WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!


На правах рукописи

КАБАНИН Павел Александрович

ОБЕСПЕЧЕНИЕ УСТОЙЧИВОСТИ ДВИЖЕНИЯ ТРЕХОСНОГО ГРУЗОВОГО АВТОМОБИЛЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННОГО НАЗНАЧЕНИЯ В ЗАВИСИМОСТИ ОТ КОНСТРУКТИВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

Специальность 05.20.01 – Технологии и средства механизации сельского хозяйства

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва – 2012

Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Московский государственный агроинженерный университет имени В.П. Горячкина»

Научный консультант: доктор технических наук, старший научный сотрудник Дзоценидзе Тенгизи Джемалиевич Официальные Казанцев Сергей Павлович, доктор технических наук, оппоненты: профессор, ФГБОУ ВПО «Московский государственный агроинженерный университет имени В.П. Горячкина», заведующий кафедрой «Сопротивление материалов и детали машин» Коркин Сергей Николаевич, кандидат технических наук, ГНЦ РФ ФГУП «Центральный ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательский автомобильный и автомоторный институт «НАМИ»», начальник управления «Тракторы»

Ведущая организация: ФГБОУ ВПО «Московский государственный университет природообустройства»

Защита состоится 26 ноября 2012 г. в 13 часов на заседании диссертационного совета Д 220.044.01 при ФГБОУ ВПО «Московский государственный агроинженерный университет имени В.П. Горячкина» по адресу: 127550, Москва, ул.

Лиственничная аллея, д. 16а, корп. 3, конференц-зал.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Московский государственный агроинженерный университет имени В.П. Горячкина».

Автореферат разослан 26 октября 2012 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Дорохов Алексей Семенович

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ



Актуальность проблемы. На сегодняшний день недостаточное количество техники, ее ограниченная номенклатура, а также специфика дорожной сети, по которой осуществляются перевозки в сельской местности, негативно влияют на транспортно-технологическое обеспечение сельскохозяйственных предприятий.

Крупные и мелкие хозяйства не только не могут увеличить производство продукции, но и теряют часть урожая. В итоге остро ощущается потребность в автомобильном транспорте повышенной проходимости.

Для решения проблемы транспортного обеспечения сельского хозяйства, а особенно малых форм хозяйствования, где нехватка грузовых транспортных средств грузоподъемностью до 2 т принимает критический характер, необходимо не только замещать выработавшую ресурс технику, но и расширять ее номенклатуру, решая актуальную задачу создания новых транспортных средств, отвечающих потребностям сельскохозяйственного товаропроизводителя. Обеспечение соответствия транспортного средства требованиям безопасности движения во многом зависит от его устойчивости, которая формируется конструкцией и характеристиками узлов и агрегатов автомобиля, его общей компоновкой и условиями эксплуатации.

Следовательно, проведение исследований для определения оптимальных конструктивных параметров, влияющих на устойчивость движения нового трехосного грузового автомобиля сельскохозяйственного назначения, является актуальной задачей.

Цель работы – проведение теоретических и экспериментальных исследований по обеспечению устойчивости движения грузового автомобиля малой размерности с колесной формулой 6х6 сельскохозяйственного назначения в зависимости от конструктивных параметров.

Основные задачи исследования:

1. Провести анализ ранее выполненных исследований по устойчивости движения грузового автомобиля с колесной формулой 6х6 и обосновать конструктивные параметры тормозной системы и задней тележки опытного образца автомобиля сельскохозяйственного назначения НАМИ-3333.

2. Определить рациональные варианты конфигурации тормозной системы и провести расчетные исследования.

3. Разработать математическую модель влияния параметров балансирной подвески и задней тележки на устойчивость движения опытного образца автомобиля НАМИ-3333.

4. Разработать конструктивные решения для шасси опытного образца автомобиля НАМИ-3333 по тормозной системе, трансмиссии и балансирной подвеске.

5. Провести экспериментальные исследования опытного образца автомобиля НАМИ-3333 на спецдорогах Автополигона ФГУП «НАМИ» для оценки адекватности результатов расчетных исследований и принятых конструктивных решений в части их влияния на устойчивость движения.

6. Разработать рекомендации по определению конструктивных параметров для повышения устойчивости движения на стадии проектирования.

Объекты исследования – опытный образец грузового автомобиля НАМИ-33грузоподъемностью 1,5…2 т с колесной формулой 6х6, созданный при непосредственном участии автора.

Методы исследования. В теоретических исследованиях применялись методы математического анализа, математического моделирования. При разработке конструкции автомобиля применялись программные комплексы SolidWorks 2009 SP4, AutoCAD Mechanical 2010, MATLAB R2008b. Испытания проводились на стендовом оборудовании и спецдорогах Автополигона ФГУП «НАМИ». Обработка и анализ результатов экспериментальных исследований осуществлялись в программной среде TurboLab Analysis.

Научная новизна заключается в разработке математической модели влияния параметров балансирной подвески на устойчивость грузового автомобиля с колесной формулой 6х6 при торможении.

Практическая значимость работы:

1. Конструктивные параметры, оптимизированные по критериям устойчивости движения, реализованы на опытном образце автомобиля НАМИ-3333.

2. Разработана математическая модель влияния параметров балансирной подвески на устойчивость движения при торможении.

3. Спроектирована и реализована на опытном образце автомобиля НАМИ-33балансирная подвеска среднего и заднего мостов.

4. Результаты проведенных экспериментальных исследований автомобиля НАМИ-3333 подтверждают адекватность результатов расчетных исследований.

Реализация результатов работ.

Разработанная математическая модель влияния параметров балансирной подвески при торможении и рекомендации по учету влияния параметров трансмиссии внедрены в работу конструкторских служб ФГУП «НАМИ» и в практику научноисследовательской и проектно-учебной лаборатории транспортных средств сельскохозяйственного назначения ФГБОУ ВПО МГАУ.

