностей сравнительно невелико. Так, применительно к автомобилю 8x8 эти потери в самом неблагоприятном случае движения не превышают 4...5% подводимой мощности. Влияние боковых сил при криволинейном движении значительно больше. По экспериментальный^ данным при движении по бетонной дороге со скоростью 10 км/ч и радиусом поворота 16,5 м мощность, затрачиваемая при криволинейном движении автомобиля, возрастала по сравнению с затрачиваемой на прямолинейное движение в 2 раза при дифференциальной схеме трансмиссии и в 4...5 раз при блокированном приводе колес. Такое большое возрастание мощности объясняется, как будет показано ниже, двумя факторами: внешними моментами сопротивления повороту (см. гл. 5) и дополнительными внутренними потерями в шинах от действия боковых и тангенциальных сил. Сила сопротивления движению, возникающая в результате действия боковой силы на колесо: р;ъ = ръ sin S = /C5 (sin Ъ)Ъ**КъЪ*, где K& — коэффициент сопротивления уводу; б — угол увода шины. Тогда потери мощности, обусловленные боковым уводом: = P fbvK~ КъЪ^кгк. Подводя итог изложенному, диссипативную функцию колеса как передающего и преобразующего элемента СП можно записать в следующем развернутом общем виде: °к/огк + (%YK/0 Mt+K,b\rK. Влияние схемы многоосного автомобиля, определяемой числом осей, видно из общей зависимости (64). С повышением числа осей сложность трансмиссии возрастает, увеличивается число узловых точек, прямо пропорционально растут потери. Снижение их — важная задача, стоящая перед конструкторами. В этом 12. Показатели экономичности работы различных типов трансмиссий трехосного автомобиля Тип трансмиссии Колесная формула Выбег со скорости 30 км/ч, м Проб рас 60 л 1 ег при оплива Полностью дифференциальная Комбинированная (дифференциаль-лый привод переднего моста и тележки, блокированный привод мостов тележки) Блокированная отношении проблема разработки и исследования трансмиссий новых типов (гидростатических и электрических) приобретает для многоосных автомобилей первостепенное значение. Влияние типа трансмиссии на эксплуатационные характеристики можно проиллюстрировать результатами эксперимента с трехосным автомобилем «Урал-375Д», приведенными в табл. 12. Вывод о том, что по показателям экономичности преимущества за дифференциальной трансмиссией, подтверждается. 29. ВЫБОР ПЕРЕДАТОЧНОГО ЧИСЛА МЕЖОСЕВЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ Подводимый к дифференциальному механизму момент распределяется по осям в соответствии с его внутренним передаточным отношением. В настоящее время нет четких обоснований выбора значения этого отношения, хотя выше показано, что оно существенно влияет на оптимальное с точки зрения потерь мощности в трансмиссии и в шинах распределение моментов по осям, а также на тяговые возможности автомобиля и его проходимость. Для отечественных и многих зарубежных автомобилей передаточное отношение принимают численно равным соотношению числа ведущих мостов, связанных дифференциалом, что примерно соответствует отношению статических осевых нагрузок. На некоторых зарубежных автомобилях начали применяться дифференциалы, передаточные отношения которых значительно больше соотношения статистических осевых нагрузок. Так, например, фирма Стоуфилд на автомобилях 4X4 и 6X4 (формула привода 120) грузоподъемностью 1,5...5,5 т устанавливает дифференциал, распределяющий крутящий момент двигателя между передними и задними ведущими мостами в соотношении 1 : 2. Фирма Воксхолл выпускает автомобили 4X4 с распределением крутящего момента в соотношении: 35% на передний и 65% на задний мосты. Фирма Итон изготовляет трансмиссию для автомобилей 6X6 с дифференциалом, распределяющим крутящий момент двигателя между передним и двумя задними мостами в соотношении 1 : 3. Фирма Катерпиллер Трактор Компани выпускает автомобили 4X4 с дифференциалом, передающим большую часть крутящего момента на колеса заднего моста и т. д. Во всех приведенных случаях распределение полной массы по осям или равномерное, или близкое к равномерному. Кроме того, имеется ряд патентов на трансмиссии полноприводных автомобилей, в которых предусматривается передача на колеса задних мостов значительно большего крутящего момента, чем на колеса передних мостов. В технической литературе отсутствуют какие-либо обоснования выбора передаточных отношений межосевых и межтележеч-ных дифференциалов. В связи с этим рассмотрение данного вопроса приобрело актуальное значение. Выше было показано, что для обеспечения минимальных затрат мощности на движение распределение крутящего момента между колесами должно быть пропорционально их сопротиЕле-нию качению, т. е. должна обеспечиваться работа колес в свободном режиме качения. При равных потерях в передней и задней ветвях трансмиссии автомобиля или при несущественной их разнице дифференциал должен распределять крутящий момент в соотношении «=(2гз/3) |(2*п/„), где 2гп и — суммарные нормальные реакции колес передних и задних осей в движении, Н; /п и /3 — обобщенные коэффициенты сопротивления качению колес передних и задних осей. Принимая во внимание то, что автомобили с незаблокирован-ным дифференциалом эксплуатируют в основном на дорогах и местности с мало деформируемыми опорными поверхностями, для упрощения расчетов с достаточной точностью можно принять /п^/з. Тогда значение иг будет в основном зависеть от соотношения 2е/. В условиях эксплуатации автомобилей сопротивление движению и вертикальные нагрузки, как было показано, изменяются непрерывно и в широком диапазоне, поэтому передаточное отношение дифференциального механизма для обеспечений оптимального режима качения колес должно изменяться автоматически применительно к условиям движения. Автоматические дифференциалы уже разработаны и запатентованы, но еще не нашли практического применения на автомобилях из-за сложности конструкции и высокой стоимости изготовления. При решении задачи выбора рационального значения постоянного передаточного отношения дифференциала для существующих конструкций трансмиссий воспользуемся статистическими данными, характеризующими условия движения многоосных автомобилей. С определенными допущениями рациональное передаточное число дифференциала может быть определено по уравнению т . п где р/к — доля расхода топлива автомобилем (в относительном выражении к общему расходу по всем видам дорог) в /*х дорожных условиях с /с-й нагрузкой; (2.г3/2.гп)/к— отношение средних значений нормальных реакций задних и передних осей в /-х дорожных условиях с /с-й нагрузкой. Расчет по данному уравнению будем проводить с учетом следующих допущений и ограничений: распределение общего пробега по видам дорог примем соответствующим ОСТ 37.001.244—82; 40% общего пробега автомобиля он используется без прицепа и 60% — со штатным прицепом; средний коэффициент сопротивления качению по дорогам всех видов с твердым покрытием /о = 0,04, на грунтовых дорогах различного состояния /о—О,!, на местности и в условиях бездорожья блокирование дифференциала осуществляется только для повышения проходимости автомобиля на пути, составляющем 50% общего пробега по бездорожью; местность холмистая (распределение уклонов на дорогах с твердым покрытием и на грунтовых дорогах принято по статистическим данным для средней полосы СССР); распределение поворотов на грунтовых дорогах и местности подчиняется определенному закону [18]; учитывалось увеличение сопротивления движению На поворо-/    тах в зависимости от радиуса поворота на грунтовых дорогах и местности; тангенциальная эластичность шин принята для всех колес одинаковой. Результаты расчета применительно к автомобилям ГАЗ-66 и «Урал-375Д» приведены в табл. 13, из которой следует, что для каждого дорожного условия и нагрузки требуется определенное передаточное число межосевого дифференциала. Для обеспечения экономичности работы автомобилей 4X4 и 6X6 в оговоренных выше условиях межосевой дифференциал должен обеспечивать передаточное отношение в среднем соответственно 1 : 1,25 и 1 : 2,75. Поскольку дифференциал обладает внутренним трением, то следует дополнительно учесть влияние коэффициента блокировки на перераспределение крутящего момента между мостами. Известно, что момент внутреннего трения Мтр и коэффициент распределения моментов k6 дифференциалов выражаются зависимостями: Мтр=Мт—Мзаб; Kt=MJM3a6, где Мот и Мзаб — крутящие моменты, подводимые соответствен-но к отстающим и забегающим осям. У автомобилей с несимметричным дифференциалом при равномерном или близком к равномерному распределению полной массы по осям забегающими осями будут задние. 13. Значение и в различных дорожных условиях Дорожные условия Движение без пряцепа с прицепом 40% пути без прицепа и 60% пути с прицепом Дороги с твердым покрыти 1,15 (2,45) 1,25 (2,60) 1,20 (2,55) Грунтовые дороги различно 1,20 (2,65) 1,30 (2,85) 1,25 (2,80) го состояния Бездорожье 1,25 (2,75) 1,35 (3,10) Все виды дорог и бездо 1,20 (2,60) 1,30 (2,80) 1,25 (2,75) рожье Примечание. Данные без скобок соответствуют автомобилю ГАЗ-66 (4*4), данные в скобках — «Урал-375Д» (6X6). Крутящие моменты, подводимые к передним и задним осям, при этом составляют: Мп =-М-^-. 1 +ид//Сб    1 "Ь^Сб/ид Решив уравнения, получим передаточное число дифференциала с учетом сил трения кд=/С6ЛТ3/Мп=2 и2К6. Для существующих автомобилей величина Кб=1Л ... 1,2. При Кб— 1,2 требуемые передаточные числа межосевого дифференциала для автомобилей типа ГАЗ-66 и «Урал-375Д» составят соответственно 1,5 и 3,3. Если у исследуемого автомобиля 6X6 обеспечить равномерное распределение нагрузки от полной массы по осям, то цд может быть уменьшено до 3. Установка на автомобилях 4x4 и 6x6 дифференциала, имеющего рекомендуемое значение иА, положительно скажется не только на их топливной экономичности, но на тяговых качествах и проходимости по деформируемым грунтам. Это позволит расширить диапазон дорожных условий, при которых использование дифференциального привода без блокировки станет возможным и экономически целесообразным. По расчетам при установке дифференциала с рекомендуемыми значениями иА тяговые качества автомобилей повысятся в среднем на 20...25%, что будет способствовать преодолению подъемов на 3...40 (25...50%) большей крутизны. Целесообразность увеличения передаточных отношений дифференциала подтверждается также экспериментальными исследованиями, в которых на автомобиле устанавливали симметричный и несимметричный дифференциалы, распределяющие крутящий момент коленчатого вала двигателя между двумя передними управляемыми и одним задним неуправляемым мостами в соотношении соответственно 1:1 и 2: 1, т. е. в первом случае задний мост нагружался в 2 раза большим крутящим моментом, чем передний. Несмотря на столь существенное различие в нагрузках мостов, тяговые качества и управляемость автомобиля с обоими дифференциалами были практически одинаковы. При этом на заснеженной дороге у автомобиля с симметричным дифференциалом максимальное тяговое усилие и распределение крутящего момента между мостами были практически такими же, как и у автомобилей с блокированным приводом. Таким образом, результаты исследований позволяют сделать вывод; существование симметричных межосевых дифференциалов не обосновано. Целесообразно на многоосных автомобилях устанавливать несимметричные межосевые дифференциалы, распределяющие крутящий, момент пропорционально не числу свя-зьгваемых ими мостов, а нормальным реакциям, возникающим при движении автомобиля в реальных дорожных условиях. Для автомобилей 4X4 типа ГАЗ-66 и 6X6 типа «Урал-375» при равномерном распределении нагрузки от полной массы по осям наиболее целесообразно передаточны^ отношением следует считать 1 : 1,5 и 1 :3. У автомобилей 8x8 с осевой формулой 2—2 передаточное отношение межтележечного дифференциала должно быть примерно таким, как у автомобилей 4X4. Для решения вопроса об установлении передаточных соотношений на конкретных образцах многоосных автомобилей и для подтверждения прогнозируемого положительного результата необходимо проводить специальные экспериментальные проверки при приемочных испытаниях автомобилей. 30. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ВЫБОРА СХЕМЫ ТРАНСМИССИИ НА ОБЩИЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ Методика теоретического анализа, разработанная на основе теории силового потока и проверенная экспериментально, позволила выявить основные факторы, влияющие на работу трансмиссии и определяющие ее целесообразную схему для автомобиля определенного типа, а также установить связи общей схемы шасси со схемой трансмиссии. На выбор схемы и на работу трансмиссии влияют три группы взаимосвязанных факторов: конструктивные характеристики автомобиля, преимущественные условия эксплуатации и основные режимы движения. Из конструктивных характеристик определяющими являются общие конструктивные решения, касающиеся схемы рулевого управления, статической равномерности загрузки осей и параметров шин. Число осей и размещение их по базе влияют соответственно на потери мощности и на переменную динамическую составляющую момента в приводе. Схема трансмиссии может быть значительно упрощена за счет уменьшения числа РУТ при передних и задних управляемых осях, при полностью равномерной статической загрузке осей и при шинах, имеющих большую тангенциальную эластичность и равные давления. Сокращением числа неведущих осей автомобиля при дифференциальной схеме привода можно значительно сократить мощность, затрачиваемую на преодоление сопротивления качению, а следовательно, и расход топлива. На работу трансмиссии влияют такие условия эксплуатации, как состояние грунта (его тангенциальная сподатливость), ровность поверхности дороги и общее внешнее сопротивление движению. Различная податливость грунта под отдельными колесами (осями) снижает тягово-сцепные возможности автомобиля и, следовательно, его проходимость. Основным режимом движения, определяющим наиболее напряженные условия работы трансмиссии, является криволинейное движение автомобиля. При таком движении возникает максимальное кинематическое несоответствие между многими элементами ходовой части (до 30%), компенсация которого за счет приведенной тангенциальной эластичности шин и грунта оказывается невозможной. Необходима установка развязывающих механизмов. Лучшими типами развязывающих механизмов являются дифференциальные механизмы, способные обеспечить оптимальное распределение моментов по колесам, что важно с точки зрения экономичности, управляемости и проходимости автомобиля. Дифференциалы должны иметь принудительную автоматическую или полуавтоматическую блокировку главным образом для обеспечения проходимости при вывешивании отдельных колес (осей) и рациональное внутреннее передаточное отношение. Отключающиеся муфты и муфты свободного хода применять нецелесообразно. Отключая периодически определенную группу колес, они лишают многоосный автомобиль основного его преимущества — полнопроводности, как следствие, снижаются экономичность, проходимость, устойчивость по заносу и другие эксплуатационные качества. Тип выбранной трансмиссии существенно влияет на выравнивание тормозных моментов на колесах и, как следствие, на устойчивость движения при торможении многоосного автомобиля. Поскольку на выбор оптимальной схемы трансмиссии и ее работу кроме общих конструктивных решений оказывают влияние другие конструктивные эксплуатационные и дорожные факторы, исходить при выборе общей схемы автомобиля из схемы трансмиссии вряд ли целесообразно. Схему трансмиссии следует выбирать по разработанной методике, исходя из заданной общей схемы автомобиля и преимущественных условий его эксплуатации. Применение неполноприводных многоосных автомобилей оправдано только с точки зрения упрощения конструкции и стоимости, а также снижения металлоемкости. Глава V ПОВОРАЧИВАЕМОСТЬ, УПРАВЛЯЕМОСТЬ И УСТОЙЧИВОСТЬ ПРИ РАЗЛИЧНЫХ СХЕМАХ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ На современных многоосных автомобилях применяются все известные конструктивные решения систем поворота, которыми могут оснащаться безрельсовые наземные средства передвижения (см. гл. 1). Их можно разделить на две большие группы — кинематические и силовые системы поворота. В кинематических системах поворот осуществляется в результате изменения направления движения всех или части колес, а в силовых— благодаря силовому взаимодействию колесного движителя с грунтом, создающему поворачивающий момент. Проф. Антонов Д. А. предложил для этих двух групп название соответственно рулевая и безрулевая (нерулевая) системы поворота, исходя из того, что в той и другой системах поворота в конечном итоге изменение направления движения автомобиля осуществляют силы взаимодействия колес с грунтом: в кинематической системе боковые силы, а в силовой — тангенциальные. Возможны силовые системы поворота, в которых поворот осуществляется боковыми реактивными силами. Системы поворота многоосных автомобилей во многом определяют их важнейшие эксплуатационные свойства: поворотливость, поворачиваемость, управляемость, устойчивость и стабилизация движения. Единых определений понятий этих свойств пока нет, поэтому следует их определить. Поворотливость — свойство осуществлять маневрирование в заданных условиях на дорогах, на местности, в парке-стоянке, на строительной площадке и т. п. Условия маневрирования принято задавать шириной коридора движения и временем разворота на ограниченных по размерам площадках. Например, в странах ЕЭС принят коридор движения, ограниченный дугами радиусом 12 и 5,3 м. В нашей стране ширина коридора задается в зависимости от класса дороги. Поворачиваемость — способность автомобиля совершать криволинейное движение с определенным радиусом поворота. В качестве оценочного критерия поворачиваемости принимается минимальный радиус поворота. Управляемость и устойчивость — свойства автомобиля как объекта регулирования, обеспечивающие: исполнение управляющего воздействия от человека с необходимой точностью, быстродействием и малой утомляемостью водителя и сохранение заданного режима и параметров движения при различных внешних воздействиях. Стабилизация движения — свойство автомобиля самостоятельно сохранять заданное прямолинейное движение при воздействии внешних возмущений. Общие конструктивные решения следует оценивать сравнивая различные системы и схемы рулевого управления во взаимосвязи с другими общими конструктивными решениями. Вначале рассмотрим только кинематические системы поворота многоосных автомобилей. Схема рулевого управления определяется числом и местом установки управляемых осей автомобиля. Использование многоосных многоопорных автомобилей, отличающихся большой длиной, остро ставит проблему их вписываемости в закругления и повороты существующей дорожной сети и маневрирования при движении на местности, на строительных площадках и в других условиях. Для некоторых автомобилей предъявляется требование возможности движения на горных дорогах. Все это привлекает внимание конструкторов к трем основным схемам рулевого управления: с передними управляемыми осями, с передними и задними управляемыми осями и со всеми управляемыми осями. Особую группу составляют многоопорные автомобили, у которых могут применяться опоры, поворачивающиеся на большие углы, что обеспечивает возможность, кроме кругового движения, двигаться перпендикулярно или под углом к продольной оси. На основе обобщения расчетного и экспериментального материала, полученного на моделях многоосных автомобилей, сделана попытка теоретически выявить преимущества и недостатки возможных схем рулевого управления, а также определить влияние выбора такой схемы на общие конструктивные решения. В качестве оценочных параметров схем приняты отдельные параметры, влияющие на перечисленные выше свойства автомобиля при криволинейном движении. 