НАЦІОНАЛЬНИЙ ТРАНСПОРТНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Пилипенко Володимир Іванович

УДК 625.06/08 (031)

ПОКРАЩАННЯ КЕРОВАНОСТІ ТА СТІЙКОСТІ РУХУ

автомобілів високої прохідності

Спеціальність 05.22.02 _ Автомобілі та трактори

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Київ 2008

Дисертацією є рукопис

Роботу виконано на кафедрі "Автомобілі та трактори" Кременчуцького державного політехнічного університету імені Михайла Остроградського Міністерства освіти і науки України , м. Кременчук

Науковий керівник: доктор технічних наук, професор

Солтус Анатолій Петрович,

Кременчуцький державний політехнічний

університет імені Михайла Остроградського,

завідувач кафедри "Автомобілі та трактори".

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор

Самородов Вадим Борисович,

Національний технічний університет

«Харківський політехнічний інститут»,

завідувач кафедри «Автомобіле-

та тракторобудування».

кандидат технічних наук, доцент

Поляков Віктор Михайлович,

Національний транспортний

університет, доцент кафедри «Автомобілі».

Захист відбудеться "24" червня 2008 р. о 12-00 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 26.059.03 у Національному транспортному університеті за адресою: 01010, Україна, м. Київ, вул. Суворова, 1, ауд. 333.

З дисертацією можна ознайомитися у бібліотеці Національного транспортного університету за адресою: 01103, м. Київ, вул. Кіквідзе, 42.

Автореферат розіслано " 14 " травня 2008 р.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради О.К. Грищук

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Необхідність створення національного автомобіля високої прохідності пояснюється умовами, що склалися перш за все у державних структурах: Збройних силах, Прикордонних військах, правоохоронних органах, спецпідрозділах, оперативно-рятувальних службах, банківських та інкасаторних системах, охоронних підрозділах щодо забезпечення спеціальною автомобільною технікою високої прохідності. Існуючий парк автомобілів ГАЗ, ЗІЛ, УАЗ, який був успадкований від Радянського Союзу, морально та фізично застарів, а за 16 років незалежності України не було організовано виробництво та складання сучасних автомобілів такого класу.

Крім того, наявність ураганів, затоплень, обвалів, землетрусів, снігових заметів, снігопадів ставить перед автомобілебудуванням завдання _ створити автомобілі, які б у цих екстремальних умовах і кліматичних катаклізмах могли б працювати для порятунку людей та цінних вантажів. Разом з цим до теперішнього часу не існує автомобілів, пристосованих до таких умов експлуатації, відсутня методика визначення раціональних конструктивних параметрів такого класу автомобілів.

Із вищенаведеного випливає, що створення автомобіля такого класу для задоволення потреб перелічених структур є актуальною проблемою.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Робота відповідає напряму наукових досліджень, що проводяться на кафедрі, спрямована на виконання проекту "Створення широкого номенклатурного ряду автомобілів високої прохідності сімейства "ВЕПР" згідно з розпорядженням Кабінету Міністрів України № 760-р від 19 вересня 2007 р. "Про схвалення інноваційної програми наукового парку "Київська політехніка" на 2007_2011 роки". Дослідження, висвітлені у дисертаційній роботі, виконувались безпосередньо на кафедрі "Автомобілі та трактори" КДПУ імені Михайла Остроградського.

Мета і задачі досліджень. Метою роботи є підвищення прохідності, довговічності шин, стійкості проти коливань керованих коліс, легкості керування автомобілів високої прохідності з незалежною підвіскою за рахунок визначення раціональних конструктивних параметрів підвіски та колісного керуючого модуля.

Для досягнення поставленої мети у роботі розв‘язуються наступні задачі:

1. Провести дослідження робочого процесу незалежної підвіски та колісного керуючого модуля, за результатами яких розробити методику визначення впливу конструктивних параметрів та характеристик незалежної підвіски та колісного керуючого модуля на показники прохідності, довговічності шин, стійкості керованих коліс проти коливань, легкості керування автомобілів високої прохідності.

2. Виконати комп'ютерне моделювання кінематики незалежної підвіски та колісного керуючого модуля автомобілів високої прохідності та проаналізувати вплив конструктивних факторів і характеристик на параметри прохідності, довговічності шин, стійкості проти коливань керованих коліс, легкість керування та визначити їх раціональні конструктивні параметри.

3. Створити експериментальну установку та провести експериментальні дослідження автомобіля високої прохідності ВЕПР-К "Командир" і визначити адекватність розробленої математичної моделі робочого процесу незалежної підвіски та колісного керуючого модуля.

4. Розробити рекомендації щодо практичного використання результатів досліджень з метою покращення експлуатаційних властивостей автомобілів високої прохідності.

Об'єкт дослідження – показники прохідності, довговічності шин, стійкості проти коливань керованих коліс, легкості керування автомобілів високої прохідності з незалежною підвіскою.

Предмет дослідження – вплив характеристик та конструктивних факторів незалежної підвіски, колісного керуючого модуля на показники прохідності, довговічності шин, стійкості проти коливань керованих коліс, легкості керування автомобілів високої прохідності.

