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 y=10---20°, автомобили, у которых y>20°, имеют высокие показатели поперечной устойчивости по опрокидыванию.

23. ВЫВОДЫ О ВЛИЯНИИ ОБЩИХ КОНСТРУКТИВНЫХ РЕШЕНИИ НА НАГРУЖЕИНОСТЬ 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 неподрессоренной 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 шестиосиого 0,16.. .0,18.

Восприятие динамических нагрузок безрессорными и полуподрессоренными автомобилями неблагоприятно. Эти автомобили имеют высокую динамическую нагружеиность 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.

Глава 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 О, 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 автомобнлей, значительно облегчающий решение задачи по установлению

5-704

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 п-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

Рис. 43. Схемы: а - сил, действующих на ведущее колесо: б - обобщенной узловой точки колеса

ловых 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 транймиссия 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.

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 (Ок и силовым фактором Мк;

вращательный реактивный с силовым фактором

поступательный активный (оси колеса) со скоростным фактором Ук и силовым фактором Рк;

поступательный реактивный (оси колеса) с силовым фактором Хк=Рк;

диссипативный (рассеянный) t.