31. ОБЩИЕ УРАВНЕНИЯ КРИВОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ С точки зрения аналитической механики многоосный автомобиль в общем случае движения без абсолютного скольжения колес представляет собой сложную динамическую неголономную систему. Исследовать эту систему нужно по законам неголоном-ных связей. Уравнения движения экипажа на баллонных колесах, составленные с учетом неголономных связей [12], получены с использованием теории М. В. Келдыша о качении упругого колеса с рядом важных допущений: постоянство скорости, малые отклонения от заданного направления движения и др. Даже при этих допущениях и соответствующей линеаризации уравнения имеют (2/п + /г)-й порядок (где m — число принятых обобщенных координат системы, п — число осей). Поэтому такие уравнения для решения практических задач малопригодны. Необходимо понизить порядок характеристического уравнения и упростить задачу. Существует ряд других методов решения и упрощения задачи поворота многоосного автомобиля. Для достижения целей сравнительного анализа схем следует принять ряд допущений 13], так как они больше соответствуют условиям задачи. Общие уравнения поворота уточнить с целью получения возможности решения задачи динамического поворота. Общая расчетная схема сил, действующих на автомобиль с любым числом осей и с любой схемой поворота, показана на рис. 57. Все силы считаем действующими в горизонтальной плоскости и решаем плоскостную задачу; касательные силы на колесах принимаем приложенными к продольной оси. Расчет будем вести по углам поворота и углам увода осей, равным полусумме соответствующих углов поворота колес оси. Действие крена на поворот не учитываем. Из внешних сопротивлений прежде всего следует рассмотреть момент сопротивления повороту Мс, который можно выразить алгебраической суммой моментов, действующих на автомобиль при повороте: 2Ма +2    ' (67) где Мш — момент сопротивления повороту шины (опоры); МР — момент, возникающий от разности сил тяги на правых и левых колесах; Mf — инерционный момент, возникающий при неустано-вившемся повороте (при входе в поворот и выходе из поворота). При повороте автомобиля происходит сложное взаимодействие колеса с поверхностью дороги и с грунтом. К сожалению, это взаимодействие мало изучено, совершенно отсутствуют данные по взаимодействию колесной опоры многоопорного автомобиля. На колесо действуют реакции грунта, создающие сопротивление повороту автомобиля. Эти реакции имеют различную природу и зависят как от характеристик шины и режима движения, так и от состояния грунта. В плоскости контакта колеса с поверхностью дороги в общем случае действуют силы трения и силы деформации грунта, возникающие вследствие его среза и нагребования. Эти силы действуют как в продольной, так и в поперечной плоскостях. Продольные силы принято относить к силам сопротивления качению от деформаций грунта и шины. Силы в поперечной плоскости зависят главным образом от радиуса поворота и угловой скорости шины. Очевидно, при малых радиусах поворота и на деформируемых грунтах эти силы могут быть большими, а при больших радиусах и на твердой поверхности — малыми. Многое зависит от того, какое это колесо — управляемое или неуправляемое. Математически описать все явления, сопровождающие взаимодействие шин с грунтом при повороте, пока невозможно. Существует несколько приближенных методов расчета момента сопротивления колеса. Один из них [2] основывается на экспериментальном определении коэффициента сопротивления повороту fin колеса данного автомобиля в данных условиях. В связи с тем, что большое число факторов влияет на этот коэффициент, точные значения его получить очень трудно и ставить задачу по накоплению таких данных нет смысла из-за большой приближенности этого метода. Более точные данные можно получить, рассчитывая момент сопротивления повороту шин через стабилизирующий момент [4 и 18]. На многоосных автомобилях приходится учитывать и второе слагаемое уравнения (67). На этих автомобилях для повышения проходимости, как правило, ставят или муфты свободного хода, или дифференциалы с определенным коэффициентом блокировки, в связи с чем при повороте силы тяги на левых и правых колесах оказываются неравными. Так, при наличии муфт свободного хода на колесах забегающей стороны сила тяги равна нулю, движение автомобиля происходит благодаря силе тяги на колесах отстающей стороны. Из-за этого возникает момент сопротивления повороту ^М^^(Рл1-Ра1)0,5В, 1 1 где РЛ1, Pni — силы тяги на i-м левом и правом колесах; В — колея автомобиля. Этот момент зависит от соотношения сил тяги на колесах левого и правого бортов, поэтому может быть определено по их значениям. Таким образом, общий момент сопротивления повороту многоосных автомобилей даже при установившемся повороте значителен и пренебрегать им нельзя. Все прочие внешние силы, действующие на автомобиль, на схеме рис. 57 приведены к двум составляющим Рх и Ру. Они являются заданными силами. Приведение сил к осям координат учтем моментом приведения М0. Сила Рх включает силу сопротивления воздуха, силу тяги на крюке, составляющую силы тяжести, продольную силу инерции, зависящую от изменения скорости поступательного движения, и другие продольные силы. Сила Ру может включать прежде всего проекцию боковой инерционной силы Ц на ось у, зависящую от скорости и радиуса поворота автомобиля, составляющую силы тяжести и другие внешние поперечные силы. Продольные и боковые реакции на колесах (Pi и Yt) являются искомыми силами, зависящими от режима и условий поворота. Проведенный анализ действующих сил и моментов показывает, что задача по исследованию поворота автомобиля в общем виде много раз статически неопределима. Решение ее возможно при условии применения дополнительных уравнений упругости и геометрических связей, а также принятия дополнительных допущений и использования определенных приемов решения задачи. Используя рис. 57, получим общие уравнения криволинейного движения многоосного автомобиля с любым числом осей и любой схемой поворота: уравнения динамического равновесия 2 р$ч s^n +2 Ytl, cos а, +/>,6+MQ+Мо=0; 1 1 П    П ^ /^cosaj— 2 sin а!—Рх=0; (68)
2 P/slna/ + 2ricosa/+p»==0> уравнение упругих связей по гипотезе увода колеса Приведенный коэффициент сопротивления уводу шины и грунта Кь в данной зависимости принят величиной постоянной, что верно для одного частного случая, когда движение осуществляется по твердой дороге и с малыми боковыми и тангенциальными силами на колесах. В общем случае эта зависимость нелинейна, аналитическое выражение ее неизвестно, так как коэффициент Кь зависит от многих факторов. Главными из них являются радиальная и тангенциальная силы на колесе, тип шины и давление в ней, состояние грунта, сцепление колеса с грунтом, скорость движения колеса и др. Учесть все это многообразие можно на основании экспериментальных и расчетных данных, которые должны дать для каждой шины семейство графических зависимостей, используемых при решении задачи [4]. Для упрощения задачи на первом этапе в исследованиях примем приближенную зависимость, что при решении задачи сравнения различных схем рулевого управления не внесет существенной погрешности, если учитывать последующую экспериментальную проверку. Уравнение геометрических связей (см. рис. 57) l1 — a = Rtg(ai — bi). Так как аг<25° (кроме опор, поворачивающихся на углы\до 90°), а бг«10°, принимаем tg6,«6,’; tgaitg6«0, тогда 6{=Hga;— -(h~a)/R.    V Из этих выражений получим формулы для радиуса поворота и смещения центра поворота: п_    h-h    ' *g «1 — tg Ct2 — ®1 ®2 ’    (69) a=lx — (tga, — bt)R. Уравнения тангенциальных сил на колесах при блокированном приводе осей "Yap
п
Л
Ynp
Xn-t 1 . Yap
где РСп суммарная сила внешних сопротивлений движению; Ynp — приведенная тангенциальная эластичность шин и грунта. Уравнения (70) получены на основании уравнений (52). Тангенциальные силы определяют в два этапа. На первом этапе их рассчитывают по зависимостям (70) с учетом значений кинематического несоответствия, определяемых по теоретическому радиусу поворота (см. гл. 4). Внешние силы сопротивления определяют с учетом момента сопротивления повороту колес по зависимости (67). На втором этапе, если действительный радиус поворота окажется значительно отличающимся от теоретического, проводят уточнение распределения сил тяги по осям. В случае неблокированного привода мостов автомобиля тангенциальные силы определяют по характеристикам механизмов, устанавливаемых между мостами (дифференциалов, муфт свободного хода и др.). В этом случае задача упрощается. Полученной системы уравнений достаточно для определения силовых и кинематических характеристик поворота. Уравнения действительны в пределах упругих деформаций шин и грунта. За пределами упругости начинается абсолютное скольжение шины. Как показали эксперименты, полное или частичное абсолютное скольжение шин отдельных колес многоосных автомобилей происходит практически на всех режимах поворота независимо от скорости и радиусов. Поэтому, когда требуются точные данные по повороту, необходимо проверять наличие абсолютного скольжения шин по условиям: _ для частичного скольжения    (0,5...0,6) 0Ki? (по другим данным]/(0,425...0,5)С?к/ср); для полного скольжения yfP]-rY)<(7кгср. При обнаружении полного скольжения отдельных колес расчет необходимо уточнять путем повторного решения задачи. 32. СРАВНЕНИЕ ХАРАКТЕРИСТИК ДИНАМИЧЕСКОЙ ПОВОРАЧИВАЕМОСТИ Для сравнительного анализа схем рулевого управления в качестве оценочных параметров примем изменение радиуса поворота R и смещение а центра поворота при заданных углах а поворота колес в зависимости от скорости. Эти два параметра характеризуют кинематические характеристики динамического поворота многоосного автомобиля и определяют ширину коридора маневрирования. Как уже указывалось, кинематические характеристики поворота могут быть получены для каждого конкретного автомобиля по общим уравнениям при задании условий поворота. Проведем анализ кинематических характеристик поворота для двух схем рулевого управления четырехосного автомобиля, совершающего поворот на ровной горизонтальной площадке. Сопротивлением воздуха пренебрегаем, коэффициент Кб принимаем одинаковым на всех осях. На основании общих уравнений получим выражения для радиуса поворота и смещения центра поворота в динамике. Для автомобиля с формулой управления 12—00 где A — (l\ cos ах -f l\ cos а2-f ll) (cos аг + cos ctj-j- 2) — (1Л cos ax -f -f/г cos a2-f/3)2 -f* —-[ft (cos a1+cos:a2+2)—(/t cos«!+/2 cos a2-J- +/3)]; 5=1^ sin aj-Нг sin a2+^-(P1/1 sin ai+P2k sin a2^-AIc)J x X (cos aj-f cos a2-f-2)—[sin аг -f sin a2+—(Px sin    sin a2)l x L    2AT8    J X (ll cosax-}-/2cosa2 a — A:/Bu где ZjCosai+^cos    R [sin c^-f- sin a2-f —(Px sin ax-f ^1 = cosa1'fcosa2+2. Для автомобиля с формулой управления 1—00—4 где В = (l\ cos ax -f-1\+Ф (cos аг -f cos а4+2) — (l1 cos    /з)*4- -]--|&(cosOx+cosa4+2)—(/j cosai+/2—/3Н; Р—\к sin сц-f- 254/Cg    L sin^—Мс)1 (cosa1+cosa4+2)--(/1Cosa14-J2+J3) X 2 Kb    J X [(sinai —sin a)-]—(P^inaj — P4sina4)]; L    2Kb й—В^/Г где Bt—(/j cos ax-f/$ -J-/3) — R j (sin a: — sin a4) -f (Px sin ai —
2Kg
С целью получения сравнимых результатов схем управления 1—00—4 и 12—00 был проведен расчет кинематических характеристик поворота условных автомобилей по общим исходным данным: lx = L—6 м; /Cft= 100 кН/рад; (?а = 200 кН; Ь = Ь/2; привод колес полностью дифференциальный. Расчет проводился при равенстве максимальных углов поворота и равенстве радиусов поворота, Размещение осей по базе симметричное. Результаты расчета приведены на рис. 58. Анализ графиков подтверждает известный вывод о том, что схема управления с передними и задними управляемыми колесами 1—00—4 дает значительное уменьшение радиуса поворота или потребных углов поворота осей, в данном случае — почти в 2 раза. Это главное и важное преимущество схемы 1—00—4 над схемой 12—00. С изменением скорости у обеих схем в параболической зависимости изменяется смещение центра поворота. Несколько больше смещение для схемы 1—00—4. В соответствии с общей зависимостью (69) смещение центра а поворота связано с углами увода б осей, поэтому большее смещение должно дать большие углы увода. Радиус поворота для схемы 1—00—4 при увеличении скорости движения не изменяется. При схеме 12—00 радиус поворота с увеличением скорости незначительно возрастает. Выводы по оценке кинематических характеристик двух схем рулевого управления условного автомобиля подтверждены экспериментальными данными, полученными на механических моделях [2]. При проведении экспериментов отмечено, что для многоосных автомобилей характерно большое смещение центра поворота а, которое может быть переменным даже при одном и том же угле а поворота колес. Центр поворота как бы плавает вокруг какого-то среднего значения. Здесь большое значение имеет аб- солютное полное и частичное попеременное скольжение отдельных шин, которое трудно учесть при расчетах. R,m
Рис. 58. Изменение радиуса и смещения центра поворота для двух схем рулевого управления четырехосного автомобиля в зависимости от скорости при равных углах по ворота колес: --для осевой формулы 12—00; ----для осевой формулы 1—00—2 В связи с этим следует заметить, что представление об излишней и недостаточной поворачиваемости для многоосных автомобилей сугубо приближенно и относительно. При экспериментах выявляется только склонность той или иной схемы к соответствующей поворачиваемости. Большое влияние оказывает абсолютное (полное) скольжение, которое изменяет характер поворачиваемости, переменный для одного и того же автомобиля. Таким образом, схема рулевого управления 1—00—4 обладает решающими преимуществами по кинематическим характеристикам поворота. Это должно обеспечить в условиях эксплуатации преимущества по вписываемости в дорожную сеть и по маневренности на местности. Для оценки совершенства конструкции рулевого управления целесообразно учитывать и такие показатели, как число тяг и рычагов, промежуточных опор, шарниров, длину тяг и рычагов и их величины по отношению к базе автомобиля и числу управляемых осей. Анализ показал, что в этом случае преимущества имеет схема 12—00, рулевой привод получается проще, техническое обслуживание его менее трудоемко. Установлено, что привод, растянутый по всей длине автомобиля, требует особого ухода в зимних условиях. Застывание смазочных материалов и жидкости в шарнирах и трубопроводах может лишить автомобиль управления, особенно при движении на затяжных прямолинейных участках дороги. Кроме того, такой привод имеет малую жесткость. 33. ОЦЕНКА ВЛИЯНИЯ СХЕМ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ НА УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ Оценка устойчивости автомобиля имеет исключительно большое значение. Это эксплуатационное свойство обеспечивает безопасность движения и связанную с ней сохранность людей и груза. Важность этой проблемы для многоосных автомобилей определяется большими габаритами перевозимого груза, который может иметь значительную высоту расположения центра масс над поверхностью дороги (например, крановое оборудование). Если для двухосных автомобилей проблема устойчивости актуальна в связи с высокими скоростями движения, то для многоосных автомобилей ее значение определяется скоростью, положением центра масс груза и многоопорностью ходовой части. Решить очень сложную задачу оценки схем рулевых управлений по критериям устойчивости в настоящее время стало возможным благодаря созданию проф. Д. А. Антоновым теории устойчивости движения многоосных автомобилей [4 и 5]. В этой теорий под устойчивостью движения автомобиля понимается свойство конструкции автомобиля сохранять заданные дифференциальные параметры управляемого, но некорректируемого движения после прекращения действия возмущающих сил. Многоосный автомобиль рассматривается с произвольным числом осей, с произвольным размещением осей по базе и с произвольной схемой рулевого управления. Учитываются особенности принятой схемы трансмиссии. Таким образом, теория устойчивости базируется на рассмотрении всех общих конструктивных решений. Важной особенностью теории устойчивости является ее базирование на теорию нелинейного увода колеса проф. Д. А. Антонова. При учете нелинейностей могут быть выявлены закономерности движения многоосного автомобиля с точки зрения устойчивости. При сравнительно небольших допущениях в теории предпринята попытка учесть основные физические явления и конструктивные особенности многоосных автомобилей, определяющие устойчивость их движения. Движение рассматривается относительно поступательной и угловой скорости как в установившемся, так и в неустановившемся режимах. В качестве критерия оценки предложены зависимости критической скорости иКр движения — скорости, при которой теряется устойчивое движение в сформулированном выше понимании. Предложены выражения критической скорости разной сложности в зависимости от условий решаемой задачи. При рассмотрении различных схем рулевого управления использованы следующие выражения критической скорости: для установившегося прямолинейного движения при равенстве характеристик колес автомобиля !
