Geum.ru
Авторефераты по всем темам  >>  Авторефераты по техническим специальностям  

На правах рукописи

УДК 629.1.073

ьянов Марат Савкузович

ПРОГНОЗИРОВАНИЕ УСТОЙЧИВОСТИ И ТОРМОЗНЫХ СВОЙСТВ МОТОТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

  Специальность  05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
доктора технических наук

 

________________________________________________________________

  Ижевск  2008

Работа выполнена на кафедре Автомобили Горского государственного аграрного университета

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Кушвид  Р.П.

доктор технических наук, профессор Полунгян А.А.

доктор технических наук, профессор  Филькин Н.М.

Ведущее предприятие: ОАО "Завод им. В.А. Дегтярева" (ЗиД)

  Защита состоится л11 декабря 2008 г. в 1400 часов на заседании диссертационного Совета Д 212.065.03 по присуждению ученой степени доктора технических наук при Ижевском государственном техническом университете по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7.

Ваши отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные печатью, просим направлять по указанному адресу.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Автореферат разослан  л__________________ 2008 г.

Ученый секретарь
диссертационного совета,
доктор технических наук,
профессор               Ю.В. Турыгин                                        

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы диссертации. Обеспечение безопасности движения колесных машин - одна из актуальнейших проблем современного мира. Известно, что в результате дорожно-транспортных происшествий погибает больше людей, чем в локальных войнах и конфликтах. Из колесных машин наиболее скоростными являются автомобили и мототранспортные средства (МТС), поэтому для них особую актуальность представляет повышение эффективности торможения и устойчивости движения, без которых невозможно обеспечить безопасность движения. По сравнению с автомобилем мотоцикл (МТС) менее устойчив, отсутствует кабина - основной элемент пассивной безопасности транспортного средства. Поэтому мотоциклист и его пассажиры являются наиболее незащищенными и уязвимыми участниками дорожного движения. В связи с изложенным особую актуальность приобретают работы, направленные на прогнозирование устойчивости и тормозных свойств МТС, которые могут стать основой повышения активной (совершенствование тормозной системы и системы управления движением) и пассивной (увеличение потенциальной устойчивости  за счет выбора рациональных конструктивных параметров) безопасности движения МТС.

Связь работы с крупными научными программами, темами. Работа выполнена в соответствии с планами НИР по темам: Проектирование, эксплуатация и ремонт мобильных машин и средств механизации с/х производства № гос. рег. 01.9.90002330; Разработка, исследование и внедрение в производство дискового тормоза с механическим приводом для мотоцикла ММВЗ, № гос. рег. 01.200.207979; Разработка, исследование и внедрение в производство барабанного тормоза с воздействием одной колодки на другую, № гос. рег. 01.200.207980; Проектирование, эксплуатация и ремонт колесных машин для горных условий, № гос. рег. 01.2.00708203.

Цель исследований - повышение безопасности движения МТС совершенствованием методов прогнозирования устойчивости и тормозных свойств на этапе проектирования.

Задачи исследований:

  • с целью прогнозирования эффективности известных тормозных систем МТС рассмотреть: взаимодействие разжимного кулака с роликами (нажимными поверхностями) тормозных колодок; взаимодействие разжимного клина с роликами и толкателями тормозных колодок; взаимодействие элементов винтовой передачи; разработать методы определения коэффициентов полезного действия разжимных (нажимных) устройств тормозных механизмов колесных машин;
  • провести сравнительное исследование различных разжимных устройств тормозов колесных машин;
  • разработать метод расчета двухколесного МТС на устойчивость движения;
  • разработать метод расчета мотоцикла с коляской на устойчивость движения;
  • разработать метод расчета трехколесного МТС на устойчивость движения;
  • установить взаимосвязь конструктивных параметров и критериев устойчивости МТС;
  • разработать имитационные математические модели торможения МТС и криволинейного движения, позволяющие прогнозировать характеристики движения МТС, оснащенного системами активной безопасности (САБ);
  • произвести имитационное моделирование движения трехколесных МТС (трициклов) для случаев торможения с антиблокировочной системой (АБС), разгона с противобуксовочной системой (ПБС), поворота с системой динамической стабилизации (СДС) в различных условиях движения.
  • разработать методы проведения дорожных испытаний мотоциклов на устойчивость и сравнить результаты теоретических и экспериментальных исследований.

Объекты исследования: нажимные устройства барабанных и дисковых тормозов МТС и собственно мотоциклы - двухколесные, трехколесные и с коляской, трехколесные МТС различных конструктивных схем.

Методы исследования. При решении поставленных задач использованы методы математического анализа, аналитической механики, математического моделирования, а также разработанные методы проведения экспериментальных исследований по определению критических скоростей и углов бокового увода шин МТС. Основные результаты теоретических исследований сопоставлены с экспериментальными данными.

Научная новизна работы:

  • впервые с единых позиций по влиянию на тормозные свойства МТС рассмотрено взаимодействие основных функциональных элементов разжимных (нажимных) устройств тормозных механизмов МТС и получены аналитические  выражения для определения основного критерия их оценки - коэффициента полезного действия, позволившего провести сравнительные исследования и сделать обоснованные выводы, способствующие совершенствованию тормозной системы и улучшению тормозных свойств;
  • разработаны методы расчета устойчивости движения МТС различных типов и получены аналитические выражения для определения основных критериев оценки устойчивости - критических скоростей опрокидывания и заноса, позволяющие установить их взаимосвязь с конструктивными параметрами, и тем самым повысить потенциальную устойчивость МТС;
  • разработана имитационная математическая модель, позволяющая прогнозировать характеристики движения трехколесного МТС, оснащенного САБ, использование которых позволит повысить устойчивость МТС при торможении, разгоне и выполнении маневров.

Практическая значимость. Разработанные методы расчета и программные реализации на ЭВМ позволяют на стадии проектирования определить рациональные конструктивные параметры, обеспечивающие повышение эффективности тормозной системы и потенциальной устойчивости МТС.

