2594

скорость рабочего диапазона движения комбайна 10 км/ч, максимальная транспортная скорость – 20 км/ч [3, 15].

Рис. 3. Тяжелый аэродромный топливозаправщик Titan Avitailleur 8×8 и ГОТ

Рис. 4. Зерноуборочный комбайн «Дон-1500» с ГОТ

Все другие самоходные машины, привод движителей которых обеспечивался полнопоточными ГОТ, построенными с использованием гидромашин различного типа, разработанные в нашей стране во второй половине XX века не получили серийного внедрения. Этому имеется много причин как объективного, так и субъективного характера.

Не смотря на то, что ГОТ ряда транспортных установок создавались под руководством таких ученых-гидравликов, как Т.М. Башта, К.И. Городецкий, Л.Н. Игнатов, Ю.А. Данилов, Ю.Л. Кирилловский, А.В. Кулагин, Б.Б. Некрасов, Д.Н. Попов, В.Н. Прокофьев и др. на достаточно высоком научно-техническом уровне, в них не полностью учитывались особенности полноприводной автомобильной техники.

При практической реализации недостаточное внимание уделялось специфическим вспомогательным системам ГОТ мобильных машин таким как: теплообменники с автоматическим регулированием охлаждения в

90

зависимости от климатических условий и нагрузок; системы компенсации рабочей жидкости при работе ГОТ во всех скоростных и силовых диапазонах; работа в условиях повышенного содержания пыли, грязи, влаги; движение на уклонах и кренах свыше 30º; предпусковая подготовка агрегатов к принятию нагрузки; система быстрогобесступенчатого реверсирования и пр.

На высоком научном уровне были проведены динамические исследования объемных гидроприводов, построены их сложные математические модели с использованием новейших научных методов. Но

вних не достаточно отражались условия работы ГОТ на реальных транспортных машинах, так как эти модели в упрощенном виде описывали процессы, протекающие в самих машинах.

Машины создавались, как правило, по схеме питания всех гидромоторов от общей насосной станции, т.е. с полным гидродифференциальным приводом всех колес. Какая-либо блокировка (межколесная, межосевая, межтележечная), способствующая повышению различных эксплуатационных характеристик машин, практически не предусматривалась.

Ввиду отсутствия специальных мобильных гидромашин и вспомогательных гидросистем, соответствующих поставленным задачам и способных эффективно работать в составе ГОТ, конструктора автомобильной техники, пытались самостоятельно создавать специальные высокофорсированные гидромашины в транспортном исполнении, в том числе по нетрадиционным конструктивно-силовым схемам (регулируемые радиальношаровые, аксиально-плунжерные многоходовые, по схеме Ванкеля и др.). Отсутствие опыта конструирования гидромашин и гидрообъемных трансмиссий в целом, а также неподготовленность автомобильных производств

вто время к изготовлению прецизионных пар и узлов привело к тому, что созданные ГОТ имели низкий кпд, высокую стоимость и малую долговечность, чтопрепятствовало ихвнедрению на серийныхтранспортныхсредствах.

Таким образом, в результате краткого обзора выполненных работ по созданию транспортных машин с полнопоточными ГОТ, можно сделать вывод, что полноценных образцов этих машин, максимально удовлетворявших требованиям эффективного движения в различных дорожных условиях (вплоть до полного бездорожья), с одной стороны, и требованиям грамотно, на хорошем научно-техническом уровне проектирования ГОТ, с другой стороны, создано не было. В результате негативный отечественный опыт создания транспортных машин с ГОТ надолго незаслуженно дискредитировал у нас в стране саму идею применения ГОТ на транспортных средствах. Между тем, зарубежный опыт свидетельствует об обратном.

Технический прогресс в области создания ГОТ за рубежом дал ощутимые положительные результаты.

Наблюдается устойчивая тенденция роста максимального рабочего

91

давления в гидросистемах. При этом, как известно, улучшаются габаритновесовые и эксплуатационные показатели агрегатов, входящих в состав ГОТ. В настоящее время оно достигло уровня 42…45 МПа и не опускается ниже 35 МПа [16]. В ближайшем будущем планируется увеличение максимально рабочего давления для объемных гидромашин до 49 МПа, а к

2015 г. – до 56 МПа.

Значение силового диапазона регулирования насосов, равное отношению верхней и нижней границ рекомендуемых перепадов давления в гидросистеме, составляет 3,5…4,5, а силовой диапазон для современных гидромоторов – 4,85…5,12 с увеличением в перспективе до 7,37 [12].