п    ( п «2 /?- 2'/ п
у
_qk_ I/ и
(71)
2'<
для криволинейного движения при слабовыраженной нелинейности характеристик шин 2 q -Дь cos щ ] (У № cos щ)    п f    cos «,. (72) кр    п Mi 2 qilik cos а‘ В этих выражениях: k — экстремальный коэффициент бокового увода, кН/рад; U — расстояние по продольной оси автомобиля от центра масс до i-й оси, м; qt — общая функция коррекции увода из-за нелинейной связи между боковой силой и углом увода t-й оси (колеса). Попытка использования формул типа (71) и (72) для подсчета критической скорости окр для более сложных режимов движения оказалась неудачной, так как представляет определенные трудности расчетное определение значений коэффициентов коррекции увода эластичных шин из-за необходимости учета различных факторов, влияющих .на увод, многие из которых к тому же взаимозависимы. При вычислении коэффициентов коррекции увода требуется повышенная точность, при несоблюдении которой нельзя выявить уровень влияния различных конструктивных параметров на величину критической скорости движения. Многие коэффициенты коррекции увода подсчитывают по эмпирическим формулам, достоверность которых требует проверки. Приведенные исследования четырехосных автомобилей с различными схемами рулевого управления подтвердили существующие оценки различных схем расположения осей по базе и рулевого управления [4] (рис. 59). Наибольшая устойчивость движения при всех прочих равных условиях свойственна как при прямолинейном, так и при криволинейном движении схеме, в которой управляемыми являются только колеса передних осей при тележечной схеме расстановки осей по базе (на рис. 59 £=0,125). Автомобили, имеющие управляемые передние и задние оси при сближенных центральных осях, обладают наихудшей устойчивостью движения. Критическая скорость этих автомобилей снижается на 30 % (рис. 59) и может лежать в пределах эксплуатационных скоростей движения. На величину критической скорости влияют различные конструктивные факторы и условия движения [4, 5]. Установлено, что практически все параметры автомобиля через частные функции и коэффициенты коррекции q [см. зависимости (71) и (72)] влияют на устойчивость движения. Это влияние тесно связано с геометрическими размерами автомобиля, положением центра масс, характеристиками шин, числом осей, размещением осей по. базе (см. рис. 59), принятой схемой рулевого управления и др. Для установления физической сущности и объяснения причин появления    определенных свойств различных схем рулевого управления полезно провести анализ изменения боковых сил на колесах в различных условиях движения. Рис. 59. Зависимость критической скорости от коэффициента размещения осей по базе (по данным Д. А. Антонова)
00 30
Известно, что в теории устойчивости двухосных автомобилей в качестве оценочного параметра принимают значения удельных боковых сил, вызывающих занос автомобиля и представляющих собой отношение боковой силы, действую- щей на заднюю ось при начале заноса, к силе тяжести, приходящейся на эту ось. Более устойчив автомобиль, занос которого вызывается большими удельными боковыми ситами. Оценка устойчивости автомобиля против заноса по боковой силе, действующей на заднюю ось, выбрана не случайно. Теоретически доказано, что начало заноса задней оси автомобиля опасно, так как начавшееся ее скольжение прогрессирует и в последующем приводит к потере устойчивости движения. При скольжении передней оси этого не происходит. Скольжение одной задней оси многоосного автомобиля еще не означает потерю устойчивости его движения. Такое скольжение происходит при эксплуатации часто на многих режимах движения, однако потери устойчивости не наблюдается. Устойчивость многоосный автомобиль теряет тогда, когда начинается скольжение группы задних осей. Исходя из этого, по аналогии с двухосными, судить об устойчивости многоосных автомобилей против заноса можно по суммарной удельной боковой силе, приходящейся на оси, расположенные в задней от геометрического центра части автомобиля, вызывающей занос автомобиля. При рассмотрении четырехосного автомобиля суммировать следует удельные боковые силы, действующие на третью и четвертую оси, шестиосного шасси — силы, действующие на четвертую, пятую и шестую оси и т. д. Чем больше силы, которые могут вызывать занос, тем устойчивее должен быть автомобиль. Однако, как показали исследования, этого параметра для оценки устойчивости против заноса для многоосных автомобилей недостаточно. В условиях эксплуатации у одних автомобилей удельные боковые силы могут возникать часто, а у других они не возникают или недостаточны, чтобы вызвать занос. На удельные боковые силы, вызывающие занос, важное влияние оказывает схема рулевого управления и схема размещения осей по базе. В связи с этим целесообразно в качестве оценочного параметра принять сумму удельных боковых сил, действующих на группу задних по отношению к геометрическому центру осей в реальных условиях эксплуатации, и соотношение сумм удельных боковых сил, действующих на задние и передние оси в тех же условиях. Для сравнительного анализа двух схем рулевого управления с точки зрения их влияния на устойчивость против заноса, очевидно, следует рассмотреть параметры, связанные со схемой, а все прочие параметры, влияющие на занос, считать постоянными. К числу первых параметров относятся боковые силы и их распределение по осям при криволинейном движении. Боковую силу на оси будем оценивать углом увода б и коэффициентом сопротивления уводу /С6. Последний параметр, поскольку приводится сравнительный анализ, считаем не зависящим от схемы рулевого управления и размещения осей по базе. Таким образом, оценку схем можно свести к оценке величин углов увода б на осях и к их распределению между осями. Очевидно, автомобиль с большим суммарным значением углов увода на группе задних осей при всех прочих равных условиях будет менее устойчив против заноса. Превышение суммы углов увода задних осей над суммой углов увода передних осей указывает на большую склонность автомобиля к заносу по сравнению с автомобилем, имеющим меньшее соотношение суммарных значений углов увода. Для оценки различных автомобилей проведем сравнительный расчет соотношения углов увода для условного четырехосного автомобиля с двумя различными схемами управления и размещения осей по базе по исходным данным, принятым выше, по общим уравнениям поворота (68) — (70). Результаты расчета приведены на рис. 60. Углы увода осей автомобиля со схемой 1—00—4 и разброс их значений для разных осей значительны. У автомобиля со схемой 1 О -2 -4 5 10 15 20 25 5 10 15 20 у, км/ч а)    6) Рис. 60. Изменение углов увода осей автомобиля с различными схемами рулевого управления при равных углах поворота осей в зависимости от скорости: а — для каждой оси (1...4); б —для группы осей (21Л и 234): —--для схемы 12—00; — ----дли схемы i—00—4
12—00 углы увода первой, второй и четвертой осей различаются незначительно и возрастают с увеличением скорости движения. В пределах эксплуатационных скоростей 6^10° (предел по условию скольжения оси от боковых сил). При малых скоростях |бз.| = |б4|, но они противоположны по знаку. С увеличением скорости бз снижается до нуля, когда центр поворота будет находиться на продолжении геометрической оси. Затем этот угол увеличивается в области положительных значений. При равных начальных радиусах он не выходит из области отрицательных значений. Сумма углов увода осей передней тележки значительно выше суммы углов увода задних неуправляемых осей. Это дает основание полагать высокую устойчивость движения автомобиля по условиям заноса при всех прочих равных условиях с данной схемой управления и размещения осей по базе. При криволинейном движении наиболее вероятен занос передних осей. У автомобиля с осевой формулой 1—00—4 углы увода осей значительно различаются. Наибольшее значение они имеют на третьей оси, относящейся к группе задних осей. Они входят в режим скольжения при сравнительно малых скоростях, равных 10... 15 км/ч. В данном случае вся нагрузка от боковых сил падает на вторую и четвертую оси, у которых углы увода, начиная с этих скоростей, переходят в область положительных значений и с увеличением скорости возрастают. Все это указывает на большую возможность скольжения всей группы задних осей и большую вероятность потери устойчивости по заносу. На это же указывает и соотношение сумм углов увода по группам осей. У автомобиля со схемой 1—00—4 сумма углов задних осей выше, чем передних, и значительно больше, чем у задних осей автомобиля, имеющего схему 12—00. Отмеченное обстоятельство дает объяснение полученному выше выводу — устойчивость автомобиля против заноса с передними и задними управляемыми колесами и со сближенными центральными осями ниже, чем у автомобиля, имеющего только передние управляемые колеса и тележечное размещение осей. Вероятность потери устойчивости по заносу у первого автомобиля больше, чем у второго, при тех же режимах и условиях движения. Поскольку исследование проводилось при всех прочих равных условиях, влияющих на занос, то указанный недостаток является органическим для рулевого управления схемы 1—00—4 при осевой формуле 1—2—1, не имеющего специальных конструктивных устройств в приводе управления задними поворотными колесами (см. ниже). Прочие факторы будут усиливать или ослаблять этот недостаток. Так, если автомобиль имеет блокированный привод колес, то неравномерное распределение сил тяги по колесам будет усугублять отмеченный недостаток. Центральные оси будут перегружены силами тяги в дополнение к перегрузке боковыми силами. Потеря устойчивости против заноса наступит раньше. Рассмотренный недостаток автомобиля объясняется особенностями кинематики поворота, которые отражает общая зависимость (69). При криволинейном движении автомобиля с различными схемами управления при равных углах поворота управляемых осей на нарастание углов увода влияет главным образом величина радиуса поворота R, а распределение этих углов по осям определяет координата U или при движении с равными начальными радиусами — величина смещения центра поворота. При этом характерно, что скорость движения автомобиля практически не влияет на распределение боковых сил и определяет количественную сторону. При определенной скорости наступает потеря устойчивости по заносу. Значения этой скорости зависят от всего комплекса характеристик автомобиля и точно определены выше расчетом. Подобный сравнительный анализ двух схем шестиосных автомобилей (первая схема, характеризуемая колесной формулой 3—3 и формулой управления 123—ООО; вторая схема — соответственно 2—2—2 и 12—00—56) дает аналогичные результаты. С точки зрения устойчивости против заноса, предпочтительнее первая схема автомобиля с тележечным размещением осей и с передними управляемыми колесами. Выводы, сделанные по результатам расчета, подтверждаются экспериментальными данными, полученными на моделях, различающихся схемами рулевого управления и размещения осей по базе. Качественный характер распределения углов увода по осям совпадает с результатами расчета, показанными на рис. 60 [2]. Выше был проведен сравнительный анализ схем рулевого управления при установившемся повороте, когда а(= const. Этот режим движения имеет важное значение для оценки схем. Не менее важен в этом отношении неустановившийся режим движения при входе в поворот и при выходе из него, когда at=var. Сравним две схемы управления на основании кинематического анализа. Автомобиль в неустановившемся повороте можно представить как многозвенный механизм, состоящий из большого числа шарнирно связанных звеньев, каждое из которых в общем случае имеет свою угловую скорость и центр поворота. Такими звеньями являются все управляемые колеса и продольная ось автомобиля. Движение всех точек автомобиля определяется движением продольной оси, а движение управляемых колес задается кинематической схемой рулевого привода и углом поворота рулевого колеса. В связи с этим можно рассмотреть движение несколько упрощенной системы, изображенной на рис. 61, где поворот управляемых колес заменен поворотом оси с центром, лежащим на про- дольной оси автомобиля. Повоем аг w_ д%н рот управляемой оси характеризуется углом поворота вектора скорости vn или &з, который вращается совместно с управляемой осью. Угол поворота вектора скорости зависит от угла поворота оси и угла увода p< = ct£±6t (знак принимают в зависимости от направления боковой силы на оси). При известной поступательной скорости автомобиля вектор скорости v, — vj cos тогда за период t\— t j «*// Рис. 61. Расчетная схема многоосно* го автомобиля прн неустановившемся повороте
О>0=(vjL) J К-Ь“з) dt. В случае, если шины в боковом направлении достаточно жесткие, ю0= (valL) (ап + а3), т. е. переносная угловая скорость зависит от поступательной скорости автомобиля, его базы и суммы углов поворота управляемых осей. Легко представить, что переносное и относительное вращения происходят вокруг параллельных осей, перпендикулярных плоскости чертежа. Это положение позволяет при рассмотрении не-установившегося поворота использовать теорему теоретической механики о сложении вращений вокруг параллельных осей. Рассмотрим два случая: относительное и переносное вращения направлены в одну сторону; относительное и переносное вращения направлены в противоположные стороны и угловые скорости не равны между собой. Для первого случая возьмем положение теоремы о том, что центр абсолютного вращения лежит на отрезке, соединяющем центры относительного и переносного вращений. Расстояние от центра абсолютного вращения до центров относительного и переносного вращений обратно пропорционально угловым скоростям соответствующего движения. Величина абсолютной угловой скорости равна арифметической сумме величин относительной и переносной угловых скоростей. Для второго случая положения теоремы следующие. Центр абсолютного вращения лежит на продолжении отрезка, соединяющего центры относительного и переносного вращения, за тем иа них, которому соответствует большая угловая скорость. Расстояния также обратно пропорциональны угловым скоростям. Абсолютная угловая скорость равна разности большей и меньшей угловых скоростей. Направление абсолютного вращения совпадает с направлением того вращения, которому соответствует большая угловая скорость. При входе в поворот направление относительной скорости (см. рис. 61) передней управляемой оси или группы передних осей совпадает с направлением переносной скорости. Следовательно, на основании теоремы мгновенный центр абсолютной скорости (Опа передней части автомобиля будет лежать в точке О'ПА. а скорость (ОпА — ©О + (On. Относительная скорость является функцией скорости поворота рулевого колеса, задаваемой водителем. Нормальное ускорение, действующее на переднюю часть автомобиля: Wn = VB<0„\ — Vn Н + Шп), боковая сила условно может быть выражена Y = MnWn^MnVM где Мп — условная масса автомобиля, относящаяся к группе передних управляемых осей. Направление боковой силы определяется положением мгновенного центра абсолютного вращения. Эта сила направлена от центра переносного вращения и является дополнительной боковой силой, вызванной неустановившимся поворотом. При выходе из поворота направление относительного вращения не совпадает с переносным (см. рис. 61), при этом, как правило, (о0>(оп, поэтому мгновенный центр поворота на основании теоремы будет лежать в точке О"па, а абсолютная скорость шнА :==£ % Боковая сила, приложенная к передней группе управляемых осей, при выходе из поворота имеет то же направление, что при входе в поворот. Очевидно, в том и другом случае дополнительная боковая сила будет по направлению «совпадать с боковой силой при установившемся повороте. На задней группе управляемых осей при входе в поворот направление относительного вращения не совпадает с переносным. При этом в самом начале поворота, когда угловая скорость поворота автомобиля соо=0, а относительная угловая скорость поворота со3 относительно продольной оси имеет конечное значение, очевидно, что (о0<(о3, а затем по истечении определенного времени, когда ©о возрастет до определенного значения, водитель уменьшит интенсивность поворота рулевого колеса, значение (о3 начнет снижаться и положение изменится: соо>со3. Тогда в соответствии с теоремой в начальный период поворота мгновенный центр поворота будет лежать в точке 0'3а, т. е. за продольной осью по отношению к центру поворота Оо: шзА~ шз' шо* Боковая сила направлена к центру Оо. В последующем, когда ©о станет больше со3, мгновенный центр поворота переместится в точку О^за и дополнительная боковая сила поменяет направление на противоположное — направлена от центра О0. Абсолютная скорость Следовательно, на задней группе управляемых осей по мере входа в поворот происходит изменение направления боковой силы. Изменение знака боковой силы будет создавать в контакте шины с опорой ударную нагрузку. Эта особенность отрицательно влияет на устойчивость движения, и проявляется при применении задних управляемых колес. Такого явления можно избежать, если не допустить в самом начале поворота, когда too еще мала, выхода мгновенного центра вращения задних колес 0'3а за пределы точки 03. Для этого, очевидно, надо начать поворот автомобиля, используя только передние управляемые колеса, чтобы (о0>0 при нулевых значениях со3 относительной скорости поворота задних колес. А затем, когда на задних колесах возникает боковая сила, можно начать их поворот, причем так, чтобы со3< <С(о0. В этом случае изменения направления боковой силы не происходит и причина возникновения неустойчивости движения будет устранена. Такова теоретическая посылка возможного направления обеспечения устойчивого движения, которая в конструктивном исполнении рассмотрена ниже. При выходе из поворота относительное вращение совпадает с переносным, следовательно, мгновенный центр поворота будет лежать в точке О^'за. Боковая сила совпадает по направлению с боковой силой установившегося поворота и в какой-то период превосходит последнюю, так как в этом случае о)3а=о>о + <*>3, условно Y3 = M3Wa=Ma (<о0 + ш3) v3. Это вторая особенность, появляющаяся с применением задних управляемых осей, которая также может отрицательно влиять на устойчивость движения. Изменение направления боковой силы на управляемой оси в начальный момент входа в поворот определяет невозможность ее стабилизации обычными конструктивными мерами (например, наклоном шкворня). На этой оси всегда будет появляться дестабилизирующий момент, который снижает устойчивость прямолинейного движения (курсовую устойчивость). Поэтому на автомобилях с задними управляемыми осями возможно появление рыскания, водитель должен быть более внимателен и затрачивать больше энергии на управление. Отмеченный недостаток также требует принятия мер, устраняющих изменение направления боковой реакции на задних колесах и введение новых конструктивных решений, обеспечивающих стабилизацию задних поворотных колес. Возрастание боковой реакции на задней оси при выходе из поворота может привести к заносу или его увеличению. Это усложняет управление автомобилем. При наличии задней управляемой оси прекращать начавшийся занос наиболее распространенным способом — путем небольшого, но резкого поворота рулевого колеса в сторону заноса нельзя, так как это может увеличить интенсивность и длительность заноса или привести к опрокидыванию автомобиля. Понять физическую сущность этого явления можно при рассмотрении схемы действия инерционных сил при заносе задней оси и резкого поворота колес в сторону заноса. В этом случае происходит резкое изменение состояния действующих сил в контакте колес с опорой. На передних колесах равнодействующая уменьшится, а на задних увеличится. Передняя часть автомобиля начнет «выкатываться» из поворота, а задняя «вкатываться». В результате начавшийся занос будет прогрессировать. На таких автомобилях начавшийся занос надо гасить путем резкого снижения скорости движения торможением двигателем и умелым пользованием тормозными системами. Коррекцию направления движения автомобиля целесообразно проводить плавным поворотом рулевого колеса. Главное, на автомобилях с передними и задними управляемыми колесами следует не допускать начала заноса, строго соблюдая ограничения скоростей при прямолинейном и криволинейном движении, обычно указываемых в инструкциях по эксплуатации. Особенности автомобилей с задними управляемыми осями, выявленные аналитически, подтверждены полностью при сравнительных экспериментальных исследованиях, результаты которых приводятся ниже. На основании установленных при проведенных исследованиях закономерностей криволинейного движения таких автомобилей могут быть разработаны конструктивные мероприятия, направленные на повышение устойчивости движения. Предложения по обеспечению устойчивого движения автомобилей с передними и задними управляемыми колесами впервые были разработаны в нашей стране, за рубежом такие работы начаты позже и сейчас проводятся применительно к легковым автомобилям. Специалисты Японии считают, что к 2000 г. легковые автомобили со всеми управляемыми колесами в производстве займут господствующее' положение. Высокие показатели поворачиваемости таких автомобилей позволяют более успешно решать проблему «тесноты» городского транспортного по- тока и безопасности движения на высоких скоростях. С каждым годом в крупных городах все меньше остается свободного пространства, приходящегося на один автомобиль. Теория криволинейного движения, рассмотренная выше, показывает, что главной, определяющей причиной низкой устойчивости автомобилей со всеми управляемыми колесами является активная роль задних управляемых осей в формировании поворачивающего момента. Поэтому, если исключить или умень- -шить эту активность задних колес, сделать их пассивными, то движение автомобиля будет устойчивым на всех режимах поворота. Проф. Д. А. Антонов предложил называть передние колеса управляемыми, а задние — поворотными, как не создающими активного поворачивающего момента и только уменьшающими момент сопротивления повороту. Исходя из этих посылок теории, проводились разработки конструктивных решений привода поворотом задних колес. Как показано выше, для исключения изменения знака угла увода на управляемых колесах задней оси с отрицательного на положительный в самом начале поворота, одной из важнейших причин потери устойчивости, предложен специальный привод управления этими колесами [4]. Привод задних колес должен обеспечить запаздывание в повороте по сравнению с передними колесами на 0,1 рад (примерно 5...6°) и иметь специальное стабилизирующее устройство, автоматически возвращающее задние колеса в положение, соответствующее прямолинейному движению. Изменение углов поворота управляемых колес должно про-исходить в соответствии с зависимостями, приведенными на рис. 62. Прямая / показывает изменение угла поворота передних управляемых колес. Эта прямая представляет биссектрису координатного угла. Угол поворота задних колес должен изменяться по прямой //, исходящей не из начала координат, а из точки абсциссы |cci| = 0,1, т. е. при |oti| =0,1 рад |а3|=0. Рис. 62. Зависимости изменения углов поворота колес передней и задней осей и схема привода, обеспечивающая выполнение этих зависимостей Важно подчеркнуть, что закон изменения углов поворота передних и задних колес должен главным образом обеспечить запаздывание, а не простое отставание поворота задних колес (одновременный поворот с меньшей скоростью), Отставание никакого эффекта на повышение устойчивости не дает и такое мероприятие вредно. Закон изменения углов поворота колес должен обеспечить выполнение главного принципа управления: поворот задних колес должен начинаться только, когда автомобиль войдет в поворот и на задних, еще не повернутых колесах возникнет боковая сила в контакте, направленная в сторону мгновенного центра поворота. Скорость нарастания угла поворота задних колес должна быть выше скорости передних колес для обеспечения совпадения максимальных углов поворота в одной точке А. Это необходимо для обеспечения кинематики поворота без абсолютного скольжения колес и обеспечения заданного минимального радиуса поворота. В пределах угла поворота передних колес до 0,1 рад задние колеса должны находиться в нейтральном положении и удерживаться надежно в этом положении специальным стабилизатором. В этом режиме автомобиль имеет только передние управляемые колеса со всеми положительными свойствами по устойчивости движения. Для обеспечения реализации закона поворота колес предложена кинематическая схема рулевого управления, показанная на рис. 62 [5]. Водитель, воздействуя на рулевое колесо, через рулевой механизм 6 управляет гидроклапаном 7, который управляет потоком жидкости гидроцилиндра 1. Гидроцилиндр 1 приводит в движение рулевые тяги, в результате поворачиваются колеса передней управляемой оси. Задние колеса управляются гидроцилиндром 2, давление жидкости к которому регулируется золотником 5, связанным с рулевым механизмом через проушину 5 и пружину стабилизатора 4. В пределах угла поворота передних колес 0,1 рад проушина 5 обеспечивает свободный ход тяги. Пружина 4 держит задние колеса в нейтральном положении и не позволяет включать золотник 3 на поворот задних колес. После того, как холостой ход проушины 5 будет ликвидирован, включаются в поворот задние колеса. Конструкцией золотника 3 предусмотрено самопроизвольное его включение при случайном повороте задних колес. В Японии на опытных образцах легковых автомобилей со всеми управляемыми колесами проведены исследования с применением электронных устройств автоматической системы управления задними колесами. Автомат работает в зависимости от скорости движения и во взаимосвязи с поворотом передних колес. Вероятно, система обеспечивает такой закон поворота колес задних осей, который исключает образование на них активного поворачивающего момента на больших скоростях и таким образом обеспечивается устойчивость движения. Подробного описания автоматической системы управления колесами автомобиля с использованием микроЭВМ в печати пока нет. Однако можно установить, что в основе различных систем управления поворотом всех колес лежит один принцип: при большой скорости движения (более 35 км/ч) задние колеса поворачиваются на небольшой (не более 1,5°) угол в ту же сторону, что и передние, а при малой скорости (паркование автомобиля)—в сторону, противоположную повороту передних колес. Угол поворота задних колес в последнем случае значительно больше. Автомобиль, оборудованный такой системой, может безопасно поворачивать даже при скорости 145 км/ч. Определить, какое направление конструирования привода поворота колес задней управляемой оси является перспективным, можно в результате проведения сравнительных исследований. Пока можно отметить, что первые два мероприятия (введение запаздывания и блокировка привода управления задними колесами) могут при всех прочих условиях вызвать повышенный износ шин передних колес. Японская система обладает недостатками, определяемыми сложностью, малой надежностью и большой стоимостью. 34. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ПОВОРАЧИВАЕМОСТИ И УСТОЙЧИВОСТИ ДВИЖЕНИЯ Как отмечалось, проведение аналитических исследований управляемости и устойчивости многоосных автомобилей даже с применением ЭВМ без больших допущений ввиду сложности явлений невозможно. Кроме того, в настоящее время отсутствуют надежные данные и методы определения упругих характеристик шин, необходимые для исследований с помощью ЭВМ. Все это предопределяет приближенность расчетных данных. Для выявления реальной картины происходящих процессов необходимо проведение экспериментальных исследований на натуре или на механических моделях. При решении проблемы экспериментальным исследованиям было уделено большое внимание при оценке как характеристик управляемости, так и устойчивости автомобилей. Целью экспериментального исследования сравнительной динамической устойчивости при криволинейном движении четырехосных автомобилей было определение влияния неустановившихся процессов, отдельных конструктивных особенностей автомобилей и динамических характеристик устойчивости испытуемых моделей. Одновременно стояла задача проверки правильности полученных выводов аналитической оценки схем автомобилей по устойчивости и поворачиваемости. Были подготовлены два типа четырехосных смоделированных автомобилей, имеющих различные схемы размещения осей по базе и рулевого управления и приблизительно одинаковые остальные характеристики. Данные исследуемых макетов приведены ниже. Макет № 1 Макет № 2 Колесная формула........................8x8 8x8 Осевая формула................................1—2—1 2—2 Формула управления............................1—00—4 12—00 База L, мм....................................6300 6200 Колея В, мм..................................2500 2110 Относительная высота центра масс h=H/B . . .    0,58 0,60 Угол поперечной статической устойчивости <р . .    34°26' 36° Максимальный относительный угол крена подрессоренной части а0................'    5°20' 4°30' Нагрузка по сторонам и иа оси в статике ....    Симметричная Привод мостов и колес..........................Дифференциальный с принудительной блокировкой Как видно, соотношение величин, характеризующих статическую устойчивость автомобилей и конструктивные особенности, кроме схем, практически одинаковы. Опытные автомобили были смоделированы на узлах и агрегатах автомобиля «Татра Т-813» (см. гл. 1). Была предусмотрена возможность изменения продольного положения центра масс груза в обе стороны от центра симметрии на 400 мм, что использовалось для экспериментальной оценки влияния положения центра масс на устойчивость. Испытания проводились на специальной бетонной площадке, которая имела разметку траекторий движения автомобиля. Траектории включали прямолинейные и криволинейные участки в виде окружностей, касательных к прямолинейным. Радиус окружности был принят 25 м и подобран на основании пробных заездов. Для многоосных автомобилей меньшие радиусы не пригодны по условию невписываемости автомобилей в траекторию, а большие радиусы требуют больших скоростей, что усиливает опасность проведения эксперимента. На прямолинейном участке длиной 250... 300 м проводился разгон автомобилей до установленной начальной скорости входа в поворот. На начальном участке длиной 50 м скорость поддерживалась постоянной. При движении водитель направлял левое переднее колесо по размеченной траектории, обеспечивая постоянство заданной скорости. Скорость изменялась ступенями от 25 км/ч до потери автомобилем устойчивости или управляемости. Ширина полосы движения была 3,5 м и соответствовала ширине полосы движения на дорогах категорий I ... III [2]. Макеты были оборудованы приборами и приспособлениями для замера скорости движения, бокового ускорения в центре масс и над передней и задней осями, момента отрыва колес от дороги, момента начала заноса задней части макета, отметчиком траектории движения центра передней и задней осей, угла крена подрессоренной части и специальным страховочным устройством, представляющим собой дополнительную внешнюю опору. Опора была установлена на забегающую сторону в плоскости центра масс. Масса страховочного устройства включалась в общую массу автомобиля и уравновешивалась смещением груза в противоположную сторону. При экспериментах проводилась киносъемка, отдельные моменты фиксировались рапидной съемкой. Результаты эксперимента оценивались двумя показателями: скоростью входа в поворот, при которой на определенном этапе происходила потеря устойчивости или управляемости, и боковым ускорением в центре масс при потере устойчивости. Основные результаты исследований приведены в табл. 14, куда включены средние данные по 14. Обобщенные результаты эксперимента по оценке устойчивости двух макетов автомобилей Особенность опыта Заблокирована подвеска средних осей Стандартный . . , Макет № 2 Стандартный . . . . Центр масс груза смещен: назад на 400 мм вперед иа 400 мм Стандартный . . . Скорость входа в поворот /? = 25 м, км/ч Среднее ускорение. м/с* Средний угол крена подрессоренной части, 0 Л я О 33 » О Характер потери устойчивости Опрокидывание Потеря управляемости, выход из полосы движения 1 Опыт без отклонения от характеристик макетов, указанный выше. Макет № 1 Стандартный1 .