Методи дослідження. Теоретичні дослідження базуються на основі положень класичної механіки, теорії автомобіля, методах фізичного, математичного і комп'ютерного моделювання. Експериментальні дослідження проводились на автомобілі ВЕПР-К "Командир" з використанням сучасних приладів, устаткування і методик для виміру і реєстрації досліджених показників та параметрів для оцінювання достовірності розроблених методик розрахунку раціональних параметрів колісного керуючого модуля та незалежної підвіски. Достовірність підтверджена достатнім збігом аналітичних та експериментальних даних, апробацією основних результатів досліджень на науково-технічних конференціях і в публікаціях автора в наукових виданнях. Первинна документація відповідає даним дисертаційної роботи.

Наукова новизна роботи полягає:

_ у розробленні основ модульного конструювання, яке призвело до створення нового сімейства автомобілів високої прохідності «ВЕПР», які за комфортабельністю, плавністю руху і швидкістю відповідають легковим автомобілям, а за вантажопідйомністю _ вантажним;

_ в удосконаленні математичної моделі функціонування незалежної підвіски та колісного керуючого модуля та у розроблених методах розрахунку їх раціональних конструктивних параметрів, які забезпечують високі показники прохідності, довговічності шин, стійкості керованих коліс проти коливань, легкість керування автомобілів високої прохідності;

_ в одержанні аналітичної залежності для визначення граничного за зчепленням моменту опору повороту шини керованого ведучого колеса з блокованим приводом, якщо центр його повороту знаходиться за межами контактного відбитка.

Практичне значення отриманих результатів роботи становлять:

– методики та алгоритми розрахунку кінематичних параметрів незалежної підвіски та колісного керуючого модуля автомобілів, що дозволяють на стадії проектування прогнозувати вплив конструктивних факторів та характеристик на показники прохідності, довговічності шин, стійкості керованих коліс проти коливань, легкості керування автомобілів високої прохідності, зменшити час і витрати на створення нових і модернізацію існуючих автомобілів високої прохідності;

– методика визначення конструктивних параметрів шворневих вузлів автомобілів, які забезпечують стійкість керованих коліс проти коливань та довговічність шин;

– створене, спираючись на результати проведених досліджень, сімейство автомобілів високої прохідності «ВЕПР», які за своїми експлуатаційними властивостями знаходяться на рівні кращих зарубіжних аналогів, а за прохідністю випереджають їх;

_ конструктивні рішення, що забезпечили автомобілям цього сімейства високі показники профільної та опорної прохідності.

Упровадження результатів досліджень.

Результати проведених досліджень упроваджено на ВАТ "Кременчуцьке АТП-15356" при створенні автомобілів високої прохідності сімейства «ВЕПР» з уніфікованим шасі, на яке можна встановлювати кузов легкового автомобіля (ВЕПР-К "Командир"), броньований кузов (ВЕПР-С "Спеціальний"), кабіну та платформу (ВЕПР-М "Мисливець").

Автомобілі з броньованим кузовом використовуються Донецьким заводом "Топаз" для розміщення найсучаснішого комплексу радіоелектронного захисту "Мандат Б1Е", який демонструвався на всесвітній виставці військової техніки в Абу-Дабі 2005 р. Автомобіль з кузовом легкового автомобіля виставлявся на виставці "Зброя та захист" у м. Київ у вересні 2005 року. За оригінальні винаходи та технічні рішення, за прогресивний дизайн він був нагороджений грамотою Національної академії наук України.

Особистий внесок здобувача. Усі основні результати роботи, що виноситься на захист, отримані автором самостійно та опубліковані у 9 наукових працях у провідних спеціалізованих виданнях, затверджених переліком ВАК України. В опублікованих роботах зі співавторами здобувачеві належать: [1] _ проведення теоретичних та експериментальних досліджень впливу пружних характеристик підвіски на плавність руху автомобіля; [2] _ проведення теоретичних досліджень впливу кута розвалу та бічного зміщення на момент опору руху автомобіля; [4] _ розробка методики та алгоритму розрахунку параметрів незалежної підвіски, проведення досліджень впливу конструктивних параметрів підвіски на довговічність шин; [5] _ розроблення принципів модульного конструювання щодо вибору шин, типу підвіски, схеми трансмісії, що забезпечують високі показники прохідності; [6] _ розроблення методики та алгоритму розрахунку параметрів кермового привода автомобілів з незалежною підвіскою, проведення дослідження впливу конструктивних параметрів привода на кінематику керованих коліс; [8] – розроблення методики визначення оптимальних нахилів шворнів керованих коліс; [9] – проведення досліджень та одержання залежності для визначення граничного за зчепленням моменту опору повороту шини.

Апробація результатів дисертації. Основні результати дисертаційної роботи доповідались та обговорювались на НТР ВАТ "Кременчуцьке АТП-15356" у 2003, 2004, 2005, 2006, 2007 рр.; на Міжнародній науково-технічній конференції "Сучасні тенденції розвитку машинобудування та транспорту" (м. Кременчук, 2007 р.); на засіданнях кафедр "Автомобілі та трактори" КДПУ 2008 року, "Автомобіле - і тракторобудування" НТУ "ХПІ" 2008 року, "Автомобілі" НТУ 2008 року.

