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 сильно (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 этом 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 авто.мсбилей и автопоездов в различных условиях и режимах движения разработана проф. Ю. В. Пирковским. Теоретически и экспериментально показано, что наименьшее сопротивление каченпю 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 Лкв-

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:

V >кв J Гв

(65)

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

/-ко [2 (п ~ т) /-ко - ХМ ] [2 /-ко -

где т - число ведомых осей; X - 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 Л1под. 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 З...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 непол-ноприводных 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.

Потери на тангенциальную деформацию в блокированном 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;

2 2fy Мп(,д,кН-М

Рис. 56. Суммарная сила сопротивления качению трехосного автомобиля при различном числе ведущих мостов: / - один; г -два; 3 - три

2.104у

(66)

Зависимость получена при равенстве Гкв и Vk- 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 экспериментальным 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,ь = Рь sin 8 = (sin 5) 5 КЬ\

где /С* - коэффициент сопротивления уводу; б - угол увода шины.

Тогда потери мощности, обусловленные боковым уводом:

Подводя итог изложенному, диссипативную функцию колеса как передающего и преобразующего элемента СП можно записать в следующем развернутом общем виде:

Лш=0,/ог, + (а),у./г,в) М1-\- К,Ь\г,.

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

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 сопротивлению качению, т. е. должна обеспечиваться работа колес в свободном режиме качения. При равных потерях в передней н задней ветвях трансмиссии автомобиля или при несущественной их разнице дифференциал должен распределять крутящий момент в соотношении

2з/з)(2п/ )

где Бзп и Е2з - суммарные нормальные реакции колес передних и задних осей в движении, Н; /п и /з - 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 z будет в основном зависеть от соотношения Бг,-.

В условиях эксплуатации автомобилей сопротивление движению и вертикальные нагрузки, как было показано, изменяются непрерывно и в широком диапазоне, поэтому передаточное отношение дифференциального механизма для обеспечения 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

/-1 ft

где р/к - доля расхода топлива автомобилем (в относительном выражении к общему расходу по всем видам дорог) в /-х дорожных условиях с к-й нагрузкой; (Б2з/22п)/к - отношение средних значений нормальных реакций задних и передних осей в /-х дорожных условиях с к-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=0,1, на местности и в условиях бездорожья /о=0,15;

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);