Реализация работы. Разработанные в диссертации научные положения и рекомендации использованы для совершенствования перспективных двухколесных и трехколесных МТС завода им. В.А. Дегтярева и Минского мотовелозавода путем внедрения разработанных методов расчета в инженерную практику, а также в учебном процессе Горского государственного аграрного университета и Белорусско-Российского университета, путем включения полученных результатов в рабочие программы по дисциплинам Автомобили и Автотранспортные средства.

Апробация работы. Основные положения диссертации обсуждались на научно-технических конференциях Горского государственного аграрного университета, на республиканских и международных научно-технических конференциях (г. Владикавказ, г. Ставрополь, г. Могилев), международных научных симпозиумах (г. Ярославль, г.аМосква), научном семинаре кафедры Колесные машины МГТУ им. Н.Э. Баумана, научно-методическом семинаре кафедры Автомобили Горского государственного аграрного университета, на научно-техническом совете ОГК завода им. В.А. Дегтярева, научном семинаре кафедры Автомобили МГТУ МАМИ.

Публикации. Основные научные результаты, отражающие важнейшие итоги диссертации, опубликованы в 54 трудах, в том числе: 3 монографии, 11 статей в центральных рецензируемых журналах (Автомобильная промышленность, Тракторы и сельскохозяйственные машины, Вестник машиностроения), 20 статей в научно-теоретических журналах, 4 статьи в рецензируемых сборниках научных трудов, 4 статьи в материалах международных научных симпозиумов, 4 авторских свидетельства (патента), 8 тезисов докладов на межвузовских, Всероссийских и международных научно-технических конференциях.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести глав, заключения, списка использованных источников и приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении содержатся сведения о вкладе отечественных и зарубежных ученых в развитие конструкции, теории и расчета МТС. Обоснованно устанавливается, что вопросы теории и методов расчета тормозных систем и устойчивости МТС недостаточно разработаны. Формулируется цель и определяются задачи исследования. Приводятся сведения об актуальности, новизне и практической значимости работы, апробации полученных результатов и положениях, выносимых на защиту.

В первой главе дан обзор и анализ современного состояния проблем обеспечения безопасности движения МТС, рассмотрены математические модели движения, аналитические зависимости, состояние разработки систем активной безопасности и методов дорожных испытаний МТС. Поставленные задачи определены на основе анализа работ отечественных и зарубежных авторов, научных и инженерных школ НАМИ, МГТУ им. Н.Э. Баумана, МАМИ, Республики Беларусь, ЗиД, ИЖмаш и др.

Во второй главе  произведена оценка эффективности тормозных механизмов МТС с различными нажимными устройствами. Так,  рассмотрено взаимодействие разжимного кулака с роликами колодок и нажимной поверхностью колодок и получены аналитические выражения для коэффициентов полезного действия кулачкового разжимного устройства.

Рассмотрим два случая взаимодействия разжимного кулака с колодками барабанного тормоза: кулак передает усилия на колодки через ролики, установленные на нажимных концах колодок (рисунок 1); кулак непосредственно воздействует на нажимные концы колодок (рисунок 2).

Составим уравнение равновесия разжимного кулака, взаимодействующего с роликами колодок

,

откуда крутящий момент на разжимном кулаке

,        (1)

где Р - сила, приложенная к рычагу нажимного кулака длиной l, Q1, Q2 - разжимные усилия (или реакции) первичной и вторичной колодок; Р1, Р2 - силы воздействия стяжных пружин колодок на разжимной кулак; d - диаметр окружности эвольвенты или плечо приложения разжимающих сил; f - коэффициент трения качения, ; ; r0 - расстояние до начальной линии контакта кулака с роликом при выключенном тормозе, зависящее от износа накладок; - угол, соответствующий радиусу линии контакта профиля разжимного кулака с роликом колодки при торможении, за начало отсчета которого принят радиус r0; k - коэффициент пропорциональности, равный отношению радиального перемещения образующей профиля m к углу поворота , вызвавшему это перемещение, .

Коэффициент полезного действия разжимного кулака, воздействующего на колодки можно определить как

,

где N1, N2, M1, M2 - мощности и моменты с учетом и без учета потерь на трение; 1, 2 - угловые скорости взаимодействующих элементов, 1 = 2.

Момент М1 определяется по формуле (1), момент М2 по той же формуле, но при .

Рисунок 1 Ц Схема взаимодействия разжимного кулака с роликами
колодок

Рисунок 2 Ц Схема взаимодействия разжимного кулака с пятками колодок

Тогда коэффициент полезного действия разжимного кулака, воздействующего на колодки через ролики с учетом равенства примет вид

.                                (2)

Для случая непосредственного воздействия разжимного кулака на плоские концы колодок, параллельные оси симметрии тормозного механизма,

,                                (3)

где - коэффициент трения скольжения, .

Приводится числовой пример расчета коэффициента полезного действия для случаев, показанных на рис. 1 и рис. 2. Так, при наличии между кулаком и колодками трения качения , трения скольжения - . Для изношенных накладок те же коэффициенты будут соответственно равны и .

Из полученных результатов вытекает:

по мере износа накладок уменьшается коэффициент полезного действия кулачкового разжимного устройства;

степень уменьшения коэффициента полезного действия меньше при трении качения и больше при трении скольжения (более 2-х раз);

выведена формула для аналитического определения коэффициента полезного действия кулачкового разжимного устройства, позволяющая однозначно, на основе конструктивных, геометрических и физических параметров разжимного устройства, находить его значение.

Рассмотрено взаимодействие разжимного клина с роликами и толкателями колодок и получены аналитические выражения для коэффициентов полезного действия клинового разжимного устройства, проведено сравнительное исследование клинового и кулачкового разжимных устройств.

Рассмотрим схему взаимодействия клина, роликов и нажимных поверхностей колодок (рисунок 3), где обозначено: Р - толкающая сила, приложенная к клину; Q, РП, F - силы сопротивления колодок, пружин и трения перемещения толкателей, на нажимные поверхности которых, воздействуют ролики; - угол наклона (образующий угол) клина; S, fS - усилия, передаваемые через линии контакта клина, роликов и нажимных поверхностей толкателей, которые направлены по общим нормалям к рабочим параллельным поверхностям клина и толкателей, и соответствующие этим усилиям силы сопротивления качению; f - коэффициент трения качения.