Отработаны и внедрены в практику Завода опытных конструкций (ЗОК) ФГУП «НАМИ» и ОАО «Автоспецоборудование» (г. Великий Новгород) технологические решения по изготовлению балансирной подвески, раздаточной коробки и элементов карданного привода к ведущим мостам.

Апробация работы. Основные результаты исследований доложены, обсуждены и одобрены на:

- Международной научно-практической конференции «Научные проблемы автомобильного транспорта», Москва, ФГОУ ВПО МГАУ, 2010 г.;

- VIII Международном автомобильном научном форуме (МАНФ), Дмитров, 2010 г.;

- Международной научно-практической конференции «Научные проблемы эффективного использования тягово-транспортных средств в сельском хозяйстве», Москва, ФГБОУ ВПО МГАУ, 2011 – 2012 гг.

Все положения, вошедшие в работу, рассматривались на заседаниях кафедры ЭМТП ФГБОУ ВПО МГАУ, секции «Автомобили» НТС ФГУП «НАМИ».

Публикации. Основные научные результаты опубликованы в 7 научных работах: одна монография в соавторстве, 4 статьи в изданиях, рекомендованных ВАК РФ, одна статья в научно-техническом журнале и получен патент на изобретение (№2403470).

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, 4 глав, общих выводов и рекомендаций, списка использованных источников из 95 наименований.

Объем диссертационной работы составляет 166 страниц текста. Основной текст изложен на 162 страницах и содержит 73 рисунка и 21 таблицу.

Автор выражает глубокую благодарность доктору технических наук, профессору, Лауреату государственной премии в области науки и техники, Заслуженному изобретателю РСФСР Ю.К. Есеновскому-Лашкову, кандидатам технических наук М.А. Козловской и Д.А. Загарину за оказанную в процессе работы помощь.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении изложена суть решаемых в диссертационной работе задач, показана актуальность проблемы, охарактеризована научная новизна и практическая ценность работы.

В первой главе приведен анализ подходов по решению проблемы транспортного обеспечения сельхозтоваропроизводителей, описаны особенности конструкций задней тележки трехосных автомобилей и дан обзор исследований влияния параметров трансмиссии и ходовой части на устойчивость движения, сформулированы цели и задачи исследования.

Сельскохозяйственные перевозки производятся в основном автомобильным транспортом общего назначения, который не отличается высокой эффективностью, из-за того, что мелкопартионные грузы перевозят на автомобилях большой грузоподъемности. На этом фоне следует учесть, что в отечественном сельском хозяйстве тракторные перевозки составляют 22…27% от общего объема транспортных перевозок и 45% объема внутрихозяйственных перевозок. При этом тракторные перевозки отличаются неэффективностью, а их стоимость в нашей стране выше стоимости автомобильных, что вызвано относительно большими плечами перевозок. За последние годы в стране изменилась структура товаропроизводителей (появились фермеры и увеличилась роль личных подсобных хозяйств (ЛПХ)), а номенклатура техники в особенности транспортной не изменилась. В результате появилась острая потребность в новом классе специализированных машин.

С другой стороны, в нашей стране имеется большой опыт исследований и создания транспортных средств, в том числе, сельскохозяйственного назначения, который нашел отражение в работах Б.А. Афанасьева, С.В. Бахмутова, С.Н. Галкина, Л.Е. Глинера, Т.Д. Дзоценидзе, О.Н. Дидманидзе, Ю.К. Есеновского-Лашкова, Н.Е.

Евтюшенкова, А.В. Журавлева, Д.А. Загарина, А.Ю. Измайлова, М.А. Козловской, А.Г. Левшина, И.П. Ксеневича, В.В. Селифонова и многих других. Особенно стоит отметить результаты исследований, проведенных специалистами Центрального ордена Трудового Красного Знамени автомобильного и автомоторного института (НАМИ) по выработке прогрессивных решений по дальнейшему повышению производительности автомобилей, существующему снижению их металлоемкости и расхода топлива, уменьшению вредного воздействия на окружающую среду, повышению качества и надежности продукции.

Проблемы обеспечения АПК транспортом рассмотрены в работах В.Н. Баруна, А.Ю. Баскака, Е.Н. Бородиной, Н.И. Бычкова, Н.И. Верещагина, А.В. Гордеева, В.А.

Гобермана, Т.Д. Дзоценидзе, О.Н. Дидманидзе, А.М. Долгошеева, М.Н. Ерохина, Ю.К. Есеновского-Лашкова, Н.Е. Евтюшенкова, А.В. Журавлева, Д.А. Загарина, А.Ю.

Измайлова, М.А. Козловской, Л.Ф. Кормакова, И.П. Ксеневича, Ю.Ф. Лачуги, А.Г.

Левшина, Е.А. Пучина, А.Н. Скороходова, В.И. Черноиванова и др. С учетом наличия тяжелых дорожных условий и бездорожья, очевидно, что задача по обоснованию технических параметров машин, состава семейств, проведения полномасштабных НИОКР и освоения серийного производства новых автомобилей является актуальной. Анализируя условия эксплуатации, из всех прочих характеристик можно выделить дорожные условия, или же эксплуатацию в условиях бездорожья. При этом, важное значение имеет кинематическая схема трансмиссии и подвеска машины. В нашем случае, речь может идти о перевозке грузов как по бездорожью и грунтовым дорогам, так и по дорогам общего пользования при перевозке грузов в города и другие населенные пункты. Получается, что трехосный автомобиль грузоподъемностью 1,5…2 т может эксплуатироваться на дорогах с различной степенью ровности и в каких-то случаях может оказаться эффективным, в других – его применение может быть нерентабельным.





Одной из важнейших задач данного исследования является обеспечение предпосылок для реализации большего положительного эффекта, чем эксплуатация предлагаемых на рынке автомобилей, способствующего подъему экономики страны, развитию малого и среднего бизнеса, что, со своей стороны, могло бы обеспечить мультипликативный эффект в АПК. Исходя из вышеизложенного, в ФГУП «НАМИ» при непосредственном участии автора настоящей работы был создан трехосный грузовой автомобиль малой размерности с колесной формулой 6х6 – НАМИ-33(рисунок 1, таблица 1), который был принят в качестве объекта исследования.