Скоростной диапазон регулирования ГОТ, определяющийся отношением максимальной частоты вращения вала гидромотора к минимально устойчивой его частоте вращения под нагрузкой, для современных гидромашин составляет 100…120 (минимально устойчивая частота вращения аксиально-поршневого гидромотора обычно составляет

30…50 об/мин) [13, 14, 16].

У современных гидромашин, благодаря повышению жесткости их конструкции, уменьшению гарантированных гидравлических зазоров, применению новых материалов, использованию новых, более совершенных методов расчета подшипников, распределителей, гидростатических опор, плунжерных пар, заметно возросли значения объемного (до 0,97…0,985), механического (до 0,945…0,965) и, соответственно, значения общего кпд гидромашины (до 0,95) [13, 14, 16]. Благодаря этому, использование на автотранспортных средствах полнопоточных ГОТ теперь становится вполне перспективным.

Главным преимуществом полнопоточных ГОТ по сравнению с ГОТ дополнительных ведущих колес, работающих совместно с механическими трансмиссиями, является то, что полнопоточные ГОТ обеспечивают бесступенчато регулируемый привод всех ведущих колес самоходной машины. Следствием этого является то, что полнопоточные регулируемые ГОТ имеют возможность управлять распределением мощности, реализуемой на каждом ведущем колесе. То есть в полнопоточных ГОТ, оснащенных соответствующими системами автоматического адаптивного управления (СААУ), реально существует возможность постановки и решения задачи обеспечения выбора оптимального режима работы каждого ведущего колеса самоходной машины в данных условиях.

Решению этой задачи служит разработанный в 2003 году ОАО «Инновационная фирма «НАМИ-Сервис» совместно с АМО ЗИЛ полноприводный автомобиль-лаборатория «Гидроход-49061» (рис. 5) [11] с колесной формулой 6×6 полной массой 12 тонн с полнопоточной ГОТ. Благодаря наличию у этого автомобиля ГОТ, полностью приспособленной для проверки на практике различных вариантов систем автоматического

92

адаптивного управления, появилась реальная перспектива решения задачи создания полноприводного автомобиля с «интеллектуальной» трансмиссией, обеспечивающей оптимальное распределение мощности на каждое ведущее колесо. В реализации этого совместно с ОАО «Инновационная фирма «НАМИ-Сервис» активно работает МГТУ «МАМИ».

В настоящее время предложена структура СААУ, в которую введены элементы, обеспечивающие в процессе движения автомобиля постоянную корректировку режима работы ГОТ, адаптируя его к текущим условиям. Результаты теоретических и экспериментальных исследований подтверждают возможность реализации таких систем на перспективных транспортных и тяговых колесных машинах повышенной проходимости.

Таким образом, не смотря на негативный опыт прошлого, реальности сегодняшнего дня указывают на то, что активизация ведущих колес многоприводных колесных машин при помощи ГОТ продолжает быть весьма актуальным направлением как научно-исследовательских, так и опытноконструкторских работ, а ожидаемые результаты позволят в значительной степени обеспечить развитие малоосвоенных территорий России.

Рис. 5. Гидрообъемная трансмиссия автомобиля «Гидроход-49061»: 1 – датчик положения педали управления подачей топлива в двигатель; 2 – датчик углового перемещения рулевого колеса; 3 – бортовой компьютер автоматической системы управления; 4 – каналы для управления гидронасосами; 5 – сервопривод управления

подачей топлива	в двигатель; 6 –	каналы для	управления гидромоторами;
7 – каналы для	сбора информации	от датчиков	угловой скорости вращения

гидромоторов; 8 – каналы для сбора информации от датчиков давления гидронасосов;

9	– гидронасос; 10 – датчик частоты вращения редуктора насосной станции;
11	– гидромотор.
	93

Библиографический список

1.Белоусов Б.Н., Попов С.Д. Колесные транспортные средства особо большой грузоподъёмности. - М., 2006.

2.Городецкий К.И. и др. Снижение износа шин передних ведущих колес тракторов при использовании объемной гидропередачи. Труды НАТИ, Выпуск 259, 1978.

3.Городецкий К.И. и др. О влиянии дроссельных регуляторов потока на характеристики гидроходоуменьшителя. Труды НАТИ, 1981.