Створені автомобілі демонструвались:

вересень 2005 року – демонстрація автомобілів на Міжнародній виставці "Зброя та безпека 2005". Автомобіль ВЕПР-К «Командир» нагороджено грамотою Української академії наук "За найсучасніші винаходи та технічні рішення"; 2005 р. – відеопоказ автомобіля ВЕПР-С "Спеціальний" у складі комплексу "Мандат Б1Е" на виставці військової техніки в Абу-Дабі; січень 2006 року – представлення автомобілів ВЕПР-К та ВЕПР-С на нараді в Департаменті озброєння України; 2006 рік – представлення автомобіля ВЕПР-К "Командир" урядовій делегації Саудівської Аравії (отримано офіціальне запрошення на організацію складання автомобіля ВЕПР-К у Саудівській Аравії); 2006 рік – представлення автомобілів ВЕПР-К "Командир" та ВЕПР-С "Спеціальний" депутатам Верховної Ради; 2006 рік – представлення автомобіля ВЕПР-К на виставці "SIA-2006", м. Київ (отримано диплом виставки); травень 2006 року – виставка "SIA- 2006". Автомобіль нагороджений дипломом; 2006 рік – представлення автомобілів ВЕПР-К та ВЕПР-С на Міжнародній виставці "Зброя та безпека 2006", м. Київ (отримано диплом виставки); 2006 рік – представлення автомобілів ВЕПР-К та ВЕПР-С Президентові України та членам секретаріату в Національному технічному університеті України "Київський політехнічний інститут".

Публікації. Основні результати роботи опубліковано у 9 статтях у фахових виданнях, отримано патент України на автомобіль ВЕПР-К "Командир".

Обсяг і структура роботи. Дисертація включає вступ, чотири розділи, з яких основного тексту 162 сторінки, ілюстрованого 88 рисунками і 13 таблицями, 10 додатків на 14 сторінках. У списку основної використаної літератури наведено 83 найменування.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі представлено сутність дисертаційної роботи, обґрунтовано актуальність її теми, наведено наукову новизну, практичне значення одержаних результатів.

У першому розділі наведено аналіз технічних характеристик автомобілів високої прохідності, які розділено на три групи: автомобілі з кузовом легкового автомобіля, з броньованим кузовом та з кабіною і кузовом. Для першої групи як аналоги були вибрані американські автомобілі HMM-1113 «Хаммер» і Hammer H2, російські автомобілі УАЗ-469Б, УАЗ-31512, УАЗ-3163 «Патріот», ГАЗ-2975 «Тигр». Для другої групи як аналоги були вибрані бронеавтомобілі виробників спеціальної техніки: Мерседес-Бенц, Даймлер-Бенц, GIGAR Дівіжн Індастріз. Як автомобілі-аналоги з кабіною та кузовом були вибрані ГАЗ-66, ГАЗ-3308 «Садко», ЗІЛ- 432720, Unimog U-1400 (Німеччина).

На основі аналізу технічних характеристик вищезгаданих автомобілів та аналізу літературних джерел розроблено вимоги, які повинен задовольняти автомобіль, пристосований до роботи в екстремальних умовах, та прийнято незалежну двоважільну підвіску з пружним торсіоном. Визначена доцільність застосування модульного конструювання при проектуванні автомобілів високої прохідності. За результатами проведеної роботи у першому розділі сформульовано мету і задачі досліджень.

У другому розділі розроблено основні засади модульного конструювання, що стали підґрунтям при створенні автомобілів високої прохідності, методику розрахунку раціональних конструктивних параметрів незалежної підвіски та колісного керуючого модуля щодо забезпечення довговічності шин, стійкості керованих коліс проти коливань, легкості керування.

В основу створення нового сімейства автомобілів високої прохідності покладено прогресивний метод модульного конструювання, який базується на науково виваженому системному підході при конструюванні як автомобіля в цілому, так і його систем та агрегатів. Метод передбачає створення уніфікованого шасі, на яке залежно від вимог замовника можна встановлювати кузов як легкового автомобіля, так і кузов вантажного. У цьому випадку необхідно, щоб автомобіль поряд з високою прохідністю задовольняв вимоги, які висуваються як до легкового автомобіля (комфортабельність, плавність руху, швидкість), так і вантажного (вантажопідйомність).

Системний підхід передбачає розділення автомобіля на окремі системи (модулі), цілісність яких буде формуватися внутрішніми та зовнішніми зв'язками.

Внутрішні зв'язки _ це вимоги, що висуваються до системи, а зовнішні зв'язки полягають у конструктивному об'єднанні елементів, що входять до системи.

Щодо внутрішніх зв'язків, то вони є визначальними, а конструювання такої системи в подальшому було зорієнтоване на виконання цих вимог. Тому досконалість системи (модуля) оцінювалась за якістю тих вимог, які система може виконати.

Виходячи з вимог уніфікованого шасі та прохідності, шини автомобілів вибирались, ураховуючи три чинники: допустиме навантаження на шину, регульований тиск повітря, великий діаметр.

Підвіска коліс прийнята незалежною, що забезпечує не тільки плавність руху автомобіля, але й покращує прохідність за умови наступного:

_ збільшення дорожнього просвіту за рахунок рознесеної головної передачі, центральний редуктор якої повинен мати невелике передаточне число та бути скомпонованим між лонжеронами рами;

_ застосування як пружного елемента торсіона, якому сприяло наступне: жорсткість пружного елемента за наявності торсіона можна змінювати за рахунок величини його діаметра при уніфікованих шліцьових з'єднаннях; торсіон добре компонується у складі підвіски, що є важливим фактором для забезпечення прохідності; дозволяє підтримувати стабільною відстань від опорної поверхні незалежно від навантаження за рахунок регулювання кута закручування торсіона.