Рисунок 3 Ц Схема взаимодействия клин Ц нажимные концы колодок

Коэффициент полезного действия передачи клин-нажимные поверхности толкателей может быть определен по отношению

,                        (4)

где N1, N2, Q1, Q2 - мощности и силы с учетом и без учета потерь на трение; V1, V2 - скорости взаимодействующих элементов, V1 = V2.

Приведем силы, действующие в передаче клин-нажимные поверхности колодок к линиям контакта клина с роликами (рисунок 4).

Толкающая (приводная) сила, необходимая для создания требуемого момента трения тормоза

.        (5)

С другой стороны клин воздействует на ползун вдоль его оси с силой Q, равной

       .        

Рисунок 4 Ц Схема сил, действующих на разжимной клин

Приравнивая полученные из (5) и (6) выражения для S, найдем зависимость между P и Q

               (7)

Подставив в отношение (4) значения Q1 и Q2, определенные из равенства (7) с учетом и без учета (f = 0) трения найдем

       ,        (8)

представляющее собой выражение для определения коэффициента полезного действия передачи клин - ролики - нажимные поверхности толкателей колодок.

Выражение (8) для случая непосредственного воздействия клина на нажимные поверхности толкателей колодок запишется как

.

где - коэффициент трения скольжения.

Если в кулачковом разжимном устройстве кулак действует непосредственно на ролик или, в случае его отсутствия, на пятку колодки, то в клиновом разжимном устройстве неизбежно присутствуют промежуточные звенья, толкатели, передающие в определенном направлении разжимающие колодки усилия. Толкатели, представляющие собой стержни (поршни) находящиеся в цилиндрических направляющих, при перемещениях должны преодолевать силы трения, возникающие в местах контакта цилиндрических поверхностей стержня и отверстия, которые можно определить как (рисунок 3)

.                                        (9)

где 1 - коэффициент трения скольжения со смазкой.

Тогда коэффициент полезного действия клинового разжимного устройства (передачи клин - ролики - толкатели - колодка) определится как

       ,        (10)

где т - коэффициент полезного действия пары толкатель - цилиндр.

Коэффициент полезного действия пары толкатель - цилиндр не может быть больше, чем КПД гидроцилиндра по следующим причинам:

  • условия смазки толкателя хуже;
  • толкатель испытывает внецентренное нагружение, зависящее от степени износа накладок;
  • на нажимной торец толкателя со стороны ролика действует сила, направленная под углом к его оси симметрии, создавая дополнительное сопротивление (9).

Принимая т в лучшем случае равным 0,9, f = 0,06 и = 70 для клинового разжимного устройства по формуле (10) найдем

.

Следовательно, при прочих равных условиях, коэффициент полезного действия клинового разжимного устройства, вопреки распространенному мнению, ниже, чем у кулачкового разжимного устройства (0,6<0,86).

Если бы клин действовал непосредственно (без роликов) на пятки колодок, то коэффициент полезного действия был бы значительно меньше (при а= 0,18; = 0,36).

В диссертации рассмотрены также разжимные устройства различной ориентации в пространстве для дисковых тормозов мотоциклов, основным функциональным элементом которых является клин или полуклин.

Получено выражение для коэффициента полезного действия гидропривода тормозов при отсутствии объемных потерь

       ,                        (11)

где м - механический коэффициент полезного действия силового цилиндра, м = 0,95; г - коэффициент полезного действия, учитывающий потери на трение в трубопроводе (шланге) г = Р2/Р1; Р1, Р2 - давления тормозной жидкости на выходе из главного тормозного цилиндра и на входе в колесный тормозной цилиндр (рисунок 5),

,

- удельный вес тормозной жидкости; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения скоростей в уравнении Бернулли; V0 - скорость тормозной жидкости; hт - потеря напора на трение в трубопроводе; Z - высота расположения главного тормозного цилиндра относительно колесного цилиндра; d2 - диаметр колесного цилиндра; N - сила сжатия тормозного диска.

Для гидравлического привода экспериментального дискового тормоза двухколесного мотоцикла ММВЗ с учетом потерь в рычажной части ра=а0,95 получено

.

Рисунок 5 Ц Схема к расчету гидропривода переднего тормоза мотоцикла

Этот результат свидетельствует о том, что коэффициент полезного действия гидропривода тормозов не так высок, как обычно предполагают.

Разработанный метод расчета потерь в гидроприводе тормозов позволяет определить на какие параметры гидропривода надо влиять для повышения коэффициента полезного действия.

Так же рассмотрены рычажное (скобы), шариковое и др. нажимные устройства, рассмотрено взаимодействие элементов винтовой передачи, используемой в качестве нажимного устройства.

Так, для определения движущей окружной силы Р и вращающего момента М в винтовой передаче с трапецеидальной резьбой (рисунок 6) получено

Рисунок 6 Ц Схема к установлению силовых соотношений в винтовой паре

       ;        (12)

       ,        (13)

где Q - осевая сила; d - средний диаметр резьбы; - угол подъема резьбы; 1 - приведенный коэффициент трения, ; Цкоэффициент трения, - угол профиля.

Приведенные формулы (12) и (13) получены для винта с двумя участками остроугольной резьбы - правой и левой, т.е. резьбами противоположных направлений.

Для винтовой передачи с остроугольной резьбой одного направления (одной пары), выведенные формулы (12) и (13) примут вид

       ;        (14)

       ,        (15)

Крутящий момент, необходимый для закручивания винта, можно представить в виде

       ,        (16)

где        Мр - момент в резьбе; Мт - момент трения на упорном торце винта.

Если винт имеет правую и левую резьбу, то Мва=аМр, так как Мт отсутствует.

Момент Мт на торце нажимного винта с резьбой одного направления зависит от формы поверхностей трения. С достаточной для практики точностью можно считать

       ,                (17)

где        Rc - средний радиус поверхности трения.