4.Журнал «Авторевю», 2003, № 18.

5.Журнал «Авторевю», 2006, № 7 (355). – с. 122.

6.Журнал «Грузовик – пресс», 2007, № 4. – с. 44-45.

7.Журнал «Грузовик – пресс», 2008, № 1.

8.Журнал «За рулём», 2007, № 6 (912). – с. 235.

9.Прокофьев В.Н. и др. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод. – М., Машиностроение, 1969, 496 с.

10.Прочко Е.И., Курмаев Р.Х., Анкинович Г.Г. Опыт создания и испытаний автомобиля с гидрообъёмнойтрансмиссией(ГОТ).-М.,ИзвестияМГТУ«МАМИ»,№1(5),2008.–с.100-106.

11.Шухман С.Б., Соловьёв В.И., Прочко Е.И. Теория силового привода колёс автомобиля высокой проходимости. Книга. - М., 2007.

12.CAG — Computer-aided gear changing (проспект фирмы Scania. - Швеция).

13.Produktkatalog Mobilhydraulik. Каталог фирмы Rexroth Bosch Group, - Германия,

90005-01/07.03.

14.Produktkatalog Mobilhydraulik. Каталог фирмы Rexroth Bosch Group, - Германия,

90005-02/07.03.

15.http://ru.wikipedia.org/wiki/Дон-1500

16.http://www.boschrexroth.com/country_units/europe/russia/ru/index.jsp

УДК 629.113

ОЦЕНКА ЭФФЕКТИВНОСТИ МЕТОДА ОГРАНИЧЕНИЯ ИЗБЫТОЧНОГО ДЕЙСТВИЯ ПРИ РАСПРЕДЕЛЕНИИ МОЩНОСТИ МЕЖДУ ВЕДУЩИМИ КОЛЕСАМИ

С.Н. Марченко, И.А. Мурог, канд. техн. наук, проф., А.В. Келлер, канд. техн. наук, доц., А.Н. Торопов, А.В. Платонов

Челябинское высшее военное автомобильное командно-инженерное училище

Сущность метода ограничения избыточного действия заключается в снижении избыточной мощности силовой установки, которая не может быть реализована ведущими колесами АМН по сцепным свойствам, путем уменьшения подачи топлива или приложением тормозного момента к буксующему колесу.

Основной задачей предлагаемого метода является поддержание в процессе движения относительного буксования колес в узких пределах критического буксования кр. В этом случае обеспечиваются оптимальные тяговые характеристики. Для этой цели необходимо в процессе движения регулировать момент, подводимый к ведущим колесам.

94

Ограничение при этом момента двигателя не всегда целесообразно, так

как это обеспечит	требуемый эффект только для буксующего колеса (снизит
его буксование).	Однако это	не будет способствовать реализации

возможностей колеса, имеющего большее сцепление с опорной поверхностью. Наиболее целесообразно использовать свойства симметричного дифференциала, распределяющего момент между колесами поровну.

Одним из важнейших вопросов при разработке новой конструкции системы ограничения буксования является вопрос правильного выбора степени подтормаживания буксующего колеса. Нетрудно убедиться, что большее значение тормозного момента, приложенного к буксующему колесу, обеспечивает повышение тяговых качеств АМН за счет рационального использования сцепного веса ведущего моста. А это, в свою очередь, обеспечивает лучшую динамичность и проходимость АМН в условиях различных сил сцепления ведущих колес с дорожной поверхностью. Однако значительное подтормаживание может оказать отрицательное воздействие на устойчивость, управляемость и топливную экономичность АМН. Кроме того, это вызовет значительный износ фрикционных элементов тормозных механизмов. Следовательно, степень подтормаживания буксующего колеса нужно ограничивать, исходя из условий, при которых указанное отрицательное воздействие минимально или отсутствует. В качестве параметра, характеризующего степень реализации сцепных возможностей АМН и распределение крутящего момента между полуосями при приложении тормозного момента, представляется целесообразным принять, по аналогии с дифференциалами, коэффициент подтормаживания. Под ним следует понимать отношение момента трения (тормозного момента) в системе привода ведущего колеса (СПВК) (Мт)кмоменту, реализуемомуна колесе посцеплению (М ):

kп= Мт /М .	(1)
В зависимости от распределения	крутящего момента в СПВК

kп = 0... ; kп = 0 при отсутствии тормозного момента в СПВК, kп = - при полной блокировке СПВК.