Рисунок 1 – Опытный образец автомобиля НАМИ-33Таблица 1 – Технические параметры автомобиля НАМИ-33Параметр Значение Полезная нагрузка, кг:

- в условиях бездорожья и на плохих дорогах 15- на дорогах с твердым и улучшенным покрытиями 20База, мм 25Колея передних и задних колес, мм 18Габаритные размеры, Д х Ш х В, мм 5110 х 2400 х 29Максимальная скорость движения, км/ч Погрузочная высота, мм 12Максимальный угол преодолеваемого подъема, % Минимальный дорожный просвет, мм 3Двигатель (производитель, тип – дизель) ОАО «ВМТЗ», Д130Т Число и расположение цилиндров 3 в ряд Рабочий объем, л 3,Номинальная мощность, кВт 47,Частота вращения коленчатого вала при номинальной 22мощности, мин-Максимальный крутящий момент, Н·м 217,Частота вращения коленчатого вала при максимальном 15крутящем моменте, мин-Из литературных источников известно, что наибольшее распространение на автомобилях с колесной формулой 6х6 получила конструкция балансирной тележки, являющаяся результатом исследований и разработок специалистов разных стран в течение долгого времени. Например, Ю.А. Ечеистова, С.П. Казанцева, С.Н. Коркина, И.П. Ксеневича, А.Н. Нарбута, Я.М. Певзнера, А.А. Полунгяна, В.В. Селифонова, А.А. Хачатурова и др. Привод балансирных тележек в настоящее время выполняется как параллельный, так и последовательный. За годы и десятилетия разработки и изготовления автомобилей высокой проходимости с колесной формулой 6х6, универсальных схем привода к ведущим мостам и колесам выработано не было.

Полученные исследователями результаты противоречивы, а рекомендации часто относятся к той или иной конкретной конструкции. Однако на основе проведенного анализа можно заключить, что при разработке схем силового привода нет необходимости выбрать самую простую в конструктивном отношении схему (по терминологии некоторых авторов – дешевую, технологичную и т.п.) и вести исследования путем введения дополнительных усовершенствований с целью оптимизации конструкции. Скорее наоборот, следует выбрать комбинированный привод и исследовать пути его оптимизации с учетом реальных условий эксплуатации.

В процессе разработки опытного образца трехосного грузового автомобиля малой размерности НАМИ-3333 была исследована проблема влияния трансмиссии на эксплуатационные качества автомобиля, в т.ч. на устойчивость. Согласно обоснованной схеме силового привода была сконструирована и изготовлена раздаточная коробка трехосного грузового автомобиля НАМИ-3333 с колесной формулой 6х6 в виде двух опытных образцов, изготовленных и собранных на Заводе опытных конструкций ФГУП «НАМИ». Результаты исследований позволяют заключить, что отмечаемая в литературе проблема влияния параметров трансмиссии на устойчивость движения грузового автомобиля с колесной формулой 6х6 решена на примере опытного образца НАМИ-3333. Такой вывод подтверждается результатами испытаний на спецдорогах Автополигона ФГУП «НАМИ». Однако проблема обеспечения устойчивости движения трехосного грузового автомобиля находится в прямой зависимости от параметров ходовой части, и, в частности, от эффективности тормозной системы и конструктивных параметров направляющего аппарата задней тележки.

Под параметрами ходовой части, влияющих на устойчивость транспортного средства, как правило, понимают параметры рулевого управления, тормозной системы и направляющего аппарата задней тележки трехосного автомобиля. Следует отметить, что во всех случаях учитывается влияние параметров шин, поэтому этот вопрос здесь не рассматривается, а исследование влияния параметров рулевого управления на устойчивость выходит за рамки настоящей работы.

Комплексное повышение эксплуатационных свойств АТС, с учетом выявленного противоречия – улучшения устойчивости и управляемости, с одной стороны, и эффективности, с другой, достигается на основе компромисса. В нашем случае, когда максимальная скорость грузового автомобиля не превышает 60 км/ч, жесткость подвески – 83 Н/мм, а шины модели К-100 при полной массе машины недогружены, конструктивный компромисс определяется приоритетным значением эффективного торможения.

Изучение влияния угловой жесткости подвески показывает, что для повышения устойчивости движения целесообразно стремиться увеличить угловую жесткость подвески передних осей, т.е. делать большей, чем на задних осях. В случае с НАМИ3333 этот принцип реализован. К тому же, наличие рессорной подвески и амортизаторов на передней оси у исследуемого автомобиля исключает необходимость установки стабилизатора крена. Проведение теоретических и экспериментальных исследований должно завершиться разработкой рекомендаций по определению конструктивных параметров на стадии проектирования для повышения устойчивости движения.

Во второй главе приведены результаты теоретических исследований по определению рациональных вариантов конфигурации тормозной системы, разработки и проведения расчетных исследований математических моделей устойчивости движения по критерию критической скорости и по критерию распределения нагрузок по мостам задней тележки.

При исследовании процесса торможения в модели движения автомобиля необходимо учитывать перераспределение нормальных нагрузок на колесах вследствие продольного и поперечного крена кузова. При этом балансирную подвеску, как правило, выделяют в отдельную структуру, что позволяет и в дальнейшем использовать блочный принцип построения используемой математической модели. В настоящей работе приведены результаты исследований по определению соответствующей всем нормативным предписаниям рациональной конфигурации тормозной системы для НАМИ-3333. При этом комплексно учитывались достаточно специфические требования к тормозной системе:

- тормоза рассматриваемого автомобиля должны быть максимально унифицированы по агрегатам с серийно выпускаемой продукцией отечественного автопрома;

- гидропривод тормозов по возможности должен иметь наиболее простую конструкцию (это минимизирует его уязвимость при сложных условиях эксплуатации);

- диагональное разделение контуров тормозного гидропривода в рассматриваемом случае неприменимо, поскольку конструкция зависимой передней подвески НАМИ-3333 не позволяет сделать отрицательными плечи обкатки его управляемых колес;

- целесообразно оценить допустимость исключения регулятора тормозных сил из состава тормозного привода;

- достижимый максимум замедления для НАМИ-3333 в любом весовом состоянии должен составлять не менее 5,9…6,0 м/с2.