Розрахунок раціональних параметрів напрямного апарата незалежної підвіски проводився за величинами зміщення у бічному напрямку геометричного центра контактного відбитка шини та зміною поточного кута його розвалу при кінематиці підвіски.

На рис. 1 наведено розрахункову схему незалежної підвіски для дослідження кінематики некерованого колеса.

Рис. 1. Розрахункова схема для дослідження кінематики некерованого колеса

Незалежним параметром було прийнято кут повороту нижнього важеля підвіски CD. Параметри підвіски задавались координатами її шарнірів А(хА, уА), В(хВ, уВ), С(хС, уС), D(хD, yD) та точки Е(хЕ,уЕ) контакту колеса з опорною поверхнею у системі координат, центр якої знаходиться у шарнірі С.

Зміну поточного кута розвалу колеса визначимо за виразом:

де _ кути нахилу важеля BD відносно осі У.

Бічне зміщення точки контакту колеса визначимо так:

X=ХЕ1-ХЕ,

де ХЕ1,ХЕ _ координати точки Е відносно осі Х.

За результатами проведених досліджень розроблено методику та алгоритм розрахунку двоважільної підвіски.

Установлено, що довговічність шин керованих коліс під час прямолінійного руху буде визначатися кінематикою напрямного апарата підвіски та установчими параметрами керованих коліс (кути розвалу та сходження). При цьому кут розвалу в нейтральному положенні повинен бути додатним у межах, що не перевищують 10, а величину сходження визначимо за формулою:

(1)

де В-А _ сходження керованих коліс, м;

dб _ відстань між точками замірів сходження керованих коліс по гальмівному барабану, м; а – велика вісь відбитка шини, м; rк – радіус колеса, м;

_ кут розвалу керованого колеса з урахуванням знака у нейтральному положенні.

Під час руху по криволінійній траєкторії на довговічність шин керованих коліс будуть впливати нахили шворнів. Проведені аналітичні дослідження дозволили одержати залежності для визначення нахилів шворнів керованих коліс, які забезпечують довговічність шин:

де , _ поперечний та поздовжній нахили шворнів, що забезпечують довговічність шин; rк _ радіус колеса; L – база автомобіля.

Для забезпечення довговічності шин керованих коліс під час руху по криволінійній траєкторії кути їх повороту повинні задовольняти відому залежність:

ctgз –сtgв= (3)

де ,_ кути повороту, відповідно, зовнішнього та внутрішнього керованих коліс; В – колія керованих коліс.

Зауважимо, що ця залежність одержана за умови, коли деформація кермового привода та зазори у кулькових з’єднаннях не враховуються. Для врахування цього колію В, що входить до виразу (3), зменшують. При цьому мінімальне значення, як свідчить аналіз літературних джерел, не перевищує відстань між осями шворнів керованих коліс.

Розрахункову схему для дослідження кінематики керованих коліс автомобіля з незалежною підвіскою наведено на рис. 2.

Рис. 2. Схема кермового привода автомобіля з незалежною підвіскою

Незалежним параметром було визначено кут повороту цапфи лівого керованого колеса, який представляє кут повороту проекції важеля АО у площині, перпендикулярній до осі шворня. Задача зводилась до визначення функціональної залежності між кутами повороту цапф лівого та правого керованих коліс.

Конструктивні параметри кермового приводу задавались при нейтральному положенні керованих коліс координатами його шарнірів та кутами нахилів шворнів у системі координат OXYZ. Центр системи, точка О, збігається з центром шворня лівого керованого колеса. З урахуванням залежностей аналітичної геометрії було проведено дослідження кінематики керованих коліс, за результатами яких було розроблено методику та алгоритм розрахунку їх кінематики.

Проведено дослідження функціональних вимог до колісного керуючого модуля з незалежною підвіскою, структурну схему якого наведено на рис. 3.

Рис. 3. Структурна схема колісного керуючого модуля

Ураховуючи, що параметри гідропідсилювача будуть суттєво залежати від граничного за зчепленням моменту опору повороту шини, було проведено дослідження цього моменту, ураховуючи, що для автомобілів з незалежною підвіскою точка зустрічі осі шворня з опорною поверхнею знаходиться за його межами.

Під час повороту керованого колеса на місці й за відсутності його обертання відносно осі цапфи момент опору його повороту Мк визначимо за виразом:

Мк=М+Мст+Мтр+Мj , (4)

де М_ момент опору повороту шини на місці;

Мст _ ваговий стабілізуючий момент;

Мтр _ момент тертя в підшипниках шворневого вузла;

Мj _ інерційний момент.

Аналіз складових у рівнянні (4) свідчив, що момент Мскладає 70 _ 85% моменту опору повороту Мк; Мст+Мтр _ у сумі 15-30% Мк, а момент Мj0.

Момент повороту шини є функцією кута поворота колеса і його величина визначалась за наступними формулами:

_ при кутах повороту за виразом:

, (5)

де _ кутова жорсткість шини відносно вертикальної осі, Н.м/град; Величину кутової жорсткості шини визначають експериментально або за емпіричною залежністю:

,

де Gк _ навантаження на колесо, Н. Менше значення жорсткості відповідає тороїдним шинам, а більше _ широкопрофільним;

_ найбільший кут повороту колеса на місці, при якому зберігається умовна лінійна залежність функції =f(). Для сухого асфальтобетону значення кута ; _ кут повороту колеса відносно осі шворня.