Подставив равенства (15) и (17) в выражение (16) получим окончательную формулу для крутящего момента завинчивания

       .        (18)

Момент, необходимый для отвинчивания, определяется подобно моменту завинчивания, только направление момента и силы трения меняются на обратные

       .        (19)

Коэффициент полезного действия винтовой пары будет равен

       .        (20)

Коэффициент полезного действия винтовой передачи с учетом трения на торце винта

       .        (21)

Для случая преобразования поступательного движения винта во вращательное, полученные формулы примут вид

       ;                (22)

       ;                        (23)

       .        (24)

Полученные выражения для КПД тормозных механизмов следует использовать при оценке тормозных свойств МТС и работе САБ.

В третьей главе рассматриваются критические режимы движения МТС. Установлены условия движения, при которых двухколесный и трехколесный мотоцикл могут потерять устойчивость вследствие заноса и опрокидывания при повороте, торможении и разгоне.

Расчетные схемы и результаты исследований представлены на рис. 7-16 и в таблице 1.

В таблице 1 приведены формулы для определения критических скоростей мотоциклов по опрокидыванию V0 и заносу VЗ с учетом бокового увода шин. Полагая в этих формулах углы бокового увода A (1), Ва(2), 3, равными нулю получены формулы критических скоростей мотоциклов с жесткими колесами.

При случайном наклоне от продольной вертикальной плоскости на угол (рисунок 7 б) во время прямолинейного равномерного движения считается, что возникают два восстанавливающих момента. На самом деле на управляемое колесо двухколесного мотоцикла действует один восстанавливающий момент, обусловленный возникновением при наклоне мотоцикла составляющей силы тяжести, приходящейся на переднее колесо G1, перпендикулярной плоскости вращения колеса, которая относительно центра пятна контакта управляемого колеса с дорогой на плече eа+аd (рисунок 7 а) создает момент, который выраженный через полный вес мотоцикла, примет вид

а)

б)

Рисунок 7 ЦСилы, действующие на мотоцикл при прямолинейном равномерном движении (а) и на управляемое колесо при наклоне мотоцикла (б)

Рисунок 8 ЦСилы, действующие на мотоцикл при криволинейном равномерном движении

Рисунок 9 Ц Силы, действующие на мотоцикл при повороте

       

Рисунок 10 Ц Силы, действующие на мотоцикл при движении на заднем колесе

Рисунок 11 Ц Силы, действующие на мотоцикл при движении на заднем колесе с наклоном

Рисунок 12 Ц Схема поворота двухколесного мотоцикла с учетом
увода шин

Рисунок 13 Ц Схема поворота трехколесного мотоцикла вправо

Рисунок 14 Ц Схема поворота мотоцикла с коляской влево

  а)                                б)

Рисунок 15 Ц Схемы поворота трицикла с двумя передними управляемыми колесами (а) и одиночным задним управляемым колесом (б)

Рисунок 16 - Схема поворота трицикла с передним управляемым колесом
и наклоняющимся кузовом

Таблица 1.

№

Формулы для расчета критических скоростей мотоциклов по опрокидыванию V0 и заносу V3 с учетом бокового увода колес А(1), В(2), 3

Примечания

1

2

3

Двухколесный мотоцикл

1.

;

R - расстояние от центра поворота до продольной оси мотоцикла; - угол поворота управляемого колеса; L - база мотоцикла; - угол наклона мотоцикла; g - ускорение свободного падения; r - радиус колеса; a, b, h - координаты центра масс m мотоцикла; k1, k2 - коэффициенты сопротивления уводу переднего и заднего колес мотоцикла; V - скорость движения мотоцикла; y - коэффициент поперечного сцепления шин с дорогой; - коэффициент сопротивления дороги; 1 (A), 2 (B) - углы бокового увода шин переднего и заднего колес мотоцикла; kA, kB - коэффициенты сопротивления уводу шин переднего и задних колес;

2.

,

где ;

угол определяется из равенства

;

3.

;

4.

.

Трехколесный мотоцикл (трицикл)

5.

;

6.

,

где угол находится из равенства

;

;

7.

;

8.

.

Мотоцикл с коляской: правый поворот (П)

9.

;

1

2

3

10.

;

где ;

- угол, определяющий расположение оси опрокидывания мотоцикла; B - колея трехколесного мотоцикла;

d - расстояние от продольной оси, проходящей через центры пятен контакта колес мотоцикла, до проекции центра масс на плоскость дороги; 1, 2, 3 - углы бокового увода колес мотоцикла и колеса коляски; k1, k2, k3 - коэффициенты сопротивления уводу колес мотоцикла с коляской; с - расстояние между осями заднего колеса мотоцикла и колеса коляски; L - база мотоцикла; B - колея мотоцикла с коляской

11.

;

12.

.

Мотоцикл с коляской: левый поворот (Л)

13.

;

14.

,

где угол определяется из выражения

;

;

15.

;

16.

17.

Трицикл с двумя передними управляемыми колесами

18.

19.

Трицикл с одиночным задним управляемым колесом

;

1

2

3

20.

21.

Трицикл с передним управляемым колесом
и наклоняющимся кузовом

h и h0 - высоты расположения центра масс и оси поворота кузова; n - плечо приложения силы тяжести

Формулы для определения углов бокового увода колес выведены из предположения линейной зависимости между действующей на колесо боковой силой и углом бокового увода шины.

Дорожные испытания трехколесного мотоцикла ММВЗ (самоходная тележка С-3.901) и мотоцикла ИЖ с коляской на устойчивость против опрокидывания подтвердили достоверность полученных аналитических выражений, позволяющих исследовать влияние эластичности шин на устойчивость мотоциклов.

В главе так же представлены полученные аналитические зависимости для критических скоростей движения МТС разных схем, а также МТС, с наклоняющимся в повороте кузовом с целью повышения устойчивости при выполнении маневров. В заключительной части главы проведен анализ влияния схемы тормозного управления МТС на устойчивость при торможении для разных конструктивных схем.

В четвертой главе для составления математической модели трехколесного МТС при торможении используются уравнения Лагранжа второго рода.

При составлении модели мотоцикла (рисунок 17), представляющей собой трехмассовую механическую систему, включающую массу переднего колеса m1, массу задних колес m2 и подрессоренную массу mс, приняты следующие основные допущения:

  • мотоцикл движется по ровной горизонтальной недеформируемой опорной поверхности;
  • упругие и демпфирующие характеристики подвесок и шин линейны;
  • силами сопротивления воздуха и окружными деформациями шин пренебрегаем;
  • вертикальные колебания передаются только через упругие и деформирующие элементы;
  • коэффициент сцепления шин с дорогой постоянен в процессе торможения;
  • время нарастания тормозной силы на колесах одинаково и имеет линейную зависимость.

