Грузовые автомобили

Грузовой автотранспорт. Многоосные автомобили

Раздел: Быт. Хозяйство. Строительство. Техника

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

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.

К немеханическим узловым точкам прежде всего относится двигатель, а также немеханические трансформаторы (электрические, гидродинамические и др.). Потери в этих точках (их дис-сипативная 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 эмпирической формулой, предложенной И. Н. Корнилаевым

Формула показывает, что потери в механических узловых точках зависят от числа пар полюсов зацепления зубчатых колес, 1-й дает возможность определить потери в механизмах, работающих вхолостую и с частичной нагрузкой.

Потери в механических узловых точках имеют большое значение, 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 HH3J ких 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 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 при мем, что качение происходит в пределах упругого без абсолютного скольжения, и минимальное сопротивление качению имеет место при движении в ведомом режиме. Принятие ведомог жима за исходную позицию расчетов не внесет серьезных жений в качественные результаты, но позволит использовать экспериментальные данные по коэффициентам сопротивления качению /о 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

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 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.

Расчеты по указанной формуле, а также экспериментальный

график Ю. В. Пирковского показывают, что при увели

чении числа ведущих осей снижается сопротивление качению

многоосных автомобилей в зависимости от момента сопротивле

ния движению Мпол. Это важное положение подтверждается ре

зультатами измерения расхода топлива при разном числе веду

щих 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 движе

нии с полной подачей топлива на 7...8%; при движении на тре

тьей передаче с полной подачей топлива на 8... 12%. При движе

нии по кольцевому маршруту протяженностью 100 км автомо

биль «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 автомобили

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

Влияние схемы многоосного автомобиля, определяемой числом осей, видно из общей зависимости. С повышением числа осей сложность трансмиссии возрастает, увеличивается число узловых точек, прямо пропорционально растут потери. Снижение их — важная задача, стоящая перед конструкторами.

В этом отношении проблема разработки и исследования трансмиссий новых типов (гидростатических и электрических) приобретает для многоосных автомобилей первостепенное значение.

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 мощ-      

ности в трансмиссии и в шинах распределение моментов по осям,   

а также на тяговые возможности    автомобиля    и его проходимость.

Для отечественных и многих зарубежных автомобилей пере- 

даточное отношение принимают численно равным соотношению    

числа ведущих мостов, связанных дифференциалом, что пример-      

но соответствует отношению статических осевых нагрузок. На          

некоторых зарубежных автомобилях начали применяться диффе-      

ренциалы, передаточные отношения которых значительно больше   

соотношения статистических осевых   нагрузок.    Так, например,      

фирма Стоуфилд на автомобилях 4X4 и 6X4 (формула приво-

да 120) грузоподъемностью 1,5...5,5 т устанавливает дифферен

циал, распределяющий крутящий момент двигателя между пе

редними 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 авто

мобилей 6X6 с дифференциалом, распределяющим крутящий

момент двигателя между передним и двумя задними мостами в

соотношении 1 : 3. Фирма Катерпиллер Трактор Компани выпус

кает 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 полнопри

водных автомобилей, в которых предусматривается передача на       

колеса задних мостов значительно большего крутящего момен-          

та, чем на колеса передних мостов.          

В технической литературе отсутствуют какие-либо обоснова-

ния выбора передаточных отношений межосевых и межтележеч-

ных дифференциалов. В связи с этим рассмотрение данного воп-     

роса приобрело актуальное значение.      

Выше было показано, что для обеспечения минимальных зат-

рат мощности на движение распределение крутящего момента          

между колесами должно быть пропорционально их сопротиВле-      

нию качению, т. е. должна обеспечиваться работа колес в сво-          

бодном режиме качения.

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

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

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 f0 = 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);

распределение поворотов на грунтовых дорогах и местности подчиняется определенному закону [18];

учитывалось увеличение сопротивления движению на поворотах 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.

Установка на автомобилях 4x4 и 6x6 дифференциала, имеющего рекомендуемое значение ия, 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 ид 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 связываемых 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 передаточным 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.

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 'податливость), 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

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.

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 общем схемы автомобиля и преимущественных условий его эксплуатации.

Применение неполноприводных многоосных автомобилей оправдано только с точки зрения упрощения конструкции и стоимости, а также снижения металлоемкости.