_ при кутах повороту визначимо так:

, (6)

де _ граничний за зчепленням момент опору повороту шини, який виникає при повному ковзанні елементів шини, що контактують з опорною поверхнею;

_ найменший кут повороту колеса на місці, при якому момент опору повороту шини досягає граничного значення .

Для сухого асфальтобетону цей кут дорівнює 130.

_ при кутах повороту колеса момент опору повороту шини досягає граничного значення .

На рис. 4 наведено схему для визначення положення центра повороту відбитка шини, коли точка зустрічі осі шворня з опорною поверхнею знаходиться за його межами, а привод блокований.

Рис. 4. Схема для визначення центра повороту відбитка шини

Центром повороту шини буде точка зустрічі осі шворня з опорною поверхнею. Його положення будемо визначати плечима стабілізації у та обкатки lо:

,

,

де _ довжина цапфи, м;

_ кути нахилу шворня, відповідно, поперечний і поздовжній.

Розрахункову схему для визначення граничного за зчепленням моменту опору повороту шини керованого ведучого колеса з блокованим приводом наведено на рис. 5.

Рис. 5. Схема для визначення граничного за зчепленням моменту опору повороту шини

Згідно з розрахунковою схемою для елементарного відбитка шини з розмірами dx і dy момент опору повороту визначимо за виразом:

, (7)

де р _ тиск на опорну поверхню; _ коефіцієнт зчеплення; х, у –координати центра елементарного відбитка шини.

Для всього відбитку шини, який представлено чотирма прямокутниками, кожний із яких повертається відносно загальної для всіх вершини, точки О, та має наступні розміри: перший – а1=а/2 – у, b1 =l0 –b/2; другий – а2=а/2 – у, b2=l0+b/2; третій – а3=а/2+у, b3=l0+b/2; четвертий – а4=а/2 + у, b4=l0-b/2, одержана залежність для визначення граничного за зчепленням моменту опору повороту шини:

++ , (8)

де a, b _ велика та мала осі відбитка шини, приведені до рівновеликих прямокутників.

Ваговий стабілізуючий момент від комбінованого нахилу шворня визначимо за відомою залежністю:

, (9)

де Rz _ рівнодіюча нормальних реакцій опорної поверхні, що діють на кероване колесо, Н:

_ кут повороту керованого колеса від нейтрального положення;

_ поточний кут розвалу керованого колеса, який визначимо за виразом: . (10)

Зазначимо, що у формулах (9) і (10) знак «+» треба брати при повороті лівого колеса вліво від нейтрального положення, а правого _ вправо. У протилежному випадку брати знак «-».

Проведені дослідження стійкості керованих коліс проти коливань, викликаних дисбалансом. Установлено, що керовані колеса будуть стійкі проти коливань, якщо момент тертя у шворневих підшипниках буде більшим за граничний проти коливань, який визначимо за виразом:

, (11)

де _ граничний проти коливань момент тертя у шворневому вузлі, Н.м;

_ допустимий дисбаланс керованого колеса, кг.м;

відстань від осі шворня до приведеної маси дисбалансу , м;

Спр _ приведена жорсткість керованого колеса, Н.м/рад;

Ікш _ момент інерції керованого колеса відносно осі шворня , кг.м2.

Щодо приведеної жорсткості, то вона визначається за формулою:

, (12)

де Сш _ коефіцієнт стабілізуючого моменту шини, який визначимо так:

, (13)

де кш _ коефіцієнт пропорційності стабілізуючого моменту шини, який враховує вплив поздовжніх сил на величину стабілізуючого моменту шини. Його величина знаходиться у межах кш =1,05...1,32 і залежить від конструкції та типу шини;

_ амплітуда коливань, яку беремо у межах до 1,50;

Ср _ жорсткість кермового керування, Н.м/рад, яка визначається експериментально.

Якщо момент тертя у шворневому вузлі виявиться меншим за граничний за стійкістю проти коливань, розрахований за формулою (11), то наступають коливання керованих коліс.

У третьому розділі наведено вихідні дані, що характеризують кероване еластичне колесо та кермове керування, проведено перевірку адекватності розробленої методики визначення раціональних параметрів незалежної підвіски та колісного керуючого модуля, граничного за зчепленням моменту опору повороту шини.

Для проведення досліджень було створено експериментальну установку, у комплект якої включались: автомобіль ВЕПР-К «Командир», обладнаний тензометричною апаратурою; стенд для визначення моменту інерції керованого колеса відносно осі шворня; самоцентруючі підшипники для визначення моменту тертя у шворневому вузлі, вагового стабілізуючого моменту та жорсткості кермового керування. Під час проведення досліджень змінювалась за допомогою спеціальних шпильок довжина цапфи.

На рис. 6 наведено експериментальні залежності моменту опору повороту лівого керованого колеса, установленого на самоцентруючий підшипник.

При цьому верхні криві відображають поворот лівого колеса з крайнього лівого положення до правого, а нижні – від крайнього правого до лівого.

.