Принятые допущения упрощают математическое описание объекта управления и вместе с тем дают четкое представление об исследуемом процессе.

Рисунок 17 Ц Динамическая модель трехколесного МТС

Выполненные расчеты показали, что характеристики подвески переднего колеса и интенсивность торможения влияют на амплитуду и время изменения нормальных реакций, действующих на переднее и задние колеса; для повышения эффективности торможения необходимо при проектировании тормозной системы и ее элементов учитывать влияние указанных факторов на амплитуду и время изменения нормальных реакций; снижение интенсивности торможения и повышение жесткости и демпфирующих свойств подвески переднего колеса при торможении уменьшают такое нежелательное явление как клевок мотоцикла.

Для исследования криволинейного движения трехколесных МТС с возможностью опрокидывания и заноса, которое характеризуется большими углами увода и скольжением колес, разработана оригинальная математическая модель динамики с учетом различных конструктивных схем МТС (рис. 18).

1  2 3

Рисунок 18 Ц Схемы трициклов:

1) с передним управляемым колесом и двумя задними ведущими;

2) с передними управляемыми колесами и одним задним ведущим;

3) с задним управляемым колесом и двумя передними ведущими.

Движение по ровному горизонтальному основанию трехколесного МТС как твердого тела описывается следующей системой уравнений:

               (25)

где x, y, z - соответственно продольная, поперечная и вертикальная оси подвижной системы координат, жестко связанной с МТС, которые полагаются главными и центральными, m - масса МТС; JZ - момент инерции МТС относительно оси z; V - вектор скорости центра масс; a - вектор ускорения центра масс (абсолютная производная от вектора скорости центра масс МТС); - относительная производная от вектора скорости центра масс; - вектор угловой скорости поворота МТС; - угол поворота вокруг оси z' относительно оси x'; x', y' - координаты центра масс в неподвижной системе координат; - вектор силы сопротивления прямолинейному движению i-го колеса; - вектор силы взаимодействия с грунтом, действующей на i-ое колесо в плоскости опорного основания и направленный против скорости скольжения в пятне контакта; - вектор силы сопротивления воздуха; - момент сопротивления повороту i-го колеса.

Нормальные реакции находятся из решения следующей системы уравнений:

;

;        (26)

;

где xi, yi - координаты i-го колеса в подвижной системе координат x-y,
h - высота, на которой находится центр масс МТС.

Величина силы взаимодействия с опорным основанием составит:

       (27)

где S - коэффициент трения частичного скольжения, зависящий как от угла увода, так и величины скольжения.

Динамика трансмиссии трицикла с двумя ведущими колесами и межосевым дифференциалом описывается следующей системой дифференциальных уравнений:

       (28)

где Jк - момент инерции колеса, Jд - момент инерции двигателя, - угловое ускорение вращения i-го колеса, М23 - момент сопротивления, приведенный к выходному валу коробки передач, - угловое ускорение вращения вала двигателя, Мд - момент, развиваемый двигателем на выходном валу коробки передач, Мi - момент сопротивления на i-ом колесе:

               (29)

где Мti  - тормозной момент на i-ом колесе, - проекция силы взаимодействия в плоскость вращения колеса.

Численное моделирование движения трицикла проводилось в пакете Simulink системы Matlab.

В пятой главе приведены результаты моделирования испытаний трициклов различных конструктивных схем с системами активной безопасности в различных дорожных условиях при торможении, разгоне и на повороте. На рис. 19-24 представлены некоторые результаты моделирования, подтверждающие необходимость использования САБ в конструкции МТС для повышения устойчивости при торможении и выполнении маневров.

Рисунок 19 Ц Торможение трицикла на миксте (схема 1, V0 = 30 км/ч).

Рисунок 20 Ц Графики угловых скоростей колес при торможении без применения АБС (схема 1, микст, V0 = 30 км/ч).

Рисунок 21 Ц Графики угловых скоростей колес при торможении

с применением АБС (схема 1, микст, V0 = 30 км/ч)

Рисунок 22 Ц Торможение трицикла на миксте (схема 3, V0 = 30 км/ч).

Рисунок 23 Ц Графики угловых скоростей колес при торможении

без применения АБС (схема 3, микст, V0 = 30 км/ч).

Рисунок 24 Ц Графики угловых скоростей колес при торможении

с применением АБС (схема 3, микст, V0 = 30 км/ч).

В таблицах 2-4 представлены результаты моделирования динамики МТС различных конструктивных схем в повороте на асфальтовом покрытии с разными углами поворота управляемого колеса . Система динамической стабилизации принудительно ограничивает скорость выполнения  маневра Vmax при достижении предельного установленного бокового ускорения аy. В тех же условиях выполнение маневров МТС без СДС приводит к опрокидыванию на скорости Vопр.

Таблица 2. Результаты моделирования движения трицикла в повороте.

(схема 1, ограничение по боковому ускорению  0,25g)

, град

без СДС

с СДС

Vопр, м/с

аy, м/с2

Vmax, м/с

аy, м/с2

5

10,17

5,39

9,29

3,97

10

7,35

5,35

6,85

4,47

15

6,04

5,31

5,58

4,55

20

5,22

5,26

4,97

4,90

25

4,65

5,21

4,38

4,83

Таблица 3. Результаты моделирования движения трицикла в повороте.

(схема 2, ограничение по боковому ускорению  0,25g)

, град

без СДС

с СДС

Vопр, м/с

аy, м/с2

Vmax, м/с

аy, м/с2

5

10,49

4,72

8,90

3,86

10

7,45

4,81

6,28

3,90

15

6,13

4,89

4,91

3,56

20

5,34

4,97

4,23

3,67

25

4,80

5,06

3,77

3,75

Таблица 4. Результаты моделирования движения трицикла в повороте.