Ниже приводятся исходные характеристики как опытного образца НАМИ-3333, так и его тормозной системы (таблица 2) при грузоподъемности 2 т.

Таблица 2 – Исходные данные для расчетных исследований Общие данные автомобиля N2 категория автотранспортного средства (АТС) mC = 3200 кг масса автомобиля в снаряженном состоянии (с водителем) и при полной mП = 5200 кг загрузке (здесь и далее нижние индексы «С» и «П» указывают, соответственно, на минимальный либо максимальный уровни загрузки машины) L12 = 2,50 м горизонтальное расстояние от первой до, соответственно, второй и L13 = 3,56 м третьей осей АТС С дистанция по горизонтали между передней осью и центром тяжести L = 1,30 м G автомобиля с минимальным либо максимальным уровнем загрузки П L = 1,86 м G С высота расположения центра тяжести АТС в снаряженном состоянии и с Н = 0,96 м G полной нагрузкой П Н = 1,11 м G RK = 0,46 м радиус качения шин автомобиля (типа 8,25-20R) VMAX = 55 км/ч максимальная скорость АТС Привод тормозной системы, активизируемый при штатном и аварийном режимах ее функционирования Тип гидростатический, с двухдиафрагменным вакуумным усилителем и двумя разделенными по схеме «I + H» (т.е. «передняя ось + задняя четырехколесная тележка») независимыми гидроконтурами, задний из которых может быть оснащен регулятором тормозных сил (РТС) с весокорректируемой характеристикой (типа ГАЗ-2217) MAX допустимый максимум усилия на ножной педали тормоза (п.п. 2.1.F = 700 Н П приложения 4 Правил № 13 ЕЭК ООН) IП = 4,03 передаточное число педального узла привода тормозов КПД педального узла тормозной системы П 0,КВУ = 4,0 коэффициент передачи вакуумного усилителя (ВУ) типа ГАЗ-3110 в зоне следящего действия на его характеристике SВУ = 610 см2 суммарная эффективная площадь обеих диафрагм ВУ РВУ = 0,69 бар расчетный уровень давления во впускном коллекторе двигателя АТС d0 = 26 мм диаметр главного тормозного цилиндра (ГТЦ) автомобиля Привод стояночной тормозной системы Тип механический, рычажно-тросовый, воздействует на тормозные механизмы (ТМ) второй и третьей осей АТС MAX максимальная норма усилия на ручном рычаге привода стояночного F = 600 Н P тормоза (п. п. 2.3.3 приложения 4 Правил № 13 ЕЭК ООН) IР = 10,0 передаточное число рычажного узла (типа ГАЗ-2217) управления стояночной тормозной системой КПД управляющего узла привода стояночного тормоза Р 0,КПД тросового звена привода стояночной тормозной системы ТР 0,Передние тормоза Тип дисковые, вентилируемые, с плавающими однопоршневыми скобами (типа ГАЗ-2217) RД1 = 150 мм наружный и внутренний радиусы рабочих поверхностей тормозного rД1 = 98,5 мм диска расчетное значение коэффициента трения во фрикционных парах 1 = 0,тормоза (при использовании тормозных колодок типа ГАЗ-2217) d1 = 57 мм диаметр колесного тормозного цилиндра (КТЦ) уровень давления в КТЦ, при котором тормоз кинематически Р01 замыкается Тормозные механизмы второй и третьей осей автомобиля Тип барабанные, типа «симплекс», с плавающими взаимозаменяемыми колодками, оборудуются обеспечивающими равенство приводных сил и авторегулирование рабочих зазоров в парах трения двухпоршневыми КТЦ и функционирующими при стояночном торможении рычажными разжимными устройствами (унифицированы с ГАЗ-3302) RБ23 = 140 мм радиус рабочей поверхности барабана тормоза А23 = 107 мм расстояние от оси колесного тормозного цилиндра до оси вращения тормозного барабана С23 = 103 мм расстояние от линии опоры колодок до оси вращения барабана тормоза Е23 = 30 мм половина расстояния между точками контакта нижних концов тормозных колодок с их опорой угловой размер фрикционных накладок колодок тормоза 23 = 115 величина центральных углов между вертикальной осью суппорта 23 = 38 тормозного механизма и нижними точками рабочих поверхностей на фрикционных накладках его колодок угол вертикального скоса торцевых поверхностей опоры тормозных 23 = 5 колодок расчетное значение коэффициента трения во фрикционных парах 23 = 0,тормоза (при использовании накладок из материала ТИИР-432) принятая величина коэффициента трения в точках контакта тормозных СС 0,колодок с их опорой (подразумевается скольжение «сталь по стали» без пыле- и виброзащиты трущихся поверхностей) d23 = 32 мм диаметр колесного тормозного цилиндра величина давления в КТЦ, обеспечивающая кинематическое замыкание Р023 0,тормоза МПа LРУ = 185 мм длина большого плеча рычага механического разжимного устройства (РУ), активизируемого при стояночном торможении lРУ = 38,5 мм размер малого плеча рычага, встроенного в ТМ механического привода его колодок NРУ = 106 мм расстояние от оси крепления рычага РУ стояночной тормозной системы до горизонтальной оси суппорта тормоза КПД встроенного в ТМ рычажного механизма привода тормозных РУ 0,колодок При исследовании функциональных характеристик передних тормозов значение обобщенного коэффициента чувствительности WT1 систем «передний тормоз – переднее колесо» составило:

(d1)2 1 (RД1 rД1) WТ1 6,07 см2. (1) 4 RK При определении уровня эффективности тормозных механизмов средней и задней осей автомобиля было учтено, что для движущегося вперед АТС V 1 V коэффициенты эффективности KE 23 и KE 23, соответственно передней и задней, колодок барабанного колесного тормоза, могут быть вычислены следующим образом (верхние знаки в операндах «±» и « » приводимого далее выражения ассоциируются с передней колодкой тормоза, а нижние знаки – с задней):

23 D23 (23)2 QV1,КЕ 23 . (2) F23 23 G23 (23)2 H/ Здесь и ниже D23, Q23, F23, G23, H23, 23 и CС – вспомогательные числовые величины:

/ / CС A23 sin 23 (A23 C23 CС E23) cosD23 ; (3) RБ / / CС A23 cos23 (A23 C23 CС E23) sin Q23 ; (4) RБ / ( sin ) (C E ) 23 23 23 CС F ; (5) 4 R sin Б / G cos sin ; (6) 23 23 CС / H F cos sin ; (7) 23 23 CС 23 ; (8) 23 / tg. (9) CС CС V 1 V Получаем, что: KE 23 = 1,415; KE 23 = 0,492.

Для второй и третьей осей исследуемого автомобиля значение коэффициента чувствительности WТ23 систем «тормоз – колесо» составит:

V 1 V (d2 )2 (КE 22 КE 23) RБ WТ 23 4,67 см2. (10) 4 RK Для оценки риска самозаклинивания любой из симметричных колодок исследуемого тормоза при произвольном направлении вращения его барабана СЗ проанализируем формулу для вычисления критического уровня 23 коэффициента трения во фрикционных парах ТМ:

G23 (G23)2 4 H23 FСЗ 23 . (11) 2 HНетрудно видеть, что самозаклинивание рассматриваемому барабанному тормозу не угрожает: подкоренное выражение (дискриминант) в числителе дроби имеет отрицательную величину, что исключает получение конечного по модулю СЗ действительного значения для 23.

Были проведены расчетные исследования максимальной эффективности тормозной системы опытного образца НАМИ-3333 при штатном и аварийном режимах ее функционирования. Анализ результатов расчетных исследований по определению рациональных вариантов конфигурации тормозной системы показал, что:

- тормозная система в выбранной конфигурации с регулятором тормозных сил, при любом весовом состоянии НАМИ-3333 полностью функциональна, отвечает принятым специальным требованиям и соответствует нормативным предписаниям приложений 4 и 10 Правил № 13 ЕЭК ООН (п.п. 5…7);

- включение в состав задней магистрали тормозного привода регулятора тормозных сил позволяет полностью реализовать предписания стандарта по обеспечению устойчивости/управляемости затормаживаемого автомобиля, как в снаряженном состоянии, так и с предельно допустимой максимальной нагрузкой;

- рекомендуемые варианты настройки регулятора тормозных сил при минимальном и максимальном уровнях загрузки опытного образца НАМИ-3333 для коэффициентов передачи составят соответственно КРС 0,30 и КРП 0,65.

Как известно, параметры невозмущенного движения, определяющие границу между устойчивостью и неустойчивостью, называют критическими. Взаимодействие машины с внешней средой зависит от скорости движения, особенно при криволинейном движении. Поэтому скорость выбрана основным показателем устойчивости. Иными словами, математическая модель принимает вид формулы скорости, при которой автомобиль теряет устойчивость, т.е. критической скорости vкр.

Из нескольких вариантов существующих моделей, для общего случая математическая модель имеет вид уравнения:

n n n К g q l q l q yoэ i i i i i i 1 i 1 i v 3,6,км/ч; (12) кр n G q l а i i i где Kyоэ – коэффициент связи между боковой силой и углом увода, кН/рад; Ga – вес автомобиля, кН; qi – общий коэффициент коррекции увода для оси i; li – расстояние по продольной оси автомобиля от центра тяжести до оси i, м; n – число осей.

Из данного выражения можно сделать вывод, что на величину критической скорости оказывает влияние расположение центра масс автомобиля, определяемое координатами li и соотношение коэффициентов коррекции увода переднего и задних мостов. При положительной сумме произведений qi·li движение автомобиля устойчиво, если его скорость меньше критической. При отрицательной сумме движение автомобиля устойчиво всегда.

На распределение вертикальных нагрузок по осям задней балансирной тележки существенное влияние оказывают геометрические параметры направляющего аппарата подвески. Если рассматривать плоскую систему автомобиля, тогда схема внешних сил будет иметь вид, приведенный на рисунке 3, где l1 и l2 – развесовочные плечи автомобиля, м; LКР – расстояние по горизонтали от центра тяжести до центра крюка, м; LТ – база задней тележки, м; PW – сила сопротивления воздуха, Н; hW – высота центра приложения PW, м; PJ – сила инерции, Н; XКР – горизонтальная сила на крюке, Н; hКР – высота крюка, м; GA – масса автомобиля, кг; GКР – вертикальная сила на крюке, Н; G – равнодействующая сил GA и GКР, Н; Lg – расстояние от центра тяжести автомобиля до линии действия силы G, м; X – равнодействующая сил PW; PJ и PКР, Н; Н – расстояние от линии действия силы X до опорной поверхности дороги, м; RZ1, RZ2, RZ3 – суммарные вертикальные реакции на колесах мостов автомобиля, Н;

RX1, RX2, RX3 – суммарные горизонтальные реакции на колесах мостов автомобиля, Н;

M1, M2, M3 – суммарные моменты, подводимые к колесам среднего и заднего мостов, Н; Mf1, Mf2, Mf3 – суммарные моменты сопротивлений качению на колесах мостов автомобиля, Нм.