а) б)

Рис.6. Залежність моменту опору повороту лівого керованого колеса на самоцентруючому підшипнику від кута його повороту: а) Gк=9925Н, lц=0,215 м; б) Gк=9925Н, lц=0,32 м

Таке положення з кривих пояснюється впливом кута поздовжнього нахилу шворня ш =5030’. Різниця між значеннями цих моментів буде визначати подвійне значення моментів тертя у підшипниках шворневого вузла та самоцентруючому. Визначено, що при довжині цапфи lц=0,215 м момент тертя у шворневому вузлі складає 83,27 Н.м, а при lц=0,32 м – 123,34 Н.м. Ця різниця пояснюється збільшенням величини реакцій, що діють на підшипники при збільшенні довжини цапфи.

На рис. 7 наведено розраховану за формулою (9) та експериментальну залежності вагового стабілізуючого моменту, що діє на ліве кероване колесо, від кута його повороту при ш=70, ш=5030’, ш=+0020’, Gк=9925 Н.

Рис. 7. Залежність Мст=f():

1 _ розрахована за формулою (9), 2 _ експериментальна

Збільшення експериментальних значень вагового стабілізуючого моменту від розрахованого за формулою (9) при повороті вліво від нейтрального положення і зменшення при повороті вправо пояснюється впливом стабілізатора поперечної стійкості.

Результати реалізації алгоритму розрахунку двоважільної підвіски з координатами А(70,5; 285), В(342,14: 242,14), С(0; 0), D(388; -34), Е(578; -584) наведено на рис. 8.

Рис. 8. Характеристики незалежної підвіски

Для ілюстрації впливу координати УА на кут розвалу та бічне зміщення обода на рис.9 наведено їх значення при координатах точки А – ХА=70,5; УА=265; 270; 275; 285; 290.

Рис. 9. Характеристики підвіски з координатами точки А _ Х=70,5 мм, У= 265…290 мм

Із аналізу рис. 9 видно, що мінімального значення зміщення досягає при координатах точки А (70,5; 275). Відхилення значення координати УА як в один, так і в інший бік від цього положення викличе збільшення зміщення обода відносно відбитка шини. При цьому кут розвалу колеса не перевищує 10.

На рис. 10 наведено розраховані за алгоритмом та експериментальні дані кута розвалу лівого керованого колеса залежно від кута нахилу нижнього важеля підвіски відносно горизонтальної поверхні.

Рис. 10. Залежність кута розвалу лівого колеса від кута нахилу важеля:

1 _ розрахована за методикою; 2_ експериментальна

Із аналізу рис. 10 видно, що експериментальна та розрахункова криві паралельні між собою. При цьому теоретична крива розрахована за умови, що при відхиленні нижнього важеля від горизонталі вниз на 50 кут розвалу керованого колеса складає 00. Проведені додаткові експериментальні дослідження показали, що для лівого керованого колеса кут розвалу досягає нульового значення при куті нахилу важеля підвіски до горизонтальної поверхні на кут 60 30'. Тому експериментальна крива розміщена нижче відносно розрахункової. Так, при куті 160 36' нахилу нижнього важеля до горизонталі кут розвалу склав 10 57' . Розраховане за методикою значення кута розвалу складає 20 24' . Паралельність експериментальної та теоретичної кривих зміни кута розвалу залежно від кута нахилу нижнього важеля підтверджує достовірність розробленої методики.

На рис. 11 наведено залежності моменту опору шини на місці від кута повороту колеса на бетоні.

а) б)

Рис. 11. Залежність момента опору повороту шини лівого керованого колеса на місці на бетоні вліво від кута повороту: а) lц =0,215 м, б) lц =0,32 м, 1 _ експериментальна; 2 _ розрахована за формулами (6, 8) при

Із аналізу рис. 11 випливає, що при кутах повороту керованого колеса більших за 100 експериментальні дані більші, ніж розраховані за виразами (6, 8), що підтверджує наявність впливу стабілізатора поперечної стійкості. При цьому збільшення довжини цапфи з 0,215 м до 0,32 м призвело до збільшення цієї різниці. Збіг експериментальних та розрахункових даних підтверджує достовірність аналітичних залежностей для визначення моменту опору повороту керованого колеса на місці при блокованому приводі.

На рис.12 наведено залежності між кутами повороту правого та лівого керованих коліс на бетоні, на самоцентруючих підшипниках та розраховані за розробленою методикою.

Із аналізу рис. 12 випливає, що різниця між кутами повороту керованих коліс на бетоні та самоцентруючих підшипниках при максимальних кутах повороту вліво та вправо не перевищує 0,50. Так, при повороті лівого колеса вліво на кут 200 розрахований за розробленою методикою кут повороту правого колеса складає 17,10. Експериментально визначений кут повороту складає

16,750. При повороті вправо за цих умов кут правого колеса складає 25,80, а експериментально визначений кут повороту сягає 24,90. Більші значення кутів повороту правого колеса пояснюється вибором зазорів у кулькових пальцях кермового привода та його пружною деформацією.

Розбіжність експериментальних та розрахункових даних, наведених на рис. 10, 11, 12, не перевищує (7…9)%, що підтверджує достовірність розроблених методик щодо визначення раціональних параметрів незалежної підвіски та колісного керуючого модуля.