Начало скольжения задних осей Занос и разворот вокруг передней оси с отрывом колес на выходе из поворота То же, но без отрыва колес Потеря управляемости Выход из полосы движения при входе в поворот и занос
нескольким заездам. Скорость указана в границах, в которых наблюдалась потеря устойчивости. Экспериментальное исследование показало, что характер потери устойчивости двух макетов, отличающихся конструктивными схемами, при криволинейном движении по заданной траектории совершенно различен. Макет № 1 теряет устойчивость из-за появления заноса на круговой траектории, усиливающегося при выходе из поворота и с увеличением скорости. Начало заноса отмечается при скоростях 30 ...35 км/ч, а на скоростях 35... 45 км/ч занос заканчивается разворотом автомобиля вокруг передней оси с возможным в последующем отрывом колес одной стороны от дороги. Полное опрокидывание наблюдалось при скоростях 45... 50 км/ч после интенсивного заноса. Блокирование подвески средних колес качественно поведения автомобиля не меняет и повышает устойчивость от опрокидывания (почти в 2 раза) благодаря уменьшению крена подрессоренной части. Сравнительные испытания макета с блокировкой дифференциалов показали, что общий характер поведения автомобиля не меняется — он также теряет устойчивость от заноса задней части. У макета с блокировкой дифференциалов привода мостов начальные скорости заноса уменьшаются. Усиление заноса и разворот автомобиля при выходе из поворота можно объяснить влиянием неустановившегося процесса, рассмотренного выше. При наличии рулевого привода на задние колеса испытывавшегося макета возникают поперечные колебания автомобиля в горизонтальной плоскости. Кроме того, всякий резкий поворот рулевого колеса в сторону нейтрального положения увеличивает боковые реакции на задних колесах. В некоторых случаях это вызывает возрастание суммарной боковой силы, действующей на автомобиль. Такое возрастание может достигать 20 ...30% и по времени длится около 1 с. Объясняется это явление изменением траектории движения задней оси в переходном процессе и появлением дополнительных сил инерции, совпадающих по направлению с силами инерции, возникающими на участке траектории постоянной кривизны (см. разд. 33). Рис. 63. График изменения поперечных ускорений в центре масс и на задней оси при выходе из поворота и ап
Подтверждение этого положения может быть проиллюстрировано результатами расшифровки осциллограммы эксперимента (рис. 63). Следует отметить, что потеря устойчивости макета № 1 наступает при реально возможных в эксплуатации условиях и режимах движе- Рис. 64. Опрокидывание макета автомобиля на круговой траектории и движение на колесах одной стороны ния. Скорость 30 ...35 км/ч и раду с поворота 25 м на обычных дорогах вполне вероятны. Снижение сцепных качеств по сравнению с бетоном будет приводить к заносу на больших радиусах поворота при меньших скоростях. Макет № 2 в тех же условиях теряет устойчивость из-за опрокидывания на круговой траектории при скоростях 45... 46 км/ч (рис. 64). Заноса перед опрокидыванием не наблюдалось. Изменение положения центра масс груза по продольной оси в пределах 800 мм влияния на характер потери устойчивости не оказывало. Опрокидывание (а не занос) сохранилось. Незначительно изменялись начальные скорости опрокидывания и менялась последовательность отрыва колес: при смещении центра масс вперед сначала отрывались задние колеса, а затем передние, при смещении центра масс назад последовательность менялась — сначала отрывались передние колеса. Во всех случаях скольжения задних осей не наблюдалось. Изменение начальных скоростей потери устойчивости объясняется влиянием положения центра масс на соотношение углов увода передних и задних осей. Это приводит к изменению кривизны траектории движения продольной оси автомобиля и определяет нарастание боковой силы, приводящей к опрокидыванию. Отмечена худшая вписываемость в поворот при скоростях, близких к соответствующим потере устойчивости, в результате того, что по физическим возможностям водитель не успевает поворачивать рулевое колесо для следования по заданной траектории и автомобиль, может быть выброшен за пределы полосы движения. В реальных условиях это заставит водителя снизить скорость и опрокидывания может не произойти. Макет № 1 вписывается в полосу движения лучше. Это объясняется схемой управления. Изменение радиуса поворота при той же скорости поворота рулевого колеса большее, и автомобиль лучше следует заданной траектории. Выход из полосы движения происходит на скоростях, превышающих скорость, соответствующую потере устойчивости. Следовательно, соответствующего предаварийного сигнала автомобиль не имеет. Основной причиной выхода из полосы движения является занос, в результате чего автомобиль разворачивается вокруг передней оси и становится поперек полосы движения. Одним из возможных способов улучшения устойчивости автомобиля со схемой рулевого управления 1—00—4 является введение в его конструкцию механизма или устройства, позволяющего блокировать рулевой привод задней оси и осуществлять переход к схеме управления 1—00—0. Исследование влияния блокировки на показатели устойчивости проводилось при неустановившемся криволинейном движении по указанной выше методике. Основными режимами движения были: вход в поворот, т. е. переход от прямолинейного движения к круговому с радиусом 35, 30 и 23,5 м (по переднему внутреннему по отношению к центру поворота колесу); выход из поворота, т. е. переход от кругового движения по траекториям с указанными радиусами к прямолинейному;
маневр «переставка», т. е. объезд неожиданного препятствия по траектории, близкой к синусоидальной (длина переставки 25, 20 и 15 м).
Исследования показали, что при входе в поворот, а также в начальной фазе маневра «переставки» наблюдается изменение направления боковой реакции, о чем свидетельствует изменение направления ускорения над задней осью (рис. 65). При этом ускорение, действующее первоначально в сторону поборота автомобиля, достигает 1 ... 1,5 м/с2. При блокировке привода управления задними колесами такого явления не наблюдается, и ускорение Wз при движении по переходной кривой меньше на 15... 20 %, а при маневре «переставка»— на 45 ... 50 %.
В качестве основного оценочного параметра, характеризующего устойчивость движения автомобиля, было выбрано значение предельной скорости, с которой автомобиль может двигаться в заданных условиях без потери управляемости и устойчивости, фиксируемой по началу заноса (скольжению) задней оси или по невписываемостн в заданный коридор движения.
На рис. 66 представлены зависимости предельных скоростей движения от радиуса R круговой траектории при входе в поворот и от длины L «переставки» при различных значениях коэффициента сцепления ф".
Исследования показали, что введение блокировки рулевого привода колес задней оси приводит к увеличению предельных скоростей движения, причем это увеличение тем значительнее,
Рис. 65. Изменение поперечных ускорений W9 и углов поворота переднего ап и заднего а3 правых колес автомобиля:
а —при входе в поворот #=23,5 м; б—«при переставив 25 м; — —формула управления 1—00—4;--•--осевая формула 1—00—0
Упр,км/ч
20 25 30 35 RtM 10 15 20 25 ЦМ
а)    6)
Рис. 66. Предельные скорости движения: а— при входе в поворот #=23,5 м; £ — при «переставке»; / *— ф—0,65; 2 — ф—0,3; обо-виачекия Кривых те же, что на рис. 65; точки различного начертания соответствуют
различным испытаниям
чем больше радиус R круговой траектории и длина L «перестав-ки». При уменьшении коэффициента сцепления <р значения предельных скоростей для обеих схем снижаются, но качественное соотношение между ними остается тем же. Кроме того, введение блокировки рулевого привода колес задней оси приводит не только к количественному изменению оценочного показателя устойчивости, но и к качественному изменению поведения автомобиля при достижении предельных скоростей: при формуле управления 1—00—4 устойчивость движения теряется из-за заноса задней оси, а при схеме 1—00—0 — невписываемостью в поворот (сносом передней части автомобиля).
На рис. 66 можно выявить области отрицательного влияния блокировки на предельную скорость. При входе в поворот с радиусом круговой траектории менее 20 м и при совершении маневра с длиной «переставки» менее 15 м применение блокировки рулевого привода колес задней оси может в определенных условиях привести к уменьшению предельных скоростей движения. При этом значение предельной скорости будет определяться невписываемостью автомобиля в заданный коридор, что имело место при данном эксперименте (уПр на графике не приведена).
Таким образом, при введении блокировки рулевого привода задних колес в большинстве эксплуатационных условий повышаются предельные скорости движения без заметного ухудшения управляемости.
В связи с тем, что введение запаздывания в рулевой привод задних колес можно рассматривать как частичную блокировку в начальный период поворота, все полученные положительные результаты при блокировке обусловлены конструктивными мероприятиями, обеспечивающими запаздывание.
Для сохранения высоких показателей поворотливости и поворачиваемости, присущих автомобилю с передними и задними управляемыми колесами, система блокировки рулевогф привода колес задней оси должна предусматривать возможность его включения и выключения в зависимости от условий движения. Задняя управляемая ось должна использоваться лишь при движении с малыми скоростями и при поворотах с малыми радиусами. Испытывая макет с включенной и выключенной задней управляемой осью в одних и тех же условиях, удалось установить влияние использования управления задней осью на устойчивость прямолинейного движения и на утомляемость водителя при управлении автомобилем.
Для сравнительной оценки устойчивости и утомляемости за эталон была принята работа, затрачиваемая водителем на управление автомобилем на мерном прямолинейном участке ровной дороги длиной 1 км. За единицу работы была принята условная величина, пропорциональная действительной работе и равная работе одного поворота рулевого колеса на 1 °. Определяя число и углы поворотов рулевого колеса на мерном участке специальным прибором, можно подсчитать условную общую работу при данной скорости движения автомобиля.
На рис. 67 приведена экспериментальная зависимость работы водителя от скорости для различных четырехосных автомобилей. Автомобиль с задней управляемой осью требует большей затраты работы, чем автомобиль с одними передними управляемыми колесами. Для управления одного автомобиля, имеющего ту или другую схему, при равных сопротивлениях на рулевом колесе, обеспечиваемых гидроусилителем, требуются различная работа водителя — разница составляет 25 ...30%. Это указывает на худшие стабилизирующие свойства автомобиля, имеющего Рис. 67. График изменения работы от ско- заднюю управляемую ось рости:    (сказывается влияние де-
1- Формула управления 12-04; 2 - формула уп- СТабИЛИЗИруЮЩеГО МОМеН-равления 12—00 автомобиля большой массы; 3—    .    rJ
то же, автомобиля средней массы    Та). ГшВЫШеНИе СКОрОСТИ несколько улучшает стабилизацию благодаря большему влиянию близлежащей неуправляемой оси. Установлено влияние технического состояния и зазоров руле' вого привода. Увеличение зазоров в сопряжениях ухудшает стабилизацию управляемых колес и увеличивает работу водителя, затрачиваемую на управление автомобилем. Были получены данные по оценке управляемости модели шестиосного автомобильного крана с двумя схемами рулевого управления (см. гл. 1). Управляемость модели оценивали при движении по смоделированным дорогам различных категорий и состояния. Определялись возможности маневра на перекрестках дорог, разворота для движения в обратном направлении, вписы-ваемость в дорожные закругления,, управляемость на дорогах с твердым и размокшим грунтом, при наличии колеи и без нее и в других условиях. Количественными характеристиками могут служить минимальный радиус поворота на твердой ровной поверхности, габаритный коридор и усилие на рулевом колесе при повороте на месте и в движении. Полученные данные позволяют считать (при пересчете на натуру), что минимальный радиус поворота 17... 18 м при габаритном коридоре не более 6 м является достаточным для обеспечения удовлетворительной поворачиваемости и поворотливости длиннобазных многоосных автомобилей при движении на дорогах центральных регионов страны. Для горных районов эти показатели поворачиваемости недостаточны. Полученный вывод подтверждается данными, полученными для минимальных радиусов поворота автомобилей за рубежом. При введении дополнительного управления задней оси улучшаются показатели поворачиваемости: радиус поворота снижается на 2,9 м; габаритный коридор практически не изменяется. При наличии этой управляемой оси уменьшается число операций, которые необходимо совершить при маневрировании и управлении автомобилем. Однако при использовании задней управляемой оси усложняется конструкция рулевого управления. Определение устойчивости прямолинейного движения макета проводилось также по величине условной работы водителя на мерном участке длиной 1 км динамометрической дороги [2]. Наличие задней управляемой оси снижает устойчивость при прямолинейном движении. Однако это снижение незначительно (6 ... 8 %), поскольку в тележке располагаются еще две неуправляемые оси, которые стабилизируют движение и значительно локализуют дестабилизирующее влияние задней управляемой оси. Все это указывает на допустимость введения дополнительной задней управляемой оси в шестиосном автомобиле, если невозможно обеспечить требующиеся характеристики поворачиваемости одними передними управляемыми осями. Следует отметить, что увеличение числа осей автомобиля благодаря возрастанию момента сопротивления повороту снижает вредные последствия применения задних управляемых осей. Наиболее ярко эти последствия проявляются на трех- и четырехосных автомобилях, на которых необходимо обязательно применять привод поворота задних колес, что обеспечивает устойчивое движение автомобиля. 35. ОСОБЕННОСТИ ПОВОРАЧИВАЕМОСТИ И УПРАВЛЯЕМОСТИ СОЧЛЕНЕННЫХ И МНОГООПОРНЫХ АВТОМОБИЛЕЙ Важные эксплуатационные свойства поворотливости, поворачиваемости, управляемости и устойчивости движения названных групп многоосных автомобилей в настоящее время изучены еще недостаточно. В технической литературе практически отсутствуют результаты исследований этих свойств. Материалы, полученные для сочлененных тракторов, на сочлененные автомобили могут быть распространены не полностью из-за разницы скоростных режимов и характеристик шин, которые существенно влияют на рассматриваемые свойства. С определенными ограничениями разработанная теория поворота гусеничных машин может быть распространена на малогабаритные автомобили, которые, как указано в гл. 1, совершают поворот по тому же принципу. Существенные поправки в эту теорию надо вносить для учета влияния характеристик широкопрофильных эластичных шин. Каждое свойство по каждой группе автомобилей заслуживает самостоятельного глубокого рассмотрения и исследования. Ниже в постановочном плане рассмотрим особенности свойств сочлененных и многоопорных многоосных автомобилей. Сочлененные автомобили. Используя допущения и методику анализа, принятые в подразд. 31, составим расчетную схему и уравнения криволинейного движения сочлененного автомобиля. Рис. 68. Расчетная схема поворота сочлененного автомобиля
Для получения наиболее общих зависимостей в качестве исходной схемы примем схему поворота сочлененного автомобиля полуприцепно-го типа (рис. 68). Как видно, схема состоит из двух двухосных секций, соединенных грузовой платформой с управляемыми шарнирами А и Б. На схеме положение шарниров совпадает с центрами осей, что принято для упрощения расчетов геометрических связей. Их положение определяется координатами /пь ^п2> U и k, показывающими расстояния от центра симметрии платформы и звеньев до шарниров. Подвижную систему координат X и Y свяжем с платформой. Как и в подразд. 31, все внешние силы, действующие на автомобиль с учетом сил инерции, будем считать заданными и заменим их обобщенными силами Рх и Ру и моментом приведения -М0. Неизвестными силами будем считать силы тяги Рх и Р2 и боковые силы на осях У*. Момент сопротивления повороту Мс равен сумме моментов сопротивления повороту секций. На основании рис. 68 и принятых допущений (см. разд. 31) получим систему общих уравнений, описывающих криволинейное движение сочлененного автомобиля полуприцепного типа: уравнения динамического равновесия -f Pl sin б^п! — Р2 Sin 02/„2 — Tj (/hl cos 0! + 2/j) -f 2^m cos 0] — Уз^п2 cos 0^ + r4 (/„2 cos 02 + 2^) = O; PxJf-Pl cos 01 + Л: cos 02+^1 sin 0t — Y2 sin 0j — — K3 sin 02 + Г4 sin 02=O; Py — Py sin 0! + /^ sin 02 + ^l COS 0X — — K2cos 01 + K3cos02 — r4cos02=O; уI = кьгЧ р1 =■• 0,5ЯСП- Xsi/2YnP; P2=0,5Pcn+X2i/2Ym). При дифференциальной связи секций Pi=P2=/>cn/2 (обозначения см. поразд. 31) уравнения геометрических связей (координаты мгновенного центра поворота) п    ^nl “Г ^п2    . п    Ra COS —:—г* у *мг tg 01 -htg е2—52—53    COS (0! — 52) R,= /?;flcos5fl3 ■, COS (02 — e3) где Rn — радиус поворота центра масс платформы; Ri и R2 — радиусы поворота секций. По данной приведенной выше системе уравнений можно решать любые задачи криволинейного движения сочлененных автомобилей. Эти уравнения могут быть использованы и для решения задач применительно к сочлененному автомобилю с одним управляемым шарниром, когда 02 = О, и для сочлененного автомобиля прицепного типа, у которого отсутствует платформа, поэтому величины, с ней связанные, приравнивают нулю, т. е. 02 = 0, /п2 = 0, а 017^0 и /П1 =7^= 0 становятся характеристиками шарнирной связи сочлененного автомобиля прицепного типа. Сравнение общих уравнений криволинейного движения многоосного автомобиля с жесткой рамой [(68).. .(70)] с полученной выше системой уравнений сочлененного автомобиля позволяет отметить их общность и однородность по составу постоянных и переменных величин. Эта общность уравнений дает основание полагать, что закономерности изменения характеристик поворотливости, поворачиваемости, управляемости и устойчивости сочлененных автомобилей будут такие же, как и у автомобилей с жесткой рамой. Разница только в том, что у сочлененных автомобилей в качестве задающих параметров выступают не углы поворота колес, а углы складывания секций. Из-за отсутствия управляемых колес моменты сопротивления повороту секций с тем же числом осей будут больше, чем у автомобиля с жесткой рамой. Для подтверждения отмечаемой общности на рис. 69 для примера приведен расчетный график изменения радиуса поворота в зависимости от углов поворота (складывания) при статическом повороте четырехосных автомобилей трех различных схем, имеющих практическое применение в настоящее время. График показывает одинаковый характер изменения радиуса поворота у всех автомобилей. Ограниченность максимального угла поворота управляемых колес у жесткорамных автомобилей (точка А) не позволяет получить предельных минимальных радиусов поворота, преимущество сочлененной схемы неоспоримо. Т еоретически и пр актиче-ски наиболее эффективной по характеристикам поворачиваемости является схема сочлененного автомобиля (при всех прочих равных условиях) со всеми управляемыми колесами и системой складывания секций. Она может обеспечивать наименьшие радиусы поворота, однако такая схема очень сложна в конструктивном исполнении. Рис. 69. Изменение минимального радиуса поворота жесткорамного и сочлененного четырехосного автомобилей в зависимости от угла поворота (складывания) управляемых колес: 1 и 3 — обычный автомобиль, формулы управления соответственно 12—^00 и 12—34; 2 — сочлененный автомобиль