Для эффективной реализации предлагаемого способа необходимо определить характеристику изменения коэффициента подтормаживания в СПВК в зависимости от параметров опорной поверхности и АМН.

Определим указанную характеристику изменения коэффициента подтормаживания из условия обеспечения максимального использования сцепных возможностей ведущих колес АМН при сохранении показателей устойчивости движения АМН.

Очевидно, что влияние степени распределения моментов при прямолинейном движении наиболее существенно проявляется при трогании с места и разгоне или движении АМН на подъем в условиях, когда силы сцепления ведущих колес с поверхностью различны. Указанная неравноценность сцепных качеств наиболее вероятна в случае попадания

95

одного из ведущих колес на участок дороги с пониженным сцеплением или в случае переезда его через неровность. При обычном дифференциале это приводит к пробуксовыванию и раскручиванию одного из ведущих колес под действием избыточного момента.

Первым условием, ограничивающим коэффициент распределения моментов при заданном значении крутящего момента на корпусе дифференциала, является отсутствие буксования колеса на поверхности с худшим сцеплением. Для определения коэффициента распределения моментов по этому условию рассмотрим движение АМН по ровной горизонтальной поверхности в условиях кратковременной не равноценности сцепления ведущих колес, приводящей к пробуксовыванию одного из них. Примем, что в лучшихпосцеплению условияхнаходятся колеса правогоборта.

Исходя из математической модели движения эластичного колеса, имеем:

		a 1						d
Mп	M									Rz1 1rко,
											(2)
		J	rко
	о					rко		dt

где Mо – крутящий момент, подводимый к ведущему мосту; J – момент инерции колеса; - скорость движения АМН; а - ускорение АМН; rko - радиус свободного качения колеса; Rz1 - вертикальная реакция на буксующем колесе; 1 - коэффициент сцепления буксующего колеса с опорной поверхностью.

Предельный коэффициент распределения моментов, соответствующий отсутствию буксования колеса с худшим сцеплением, может быть определен из уравнения (1) с учетом выражения (2):

a(1 )

d

М

J

R

r

(3)

о

r

r

dt

z1 1 ко

kп

ко

ко

,

Rz1rко

1 fo

где fо – коэффициент сопротивления качению.

При выполнении этого условия дальнейшего увеличения коэффициента распределения моментов не требуется, так как это не дает увеличение реализуемой автомобилем суммарной силы тяги.

Вторым ограничением коэффициента распределения моментов

является полное использование сил сцепления не буксующего колеса.										В
этом случае коэффициент распределения моментов должен равняться:
kn	Rz2 2rко Rz1 1rко									(4)
	R	z1	r	(	1	f	о	)	,
			ко

где Rz2- вертикальная реакция на небуксующем колесе; 2 - коэффициент сцепления небуксующего колеса с опорной поверхностью.

96

Очевидно, что последующее увеличение коэффициента распределения моментов в этих условиях также нерационально.

На устойчивость и управляемость АМН распределение крутящих моментов наиболее существенно влияет в случае движения на повороте или при преодолении неровности. При большом значении коэффициента распределения моментов на ведущих колесах возникают значительно отличающиеся друг от друга силы тяги. Разность этих сил на плече, равном половине колеи, создает момент, стремящийся повернуть АМН в плоскости дороги. При большом поворачивающем моменте передние или задние колеса начнут скользить по дороге в направлении, перпендикулярном к движению, и АМН потеряет устойчивость. Действие малых моментов вызовет увод колес, что ухудшит управляемость АМН.

Таким образом, третьим фактором, ограничивающим величину коэффициента распределения моментов, является обеспечение устойчивого движения автомобилем в условиях различного сцепления ведущих колес с опорной поверхностью. Полагая, что коэффициенты сцепления в продольном и поперечном направлениях для небуксующего колеса равны между собой, коэффициент распределения моментов, согласно третьему ограничению,

может быть найден из условия:
( Rz2 маx )2 - Rx22- Rу22= 0,	(5)

где маx - коэффициент сцепления небуксующего колеса с дорогой.