Рисунок 3 – Плоская расчетная схема автомобиля Рисунок 4 – Расчетная схема задней НАМИ-3333 тележки Для изучения только влияния конструкции задней тележки на распределение вертикальных нагрузок и моментов по мостам тележки, необходимо сформулировать те условия, при которых влияние остальных факторов будет исключено. Реализация описанной выше схемы силового привода с отключаемой задней осью и дифференциалом между передней и средней осями позволила исключить влияние приводов мостов на распределение моментов по мостам задней тележки. Кроме того, для исключения влияния упругих характеристик шин, на всех колесах опытного образца НАМИ-3333 установлены одинаковые шины 8,25R20 модели К-100 с одним и тем же внутренним давлением 600 кПа. Все конструктивные параметры шин одинаковы. Конструкция задней тележки выполнена симметричной относительно вертикальной плоскости, проходящей через ось балансира (рисунок 4), поэтому можно записать hц2 = hц3= hц, lц2 = lц3= lц, 2 = 3 = , где hц2, hц3 – высоты мгновенных центров поворота О2 и О3 среднего и заднего мостов, расположенных в точке пересечения направления реактивных штанг, lц2, lц3 – расстояния по горизонтали от центров колес среднего и заднего мостов до соответствующего мгновенного центра поворота, 2, 3 – плечи балансирной рессоры. Для таких случаев можно использовать выражения:

- по вертикальным нагрузкам:

hц Gl1 XH X (1 ) lц Lб RZ (13) , RZ 3 Gl1 XH X hц (1 ) lц Lб - по моментам:

h h пр ц ц r (' k' (A 0,5X (1 ))) k' g 0 Z l L l M ц б ц (14) .

h h M пр ц ц r (' k' (A 0,5X (1 ))) k' g 0 Z l L l ц б ц Где приведенный динамический радиус при постоянной вертикальной rg 2 rg нагрузке: rgпр 446,5 мм.

Коэффициент тангенциальной эластичности шины К-100: '0 9106 1/Н ;

k'Z, k' – коэффициенты коррекции радиуса качения колеса и коэффициента тангенциальной эластичности шины в зависимости от вертикальной нагрузки. Эти коэффициенты невозможно определить аналитически и их определяют экспериментально для определенного типа шин, которыми оснащен исследуемый автомобиль.

10 В нашем случае: k'Z 4,51106 м/Н,.

k' 1,62 10 1/ Н G l1 X H Коэффициент A .

2Lб Анализ результатов расчетных исследований математической модели по критерию критической скорости показывает, что:

- расчетная критическая скорость при торможении при отсутствии РТС находится в пределах средней технической скорости опытного образца НАМИ-33(15…16 км/ч) и не обеспечивает устойчивость автомобиля при больших значениях скорости движения;

- расчетная критическая скорость при торможении при наличии РТС может достигнуть 66,83 км/ч, что превышает максимальную скорость автомобиля. Иными словами, в данном случае автомобиль не теряет устойчивости во всем диапазоне скоростей движения;

- расчетная критическая скорость при торможении при наличии РТС в зависимости от базы автомобиля при различных положениях центра тяжести превышает максимальную конструктивную скорость автомобиля, что обеспечивает устойчивость движения на всех режимах эксплуатации.

Анализ результатов расчетных исследований математической модели по критерию распределения нагрузок по мостам задней тележки показывает, что на перераспределение крутящего момента по мостам задней тележки в большей степени влияет изменение положения центра тяжести автомобиля по длине базы и база автомобиля. При этом изменение высоты расположения центра тяжести и отношения плеча балансирной рессоры к базе автомобиля оказывает минимальное воздействие на перераспределение крутящего момента. На перераспределение вертикальных нагрузок по мостам задней тележки оказывает влияние изменение положения центра тяжести по длине базы, в то время как изменения высоты центра тяжести, базы автомобиля и отношения плеча балансирной рессоры к базе автомобиля практически не изменяют соотношение вертикальных нагрузок.

В третьей главе приведены результаты разработки конструкции ходовой части опытного образца трехосного автомобиля малой размерности НАМИ-3333.

Опытный образец автомобиля НАМИ-3333 является трехосным полноприводным колесным транспортным средством, оборудованным грузовой платформой с тентом. Автомобиль имеет рамную конструкцию, зависимую рессорную подвеску передних колес и балансирную подвеску задней тележки, двухдверную трехместную кабину каркасно-панельного типа. Конструкция НАМИ3333 создавалась по принципу модульного проектирования. При создании опытного образца НАМИ-3333 работы велись в направлении повышения безопасности конструкции и безопасности движения, повышения комфортности обитания водителя и пассажиров, повышения технологичности конструкции – причем последнее направление связано, в первую очередь с использованием модульного принципа конструирования. Из особенностей конструкции опытного образца можно отметить следующее. Вилки карданных валов имеют увеличенную длину для обеспечения возможности работы на больших углах излома при ходах мостов. Промежуточная опора (рисунок 5) карданного вала крепится болтами к трем г-образным кронштейнам, приваренным к балке среднего моста с правой стороны. В корпусе опоры на двух подшипниках 6 вращается вал 7. Внутренние кольца подшипников зажаты на валу между его буртиками и ступицей фланцев 1. В наружные кольца упираются кольца 4. В специально предусмотренных местах в картере установлены сальники 5. Для защиты сальника от грязи служат отражатели 3 на фланцах 1.

Общий вид балансирной подвески автомобиля НАМИ-3333 показан на рисунке 6. Ось балансирной подвески (не показана) крепится к раме 1 с помощью двух кронштейнов 7, в которые запрессовываются концы оси. Эти кронштейны, в свою очередь, болтами соединяются с кронштейнами 8 крепления задней подвески.

Рисунок 5 – Промежуточная Рисунок 6 – Балансирная подвеска среднего и опора карданного вала: 1 – заднего мостов: 1 – рама; 2 - башмак рессоры; 3 – фланец вала опоры, 2 – гайка, 3 – опора рессоры; 4 – кронштейн нижний; 5 – грязеотражатель, 4 – упорное кронштейн верхний; 6 – кронштейн центральный; кольцо, 5 – резиновый сальник, – кронштейн балансира задней подвески; 8 – – подшипник, 7 – вал опоры, 8 – кронштейн крепления задней подвески; 9 – корпус опоры, 9 – кронштейн на реактивная штанга.