Рис. 12. Графіки залежностей кутів повороту правого керованого колеса від лівого: 1 _ поворот на бетоні; 2 _ поворот на самоцентруючих підшипниках; 3 _ розраховані за розробленою методикою

Показники прохідності автомобіля визначались за результатами проведених випробовувань його в екстремальних умовах (подолання броду завглибшки 1,4 м, підіймання на вертикальну стінку заввишки 0,67 м, рух через залізобетонні палю завтовшки 0,4 м та блок заввишки 0,5 м, одиночні перешкоди, по глибокій колії). Аналіз результатів випробувань показав, що принцип модульного конструювання, який був методологічною основою створення сімейства автомобілів «ВЕПР», забезпечив цим автомобілям високі показники прохідності, кращі серед існуючих автомобілів цього класу.

У четвертому розділі наведено типаж автомобілів сімейства «ВЕПР», їх технічні характеристики, результати дослідження тягово-швидкісних властивостей, проведено аналіз конструктивних особливостей автомобілів сімейства «ВЕПР», що забезпечили їм високу прохідність, а саме: по ходовій частині (шини великого діаметра, незалежна підвіска коліс з пристроєм для регулювання та стабілізації положення кузова, широка колія 2150 мм, коротка база 2880 мм, малі радіуси поздовжньої та поперечної прохідності), по трансмісії ( головні передачі рознесеного типу з великим передаточним числом колісного редуктора та малим центрального, кулачкові диференціали підвищеного тертя, блокований привод переднього моста).

У додатку наведено відомості про впровадження результатів досліджень.

ВИСНОВКИ

1. У дисертаційній роботі розв'язано науково-технічну задачу підвищення прохідності, стійкості проти коливань керованих коліс, довговічності шин, легкості керування автомобілів високої прохідності за рахунок визначення раціональних конструктивних параметрів незалежної підвіски та колісного керуючого модуля.

2. Розроблено математичні моделі функціонування незалежної підвіски та колісного керуючого модуля автомобілів високої прохідності, які дозволили за їх конструктивними параметрами та пружними характеристиками шин, кермового керування, підвіски проаналізувати на стадії проектування показники прохідності, довговічності шин, стійкості керованих коліс проти коливань, легкості керування та скоротити час на створення автомобілів високої прохідності, і можуть бути використані для модернізації існуючих автомобілів.

3. Визначено, що довговічність шин керованих коліс під час руху по прямолінійній траєкторії буде формуватися їх уcтановчими параметрами (кути розвалу та сходження) та кінематикою незалежної підвіски, а по криволінійній траєкторії _ поздовжнім та поперечним нахилами шворнів, кінематикою кермового привода та незалежної підвіски. При цьому теоретичний кут поперечного нахилу шворня повинен бути нульовим, а поздовжній _ функцією радіуса колеса та бази автомобіля. Щодо нахилів шворнів, то на кінематику повороту керованих коліс відносно осей шворнів їх вплив несуттєвий. Так, зміна нахилів шворнів _ поперечного від нуля до 70 та поздовжнього від нуля до 40 _ збільшує кут довороту зовнішнього колеса тільки на 2,4%.

4. Установлено, що конструктивні параметри незалежної підвіски необхідно визначати за умови забезпечення мінімальних значень поточного кута розвалу та бічного зміщення обода відносно відбитка шини, а розроблені методика та алгоритм дозволяють визначити вплив конструктивних параметрів підвіски на значення поточного кута розвалу та бічного зміщення обода. Суттєво впливає на значення цих параметрів вертикальна координата верхнього важеля. Так, її зміщення у межах від 265 мм до 290 мм змінює поточний кут розвалу у межах 30 , а бічне зміщення обода _ до 24 мм.

5. Підтверджено, що стійкість керованих коліс проти коливань буде забезпечена за умови, якщо момент тертя у підшипниках шворневого вузла буде більшим за граничний. Останній залежить від пружних характеристик шин та кермового керування, поздовжнього нахилу шворня, довжини цапфи, приведеної маси дисбалансу та моменту інерції керованого колеса відносно осі шворня. При цьому збільшення кута поздовжнього нахилу шворня від 00 до 80 підвищує значення граничного проти коливань момента тертя у шворневому вузлі у межах до 25 %.

6. Одержано залежність для визначення граничного за зчепленням моменту опору повороту шини керованого ведучого колеса за умови, коли центр повороту відбитка шини знаходиться за його межами, а привод блокований. На його значення суттєво впливає довжина цапфи. Її збільшення від 215 мм до 320 мм за наявності блокованого привода призведе до підвищення значення цього моменту опору повороту шини до 48%.

7. Створено експериментальну установку, що включає автомобіль з вимірювальним комплексом, стенд для визначення моментів інерції керованих коліс, самоцентруючі підшипники, яка дозволила визначити достовірність математичних моделей функціонування незалежної підвіски та колісного керуючого модуля.

8. Результатами експериментальних досліджень підтверджується достовірність розроблених математичних моделей функціонування незалежної підвіски і колісного керуючого модуля та встановлюється якісний та кількісний (7..9 %) збіг результатів з експериментальними даними.