По характеру изменения всех прочих переменных величии, определяющих прохождение поворота, сочлененный автомобиль можно сравнить с многоосным автомобилем с передними и задними управляемыми колесами. Ему свойственны все преимущества и недостатки последнего. Применение системы поворота складыванием улучшает показатели поворачиваемости сочлененных автомобилей в различных условиях и на всех режимах движения. Сочлененные автомобили могут иметь хорошие вписываемость и маневренность в стесненных условиях, эти показатели могут быть даже выше, чем у автомобиля со всеми управляемыми колесами. Однако для сочлененного автомобиля, особенно для автомобиля прицепного типа, характерна недостаточная устойчивость прямолинейного и криволинейного движения по тем же причинам, которые были рассмотрены выше для жесткорамного автомобиля с задними управляемыми колесами. Недостаточная устойчивость движения сочлененных автомобилей отмечается в технической литературе и подтверждается практикой их эксплуатации, однако физические процессы этих явлений, количественные показатели, характеризующие неустойчивость движения, изучены недостаточно. В какой-то мере можно понять и установить факторы, определяющие неустойчивое движение, если рассмотреть неустановив-шийся поворот сочлененного автомобиля по методике, приведенной в разд. 33. Основываясь на этом, можно предположить, что у сочлененного автомобиля при входе в поворот на задней секции, как и у обычного автомобиля на задней группе задних управляемых колес, возникает переменная по направлению и значению боковая сила. При выходе из поворота боковая сила в начальный момент на задней секции будет значительно больше по сравнению с установившимся поворотом. Эта особенность и определяет неустойчивость прямолинейного движения. На задней секции всегда действует в контакте шин с дорогой знакопеременная боковая сила, которая возбуждает поперечные колебания задней секции вокруг шарнира. Для ликвидации этой неустойчивости движения необходимо принимать специальные меры. Очевидно, что рассмотренные выше методы повышения устойчивости движения жесткорамных автомобилей с задними управляемыми колесами путем введения системы их блокировки или запаздывания поворота по отношению передних колес для сочлененных автомобилей совсем не пригодны, так как блокировка полностью, а запаздывание частично лишают автомобиль поворачиваемости. В технической литературе предлагаются методы решения этой проблемы подбором соотношения масс звеньев и расстояния от центра масс до оси поворота. Ясно, что при этом причины возникновения колебаний не устраняются, только изменяется собственная частота колебаний и систему можно вывести из эксплуатационных резонансных режимов. В условиях эксплуатации соотношение масс звеньев автомобиля— величина переменная, она зависит от степени загруженности секции грузовой платформы. Кроме того, при компоновке автомобиля в процессе проектирования исходить из необходимости изменения частоты поперечных колебаний вряд ли целесообразно. Для обеспечения устойчивости движения на некоторых высокоскоростных сочлененных автомобилях в дополнение к системе управления складыванием применяют одну-две передние управляемые оси. При движении с высокими скоростями система управления складыванием блокируется и этим обеспечивается высокая курсовая устойчивость движения автомобиля. Ясно, что при таком конструктивном решении значительно усложняется конструкция автомобиля. Поэтому оно не получило ши-рокого практического распространения. Вероятно, усилия исследователей и конструкторов должны быть сосредоточены на изыскании оптимальной системы поворота сочлененного автомобиля, исключающей или гасящей путем демпфирования возникающие колебания секций. Для определения направлений решения поставленной задачи рассмотрим принципиальную схему системы, обеспечивающей поворот сочлененного автомобиля методом складывания секций. Из рис. 70, а видно, что система включает гидронасос 7 с оборудованием, рулевой механизм 6, связанный механической об- ратной связью 5 с двуплечим рычагом 4 и с золотниковым устройством 8. Два гидроцилиндра 9 обеспечивают относительный поворот звеньев около центра 0. Важным элементом поворотного устройства является распределительная коробка 1, назначение которой переключать соединение полостей гидроцилиндра 9 с нагнетающим и сливным трубопроводами при переходе поршня через мертвую точку и этим обеспечивать поворот секций на угол складывания до 90°. Золотники распределительной коробки переключаются системой рычагов 2 в зависимости от положения звеньев. На рис. 70,6 показано положение звеньев при подходе поршня левого гидроцилиндра к мертвой точке, при которой шарниры О, Ои 02 располагаются на одной прямой. Рычаг 2 перемещает золотник 3, и назначение полостей гидроцилиндра меняется: напорная полость соединяется со сливной, а сливная полость прямого давления становится напорной. Рассмотренная система поворота сочлененного автомобиля по структуре аналогична рулевому управлению с гидроусилителем обычного автомобиля. Разница только в том, что механический привод 5 с системой тяг, рычагов и шарниров предназначен только для обеспечения обратной связи между прицепной сек- циеи и распределителем, который сравнивает задающий сигнал от рулевого управления и сигнал о текущем положении звеньев от рычага 4. При рассогласовании этих сигналов золотник смещается в ту или иную сторону, включая в работу гидроцилиндры. Механическая часть системы работу по повороту секций не производит, ее выполняют гидроцилиндры. Известны системы поворота, в которых для обратной связи использован гидравлический или электрический привод. Параметры системы поворота во многом определяют свойства поворотливости, поворачиваемости, управляемости и устойчивости. Так, управляемость и устойчивость зависят от передаточного числа рассмотренной выше системы поворота. Для обеспечения хорошей управляемости рекомендуется, чтобы общее передаточное число w=amax/0max=25.. .33, где атах=10 рад/с — максимально возможная скорость вращения рулевого колеса; 0тах==О,3. . .0,4 рад/с — предельная угловая скорость относительного поворота звеньев по условию опрокидывания или бокового заноса (рис. 71). Допустимая предельная угловая скорость складывания зависит как от скорости движения, так и от конечного угла складывания 0. Следует подчеркнуть, что приведенные рекомендации разработаны для двухосных сочлененных автомобилей с шинами большого диаметра и большой жесткости. Поэтому для автомобилей других типов эти рекомендации требуют проверки. Кроме того, требуется разработка конструкции и оценка эффективности введения в систему упругой и демпфирующей связей для гашения колебаний, нарушающих курсовую устойчивость движения. /4 21 28 35 v,km/4 Рис. 71. Зависимость изменения угловой скорости складывания звеньев по условию опрокидывания или заноса при различных углах складывания секций: / — 0=0,04 рад; 2-0=0,14 рад; 3-6-
Важной характеристикой поворота сочлененного автомобиля является максимальный угол складывания звеньев. Он определяет, с одной стороны, требующийся радиус поворота секций, который по возможности должен быть минимальный; с другой стороны, — расстояние от оси поворота механизма до секций, которые также должны быть минимальными. Выбор этого угла также является оптимизационной задачей. Статистические данные значений углов существующих конструкций автомобилей показывают, что они изменяются в пределах 22.. .90°. Для большинства автомобилей этот угол равен 40.. .45°. Ясно, что выбор оптимального угла складывания звеньев прежде всего зависит от предназначения сочлененного автомобиля, областей и условий его использования. Многоопорные автомобили. Возможность поворота всех опор автомобиля на 90° (см. разд. 6) создает уникальные характеристики поворачиваемости, несмотря на их огромные размеры. Радиус поворота этих автомобилей может изменяться, как и у гусеничных машин, от 0 до оо, а мгновенный центр поворота может занимать любое положение на горизонтальной плоскости. На рис. 72 изображены некоторые возможные схемы движения многоопорного автомобиля. Направление движения показано стрелками. Для создания того или иного вида движения автомобиля необходим поворот всех опор по строго заданному закону, исключающему абсолютное скольжение опор и обеспечивающему минимальное сопротивление повороту. Для обеспечения поступательного движения в том или ином направлении
Рнс. 72. Возможные схемы поворота многоопор-вого автомобиля (см. рис. 72, а и б) все опоры должны быть повернуты на один и тот же угол: для схемы a ai==a2==... —а,=45°; для схемы б ai~a2=.. .=а/=90°. Для обеспечения криволинейного движения зависимости изменения углов поворота опор сложнее. Для схемы в поворот должен происходить вокруг мгновенного центра поворота, лежащего на поперечной оси вне проекции автомобиля: a(.H=arcctg^ctga/B-{--^-j ; a/H(B)=arcctg^ ctgajH(BV /?=/,. ctga/B+&=/,.ctga,.H —
Для схемы г — вокруг мгновенного центра поворота, лежащего на продольной оси: а«н=-а(В; gf —arctg (tgaf + -fr-~/f' j ; /^/,-f-Mga,. Для схемы д — поворот вокруг центра симметрии автомо-' биля: а/и=— aiB; а,=arctg ^ ;• /?=0. В этих зависимостях R — расстояние от центра поворота до центра симметрии автомобиля; а;н и а*в — углы поворота i-я опоры соответственно наружной и внутренней сторон по отношению к центру поворота; 2b — колея автомобиля; U — расстояние от i-й опоры до центра симметрии. При расчетах необходимо соблюдать правило знаков. На многоопорных автомобилях соблюдение закономерностей поворота опор, описываемых сравнительно сложными зависимостями, возложено на специальную систему, включающую ЭВМ (рис. 73). Система имеет обычное рулевое колесо 1, которое валом связано с механическим редуктором 10 и датчиком 11, подающим электрический сигнал в блок обработки данных 4, гидротормозом 6, создающим водителю «чувство поворота рулевого колеса». Этот тормоз управляется электронным блоком 5. Программы управления поворотом опор заложены в мини-ЭВМ 3. Ту или иную программу поворота выбирает водитель и включает ее на приборной панели 2, размещенной в кабине. Команды управления опорой по заданной программе передаются через центральный блок обработки данных 4, блок контроля угла поворота опоры 7 на золотниковое клапанное устройство 0, которое управ- Рис. 73. Схема электронной системы поворота опор миогоопорного автомобиля ляет работой гидроцилиндра 12, воздействующего на механизм поворота опоры 13 на заданный угол. Отсчет угла поворота опоры осуществляется потенциометрическим датчиком 8, от которого подаются электрические сигналы в блок контроля 7 и от него на центральный блок 4. Как видно из описания, система управления является замкнутой, саморегулирующейся, работает в полуавтоматическом режиме. Система, изготовленная из современных микроэлектронных блоков и прецизионных гидроэлементоь, работает надежно, позволяет водителю маневрировать автомобилем с огромным грузом в разнообразных стесненных условиях. 36. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ СХЕМЫ РУЛЕВОГО УПРАВЛЕНИЯ НА ОБЩИЕ КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ Выбор схемы рулевого управления определяет важнейшие характеристики многоосного автомобиля, связанные с поворачи-ваемостью, поворотливостью, управляемостью и устойчивостью движения, т. е. характеристики, от которых зависит маневренность автомобиля и безопасность движения. В связи с этим выбор схемы рулевого управления является одним из важнейших этапов общих конструктивных решений многоосного автомобиля. После определения числа осей и размещения их по базе должна решаться задача определения числа управляемых осей и места их расположения. При этом должен быть четко определен и обоснован выбор схемы управления: применение только передних управляемых осей, передних и задних управляемых осей, или всех управляемых осей. Теоретические и экспериментальные исследования позволили выявить свойства, преимущества и недостатки возможных схем рулевого управления многоосных автомобилей. Применение задних управляемых осей в сочетании с передними при всех прочих равных параметрах позволяет значительно улучшить показатели поворачиваемости автомобиля в различных условиях и на всех режимах движения. Это важное преимущество может обеспечить длиннобазным многоосным автомобилям хорошую вписываемость в кривые дорожной сети и удовлетворительную маневренность в условиях различной местности, строительных площадках, в том числе и в горных условиях, а для двухосных легковых автомобилей успешно решать все обостряющуюся проблему «тесноты» транспортного потока больших городов. Наличие задних управляемых осей может предопределять ряд важных эксплуатационно-технических недостатков. Автомобили с таким управлением имеют низкие показатели устойчивости прямолинейного и криволинейного движения по трем основным причинам: неблагоприятное распределение боковых сил при движении по траектории постоянной кривизны. Наибольшая суммарная боковая сила, как правило, приходится на группу колес, расположенных в задней части, что обусловливает склонность автомобиля к заносу; возрастание боковой реакции на колесах задних управляемых осей при выходе из поворота, что может явиться причиной начала заноса автомобиля. Гашение заноса обычно применяемыми методами — резким поворотом колес в сторону заноса — на этих автомобилях недопустимо; такой метод приводит к возрастанию заноса; отсутствие возможности стабилизации задних управляемых колес вследствие изменения направления боковой реакции в процессе поворота и в связи с этим возникновения дестабилизирующего момента на задних осях. Это определяет низкую устойчивость прямолинейного движения, усиливающуюся с появлением свободного хода в приводе управляемых колес. Склонность автомобилей к заносу, наличие дестабилизирующего момента, сложность гашения заноса, смещение траектории задних осей от центра поворота при входе в поворот и другие особенности значительно усложняют управление автомобилем с задними управляемыми колесами. Такое управление требует особого внимания и повышенного напряжения водителя, что ускоряет его утомляемость. В этом случае необходима специальная целенаправленная подготовка водителей. В связи с тем, что недостатки рулевого управления задних управляемых колес определяют безопасность движения, при создании таких автомобилей должен быть разработан специальный привод поворота управляемых колес. Теоретически и экспериментально показано, что для получения решающих преимуществ автомобилей по поворачиваемости с передними и задними управляемыми колесами и исключения неустойчивости их движения привод управления задними управляемыми колесами должен обеспечивать их пассивную роль в формировании поворачивающего момента на всех режимах движения и поворота. Для этого в приводе рулевого управления должно быть установлено специальное следящее или регулирующее устройство, обеспечивающее определенную закономерность поворота задних колес в зависимости от угла поворота передних и скорости движения автомобиля, При этом надо выполнять следующие условия: не начинать поворота задних колес для уменьшения радиуса поворота до тех пор, пока автомобиль не войдет в поворот и на задних, еще не повернутых колесах, пока не возникнет боковая сила в контакте шины с опорой, направленная в сторону мгновенного центра поворота автомобиля. При дальнейшем совместном повороте передних и задних колес на задних колесах не должен возникать активный поворачивающий момент, их поворот должен быть таким, чтобы лишь уменьшить момент сопротивления повороту по сравнению с моментом при неуправляемых задних колесах. Известны три возможных направления конструирования привода управления колесами автомобиля, частично или полностью удовлетворяющих указанной закономерности работы привода: ручная или автоматическая блокировка привода управления задними колесами в зависимости от скорости движения автомобиля; частичная автоматическая блокировка привода управления задними колесами, обеспечивающая запаздывание начала поворота задних колес относительно передних на 0,1 рад; автоматическое регулирование с помощью микропроцессора поворота задних управляемых колес в зависимости от скорости движения автомобиля и поворота передних колес. Каждое из трех возможных конструктивных решений обладает своими положительными и отрицательными свойствами, для установления которых необходимо проводить сравнительные исследования. Для многоопорных автомобилей, используемых для перевозки негабаритных грузов очень большой массы, целесообразно применение системы управления, позволяющей обеспечивать кроме кругового движения поступательное движение автомобиля в боковом направлении. Система должна быть полуавтоматической и изготовленной на базе современных микроэлектронных схем и гидравлических прецизионных элементов. При определении целесообразной схемы рулевого управления следует учитывать, что недостатки применения задних управляемых осей по мере увеличения числа осей уменьшаются. Наиболее резко эти недостатки проявляются на двух-, трех- и четырехосных автомобилях. На автомобилях с числом осей более шести, имеющих невысокие максимальные скорости движения, применение специального привода управления задних управляемых колес необязательно. Криволинейное движение сочлененных автомобилей описывается системой уравнений, подобных системе уравнений многоосного автомобиля с жесткой рамой. По характеру закономерностей качественного изменения показателей поворачиваемости, поворотливости, управляемости и устойчивости сочлененный автомобиль подобен многоосному автомобилю с передними и задними управляемыми колесами. Ему свойственны те же преимущества и недостатки, которые объясняются физическими явлениями, рассмотренными выше. Проблема повышения устойчивости прямолинейного движения сочлененных автомобилей более сложная и требует иных конструктивных решений. Возможными направлениями могут быть: введение одной, двух осей с управляемыми колесами или введение упругой и демпфирующей связи в гидравлическую систему управления секциями автомобиля. Подбор соотношения масс звеньев и расстояния от оси поворота до центра масс звеньев причины возникновения поперечных колебаний звеньев не устраняет и является способом с ограниченными возможностями. Глава VI ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ ПРОТИВ ОПРОКИДЫВАНИЯ Огромная масса перевозимого многоосными или многоопорными автомобилями или монтируемого на них груза при высоком расположении его центра масс и ограниченных возможностях увеличения опорной поверхности автомобиля определяют проблему обеспечения устойчивости таких автомобилей против опрокидывания. В связи с этим должна быть решена задача более глубокого и всестороннего изучения и раскрытия сущности физических явлений, сопровождающих опрокидывание. Для этого необходимо установить закономерности, вызывающие и сопровождающие эти сложные процессы, с целью разработки практических рекомендаций по конструированию и эксплуатации многоосных автомобилей. Потеря поперечной устойчивости возможна в трех характерных условиях: при резонансных поперечных колебаниях автомобиля на неблагоприятных по возмущающим воздействиям неровностях, приводящих к опрокидыванию. Отмечены случаи опрокидывания на гармонических неровностях при скоростях 5. ..10 км/ч; на косогоре или на сильно деформируемых грунтах, когда неожиданно из-за осыпания или интенсивной деформации грунта под одной стороной автомобиля может образоваться «косогор»; при криволинейном движении с большими скоростями. Рассмотрим эти три режима движения, начав с двух последних, применительно к многоосным автомобилям. 37. СТАТИЧЕСКАЯ ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ Опрокидывание автомобиля на косогоре, на деформируемых грунтах и при повороте обычно рассматривают статически. Во всех трех случаях задача определения устойчивости сводится к оценке равновесия сил и моментов, опрокидывающих автомобиль, и сил и моментов, восстанавливающих устойчивое положение. Поэтому эти случаи оценки устойчивости иногда называют устойчивостью равновесия. В качестве критериев поперечной устойчивости рассматриваются или критическая скорость или предельный допустимый угол крена. Следует отметить, что приводимые в литературе аналитические зависимости критериев устойчивости получены для упрощенной расчетной схемы двухосных автомобилей и при допущениях, которые в расчетах для многоосных автомобилей дают большую погрешность. Например, на многоосных автомобилях из-за большой податливости несущей системы, боковой эластичности шин, сложной кинематической схемы подвески, многоопор-ности трудно аналитически определить положение оси крена подрессоренной и неподрессоренных масс автомобиля; практически невозможно точно учесть положение точки приложения реакций на деформируемых шинах при опрокидывании. Опрокидывание многоосного автомобиля происходит с постепенным поочередным отрывом отдельных колес каждой стороны. Большое влияние на этот процесс оказывают силы трения, а также нелинейность упругих и демпфирующих сил. Все это значительно усложняет получение точных аналитических зависимостей критериев оценки поперечной устойчивости многоосного автомобиля, поэтому определить их расчетным путем даже с применением ЭВМ трудно. Важным препятствием является также то, что в настоящее время отсутствуют достоверные данные характеристик многоосного автомобиля, определяющих его устойчивость по опрокидыванию. К ним прежде всего относятся характеристики податливости рамы на кручение, характеристики боковой эластичности оси (шины), коэффициенты радиальной и тангенциальной жесткостей шин, коэффициенты сопротивления повороту. Все эти характеристики зависят от многих факторов, на них влияющих. Отсутствие таких данных не позволяет получить достоверные результаты даже при исследовании установившихся режимов и разработать соответствующую методику. Оценка устойчивости равновесия против опрокидывания упрощается в связи с созданием специального стенда опрокидывания [2], позволяющего получить весь комплекс статических характеристик автомобиля. Разработана методика расчетно-статических испытаний многоосного автомобиля на устойчивость против опрокидывания. Методика базируется на том положении, что боковая сила в центре масс автомобиля, приводящая к потере устойчивости против опрокидывания, не зависит от условий движения. Боковая сила в начале опрокидывания не менялась при опрокидывании в различных условиях. Боковая сила, вызывающая опрокидывание для данного автомобиля, — величина постоянная, при достижении боковой силой этого значения автомобиль теряет устойчивость. Поэтому боковая сила (или пропорциональное ей поперечное ускорение) при повороте может быть принята в качестве оценочного параметра, характеризующего способность автомобиля противостоять опрокидыванию. Значение боковой силы 7, вызывающей потерю устойчивости, может быть с достаточной для практических целей точностью определено по данным, полученным на стенде опрокидывания. t)