балке моста.

На концах балансирной оси на втулках установлены башмаки 2, к опорным площадкам которых крепятся рессоры. Втулки изготовлены из антифрикционного сплава. Башмаки заполнены смазкой. Рессора крепится к башмаку с помощью накладки и двух стремянок. Концы рессор опираются на опоры 3, прикрученные к мостам и имеющие специальный профиль. Каждый мост с помощью трех реактивных штанг шарнирно соединен с рамой. В реактивной штанге запрессованы шаровые пальцы. Две верхние реактивные штанги 9 соединяют верхние реактивные рычаги 5, приваренные к кожухам среднего и заднего мостов, с кронштейном 6 крепления реактивных штанг, соединенным с поперечиной рамы. Четыре нижние реактивные штанги соединяют реактивные рычаги 4 с кронштейнами 7 балансирной подвески.

Такая конструкция подвески обеспечивает равномерное распределение нагрузки между мостами задней тележки и дает им возможность независимо друг от друга перемещаться при повороте башмака балансирной подвески, что важно для реализации сцепного веса автомобиля. При таком соединении мостов с рамой толкающие усилия и реактивный момент передаются от кожухов мостов на раму через реактивные штанги, а рессоры нагружены только весом, приходящимся на заднюю тележку. Оси наклонены на 7° в продольной плоскости автомобиля для уменьшения угла поворота карданных шарниров. Эти особенности балансирной подвески обеспечивают высокую проходимость автомобиля. Технологичность конструкции опытного образца автомобиля НАМИ-3333 обеспечивается, в том числе, составной конструкцией оси балансира, накладными усилителями рамы и широким применением силовых элементов с коробчатым сечением.

В четвертой главе приведены результаты экспериментальных исследований.

При разработке методики испытаний преследовалась цель получения экспериментальных значений показателей поперечной и траекторной устойчивости опытного образца НАМИ-3333 в зависимости от расположения центра тяжести. Для реализации этой цели были проведены экспериментальные исследования поперечной устойчивости опытного образца на опрокидывающем стенде и дорожные испытания на динамометрической дороге Автополигона ФГУП «НАМИ» с различным расположением центра тяжести по длине базы.

Разработанная программа-методика дорожных испытаний по определению траекторной устойчивости предполагала проведение заездов с различными режимами движения: прямолинейное движение с разгоном, торможение на прямой, торможение на повороте, выполнение «переставки» по ГОСТ 52302-2004. Заезды проводились в состояниях автомобиля, соответствующих снаряженной массе и полной массе с различным распределением груза по платформе: груз равномерно распределен по платформе, груз расположен в передней части платформы, груз расположен в задней части платформы. Для этого платформа грузового автомобиля НАМИ-3333 была оборудована специальной обрешеткой, препятствующей смещению груза из заданного положения в процессе движения и выполнения маневров при испытаниях.

Испытания проводились с использованием современного испытательного оборудования и программно-вычислительных комплексов лаборатории управляемости и устойчивости отдела безопасности автомобилей.

Автомобиль НАМИ-3333 испытывался на поперечную статическую устойчивость против опрокидывания на специальном стенде с опрокидывающей платформой (рисунок 7). При положении платформы, соответствующем углу опрокидывания автомобиля, дополнительно измеряли боковые деформации шин каждой из осей. Результаты этого испытания, полученные экспериментально, расчетные нормативные значения угла статической устойчивости и угла крена подрессоренных масс, а также расчетные параметры представлены в таблице 3.

Рисунок 7 – Испытание автомобиля Рисунок 8 – Испытание «переставка» НАМИ-3333 «опрокидывание на стенде» Таблица 3 – Результаты испытания «опрокидывание на стенде» автомобиля НАМИ-33Состояние автомобиля Полная масса Груз Груз в Груз в Параметр Снаряженная распределен передней задней масса равномерно части части по платформе платформы платформы Угол статической 41,7 36,9 36 37,устойчивости, град Нормативный угол статической 37,8 32,9 31,9 33,устойчивости, град Высота центра масс, мм 958 1087 1122 10Угол крена подрессоренных 3,9 5,6 5,5 6,масс в центре масс , град.

Нормативный угол крена в 6,7 7,2 7,3 7,центре масс, град Колея (расчетная), мм 1817,16 1812,15 1814,33 1814,Высота оси крена над опорной поверхностью в поперечном 545 545 545 5сечении hкп, мм Боковое смещение центра масс 27,67 39 39,33 , мм Коэффициент поперечной 0,949 0,834 0,808 0,8устойчивости qs Таким образом, установлено, что НАМИ-3333 соответствует всем требованиям ГОСТ 52302-2004 в отношении поперечной статической устойчивости при испытаниях «опрокидывание на стенде». Следовательно, реализованное конструктивное решение балансирной подвески тележки задних мостов обеспечило оптимальные параметры статической устойчивости автомобиля НАМИ-3333.

При проведении испытательных заездов «переставка» (рисунок 8) и торможение на повороте использовались схемы испытательного маршрута, предписываемые ГОСТ 52302-2004 «переставка 20 м» и «поворот 35 м». На рисунке приведен пример результата экспериментальных исследований. Анализ показал, что реализованная конструкция подвески обеспечивает оптимальные параметры статической и динамической устойчивости.

Рисунок 9 – Боковое ускорение автомобиля при выполнении переставки Таким образом, можно заключить, что, полученные значения бокового ускорения при выполнении испытания «переставка» для автомобиля с расположением груза спереди и сзади по платформе лежат в диапазоне значений, полученных при снаряженной массе и полной массе с расположением груза по центру. Следовательно, расположение груза по платформе, т.е. положение центра тяжести по длине базы мало влияет на величину бокового ускорения и угловой скорости.