(схема 3, ограничение по боковому ускорению  0,25g)

, град

без СДС

с СДС

Vопр, м/с

аy, м/с2

Vmax, м/с

аy, м/с2

5

11,03

4,95

9,61

4,1

10

7,58

4,91

6,78

4,15

15

6,09

4,88

5,58

4,29

20

5,19

4,84

4,87

4,29

25

4,55

4,80

4,33

4,41

По результатам проведенных исследований сделаны следующие выводы:

  1. Использование в конструкции трицикла АБС повышает эффективность тормозных механизмов и уменьшает тормозной путь: на сухом асфальте на 9,6 %  для схемы 1 и на 11,9 %  для схем 2 и 3; на льду на 19 %  для схем 1, 2 и 3. Считаем, что выбор оптимальных параметров АБС, повышающей не только эффективность тормозных механизмов, но и устойчивость транспортного средства, является темой для отдельного исследования. В этой связи систему АБС на МТС следует использовать вместе с СДС.
  2. Исследование процесса разгона трицикла показало, что эффективность и, следовательно, целесообразность применения ПБС зависит от тягово-сцепных условий и компоновочной схемы транспортного средства. При разгоне на льду путь разгона с применением ПБС сократился: для схемы 1 на 15 %, для схемы 2 на 0,6 %, для схемы 3 на 3,7 %. Разгон на миксте показал существенную разницу в устойчивости движения трициклов с различными компоновочными схемами. Так, для схемы 1 количество опрокидываний без ПБС и с ПБС составило соответственно 80% и 40%, для схемы 2 - 100% и 40%, для схемы 3 - без опрокидывания.
  3. Эффективность применения СДС исследовалась при движении трицикла в повороте. Система ограничивала подачу "газа", если боковое ускорение центра масс машины превышало 0,25g. Угол поворота руля составил 5, 10, Е, 25. Без СДС наблюдалось опрокидывание трицикла, с применением СДС опрокидываний не было, причем для всех компоновочных схем.

В шестой главе изложены разработанные методики проведения дорожных испытаний на устойчивость и определения углов увода, обработки результатов дорожных испытаний, приведены результаты экспериментальных исследований и их сравнение с данными расчета по полученным в диссертации формулам и результатами имитационного моделирования  (рис.25).

В качестве объектов испытаний выбраны специальная самоходная тележка С-3.901 производства Минского мотовелозавода и мотоцикл с коляской ИЖ-Юпитер-56114-01 производства Ижевского машиностроительного завода, которые в соответствии с принятой международной классификацией относятся к категориям L2 и L4 трехколесных транспортных средств.

Рисунок 25 Ц Зависимость скорости  начала опрокидывания от угла поворота переднего управляемого колеса трицикла

Проверка гипотез по критерию Фишера показала, что аналитическое решение и математическая модель совпадают с опытными данными, т.е. с доверительной вероятностью 95% адекватно описывают рассматриваемые процессы.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

  1. Сравнительное исследование разжимных устройств тормозных механизмов МТС привело к следующим выводам: коэффициент полезного действия кулачкового разжимного устройства в зависимости от конструктивных особенностей и степени износа тормозных накладок может быть при трении качения и неизношенных накладках fа=а0,89, при трении скольжения а=а0,73. Для изношенных накладок те же коэффициенты будут соответственно равны fа=а0,84, а=а0,63; коэффициент полезного действия клинового разжимного устройства при передаче усилий через ролики fа=а0,6 (трение качения), через поверхности (трение скольжения) а=а0,36; коэффициент полезного действия для гидропривода тормозов га=а0,88; коэффициент полезного действия винтовой передачи ва=а0,7. Рассмотрены и другие виды разжимных устройств получивших распространение на легких мотоциклах, для которых впервые получены аналитические выражения для определения коэффициентов полезного действия (шариковое разжимное устройство, разжимное устройство, в котором цилиндрический палец перемещается по кулачковой поверхности), позволяет на этапе проектирования рационально выбирать устройство тормозных механизмов с целью улучшения тормозных свойств МТС.
  2. Разработаны методы расчета устойчивости двухколесного мотоцикла в ходе поворота, торможения, прямолинейного движения, движения на заднем колесе при поднятом переднем. Установлено, что при случайном наклоне мотоцикла во время прямолинейного равномерного движения, на управляемое колесо действует один восстанавливающий момент, обусловленный составляющей силы тяжести, приходящейся на колесо, а не два момента, как считается.
  3. Разработаны методы расчета устойчивости трициклов с передним управляемым колесом и двумя задними ведущими, с передними управляемыми колесами и одним задним ведущим, задним управляемым колесом и двумя передними ведущими, передним управляемым колесом и наклоняющимся кузовом при повороте и торможении с учетом сил инерции и различных сочетаний опорных реакций, позволяющие установить сочетание конструктивных параметров, увеличивающих потенциальную устойчивость МТС по опрокидыванию и заносу.
  4. Разработаны методы расчета устойчивости мотоцикла с коляской при повороте и торможении с учетом возникновения разворачивающего момента. Установлено, что при двухконтурной тормозной системе для обеспечения максимальной эффективности и устойчивости торможения тормозные механизмы переднего колеса и колеса коляски должны быть объединены в один контур.
  5. Разработаны методы расчета устойчивости мотоциклов с эластичными шинами в повороте, позволяющие изучить влияние бокового увода шин на криволинейное движение мотоциклов.
  6. Разработаны методики проведения дорожных испытаний трехколесного мотоцикла на устойчивость и определение углов бокового увода, а также методика обработки опытных данных. Экспериментально установлено, что коэффициент сопротивления уводу шин мотоциклетных колес на порядок меньше, чем у шин легковых автомобилей. Так, если среднее его значение для легковых автомобилей составляет kУа=а25000 Н/рад, то для шин трехколесного мотоцикла ММВЗ получено примерно kУа=а5000 Н/рад. Обнаружено также, что в зависимости от степени нагруженности мотоцикл (расположения центра масс) может обладать как недостаточной (Aа>аB) поворачиваемостью (без груза), так и нейтральной (Aа=аB) и излишней (Aа<аB) поворачиваемостью (с грузом). Рекомендуется проектировать мотоциклы с параметрами, обеспечивающими нейтральную поворачиваемость при полной нагрузке.
  7. Разработана математическая модель прямолинейного движения трехколесного МТС с учетом системы подрессоривания. Модель позволяет на этапе проектирования прогнозировать устойчивость МТС при торможении с учетом возникающих колебаний подрессоренных масс и выбрать рациональные конструктивные параметры подвески.
  8. Разработана математическая модель движения трехколесного МТС на ровном опорном основании. Особенностью модели является возможность прогнозирования характеристик криволинейного движения МТС с большими углами увода, при заносе и начале опрокидывания. Это позволяет на стадии проектирования всесторонне исследовать тормозные свойства МТС и устойчивость в разных дорожных условиях, включая случайный характер распределения коэффициента сцепления и сопротивления движению по пути.
  9. В результате проведенных экспериментальных исследований МТС двух типов установлено, что разработанные методы с достаточной для практики точностью позволяют прогнозировать устойчивость и тормозные свойства МТС, что позволяет сократить сроки проектирования и доводочных испытаний. Относительная погрешность результатов расчетов по основным кинематическим параметрам не превосходит 12%.
  10. Выполненные исследования с использованием имитационного математического моделирования движения треколесных МТС позволяют сделать вывод о необходимости использования в конструкции систем активной безопасности для повышения устойчивости и улучшения тормозных свойств. Разработанные математические модели движения МТС позволяют  на стадии проектирования определять рациональные конструктивные параметры и алгоритмы работы систем, обеспечивающие повышение активной и пассивной безопасности движения.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