Рнс. 74. Схема снл, действующих на автомобиль в поперечной плоскости: а — при повороте; б — на стенде опрокидывания На рис. 74 приведена схема сил, действующих на автомобиль в поперечной плоскости при криволинейном движении и на стенде. На основании схемы а для первого этапа опрокидывания при повороте, когда крен подрессоренной массы обусловлен деформацией подвески и шин относительно оси крена, проходящей через точку О (положение оси крена зависит от типа подвески), можно записать уравнение равновесия под действием момента крена и восстанавливающего момента: МВ=ТН cos $—ОлН sin р, где AfB=C(pp — восстанавливающий момент, равный произведению угловой жесткости подвески и шин на угол крена. Принимая sin(3 = (3 и cos (3=1 (так как угол крена по экспериментальным данным не превышает 8°), можно получить текущее значение угла крена (73)
p=7Y//(Cf-Qa//>. Рассматривая равновесие системы относительно оси опрокидывания, проходящей через точку О, и учитывая, что в момент начала опрокидывания 2Л=0, получим значение боковой силы, прн которой автомобиль теряет устойчивость: Tm*x=°a [(^/2) — Д — я sin pmax]/(tf COS    (74) Решая совместно уравнения (73) и (74) с учетом получения характеристик опрокидывания на специальном стенде [2], найдем Pmax = Ga [(Д/2)-Д]/С,. Аналогично, рассматривая схему нагружения на стенде опрокидывания (см. рис. 74, б), получим выражения для боковой силы и угла крена в момент потери устойчивости: 7Лшах= Оа COS Ср [(£/2) — Д' — Я 81П^ах]/(Я COS Ртах); Ртах= Оа COS ср [(£/2) — Д'J/Cf. Приняв равенство деформаций шин и углов крена на стенде и при движении на повороте, т. е. А=Д' и р = р/, получим ^max/^max— 1 /cos ф (где ф — угол поперечной статической устойчивости на стенде). Учитывая, что на стенде опрокидывания боковая сила потерн УСТОЙЧИВОСТИ 7,/max=Ga sin ф, ПОЛуЧИМ 7’/max= Ga sin ф И 7’max=Oatg?‘ Поперечное ускорение, соответствующее потере устойчивости: Сопоставление расчетных и экспериментальных данных ускорений потери устойчивости против опрокидывания показало, что поперечное ускорение в центре масс при повороте имеет переменный колебательный характер. На различных режимах колебания характеризуются какой-то средней величиной. Для потери устойчивости автомобиля под действием поперечной силы совершается определенная работа, поэтому экстремальные значения кратковременных ускорений не определяют устойчивости против опрокидывания. Его определяет среднее значение ускорения, а соответственно и боковой силы. Сопоставление расчетных и средних экспериментальных ускорений дает приемлемую для инженерных расчетов сходимость. Отклонения, как правило, не превышают 5%. Ниже приведены данные расчетно-статических и динамических испытаний некоторых автомобилей: Автомобиль ................. Угол статической устойчивости, определенный на стенде................... Поперечное ускорение в центре масс (в м/с2) по результатам испытаний: Таким образом, угол статической устойчивости, определенный на стенде опрокидывания, может быть принят как параметр, характеризующий динамическую устойчивость автомобилей, способность их противостоять опрокидыванию. Боковая сила или поперечное ускорение, рассчитанные по этому углу статической устойчивости, могут служить оценочными параметрами устойчивости. Значения показателей устойчивости некоторых автомобилей против опрокидывания приведены в табл. 15. Следует отметить, что полученный параметр, хотя и является важнейшей характеристикой автомобиля, не полностью позволяет судить о динамической устойчивости автомобиля в системе водитель—автомобиль —дорога. Кроме способности противостоять силам опрокидывания необходимо учитывать вероятность действия в реальных условиях эксплуатации предельных значений этих сил. Здесь определяющими являются тягово-динамические показатели автомобиля и (в меньшей мере) характеристики управляемости. Чем выше эти показатели при равных углах статической устойчивости, тем меньше устойчивость автомобиля на дорогах против опрокидывания. Количественная связь этих показателей пока не установлена. Следовательно, сопоставлять и сравнивать различные автомобили, оценивая их устойчивость против опрокидывания по углу статической устойчивости, полученному на стенде, можно при наличии приблизительно равных тягово-динамических показателей, удельных мощностей, максимальных и средних скоростей и разгонных характеристик этих автомобилей. Исследования показали, что в условиях нормальной эксплуатации боковые ускорения автомобилей не превышают 0,25... 0,3g> т. е. водитель и пассажир сохраняют обычную свободную посадку и не ощущают опасности опрокидывания и не принимают мер коррекции движения. Испытания показали также, что 15. Характеристики устойчивости автомобилей Параметр «Урал-375» МАЗ-500 Предельное угловое ускорение в долях g Угол бокового опрокидывания, 0 Предельная скорость на повороте радиусом 25 м, км/ч Примечание. Автомобили имеют полную нагрузку, занимающую вееь объем платформы. I»
ОА
0.3
0.3
0,2
6)
o)
Ot4 0,1    0,2 Боковое ускорение, доли g
Рис. 75. Гистограмма боковых ускорений аэтомобнля в различных условиях: & и б — соответственно эксплуатационный в форсированный режимы движения порог чувствительности человека к боковым ускорениям составляет 0,lg; меньшие ускорения неощутимы. На рис. 75 показана гистограмма боковых ускорений, полученных при испытаниях десяти автомобилей разных типов в различных дорожных условиях. Сравнение предельных по условиям опрокидывания боковых ускорений, приведенных в табл. 15, с их эксплуатационным диапазоном (0,3g) позволяет сделать вывод, что опрокидывание автомобилей происходит в результате ошибок в управлении (превышение скорости, резкий поворот рулевого колеса и т. д.) и в особых аварийных ситуациях. При равных динамических свойствах одной степенью безопасности (вероятностью опрокидывания, наработкой на одно опрокидывание) обладают автомобили с одинаковыми предельными боковыми ускорениями. При разных динамических качествах для обеспечения одинаковой безопасности в указанном смысле предельные боковые ускорения автомобиля должны быть пропорциональны квадратам средних скоростей движения или в первом приближении — квадратам удельных мощностей. Это выполняется не на всех автомобилях, и вероятность их опрокидывания различна. Однако опрокидывание автомобилей, приведенных в табл. 15, невозможно в условиях нормальной эксплуатации. Если предельное боковое ускорение менее 0,3g, то опрокидывание автомобиля становится возможным и в условиях нормального движения без каких-либо ошибок со стороны водителя. Указанному значению предельного бокового ускорения соответствует угол наклона на стенде 17,5°, вызывающий боковое опрокидывание. Значения предельной по условиям опрокидывания скорости в этом случае составят на повороте радиусом 25 м 32.. .33 км/ч, а на повороте радиусом 50 м 44.. .45 км/ч. Представляет интерес соотношение предельных углов опрокидывания при нормальной эксплуатации автомобиля и при аварийной ситуации. В обычных условиях эксплуатации нагружение автомобиля боковой силой происходит плавно, с нарастанием угла бокового крена без ускорения. В особых условиях нагружение боковой силой может происходить динамически, крен системы в этом случае происходит с ускорением, кинетическая энергия возрастает. Эта энергия расходуется на дополнительную деформацию автомобиля в поперечной плоскости. Движение системы при динамическом крене может быть представлено дифференциальным уравнением (см. рис. 74) J$ = TH-.$(C9-GaH),    (75) где /р — момент инерции системы в поперечной плоскости. Уравнение (75) относительно р имеет решение в виде „ + CiexPM/)+C2exp(--iA/)= = Г ™г ZT+C3COS At+C4siп At, С9 — GaH где    GJ)J$ Сц С2, С3, С4—постоянные интегрирова ния; t — время. Постоянные интегрирования из начальных условий, когда /=0; р = 0 и р=0; С3=——-; С4=0, сч-аан 4 тогда ^-fl-cos 1/ С*-°'Н ЛУ (76)
C9~GaH \ V    / Определив экстремальное значение функции (76) по максимуму, с учетом уравнения (73), показывающего статическое изменение угла крена, получим Рдтах/Рс шах^^’ Это означает, что аварийный угол крена в 2 раза больше его статического значения при воздействии одной и той же опрокидывающей силы. Для реальных автомобилей это соотношение несколько меньше двух, поскольку расчетное значение получено без учета нелинейности боковой приведенной жесткости кренящейся системы, неупругого сопротивления и силы трения, которые имеют место в реальных условиях опрокидывания автомобилей. При инженерных приближенных расчетах с учетом запаса по устойчивости можно считать, что динамический угол крена не должен превосходить статический более чем в 2 раза. Например, угол наклона косогора, по которому может уверенно двигаться автомобиль без опрокидывания, должен быть не более половины статического угла устойчивости, определенного на стенде опрокидывания. Опрокидывание на деформируемых грунтах является особым опасным случаем потери устойчивости и характерным для некоторых многоосных автомобилей. У обычных автомобилей такое явление наблюдается редко. Опрокидывание чаще всего происходит при съезде многоосного автомобиля с высоким расположением центра масс и большими нагрузками на ось (более 100 кН) одной стороной на обочину дороги, имеющей низкую несущую способность грунта и неукрепленные откосы. При этом из-за больших осевых нагрузок колеса одной стороны, находящиеся на обочине, прорезают глубокую колею, происходит сползание грунта и автомобиль с грузом опрокидывается вследствие крена подрессоренной массы на мгновенно образовавшемся «косогоре», превышающем допустимую крутизну. Опрокидывание происходит, как правило, быстро и часто бывает трудно принять какие-либо меры по его предотвращению. В рассматриваемом случае условие устойчивого движения по опрокидыванию можно записать: — Яв < В sin ср.    (77) Из выражения (77) следует, что опрокидывание автомобиля зависит не только от угла статической устойчивости ср, но также и от разности глубин образуемой колеи с наружной (по отношению оси дороги) Ян и внутренней Нв сторон автомобиля. Глубина образуемой колеи находится в сложной зависимости от параметров грунта и характеристик шины, нагрузки на колесо, числа проходов по одному следу и др. Для оценки устойчивости на деформируемом грунте предложена номограмма, построенная на основе расчета опрокидывания автомобиля при образовании различной по глубине колеи в зависимости от состояния грунта. По номограмме (рис. 76) графоаналитическим методом можно определить допустимую несущую способность обочины дороги, исключающую опрокидывание. Номограмма строится для каждого многоосного автомобиля, для которого существует опасность опрокидывания на деформируемых грунтах. На рис. 76 в первом и третьем квадрантах изображены семейства кривых изменения образуемой колеи с каждой стороны автомобиля на различных грунтах, характеризуемых параметрами Сг И |1 [1, 16]. Кривые построены по зависимости, связывающей нагрузку на колесо GK с образуемой колеей Нк [16], Ок=сА1/2?"( 1-(х/3)ЯГ0’8, где сг и ц — параметры деформируемого грунта; Ьк — ширина шины колеса, см; гж=гк(1 + Л2/Л) — радиус жесткого колеса, эквивалентного по кривизне деформируемому, см; hz=GKlcm — радиальный прогиб шины, см. При расчетах нагрузки на колесо наружной стороны GK.H (нижний третий квадрант) принимается в момент опрокидывания на наклонной плоскости (см. рис. 74): Ок.п=-, °а [cos ср(Д/2+ И sin§)+tf sin ср]. h(B — А) Во втором квадранте приведено условие устойчивого движения по неравенству (77) с учетом угла наклона ад дорожного полотна 0...6°. По данной номограмме, зная характеристики грунта проезжей части и обочины, можно определить (на рис. 76 построение показано тонкой линией со стрелкой) условие устойчивого движения по дороге данного состояния. Для оценки устойчивости таким способом должна быть проведена предварительная разведка маршрута движения с определением параметров грунта. Особым случаем опрокидывания автомобилей с грузом может быть опрокидывание при воздействии ветровой нагрузки. Такой случай опрокидывания возможен для многоопорных транспортных средств, перевозящих грузы с большой парусностью. Опрокидывание под действием ветра можно рассматривать как действие динамических сил, переменных по времени. Ветровой поток не является постоянным, скорость порывов ветра может превосходить среднюю скорость в 1,5...2 раза и в этом случае возможно опрокидывание. В простейшем случае расчет устойчивости по условиям опрокидывания можно проводить, решая задачи равновесия с введением коэффициента динамичности 38. ПОПЕРЕЧНЫЕ КОЛЕБАНИЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ПОПЕРЕЧНАЯ УСТОЙЧИВОСТЬ Физические процессы, сопровождающие опрокидывание от поперечных колебаний многоосных автомобилей, более сложные, чем те, которые рассмотрены выше. Очевидно, для установления закономерностей, управляющих опрокидыванием, необходимо подробно рассмотреть пространственную систему колебаний многоосного автомобиля на неровностях пути. При решении поставленной задачи используем подход, исходные предпосылки, упрощения расчетной схемы и частные допущения, принятые в гл. II при исследовании вертикальных и продольно-угловых колебаний многоосных автомобилей. Главное внимание сосредоточим на установлении влияния общих конструктивных решений на поперечную устойчивость по опрокидыванию, при поперечных колебаниях. Рис. 77. Расчетная схема поперечных колебаний
Принятая к исследованию расчетная схема поперечных колебаний изображена на рис. 77. Согласно схеме дополнительные поперечные колебания будем рассматривать в двух обобщенных координатах Y и у с учетом колебаний по координатам z и ср и двух вспомогательных координатах q и £. В дополнение к силам, действующим в системе подрессоривания, рассмотренным в подразд. 9, появляется в контакте шин с дорогой боковая переменная сила У, которую согласно деформационной теории будем определять из выражения Г=Сблб, где Се — коэффициент боковой жесткости, а Аб — боковая деформация шины, A6i=H\—у (рис. 77). Из-за появления поперечных колебаний по координатам у и у подлежат уточнению выражения перемещений в подвеске: Поперечные колебания могут быть описаны следующей дополнительной системой дифференциальных уравнений (обозначения согласно рис. 77 и 15): Мьу+2 пС6у = 2пС6Н у; Jxy+2npab2y+(2Cpb2+2nC6H*-MTlgH) Y=2 пС6Ну+ +ср^2с/ПР- 2с/мв^-н^а^|;сгдев- 2c/npj; m 'Kl"ЬН'аСг-f (pf "Ь ^ш) Сг = Сц,^ — Ср (z -f Ьу*f ^i?) "Ь +иа(г-Ну-К?)- Поделим все члены уравнений соответственно на Мт Jx и trtt и произведем преобразования по методике, изложенной в подразд. 9, в результате получим дополнительную систему дифференциальных уравнений поперечных колебаний, аналогичную по построению и значениям входящих коэффициентов дифференциальным уравнениям вертикальных и продольно-угловых колебаний, приведенным в гл. II: У +2kyy+<4 у=Qy; Y-b2M+(flTY=Qi; При отсутствии амортизатора в системе поперечных колебаний по оси у парциальный коэффициент затухания колебаний системы Ку=0. Для исследования полученной системы дифференциальных уравнений принципиально важным вопросом является выбор расчетных неровностей дороги. Учитывая характер поставленной задачи и опыт эксплуатации многоосных автомобилей, в качестве дорожных возмущений примем гармонические неровности, по которым автомобиль движется колесами одной стороны, В этом случае можно получить ярко выраженные поперечные колебания автомобиля максимальной интенсивности в резонансном режиме движения. В практике опрокидывание под воздействием поперечных колебаний происходит только при резонансных поперечных колебаниях. Если неровности микропрофиля дороги имеют случайный характер, потеря поперечной устойчивости в результате опрокидывания вряд ли возможна. Кроме того, детерминированное возмущение под воздействием гармонических неровностей микропрофиля опорной поверхности позволяет сравнительно точно оценить влияние общих и отдельных частных конструктивных решений автомобиля на устойчивость движения. Для решения полученной системы дифференциальных уравнений можно использовать как ЭВМ, так и операторный метод Лапласа или матричный способ. При сравнительных расчетах был принят гипотетический ряд многоосных автомобилей, имеющих число осей от 2 до 12 и теле-жечную схему расположения осей по базе. Нагрузка на колесо принималась постоянной для всех автомобилей GK=59 кН. Отношение неподрессоренных масс к общей массе было принято равным 0,1. Жесткостные параметры подвески выбирались из условия обеспечения хороших показателей плавности хода автомобилей и соответствовали значениям Ср= (4...6) 105 Н/м; Сш= = (1...1,2) 106 Н/м; Сб= (0,4...0,7) Сш. Сопротивление амортизаторов определялось по зависимости: ^ = %V 2СР (М/п), где — парциальный коэффициент апериодичности вертикальных колебаний (по статистическим данным г|з2=0,2 ... 0,3). Ширина колеи, высота центра масс принимались по среднестатистическим данным выполненных конструкций. Из условий ограничений транспортирования железнодорожным транспортом 2,7 м. Моменты инерции определялись по эмпирическим зависимостям. Ниже проведем анализ некоторых сравнительных расчетов и результатов эксперимента. Изменения частот собственных колебаний, коэффициентов затухания и возмущающих функций поперечных-колебаний зависят от числа осей автомобиля. Расчеты показали (рис. 78), что колебания по обобщенной координате y так же, как и по координатам г и ср, являются низкочастотными. С увеличением числа осей частота колебаний сот уменьшается и для автомобилей с любым числом осей она ниже частоты колебаний по координатам г, ф. Частота поперечных колебаний значительно (в несколько раз) выше частот других колебаний и приближается к частоте колебаний неподрессоренных масс. о)ч рад/с Рис. 78. График изменения собственных частот колебаний в зависимости от числа осей
От числа осей частота колебаний по обобщенной координате у практически не зависит, так же как частота вертикальных колебаний. Следовательно, резонансные колебания по обобщенным координатам у, ф и z наступают при меньших скоростях движения, чем по координате у. Сравнение характеристик гашения колебаний показывает, что наиболее низкие значения коэффициентов затухания характерны для поперечно-угловых колебаний. Это объясняется недостаточным демпфированием поперечно-угловых колебаний, так как значения момента инерции в поперечной плоскости достаточно велики, а эффективность гашения этих колебаний устанавливаемыми амортизаторами сравнительно мала. С ростом числа осей, когда увеличивается момент инерции Jx, а характеристики амортизаторов в этом направлении остаются неизменными, значение коэффициента затухания &т уменьшается. На рис. 79 изображен график изменения наиболее представительной характеристики демпфирования — коэффициентов апериодичности по всем обобщенным координатам в зависимости от числа осей автомобиля. Наименьшее демпфирование (уменьшается с увеличением числа осей) имеют поперечные и поперечноугловые колебания, т. е. те колебания, которые определяют неустойчивость по условиям опрокидывания. Подвеска автомобиля, разработанная для обеспечения удовлетворительных характеристик плавности хода, не обеспечивает равного эффективного демпфирования всех видов колебаний подрессоренной массы. Амортизаторы подвески не обеспечивают гашения поперечных и слабо гасят поперечно-угловые колебания. Парциальные коэффициенты затухания и апериодичности поперечных колебаний равны нулю, однако гашение и демпфирование колебаний по этим обобщенным координатам существуют и эти коэффициенты в общей системе колебаний не равны нулю (см. график рис. 79). Рис. 79. График изменения коэффициентов апериодичности в зависимости от числа осей