В рамках настоящей работы была проведена оценка экономической эффективности трехосного автомобиля НАМИ-3333, показавшая положительные результаты.

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕКОМЕНДАЦИИ На основе проведенных теоретических и экспериментальных исследований были сформулированы следующие основные выводы и рекомендации:

1. В рамках решения задачи поставки в сельское хозяйство специализированной автомобильной техники при непосредственном участии автора создан опытный образец трехосного грузового автомобиля сельскохозяйственного назначения малой размерности с колесной формулой 6х6 и грузоподъемностью 1,5…2 т НАМИ-3333, в конструкции которого решена отмечаемая в ранее выполненных исследованиях проблема влияния параметров трансмиссии на устойчивость движения. На конструкцию раздаточной коробки получен патент.

2. Проблема обеспечения устойчивости движения трехосного автомобиля находится в прямой зависимости, в том числе, от эффективности тормозной системы и конструктивных параметров направляющего аппарата задней тележки. Для повышения устойчивости движения на опытном образце автомобиля НАМИ-33увеличена угловая жесткость подвески передней оси по сравнению с задними осями.

3. Расчетные исследования математической модели устойчивости движения по критерию критической скорости показали, что расчетная критическая скорость при торможении при наличии регулятора тормозных сил может достигнуть 66,83 км/ч, что превышает максимальную конструктивную скорость автомобиля, и он не теряет устойчивости в своем диапазоне скоростей движения.

При настройке регулятора тормозных сил при минимальном и максимальном уровнях загрузки опытного образца НАМИ-3333 рекомендуемые варианты коэффициентов передачи регулятора тормозных сил составляют соответственно КРС 0,30 и КРП 0,65.

4. Расчетные исследования математической модели по критерию распределения нагрузок по мостам задней тележки показывают, что на перераспределение вертикальных нагрузок оказывает влияние изменение положения центра тяжести по длине базы, а на перераспределение крутящего момента – в большей степени влияет изменение положения центра тяжести автомобиля по длине базы и база автомобиля.

Для трехосного автомобиля малой размерности рекомендуется Rz2/Rz3 = 0,при l1 = 1,86 м, а M2/M3 = 0,978 при Lб = 3,03 м и l1 = 1,86 м.

5. Результаты проведенных экспериментальных исследований на спецдорогах Автополигона ФГУП «НАМИ» подтвердили результаты расчетных исследований, с расхождением от 1,5 до 3%. Установлено, что образец автомобиля НАМИ-3333 не теряет устойчивости движения во всех режимах эксплуатации. При этом расположение груза по платформе, т.е. положение центра тяжести по длине базы, мало влияет на величину бокового ускорения и угловой скорости.

6. Использование принципа модульного проектирования при создании опытного образца автомобиля НАМИ-3333 обеспечило технологичность конструкции и возможность быстрого освоения в производство без существенных капиталовложений. Проведенные оценочные расчеты экономической эффективности показали, что при планируемом среднем выпуске 10 тыс. машин в год, себестоимость изделия составит 773953 руб., а экономический эффект только за счет НДС за расчетный период при заявленной серии – 1,532 млрд рублей.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ:

Монография 1. Дзоценидзе, Т.Д. Автомобильный транспорт для малых форм хозяйствования. Конструкция и особенности эксплуатации. Монография [Текст] / Т.Д. Дзоценидзе, М.А. Козловская, Д.А. Загарин, А.В. Журавлев, П.А. Кабанин. – М.:

ЗАО «Металлургиздат», 2011. – 288 с. (18,0/1,3 п.л.).

Публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ 2. Кабанин, П.А. Создание новой автомобильной техники высокой проходимости для эксплуатации в условиях малых форм хозяйствования в свете решения задач стратегии развития отечественного автопрома [Текст]/Т.Д.

Дзоценидзе, Ю.К. Есеновский-Лашков, М.А. Козловская, С.Н. Семикин, А.В.

Журавлев, П.А. Кабанин, А.В. Леонов // Труды НАМИ. Выпуск 246. – 2011. – С. 6-29.

(1,5/0,22 п.л.).

3. Кабанин, П.А. Результаты экспериментальных исследований на устойчивость опытного образца автомобиля НАМИ-3333 [Текст] / П.А. Кабанин, М.А. Козловская, А.Е. Мягков // Международный технико-экономический журнал. – 2011. – №2. – С. 134-139. (0,81/0,27).

4. Кабанин, П.А. Эксплуатационные особенности грузового автомобиля малой размерности с колесной формулой 6х6 [Текст] / П.А. Кабанин // Международный научный журнал. – 2010. – №3. – С. 54-58. (0,58 п.л.).

5. Кабанин, П.А. Создание современной компонентной базы - основы развития транспортной инфраструктуры страны [Текст] / А.А. Эйдинов, Т.Д. Дзоценидзе, Д.А.

Загарин, П.А. Кабанин // Автомобильная промышленность. – 2008. – №11. – С. 3-5.

(0,33/0,08 п.л.).

Патент 6. Кабанин, П.А. Раздаточная коробка трехосной колесной машины [Текст]:

пат. 2403470 на изобретение, Рос. Федерация: МПК F16H 37/08 (2006/01) B60K 17/3(2006.01)/ Е.Б. Александров, Т.Д. Дзоценидзе, П.А. Кабанин, М.А. Козловская, А.Н.

Лушников, А.П. Недялков, С.Н. Семикин; заявитель и патентообладатель ФГУП «НАМИ». – №2009141672/11; заявл. 12.11.2009; опубл. 12.11.09. Бюл. №31 – 5 с.: ил.

Публикации в других изданиях 7. Кабанин, П.А. Определение рациональной конфигурации тормозной системы для трехосного полноприводного автомобиля сельскохозяйственного назначения [Текст] / П.А. Кабанин, А.В. Соколов, С.Н. Батуров // Технология колесных и гусеничных машин – Tehnology of Wheeled and Tracked Machines. – 2012. №2. – С. 4349. (0,81/0,27 п.л.).






© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.