9. Результати експериментальних досліджень автомобіля ВЕПР-К "Командир" підтвердили, що втілення у сімейство цих автомобілів оригінальних конструктивних рішень забезпечило їм високі показники профільної та опорної прохідності. Визначальні з-поміж них:

_ незалежна підвіска всіх коліс з пристроєм для регулювання та стабілізації положення кузова у поєднанні з шинами великого діаметра дозволили застосовувати уніфіковане шасі як на автомобілі з кузовом легкового автомобіля, так і на автомобілі з броньованим кузовом та з кабіною і платформою вантажного автомобіля, а також забезпечили плавність руху у складних дорожніх умовах та при змінному навантаженні на автомобілі;

_ головні передачі рознесеного типу з центральними редукторами та передаточними числами від 1,5 до 2, балки мостів яких закріплюються через гумові прокладки між лонжеронами рами, та колісними з передаточними числами від 4 до 5 у поєднанні з шинами великого діаметра та незалежною підвіскою забезпечили автомобілям сімейства «ВЕПР» дорожній просвіт у межах 550...600 мм. Кріплення балок мостів до лонжеронів рами через гумові прокладки розвантажило балки мостів та півосі від великих згинальних напружень, які мають місце в умовах подолання перешкод;

_ кулачкові колісні диференціали підвищеного тертя та блокований привод переднього моста є одними із головних факторів, що формують високу прохідність автомобілів. Така трансмісія автомобіля у поєднанні з шинами великого діаметра та бортовими редукторами, як засвідчили експериментальні випробування, дозволяють автомобілям долати бордюри заввишки до 500 мм, підійматися на вертикальну стінку до 670 мм заввишки, рухатись по глибокій колії;

_ широка колія коліс 2150 мм є однією з необхідних умов, що дозволяє рухатися автомобілям у колоні з бронетанковою технікою та забезпечує стійкість проти бічного перекидання;

_ коротка база автомобілів 2880 мм забезпечує їм маневреність, даючи можливість рухатися на обмежених майданчиках, а у поєднанні з високим кліренсом долати значні бар'єрні та дискретні перешкоди;

_ низький центр мас 1100 мм за наявності незалежної підвіски та значної колії забезпечують автомобілю високу стійкість проти бічного та поздовжнього перекидань, а малі радіуси поздовжньої 1500 мм та поперечної 1100 мм прохідності у поєднанні з великими кутами переднього та заднього звісів та дорожнім просвітом дозволяють автомобілям долати значні бар'єрні та дискретні перешкоди.

10. Результати проведених досліджень використані під час створення автомобілів високої прохідності сімейства «ВЕПР» на ВАТ "Кременчуцьке АТП-15356". Автомобіль цього сімейства ВЕПР-С "Спеціальний" з броньованим кузовом використовується Донецьким заводом "Топаз" для комплектації обладнання радіоелектронного захисту та демонструвався 2005 року в складі комплексу "Мандат БЕ1" на виставці військової техніки в Абу-Дабі (ОАЕ).

Список опублікованих праць за темою дисертації:

1.Задеев Е.П., Пилипенко В.И., Ходаковский Е.И. Использование информационных технологий при оптимизации подвески специального автомобиля высокой проходимости «ВЕПР»// Науковий вісник Інституту економіки та нових технологій._ Кременчук._ 2005._ Вип. № 4(10). _ С. 174_184.

2. Редчиц В.В., Головина Е.В., Пилипенко В.И. Оптимизация параметров независимой двухрычажной подвески и углов установки управляемых колес //Вісник ХТУ «ХПІ» «Автомобіле_ та тракторобудування»._Харків. _2005. _ Вип.13’ 2005. – С. 126_132.

3. Пилипенко В.І. Модульне конструювання _ прогресивний метод створення автомобілів високоефективної прохідності // Вісник КДПУ. _ Кременчук. _ 2007. _ Вип. 2/2007 (43). Ч.1. _ С.68_71.

4. Солтус А.П., Пилипенко В.І. Про оптимізацію конструктивних параметрів незалежної підвіски автомобілів // Вісник КДПУ. _ Кременчук. _ 2007. _ Вип. 2/2007 (43). Ч.1. _ С.63_67.

5. Солтус А.П., Пилипенко В.І. Створення автомобілів високоефективної прохідності на основі їх модульного конструювання // Машинобудування. _Львів. _ 2007. _ Вип. 5(119). _ С. 44_47.

6. Солтус А.П., Пилипенко В.І. Про оптимізацію конструктивних параметрів кермового привода автомобілів з незалежною підвіскою // Вісник КДПУ. _ Кременчук. _ 2007. _ Вип. 2/2007(43). Ч.2. _ С. 80_85.

7. Пилипенко В.І. Аналіз конструктивних особливостей автомобілів сімейства ВЕПР // Вісник КДПУ. _ Кременчук. _ 2007. _ Вип. 5/2007(46). _ С. 65_68.

8. Солтус А.П., Пилипенко В.І. Про ходимість шин керованих коліс автомобілів з незалежною підвіскою // Машинобудування. _Львів. _ 2007. _ Вип. 9(123). _ С. 28_31.

9. Солтус А.П., Пилипенко В.І. Вплив плеча обкатки на граничний за зчепленням момент опору повороту шини //Вісник КДПУ. _ Кременчук. _ 2008. _ Вип. 1/2008(48). _ С. 71_74.

10. Патент на промисловий зразок 11984 Україна, МКІ 12-08. Автомобіль високоефективної прохідності ВЕПР-К "Командир" / В.І. Пилипенко. _ Опубл. 17.04.2006. Бюл. № 4. _ 6 с.

Анотація

Пилипенко В.І. Покращання керованості та стійкості руху автомобілів високої прохідності. _ Рукопис.

Дисертація