Это объясняется взаимосвязанностью и взаимным влиянием колебаний по всем рассматриваемым обобщенным координатам. Амортизаторы, работающие на гашение колебаний по координатам z и ф, оказывают влияние, правда, слабое, и на колебания по координатам у та у. Поэтому при    при пар===0> также при ky=£Q при £упар=0. Аналитически это учитывается при совместном решении дифференциальных уравнений поперечных колебаний главным образом по вспомогательным координатам £ и q (см. рис. 77). Установленная закономерность соотношения показателей демпфирования указывает направления борьбы с интенсивными поперечными и поперечно-угловыми колебаниями путем усиления гашения этих колебаний. Следует отметить, что по парциальным характеристикам закономерности изменения колебаний по различным обобщенным координатам можно оценить лишь качественно. Точные количественные зависимости параметров, формирующих колебания (частоты, гашение), следует находить по характеристическим уравнениям При гармоническом возмущении колес одной стороны возмущающие функции для поперечно-угловых, поперечных колебаний и вертикальных колебаний полностью совпадают по величине н характеру изменения. Поэтому все установленные закономерности, рассмотренные в подразд. 13, распространяются на поперечные и поперечно-угловые колебания. Принципиально важно для дальнейшего рассмотрения поперечной устойчивости против опрокидывания подчеркнуть, что максимальное значение возмущающей функции для поперечных и поперечно-угловых колебаний с увеличением числа осей автомобиля не изменяется и является величиной постоянной (см. рис. 22). Представляет интерес в связи с решаемой задачей рассмотреть амплитудно-частотную характеристику многоосного автомобиля при движении колес одной стороны по гармонической неровности, длина которой соответствует максимальному значению возмущающей функции, т. е. закономерность изменения амплитуд колебаний в самых неблагоприятных условиях для опрокидывания. Такой график, полученный расчетом на ЭВМ на примере шестиосного автомобиля, представлен на рис. 80. Для автомобилей с другим числом осей характер кривых аналогичен. У поперечных и поперечно-угловых колебаний существует два явно выраженных максимума амплитуд перемещений. По двум другим обобщенным координатам такой максимум один. Первый максимум по обобщенным координатам у я у совпадает и соответствует частоте возмущения, равной собственной частоте поперечно-угловых колебаний. В данном случае имеет место первый резонанс поперечно-угловых колебаний, который характеризуется самой большой амплитудой колебаний по сравнению с другими частотами возмущения. Резонанс продольно-угловых колебаний очень сильно воздействует на поперечные колебания, так как в этом случае иопереч- теристикн колебаний по обобщенным ко« ординатам
0,6
Рис. 81. Зависимость максимальных ам-0$ плитуд колебаний по обобщенным координатам от числа осей 10 п
оА
f, (р, рад ОА
0.6
0,2
0,2
10 20 30 *0 со,рад/с 2
ные колебания также имеют максимальную амплитуду перемещения, значительно превосходящую амплитуду при втором максимуме, соответствующем по частоте резонансу собственных поперечных колебаний. Объяснение этому интересному явлению следует, по-видимому, искать в анализе фазовых сдвигов поперечных и поперечно-угловых колебаний. По условию опрокидывания многоосного автомобиля самым опасным является первый максимум амплитудно-частотной характеристики, соответствующий резонансу поперечно-угловых колебаний. На рис. 81 показана расчетная зависимость максимальных амплитуд колебаний по обобщенным координатам от числа осей. Максимумы поперечно-угловых колебаний в резонансном режиме практически не зависят от числа осей, и максимальная амплитуда поперечных колебаний возрастает в 5,47 раза при увеличении числа осей от 2 до 12. Это указывает на большую склонность многоосных автомобилей к поперечным колебаниям. 39. СООТНОШЕНИЕ ПОКАЗАТЕЛЕЙ СТАТИЧЕСКОЙ И ДИНАМИЧЕСКОЙ ПОПЕРЕЧНОЙ УСТОЙЧИВОСТИ Выше было показано обобщающее значение угла статической устойчивости, полученного на стенде, как характеристики многоосного автомобиля противостоять опрокидыванию, однако, вероятно, важно установить взаимосвязь между углом статической устойчивости и параметрами колебаний в поперечной плоскости. Для решения этой задачи примем в качестве основной характеристики поперечно-угловых колебаний их максимальную амплитуду. Будем считать, что поперечные колебания мало влияют на опрокидывание. Правомерность такого допущения проверена экспериментально на моделях многоосного автомобиля. Однако следует признать, что границы и количественная оценка допустимости такого упрощения решаемой задачи для реальных автомобилей требуют дополнительных исследований. Для установления взаимосвязи процессов статического и динамического опрокидываний при колебаниях можно использовать дополнительные оценочные показатели, которые по физической сущности равнозначны показателям, рассмотренным ранее. В качестве первого показателя примем угол крена уст подрессоренной массы в момент статического (равновесного) опрокидывания. Этот угол по физической сущности и величине равен углу крена подрессоренных масс р на стенде опрокидывания (см. разд. 37). Второй показатель — угол крена 7ДИН подрессоренной массы в движении при колебаниях автомобиля в поперечной плоскости, определяемый амплитудами этих колебаний, назовем углом динамической устойчивости. Нами принято, что предельным значением угла крена подрессоренной массы при колебаниях удин является значение угла Yct. Условие устойчивости против опрокидывания при поперечных колебаниях удин<уст. По этому условию проекция силы тяжести будет находиться на оси опрокидывания или вне ее с наружной стороны и дальнейший крен подрессоренной массы будет необратимым, произойдет опрокидывание. Третий дополнительный относительный оценочный показатель характеризует запас, который имеет автомобиль до опрокидывания; назовем коэффициентом запаса устойчивости: ^зап 7ст/Удии* Этот показатель удобен при сравнительной оценке различных автомобилей, отличающихся по конструктивному исполнению. Расчетами на ЭВМ и постановкой широкого эксперимента на моделях и натурных образцах многоосных автомобилей получена интересная и практически важная закономерность изменения угла крена уднн подрессоренной массы при колебаниях автомобиля в зависимости от числа осей. Эта закономерность показывает, что с увеличением числа осей на всех гармонических неровностях различной длины угол крена уменьшается, что наглядно можно проследить на графике рис. 82. График получен расчетом для случая движения условных многоосных автомобилей по горизонтальной дороге с гармоническими неровностями под колесами одной стороны, при постоянной скорости движения 15 км/ч. Длины волн неровностей изменялись от 2 до 22 м. Увеличение длины волны неровности приводит к возрастанию угла крена подрессоренных масс. Наибольшего значения угол крена достигает на длинных неровностях, что и зафиксировано на рис. 82. Объяснение физической сущности и причин существования такой закономерности можно получить по данным разд. 38, на основании анализа изменения параметров, формирующих поперечно-угловые колебания, в зависимости от числа осей. ЗА
h — —■ Рис. 82. Зависимость максимальной амплитуды поперечно-угловых колебаний и коэффициента запаса устойчивости от числа осей; — амплитуда колебаний;----коэффициент запаса
2,6
1,6
0,22
Главной причиной уменьшения угла крена с увеличением числа осей следует считать закономерность изменения возмущающей функции от числа осей. Выше было показано, что относительный уровень возмущения, передаваемого от дороги подрессоренной массе (в пересчете на одну ось), с увеличением числа осей уменьшается. А максимальное значение возмущения для любого числа осей автомобиля остается постоянной величиной. Поэтому чем больше число осей, тем меньше энергия, передающаяся от неровностей и обусловливающая поперечно-угловые колебания. Выше также было отмечено, что с увеличением числа осей гашение колебаний, их демпфирование, уменьшается. Но влияние этого фактора на колебания из-за малой величины коэффициентов затухания незначительно. Существенно повлиять на увеличение амплитуд поперечно-угловых колебаний они не могут. Влияние увеличения длины неровности также объясняется возрастанием возмущения на подрессоренную массу и приближением его к максимальной величине, которая для данного автомобиля определяется строго определенной длиной волны. Для поперечно-угловых колебаний при принятом условии движения по неровностям наиболее опасными для опрокидывания на реальных дорогах являются неровности длиной 20...24 м и высотой 0,4...0,5 м. На этих неровностях имеет место максимальное возмущение и максимальные амплитуды поперечно-угловых колебаний. Практическая важность рассмотренной выше закономерности определяется реальной возможностью снижения требований к углу статической устойчивости по мере увеличения числа осей многоосных автомобилей. Это важно потому, что на автомобилях с числом осей более четырех часто невозможно обеспечить высокие показатели по углу статической устойчивости. Для установления допустимого уровня снижения требований по углу статической устойчивости возникает задача определения оптимального значения коэффициента Кзап запаса устойчивости, который гарантировал бы безопасную эксплуатацию автомобиля в заданных дорожных условиях. При решении этой задачи возможны три различных подхода. Во-первых, можно принять, что все многоосные автомобили должны иметь минимальный угол статической устойчивости постоянным и равным углу устойчивости двух- и трехосных автомобилей, хорошо себя зарекомендовавших в эксплуатационных условиях. В соответствии с табл. 15 этот угол должен быть не менее 37°. Во-вторых, — минимальный угол статической устойчивости переменным, уменьшающимся в пределах от 37° для двухосных автомобилей до 22°, как минимально допустимый предел по опрокидыванию, полученный по условию ощущения водителем бокового ускорения (0,3.. 0,4) g (см. разд. 37). В-третьих, — для всех автомобилей постоянным коэффициент /Сзап = 2...2,5, что соответствует .коэффициенту запаса существующих двух- и трехосных автомобилей, хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации по устойчивости против опрокидывания. Все три подхода имеют право быть принятыми при создании многоосных автомобилей. Однако каждый подход, имеет свои преимущества и недостатки, для установления которых рассмотрим график рис. 82. На рис. 82 представлены кривые изменения максимальных амплитуд продольно-угловых колебаний и коэффициентов запаса устойчивости в резонансном режиме движения с максимальным возмущением в зависимости от числа осей автомобиля по трем исходным положениям, обозначенным соответственно 1, 2, 3. При первом подходе (кривые 1) преимуществом является гарантированное (с большим запасом) устойчивое движение всех многоосных автомобилей, так как запас устойчивости увеличивается от 2,5 до 3,2. Однако в этом случае свойство многоосного автомобиля с ростом числа осей лучше противостоять боковому опрокидыванию при колебаниях не используется, возможности по снижению угла статической устойчивости исключаются. В случае второго подхода (кривые 2) в резонансном режиме движения не гарантирована безопасность движения, так как коэффициент запаса падает от 2,5 до 1,5. В случае принятия в расчетах при конструировании второго подхода позиции в эксплуатации необходимо предусмотреть мероприятия,.исключающие возникновение резонансных режимов движения, особенно на косогорах, крутизна которых должна быть минимальной. Желательно в конструкции предусмотреть более мощное демпфирование продольно-угловых колебаний. Третий случай подхода лежит по преимуществам и недостаткам между первым и вторым. Запас устойчивости не изменяется для всех автомобилей и /Сзап=2,5. Однако пределы снижения угла статической устойчивости ограничены. Для 12-осного автомобиля Yct>32,5°, что обеспечить трудно. При выборе коэффициента запаса устойчивости следует иметь в виду, что опасными условиями движения являются условия движения по косогору заданной крутизны с неровностями опорной поверхности, вызывающими поперечные колебания и снижение коэффициента запаса. На рис. 83 дан расчетный график изменения коэффициента запаса для трех условий движения. Расчет проведен для дорезонансного режима движения с учетом увеличения минимального радиуса поворота многоосного автомобиля с увеличением числа осей. По статистическим данным выполненных конструкций изменение радиуса поворота принято от 8 м для двухосных до 32 м для двенадцатиосных автомобилей. Рис. 83. График изменения коэффициента запаса устойчивости в зависимости от числа осей в трех случа-чаях движения: / — горизонтальная дорога с неровностями; косогор (Опое^Ю0) с неровностями; 5 — поворот с минимальным радиусом
Рис. 84. Экспериментальная зависимость угла крена и коэффициента запаса УСТОЙЧИВОСТИ ОТ КрутИЗНЫ КО’ согора:
На рис. 84 показаны результаты экспериментальных замеров влияния крутизны косогора на коэффициент запаса устойчивости для двух типов автомобилей — двух- и двенадцатиосного. Оба графика (рис. 83 и 84) подтверждают определяющее значение косогора на устойчивость при колебаниях и практическую его независимость от числа осей. Многоосность оказывает положительное влияние только при движении по горизонтальной дороге и при повороте. Это принципиально важное положение следует учитывать при организации эксплуатации многоосных автомобилей с многотонными грузами. Из практики установлено, что опасность опрокидывания под действием поперечных колебаний связана с их неожиданным появлением при сравнительно небольших скоростях движения. Достаточно 3...5 значительных неровностей и мгновенно возникают резонансные явления, приводящие к опрокидыванию. Принятие каких-то мер, предотвращающих опрокидывание, невозможно. Поэтому для многоосных автомобилей, имеющих низкие показатели поперечной устойчивости и перевозящих многотонные грузы, необходима разведка маршрута движения и прогнозирование опасных скоростей, при которых возможно опрокидывание. При разведке маршрута движения совместно с оценкой плотности грунта должны быть определены кривизна в плане и поперечные уклоны дороги, длина волны и высота возможных гармонических неровностей. Прогнозирование опасных скоростей движения должно проводиться по амплитудно-частотной характеристике поперечноугловых колебаний автомобиля. Возможные опасные участки дороги и опасные скорости определяются путем суммирования углов крена подрессоренной массы, обусловленных поперечноугловыми колебаниями, поперечным уклоном дороги и криволинейным движением. Максимальный угол крена сопоставляют с допустимым статическим углом по условиям опрокидывания данного автомобиля, на основании чего делают заключение о допустимых скоростях движения по рассматриваемому участку маршрута. Такой детальный анализ и разведку маршрутов движения необходимо обязательно проводить при перевозке уникальных многотонных грузов (котлов, реакторов и различных других строительных конструкций). Рассмотрение соотношений показателей статической и динамической устойчивости закончим анализом оценки весомости (значимости) конструктивных характеристик автомобиля, от которых зависит устойчивость. Такой анализ полезен для выработки рекомендаций по конструктивным решениям, обеспечиваю- 16. Уровни значимости конструктивных параметров автомобиля, определяющие угол статической устойчивости Место параметра по значимости метры Изменение угла статической устойчивости уст (*%) для автомобиля с числом осей Щим .заданные показатели поперечной устойчивости. При анализе воспользуемся результатами расчета А. Ф. Старикова, в которых было принято изменение исследуемой характеристики автомобиля на 10% и оценивалось в процентах его влияние на обобщенный показатель статической или динамической устойчивости. Результаты расчетов для угла статической устойчивости представлены в табл. 16. Данные табл. 16 подтверждают известное положение решающего влияния на угол статической устойчивости в пределах принятых допущений колеи и высоты центра масс автомобиля. Жесткостные характеристики рессор и шин влияют в меньшей степени. По данным табл. 16 можно установить косвенное незначительное влияние на угол статической устойчивости числа осей автомобиля. При создании многоосного автомобиля возможности конструктора существенно повлиять на статический угол поперечной устойчивости весьма ограничены, так как колея ограничена нормативными документами, а высота центра масс в основном определяется родом перевозимого груза. Весомость конструктивных параметров, определяющих динамический показатель поперечной устойчивости, показана в табл. 17. Число параметров автомобиля, влияющих на амплитуду поперечно-угловых колебаний, велико, а характер их влияния на показатель динамической устойчивости разнороден.' Оценка показателей весомости рассмотренных параметров позволяет определить направления совершенствования многоосного автомобиля с целью повышения свойств динамической устойчивости. Исследования дают основание считать, что самым эффективным и доступным способом снижения амплитуд попе- 17. Уровни значимости параметров автомобиля, определяющие максимальную амплитуду поперечно-угловых колебаний Место пара-метра по эиа* чимости Параметр Изменение максимальных амплитуд Ymax для автомобиля с числом осей речно-угловых колебаний является улучшение демпфирования при увеличении коэффициентов \ia сопротивления амортизаторов в подвеске колес автомобиля или при введении дополнительных устройств, гасящих только поперечно-угловые колебания (демпферы поперечно-угловых колебаний). Для обеспечения эффективности гашения поперечно-угловых колебаний равной эффективности гашения вертикальных колебаний необходимо коэффициент \ia сопротивления амортизаторов увеличить не менее чем в 1,75 раза, чего можно добиться при применении дополнительного демпфера. Использование на многоосных автомобилях стабилизаторов поперечной устойчивости целесообразно и дает эффект только при одновременном применении в системе подрессоривания демпферов поперечно-угловых колебаний. Одним из возможных способов повышения поперечной устойчивости может быть использование устройства, обеспечивающего поперечно-угловую блокировку подвески автомобиля. При этом у шестиосного автокрана угол статической устойчивости повысился в 1,15 раза, а максимальная амплитуда поперечноугловых колебаний снизилась в 1Д..1,4 раза. Для многоосных, особенно многоопорных автомобилей, перевозящих сверхтяжелые грузы, самым эффективным способом обеспечения поперечной устойчивости является применение электронной системы, контролирующей и автоматически стабилизирующей устойчивое положение как в статическом положении, так и при движении. 40. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИИ НА ПОПЕРЕЧНУЮ УСТОЙЧИВОСТЬ ПРОТИВ ОПРОКИДЫВАНИЯ Свойство поперечной устойчивости против опрокидывания имеет важное значение для всех видов автомобильного транспорта. Для многоосных автомобилей это свойство особенно значительно, так как для многих из них определяющим являются особо большие массы и габариты перевозимого груза при нормативных ограничениях возможностей увеличения их опорной поверхности. Аналитические и экспериментальные исследования показали, что наиболее вероятными условиями движения, которые могут привести к опрокидыванию, являются: движение по горизонтальной поверхности с гармоническими неровностями, вызывающими резонансные колебания в поперечной плоскости; движение на косогоре и на деформируемых грунтах; криволинейное движение при повороте с минимальным радиусом. По опыту эксплуатации наиболее опасными условиями по опрокидыванию могут быть условия движения на косогоре с неровностями и при съезде на обочину с сильно деформируемой опорной поверхностью. В этих случаях опрокидывание может произойти неожиданно и его предотвратить невозможно. В качестве обобщенных параметров, характеризующих многоосный автомобиль, можно принять при статическом опрокидывании угол статической устойчивости, при динамическом опрокидывании— угол динамической устойчивости, равный максимальной амплитуде поперечно-угловых колебаний в резонансном режиме. Между этими параметрами существует вполне определенная закономерная связь. Можно считать, что угол статической устойчивости мало зависит от числа осей. Для многоосных автомобилей точное его значение можно получить на специальном стенде опрокидывания 12]. Аналитические расчеты по известным зависимостям дают приближенное значение, так как нельзя учесть переменное в ходе опрокидывания положение оси крена, влияние податливости рамы, точно определить положение точки приложения реакции на шине и др. Угол динамической устойчивости имеет определенную объективную зависимость от числа осей автомобиля: с увеличением числа осей он уменьшается. Эта закономерность дает основание при необходимости уменьшать значение угла статической устойчивости в задаваемых требованиях. Для автомобилей могут быть рекомендованы допустимые значения углов статической устойчивости: двухосных 37°; четырехосных 29°; шестиосных 25°; восьмиосных 23°; десятиосных 22,5° и двенадцатиосных 22°. Для обеспечения гарантированной безопасности движения по условиям опрокидывания для автомобилей с числом осей 6...12 должны быть исключены возможности статического опрокидывания на косогоре крутизной более 10° и на грунтах с низкой несущей способностью. Угол статической устойчивости данного автомобиля главным образом зависит от колеи и высоты центра масс. Жесткостные характеристики подвески и шины влияют в меньшей степени. Угол динамической устойчивости, кроме колеи, во многом зависит от характеристики демпфирования и жесткости подвески и шин. Высота центра масс в ряду весомости конструктивных параметров автомобиля занимает среднее положение. Наименьшее влияние оказывают неподрессоренная масса автомобиля и боковая жесткость шин. У многоосных автомобилей оптимально подобранные амортизаторы для гашения вертикальных и продольно-угловых колебаний не обеспечивают эффективное гашение поперечно-угловых колебаний, эффективность ниже в 1,8...2,1 раза. Эффективным для предотвращения опрокидывания может быть устройство, обеспечивающее автоматическую поперечноугловую блокировку подвески; при этом угол статической устойчивости увеличивается и в 1,3...1,5 раза снижает угол динамической устойчивости. Для многоосных автомобилей, предназначенных для перевозки сверхтяжелых крупногабаритных ответственных грузов, целесообразна установка электронной системы, которая контролирует и управляет стабилизацией автомобиля как в статике, так и в динамике. Подобные устройства применяются за рубежом на многоопорных автомобилях. При дальнейших исследованиях поперечной устойчивости многоосных автомобилей интересно установить закономерности влияния поперечных колебаний и количественно определить погрешность, обусловленную допущением о невлиянии их на опрокидывание, а также установить границу действия этого допущения. Важны исследования электронных устройств, контролирующих и управляющих гидромеханической или электрической системами стабилизации устойчивого положения многоосного автомобиля с грузом. Недостаточно еще изучены закономерности поперечной устойчивости по опрокидыванию многоосных сочлененных автомобилей. Глава VII КОНСТРУКЦИЯ АВТОМОБИЛЯ И ПРОХОДИМОСТЬ Как было показано, основной причиной создания многоосных автомобилей является стремление понизить нагрузку на ось и тем самым повысить вездеходность колесной машины, т. е. способность двигаться в тяжелых дорожных условиях. Важное значение имеет проходимость автомобиля, под которой понимают его способность двигаться по плохим дорогам и вне дорог с преодолением естественных и искусственных препятствий без вспомогательных средств. Проходимость, как известно, особенно важна для полноприводных многоосных автомобилей, которые предназначены для работы на плохих дорогах, на распаханных полях в сельском хозяйстве и в условиях бездорожья. Важное значение проходимость имеет и для многоосных крановых шасси, работающих на строительных площадках и подъездных путях к строительным объектам. Понятие вездеходности кроме проходимости включает свойство проезжаемости, способность автомобиля двигаться по дорогам с различными покрытиями и инженерными сооружениями без их разрушения (по мостам, дамбам, трубам и т. п.). Это качество особенно важно для многоопорных автомобилей, предназначенных для перевозки сверхтяжелых грузов. В последние годы были разработаны новые типы автомобилей, которые обладают высокими показателями проходимости. Однако до сих пор отсутствуют аналитические методы оценки проходимости наземных транспортных средств в целом и нет единых обобщенных показателей, определяемых экспериментально. Такое положение объясняется чрезвычайной сложностью и многообразием явлений взаимодействия автомобилей с внешней средой, определяющих проходимость. Кроме того, очень много факторов, зависящих как от автомобиля и водителя, так и от внешней среды, влияют на возможность движения в сложных дорожных и климатических условиях. В настоящее время проходимость автомобилей оценивают сравнительным методом: сравнивают отдельные характеристики и конструктивные особенности автомобилей, а также поведение их при испытаниях в сложных дорожных условиях как при одиночных, так и при специальных групповых заездах. Проведем анализ связей общих конструктивных решений с некоторыми показателями, характеризующими проходимость автомобилей. При этом остановимся лишь на отдельных особенностях, обусловленных применением большого числа осей и их размещением по базе. 41. ВЗАИМОДЕЙСТВИЕ МНОГООСНОГО ДВИЖИТЕЛЯ С ДЕФОРМИРУЕМЫМ ГРУНТОМ Для установления закономерностей влияния многоосного движителя на параметры опорной проходимости прежде всего необходимо проанализировать взаимодействие с грунтом одиночного колеса. Из всего многообразия известных грунтовых опорных поверхностей многоосные автомобили проявляют свои характерные особенности на деформируемых, уплотняемых грунтах определенной группы. К таким грунтам относятся связные грунты в пластичном и рыхлом состояниях с низкой несущей способностью (глины, суглинки, супеси в твердом, пластичном и текучем состояниях, пески, галечники, крупнообломочные породы). К грунтам этого типа могут быть отнесены грунтовые дороги при их увлажнении. Зимой к деформируемым опорным поверхностям можно отнести зимние дороги и местность со снежным покровом. Таким образом, деформируемые грунты являются наиболее представительной опорной поверхностью, по которой осуществляется движение многоосных автомобилей. Все прочие грунтовые условия для колесных машин не являются характерными. В технической литературе известно несколько расчетных схем и несколько математических описаний качения колеса по деформируемому грунту. Это работы известных советских специалистов Я. С. Агейкина, В. Ф. Бобкова, Г. Б. Безбородовой, Н. Ф. Кошарного, И. С. Полякова и др. За рубежом этим вопросом занимались М. Г. Беккер, Дж. Вонг и др. Для достижения поставленных в данной книге целей наиболее подходит теория качения колеса по деформируемому грунту, разработанная Ю. В. Пирковским и расширенная и дополненная М. П. Чистовым [14, 19]. Особенность этой теории состоит в базировании ее на широких и разносторонних экспериментах, поставленных как с одиночным колесом, так и с многоосным движителем на различных представительных грунтах. Эксперимент дал большой статистический материал, который широко использован при построении теории качения колеса. Кроме того, эта теория описывает качение жесткого и деформируемого колеса с единых исходных позиций. В основу разработанной теории положена гипотеза, подтвержденная экспериментально, о том, что сила, касательная к траектории движения элементарного участка колеса, изменяется пропорционально длине ее перемещения в грунте и что упругость и липкость грунта малы и ими можно пренебречь. Рис. 85. Расчетная схема качения по мягкому грунту колеса: а — жесткого; б — деформируемого В соответствии с расчетной схемой (рис. 85, а) по аналогии с закономерностями сопротивления грунта вдавливанию касательная элементарная сила может быть представлена зависимостью: (78)
dRK=crBK(S-srdl, где сг — удельное сопротивление грунта вдавливанию штампа при погружении элементарной площадки на 1 см; |л—безразмерный степенной параметр, характеризующий закон изменения сопротивления по глубине вдавливания (в механике грунтов параметры грунта сг и \х связаны зависимостью q=cji*, характеризующей удельное сопротивление вдавливанию штампа q на глубину к); £к—ширина беговой дорожки колеса; S — полный путь перемещения точки на ободе колеса от входа в грунт до выхода колеса из грунта по кривой, описываемой циклоидой; s — текущее значение пути; dl — длина элементарной площадки, перпендикулярной к элементарной касательной силе. По результатам обработки экспериментальных данных длина циклоиды может быть выражена степенной функцией через радиус жесткого колеса г, радиус качения гК и глубину образуемой колеи Як: 5= 10кг<1-л')/Ук\ (79)
где показатели степени выражаются регрессионными зависимостями: k=0,204 (гк/г)2 — 0,408 (гк/г) 0,219; л'=0,76(гк/г)2—0,35 (гк/г)+0,6. На основании приведенных зависимостей можно получить выражение работы деформации грунта за один оборот жесткого колеса: А06= 10^гИ1-я’)crBKrJr | dL^ (HnK'-h"Tdh, (81) где dL — длина элементарной площадки на ободе колеса; h — текущее значение глубины колеи. Примем в качестве исходной позиции качение колеса в свободном режиме, когда горизонтальная сила иа оси колеса Рт.к= = 0 и крутящий момент на колесе dM кр= dPTJ=dOKx, где GK — сила тяжести, приходящаяся на колесо; х — плечо. Кроме того, для жесткого колеса rK=r, kzzO и п'ж 1. Тогда из выражения (80) можно получить основополагающие зависимости, характеризующие взаимодействие колеса с грунтом: сопротивление качения колеса ,    (У+Ч)2^1 (1-2/Зц +1/5(х2) /г.К.С--J > \Р*) ^r8K'-|1+1(2 _ -i|- р. + ^ глубина образуемой колеи „к    -я-у/(|1+0’5). (83) к,с \сгВк У 2г (2 — 13(а/15+ 1 /5у-2) )    v ' Для режимов качения, отличных от свободного, зависимости должны учитывать удельную силу тяги колеса kT.K = Pr.K/GK, отношение радиусов качения и показатели степени k и п'. Тогда fГ .К f Г.К.С ""Ь^Т.К (^К.с/^К 1)> (84) н _/_Ок [/г.к.с + Ьт.Ь(Гк.с/Гк— О)_у/(Я> + 1) Полученных выше зависимостей вполне достаточно для анализа взаимодействия жесткого колеса с грунтом по всем параметрам с требующейся для практики достоверностью. Уравнение мощности сопротивления качению жесткого колеса в свободном режиме (2Gl) 2^+1 (1 - 3/5н- + «кгк. \г, =^°__I_ itL — / 13 I <«А)!“+' (2—ii-'+ т'Т*' где ©к — угловая скорость колеса. Мощность сопротивления качению в ведущем, тормозном и ведомом режимах качения колеса определяется зависимостью = NfC -j- Pr iK<i>k (rK iC ? rK), представляющей собой сумму потерь на качение в свободном режиме качения колеса и потерь на его проскальзывание. Сопоставление расчетных данных с экспериментальными, показанное на рис. 86, дает их удовлетворительное совпадение и подтверждает возможность практического использования предложенных зависимостей. Из графика видна зависимость сопротивления качению от режима работы колеса. Мощность сопротивления качению возрастает в параболической зависимости от буксования и от юза колеса. Это связано главным образом с затратой энергии на образование колеи в грунте. Оптимальным режимом является режим свободного (без проскальзывания) качения, когда 6 = 0. Из графика также видно влияние на сопротивление качению Nf7 и на глубину колеи Я2 повторного прохода колеса по одному следу на деформируемом уплотняемом грунте. Сопротивление качению и прирост глубины колеи уменьшились по сравнению с их значением при первом проходе колеса вследствие изменения характеристик грунта. Экспериментально доказано, что при расчете взаимодействия деформируемого колеса по зависимостям для жесткого колеса велика погрешность, причем она тем больше, чем меньше рабочее давление в шине. Учет поправок на деформацию шины при введении эквивалентного радиуса жесткого колеса точность расчетов не повышает, особенно для шин с переменным, регулируемым давлением.
М. П. Чистовым предложена уточненная расчетная схема качения деформируемого колеса (см. рис. 85, б) и дано ее математическое описание [19]. При разработке уточненных зависимостей, основываясь на широком Рис. 86. Изменение мощности и глубины колеи в зависимости от коэффициента буксования и повторного прохода колеса по деформируемому грунту (по данным Ю. В. Пирковского): /, 2 — глубина колеи соответственно первого и второго прохода колеса; 3, 4 — мощность сопротивления качению;--экспериментальные: ----расчетные экспериментальном материале, был принят ряд допущений и упрощений расчетной схемы. Принято, что опора деформируемого колеса на деформируемом грунте имеет сложную геометрическую форму, состоящую из плоской части под центром колеса длиной Lnp и из цилиндрической части с радиусом г впереди колеса. Расстояние плоской части от поверхности грунта равно глубине образующейся колеи #к.с Рассматривается вначале свободный режим качения колеса, при котором принимается гкх~г—уш. Среднее удельное давление на грунт в плоской части соответствует ^7=сг | S | ^ Удельное давление в цилиндрической части <7=|S—s Принимается, что ширина отпечатка в контакте при изменении давления в шине не изменяется. На основании принятых допущений и расчетной схемы dGK — dRlxIx -f CfB^dL. Первое слагаемое выражает элементарную нагрузку в цилиндрической части, а второе в плоской части опоры колеса на грунт. После интегрирования приведенного уравнения Ок = ЛИ2Аз[(Як.с+ушГ,11+0-5-1/"',1+0’5] + А11пр//^, (86) где коэффициенты Al=cTBK; A _fo ** I ^(Н- — 0 \ г —ут 3 \ п' +0,5 ‘2(2л' +0,5)/ УТг Приведенная длина плоской части находится по эмпирической зависимости LDf=FJBA—2 V уш (2г —уш)—0,157 (г—£/ш) —0,2155к. (87) Прогиб шины определяется по ее жесткости Сш и нагрузке на колесо Ущ—@К1СШ- Удельная работа деформирования грунта численно равна коэффициенту сопротивления качению от деформации грунта, может быть представлена в уточненном виде с учетом радиального прогиба шины выражением /тмл = АхА,А,071[(Нкл-\-уш)п'^1-уа^+11 (88) А}=1--£—+..K*zilL. п' + 1 1 2(2л' + 1) Для решения уравнения (86) необходимо предварительно определить глубину колеи по выражению (85), которая определяется методом последовательных приближений. Задаваясь прогибом шины для данных характеристик грунта и коэффициентами k и п! по регрессионным зависимостям, полученным выше для жесткого колеса (80), определяют глубину колеи для деформируемого колеса. Полный коэффициент сопротивления качению колеса, как известно, определяется по зависимости /к==/г.к+/ш с учетом потерь на деформацию шины. Потери на качение в шине рекомендуется определять по эмпирической зависимости где Ст.н и /ш.н — соответственно радиальная жесткость шины и коэффициент сопротивления качению колеса при номинальном давлении при качении шины по твердым опорным поверхностям. Эти показатели легко определяются экспериментально или содержатся в табличных характеристиках шины. Зависимость жесткости шины от внутреннего давления описывается гиперболической функцией, полученной обработкой экспериментальных данных существующих шин с переменным (регулируемым) давлением: Сш = а1Ь[НУ + РЛ.    (89) Коэффициенты а, у и Р для разных отечественных шин приведены в специальной литературе [19]. Важнейшая характеристика взаимодействия колеса с грунтом — удельная сила тяги колеса с деформируемой шиной на деформируемом грунте также выражается эмпирической зависимостью Ам=<РЛр (th ~г%— -/г. J 2(1-8) th (38)/ где фк — коэффициент сцепления жесткого колеса; knp — коэффициент влияния рисунка протектора шины, изменяющийся от 0,5 до 1; 6=1—Гк/гк.с — коэффициент буксования. Максимальное значение удельной силы тяги, как и для любых колес, соответствует коэффициенту буксования. 0,3..0,4 и может быть записано *т.К»а,='Р1Ар (th    -/г*.с-    (90) По физической сущности первое слагаемое этого уравнения представляет собой коэффициент сцепления колеса с грунтом — важного параметра взаимодействия колеса с грунтом ?K.m = ?Ap(tlX-^-)_1.    (91) Представленной выше системы уравнений оказывается вполне достаточно для того, чтобы аналитически проанализировать все параметры взаимодействия колеса с грунтом в зависимости от режима качения колеса и от давления воздуха в шине. Как работает эта система уравнений при расчетах в сопоставлении с экспериментальными данными показано на рис. 87. В зависимости от давления в шине приведено изменение глубины колеи #к.с, коэффициента сцепления шины фк.ш, максимальной удельной силы ТЯГИ &т.ктах, удельных потерь при качении колеса /к.с, В грунте /г.к.с И в шине /ш. ^т.ктдх, ?к*    Nt,M. 0,0k 0,12 0,20 рв,мпа Рис. 87. Изменение удельных показателей взаимодействия упругого колеса с деформируемым грунтом в зависимости от давления в шине: f фк.ш* ^ ^т.к max’ ^ ^к.с» 4~fr.K’ 5~fm; б — нс\ -— экспериментальные;----—расчетные
0,12. 0,10 0,08 0,06 0,04 0,02
Рассчитано колесо с шиной 14.00— 20 модели ОИ-25 с вертикальной нагрузкой 20 кН при качении по сыпучему песку, характеризуемому параметрами ^=0,25, ст— 0,1 МПа. Скорость качения 0,5 м/с. Сплошными линиями показаны экспериментальные, штриховыми— расчетные данные. Совпадение расчетных и экспериментальных данных удовлетворительно, что указывает на правомерность использования приведенных зависимостей для проведения, последующих исследований взаимодействия автомобиля и его движителя с деформируемым грунтом с целью оптимизации характеристик проходимости. Для учета влияния скорости движения, отличной от 0,5 м/с, предлагается вводить поправку в определение коэффициента сопротивления качению по зависимости Л*=Л(1+0,07 1 *-0,5 |),    (92) где» — расчетная скорость, м/с. 42. ЧИСЛО ОСЕЙ И ОПОРНАЯ ПРОХОДИМОСТЬ АВТОМОБИЛЯ Задача оптимизации числа осей автомобиля по характеристикам проходимости чрезвычайно сложна. При ее решении "необходимо учесть два противоречивых обстоятельства: увеличение числа осей может значительно повысить проходимость автомобиля, так как нагрузка на ось (колесо) снижается, однако при этом усложняется конструкция автомобиля и повышается его масса. Оптимизация числа осей при заданной постоянной нагрузке на ось усложняется многообразием физических процессов взаимодействия колеса автомобиля с опорными поверхностями, характеризующимися значительной разнородностью. Попытку* решения этой задачи аналитическим методом предпринял Я* С. Агейкин [1]. Принимая ряд допущений, он оценивал влияние числа осей на допустимое число проходов автомобиля по одному следу, на коэффициент сопротивления грунта качению и сцепления движителя с грунтом. Из-за большого разнообразия грунтовых условий выработать оптимальные, определенные рекомендации по выбору числа осей не удалось. Однако получен ценный материал о влиянии числа осей на проходимость. Для конкретизации и ограничения рамок решаемой задачи примем к рассмотрению только деформируемые грунты, применительно к которым выше решалась задача движения одиночного колеса. Результаты взаимодействия колесного движителя автомобиля, имеющего п осей, с опорной поверхностью нельзя получить простым суммированием параметров взаимодействия отдельных колес. Каждое колесо автомобиля при движении находится в сложной силовой и кинематической взаимосвязи практически со всеми элементами автомобиля и прежде всего с трансмиссией и двигателем, с подвеской и рамой, системой управления колесами. При прохождении колеса по грунту изменяются его механические свойства, и параметры взаимодействия последующего колеса с грунтом будут иные. Все это подтверждает многоплановость и сложность поставленной нами задачи. Для получения предварительных данных влияния числа осей на опорную проходимость рассмотрим весьма упрощенную схему взаимодействия только при прямолинейном равномерном движении. Трансмиссия обеспечивает работу колес в свободном режиме. Принимаем, что зависимости, полученные для одиночного колеса, справедливы и при рассмотрении комплексного движителя. При повторном проходе колеса по одной колее показатель степени \i характеристики грунта не изменяется, а изменяется только удельное сопротивление вдавливанию сг, его изменение можно характеризовать зависимостью [19] п (л 1-1+1)“.    (93) где с/ — удельное сопротивление вдавливанию до прохода колес; Hi~ 1 — приращение глубины колеи от предшествующего 1-му прохода колеса; т — число предшествующих проходов колеса. Полная глубина колен после прохода автомобиля п
п
где Hi определяется по зависимости (83). Коэффициент сопротивления грунта, деформированного ав томобилем; /г.а — @/Ga) 2 (/г.к fin/)• (94)
Принимая коэффициент сопротивления одного колеса н автомобиля при движении по твердой опорной поверхности одинаковым, можно записать Коэффициент сцепления колес автомобиля с деформируемым грунтом с учетом выражения (91) может быть определен из выражения
где Lnpj — приведенная длина контакта плоской части колеса /-й оси, определяемая из зависимости (87). Если не учитывать приведенную длину контакта для каждого колеса, а принять среднее арифметическое значение приведенной длины для колес всех осей, то коэффициент сцепления можно определять по приближенной упрощенной зависимости Удельная сила тяги на крюке автомобиля определяется из уравнения
<<< Предыдущая страница  1     Следующая страница >>>


1 A B C D E F G H I J K L M N O P Q R S T U V W X Y Z 
А Б В Г Д Е Ж З И К Л М Н О П Р С Т У Ф Х Ц Ч Ш Щ Э Ю Я