  1. ьянов М.С. Проектирование тормозных систем мотоциклов и повышение их устойчивости. Владикавказ: изд-во Горского ГАУ, 2005, 160 с.
  2. Мамити Г.И., Льянов М.С. Функциональный и прочностной расчет тормозов мотоцикла. Владикавказ: Рухс, 2002. - 219 с.
  3. Мамити Г.И., Льянов М.С. Теория и расчет нажимных устройств тормозов колесных машин. Владикавказ: изд-во Горского ГАУ, 2004, 104 с.
  4. Мамити Г.И., Льянов М.С. Расчет тормозов автомобиля // Автомобильная промышленность, 2000, № 9. - с. 30-31
  5. Мамити Г.И., Льянов М.С., Кониев К.Е., Мельников А.С., Язвинский А.С. Устойчивость трехколесного мотоцикла при повороте // Тракторы и сельскохозяйственные машины, 2002, № 3, - с. 24-25
  6. Мамити Г.И., Льянов М.С., Цаллагов Б.М. Расположение центра масс и продольное опрокидывание мотоцикла // Автомобильная промышленность, 2001, № 4, - с. 24-25
  7. Мамити Г.И., Льянов М.С. Расчет эффективности и энергоемкости тормозов // Автомобильная промышленность. 2002, № 10
  8. Мамити Г.И., Льянов М.С., Язвинский А.С., Устойчивость двухколесного мотоцикла на повороте. // Автомобильная промышленность, 2003, № 2. - с.а16-17
  9. ьянов М.С. КПД кулачкового и клинового разжимных устройств тормозных механизмов. // Автомобильная промышленность. 2003, № 12
  10. Мамити Г.И., Льянов М.С. Коэффициент полезного действия разжимного кулака барабанного тормоза. // Тракторы и сельскохозяйственные машины. 2003, № 10. - с. 40-41
  11. Мамити Г.И., Льянов М.С., Кониев К.Е., Язвинский А.С. Мотоцикл с коляской. Устойчивость на повороте и при торможении. // Автомобильная промышленность. 2004, № 2, с. 16-18.
  12. Мамити Г.И., Льянов М.С. Расчет устойчивости мотоциклов с эластичными шинами // Автомобильная промышленность, 2006, № 5, с.34-36.
  13. Мамити Г.И., Льянов М.С., Плиев С.Х., Гагкуев А.Е. Потеря устойчивости колесной машины на повороте // Вестник машиностроения, 2007, № 12 с. 29-30.
  14. Мамити Г.И., Льянов М.С., Плиев С.Х., Гагкуев А.Е.. Ноу-хау расчета критических скоростей колесной машины с эластичными шинами. // Вестник машиностроения, 2008, № 1.
  15. Мамити Г.И., Льянов М.С. Проектирование тормозов автомобиля. // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2001. - с. 244-256
  16. Кудзиев К.Д, Калаев С.С., Льянов М.С. Система автоматического вождения тракторного агрегата на склонах. Авторское свидетельство №а1391519. Бюллетень изобретений и открытий, № 12, 1985.
  17. ьянов М.С., Кудзиев К.Д., Калаев С.С., Худиев О.И. Корректор курса колесного трактора на склоне // Межотраслевой территориальный ЦНТИ, № 6-86 г. Орджоникидзе, 1986.
  18. ьянов М.С., Кудзиев К.Д., Калаев С.С. Устройство, повышающее поперечную устойчивость и проходимость трактора на склоне // Межотраслевой территориальный ЦНТИ, № 74 - 1986. Орджоникидзе
  19. Агеев Л.Е., Льянов М.С. Влияние курсовой устойчивости на производительность агрегата (тезисы) // Тезисы докладов межвузовской конференции. Ставрополь, 1991.
  20. ьянов М.С. Сопоев О.А. Автоматическое корректирование курса колесной машины на склоне // Тезисы докладов научно-производственной межвузовской конференции ГГАУ, Владикавказ, 1997.
  21. Кониев К.Е., Мамити Г.И., Льянов М.С. Повышение устойчивости мотоцикла с коляской выбором конструктивных параметров тормозной системы. // Российская академия наук. Труды молодых ученых. Владикавказ: Терек, 2002, с. 66-71
  22. Мамити Г.И., Льянов М.С., Кониев К.Е. Устойчивость двухколесного мотоцикла против заноса при повороте. // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2002, том 39, с. 177-182
  23. Мамити Г.И., Льянов М.С., Кониев К.Е. Устойчивость прямолинейного движения двухколесного мотоцикла. Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2002, Т. 39, с. 182
  24. Мамити Г.И., Льянов М.С., Мельников А.С. Теория винтовой передачи. // Вестник Могилевского государственного технического университета. Научно-теоретический журнал. № 1. Могилев, 2002, с. 79-104
  25. Мамити Г.И., Льянов М.С., Мельников А.С., Язвинский А.С. Дисковый тормоз с винтовым нажимом. // Материалы международной конференции. Могилев, 2002. - с. 332
  26. Мамити Г.И., Льянов М.С., Мельников А.С., Язвинский А.С. Пути совершенствования дискового тормоза с механическим приводом. // Материалы международной конференции. Могилев, 2002. - с. 333
  27. ьянов М.С. Графическая модель движения колесной машины. // Материалы международной научно-практической конференции. Горский Госагроуниверситет, 2003. - с. 137
  28. ьянов М.С. Перспективы развития антиблокировочных систем колесных машин. // Материалы международной научно-практической конференции. Горский Госагроуниверситет, 2003. - с. 138
  29. ьянов М.С. Математическая модель движения мотоцикла при торможении. // Материалы международной научно-практической конференции. Горский Госагроуниверситет, 2003. - с. 139