Для описанного режима тангенциальные реакции на ведущих колесах

будут на буксующем колесе:	(6)
Rх1= 1( 1- k )Rz1,

где k – коэффициент, учитывающий влияние буксования колеса на его

сцепление с опорной поверхностью.
На не буксующем колесе:			2	)d		(7)
Rх2= (	1(1- k )+fo)Rz1 [1+ kп]- foRz + J( /rko				/dt.	оси,
В целях упрощения примем,		что боковая	сила на задней

вызванная неравномерностью тяговых сил, воспринимается лишь небуксующим колесом и составляет:

			Rу2= В (Rx2 – Rx1 )/ 2L ,				(8)
где В - колея АМН, L - база АМН.
Подставляя выражения (8), (7) и (6) в уравнение (5) и решая его
относительно коэффициента распределения моментов (1), получим:
kn			1 1 k Rz A1 C 2 D A2D 2 1 1 k Rz A Rz 2 1			.
	1 1 k Rz A1 C			1 1 k fo RzD			(9)
	1 1 k fo RzD
Данное уравнение имеет одно положительное решение.
Входящие в (9) коэффициенты находим из следующих уравнений:
	А = J( /rko)2d / dt; C = В / 2L; D =(1+ C2).						(10)
97

Вертикальные реакции на ведущих колесах могут быть найдены из известных уравнений, описывающих движение АМН в целом.

Так как применение ПБС сопряжено с расходом энергии двигателя на преодоление сил трения в тормозном механизме буксующего колеса, еще одним условием, ограничивающим величину коэффициента подтормаживания, является экономическая целесообразность. То есть, до тех пор, пока потери мощности на буксование Nбукс не превысят потерь мощности на трение Nтр в тормозном механизме, величину подтормаживания увеличивать не следует:

Nбукс Nтр ;

Nбукс Мкр о	,	(11)

Nтр Мт о (1 )

где Мкр – крутящий момент на буксующем колесе;- коэффициент буксования;о - угловая скорость колеса.

Совместно решив уравнения (1) и (11), получим:

kп		Мт				.	(12)
		Мкр		1

На рисунке 1 показаны зависимости тормозного момента в СПВК АМН УАЗ-3151 от изменения коэффициента сцепления ведущих колес с опорной поверхностью в процессе разгона (с постоянным ускорением) и равномерного движения одним из бортов по асфальтобетонному участку.

Рис. 1. Зависимость тормозного момента в СПВК АМН от коэффициента сцепления буксующего колеса и подводимого крутящего момента

98

Анализ данных, приведенных на рисунке 1, показывает, что тормозной момент, прикладываемый к буксующему колесу, ограничивается, с одной стороны, исключением буксования колеса на поверхности с худшим сцеплением, а с другой, – обеспечением устойчивого движения АМН. Это объясняется тем, что при значениях коэффициента подтормаживания, лежащих под этими кривыми, уменьшается развиваемая автомобилем сила тяги. Это существенно, так как величина самой силы тяги в этих условиях невелика. При значениях коэффициента подтормаживания, лежащих над этими кривыми, происходит полное использование запаса боковой реакции задней оси, что может привести к заносу АМН.

Таким образом, с позиций реализации сцепных сил без потери устойчивости прямолинейного движения АМН степень подтормаживания должна определяться из условия обеспечения буксования колеса в пределах, соответствующих максимально возможному в данных условиях сцеплению колеса с опорной поверхностью.

УДК 629.113.075

ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК В МЕХАНИЧЕСКОЙ ТРАНСМИССИИ АВТОМОБИЛЯ С ГИБРИДНЫМИ СИЛОВЫМИ УСТАНОВКАМИ

ПРИ ЗАПУСКЕ ДВС С ХОДУ МЕТОДАМИ МОДЕЛИРОВАНИЯ В СРЕДЕ МATLABSIMULINK

Нгуен Хак Туан, аспирант МГТУ «МАМИ»

В настоящее время существует много программных продуктов предназначенных для моделирования динамики механической системы. В том числе, универсальные программы: Matlab, Msc.Adam, Sympack… также существует большое количество программ, ориентированных на конкретные объекты, например для моделирования динамики автомобильной системы: Carsim, Alaska, Simdriveline… Все объектноориентированные программы автоматизируют процесс формирования уравнений движения конкретной механической системы на основе описания инерционных, геометрических, кинематических параметров, моделей силовых взаимодействий, выбранных или заданных пользователем. Для дальнейшего исследования динамики объекта используются численные методы анализа уравнений движения, например, численное интегрирование. Очевидно, что этот подход не может быть использован для компонентного моделирования cложной динамической системы, так как, во-первых, принципиально не поддерживает

99