  30. Мамити Г.И., Льянов М.С. Теория взаимодействия разжимного кулака с роликами колодок. // Известия Горского ГАУ, т. 40. Владикавказ, 2003. с. 92-95
  31. Мамити Г.И., Льянов М.С. Расчет сил, действующих на колодки барабанного тормоза с разжимным клином. // Известия Горского ГАУ, т. 40. Владикавказ, 2003. - с. 95-97
  32. ьянов М.С. Системы регулирования и распределения тормозных сил колесных машин. // Труды молодых ученых, РАН, Владикавказский научный центр, 2003, вып. 3. - с. 47-54
  33. ьянов М.С. Параметры эффективности и энергоемкости тормозов. // Труды молодых ученых, РАН, Владикавказский научный центр, 2003, вып. 3. - с. 42-47
  34. ьянов М.С. Коэффициент полезного действия клинового разжимного устройства. На русск. и англ. яз. // Труды международного симпозиума по фрикционным изделиям и материалам. Ярославль, 2003.
  35. Мамити Г.И., Льянов Коэффициент полезного действия кулачкового разжимного устройства барабанного тормоза. На рус. и англ. яз. // Труды международного симпозиума по фрикционным изделиям и материалам. Ярославль, 2003.
  36. Мамити Г.И., Льянов М.С. Метод определения бокового увода автомобиля // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2004
  37. Мамити Г.И., Льянов М.С., Лобах В.П. Математическая модель процесса торможения мотоцикла. // Известия Горского госагроуниверситета. Владикавказ, 2004
  38. ьянов М.С., Мамити Г.И., Кониев К.Е. Устойчивость трехколесного мотоцикла на повороте с учетом бокового увода // Известия Горского госагроуниверситета. Владикавказ, 2004
  39. Льянов М.С., Мамити Г.И. Устойчивость двухколесного мотоцикла на повороте с учетом бокового увода // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2004
  40. Мамити Г.И., Льянов М.С., Кониев К.Е. Устойчивость мотоцикла с коляской на повороте с учетом бокового увода // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2004
  41. ьянов М.С. Сравнительная оценка кулачкового и клинового разжимных устройств тормозов автомобиля. // Материалы международного симпозиума. Часть 3. Москва, МАМИ, 2005, с. 50-53
  42. ьянов М.С. Поворот двухколесного мотоцикла с учетом бокового увода // Материалы международного симпозиума. Часть 2. Москва, МАМИ, 2005, с. 55-59.
  43. Мамити Г.И., Льянов М.С., Гагкуев А.Е. Универсальный метод экспериментального определения углов бокового увода колесных машин. // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2006.
  44. Мамити Г.И., Льянов М.С., Гагкуев А.Е. Методика обработки результатов дорожных испытаний по определению углов бокового увода колесных машин. // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2006.
  45. Мамити Г.И., Льянов М.С., Кониев К.Е., Гагкуев А.Е. Результаты дорожных испытаний трехколесного мотоцикла и мотоцикла с коляской на устойчивость движения. // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2006.
  46. Мамити Г.И., Льянов М.С., Кониев К.Е., Гагкуев А.Е. Дорожные испытания по определению углов бокового увода колесных машин. // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2006.
  47. Мамити Г.И., Льянов М.С., Гагкуев А.Е. Коэффициент сопротивления уводу мотоциклетного колеса. // Известия Горского госагроуниверситета. Научно-теоретический журнал. Владикавказ, 2006.
  48. ьянов М.С. Коэффициент полезного действия клинового разжимного устройства тормоза. // Материалы юбилейного научного семинара. Москва, МГТУ им. Н.Э.аБаумана, 2006.
  49. Мамити Г.И., Мельников А.С., Льянов М.С., Маринин М.Г. Дисковый тормоз. Решение о выдаче патента № 2006136951/11(040224) от 28.02.2008.
  50. Мамити Г.И., Льянов М.С., Гагкуев А.Е. Устойчивость мотоцикла с коляской на повороте с учетом эластичности шин. Сб. научных трудов АН ВШ РФ, Владикавказ, 2006, с. 97-103.
  51. Мамити Г.И., Льянов М.С., Плиев С.Х., Гагкуев А.Е. Алгоритм расчета критических скоростей колесных машин с эластичными шинами // Известия ФГОУ ВПО Горский госагроуниверситет, т. 44. Владикавказ, 2007, с 114-116.
  52. Мамити Г.И., Льянов М.С. Устойчивость трехколесного автомобиля (мотоцикла) по заносу и опрокидыванию // Материалы Всероссийской НТК. Ижевск, 2007.
  53. Мамити Г.И., Льянов М.С. Устойчивость трехколесного мотоцикла с наклоняющимся кузовом // Материалы Всероссийской НТК. Ижевск, 2007.
  54. Гутиев Э.К., Льянов М.С., Мамити Г.И. Моделирование испытаний трициклов с системами активной безопасности // Материалы Всероссийской НТК. Ижевск, 2007.

Подписано в печать  Заказ 51.

Объем 2 п.л. Тираж 100. Бумага типографская. Формат 6090

362040, Владикавказ, ул. Кирова, 37

Типография ФГОУ ВПО Горский государственный университет

Авторефераты по всем темам  >>  Авторефераты по техническим специальностям