WWW.MASH.DOBROTA.BIZ
БЕСПЛАТНАЯ  ИНТЕРНЕТ  БИБЛИОТЕКА - онлайн публикации
 


«В О О И Ь ОД Р Ж Ы (ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ) ИЗБРАННЫЕ ТРУДЫ А.О. НИКИТИНА Сборник научных трудов М С В 1993 ОКА У К [629.113 + 623.438.33.001 Д ИЗБРАННЫЕ ТРУДЫ А.0.НИКИТИНА Сборник ...»

московский ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

А Т М Б Л Н - О О Н Й ИНСТИТУТ

В О О И Ь ОД Р Ж Ы

(ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

ИЗБРАННЫЕ ТРУДЫ

А.О. НИКИТИНА

Сборник научных трудов

М С В 1993

ОКА

У К [629.113 + 623.438.33.001

Д

"ИЗБРАННЫЕ ТРУДЫ А.0.НИКИТИНА"

Сборник научных трудов

МОСКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ

ИНСТИТУТ (ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ)

Издание МАДИ. 1993 г.. с. 116, рис. 31, табл. 9 .

Сборник содержит избранные труды по теории колесных и гусе­ ничных машин, написанные проф. А.О.Никитиным в разные годы во время работы в ВАБТВ и МАДИ. Рассматриваются вопросы теории по­ ворота гусеничных машин, плавности хода и исследования систем подрессоривания транспортных средств. первые исследования А.О.Никитина по обтекаемости автомобилей .

Ответственные редакторы: д-р техн.наук., проф. А.П.Степанов и канд.техн.наук, доц. В.В.Павлов .

(с;

Московский государственный автомобильно-дорож­ ный институт (технический университет), 1993 Плскссй Псипопич Никитин (ПОЗ - 19711

- 4ПРЕДИСЛОВИЕ 17 октября 1993. года исполнилось 90 лет со дня рождения А.О.Никитина .

Алексей Осипович Никитин (1903-1974) - заслуженный деятель науки и техники РСФСР, д-р техн.наук, профессор, основатель ка­ федры тягачей и амфибийных машин Московского государственного автомобильно-дорожного института (технического университета) .



А.О.Никитин - это крупный специалист в области теории и конструирования гусеничных и колесных машин, автор научных тру­ дов, учебников и монографий. Его научные интересы охватывали проблемы транспортной и специальной техники: от вопросов аэро­ динамики автомобиля до глубокого изучения теории поворота и плавности хода машин. Именно эти направления его исследований и нашли отражение в настоящем юбилейном сборнике, как представля­ ющие наибольший интерес и получившие всеобщее признание. Специ­ алистам известна методика оценки статической поворотливости гу­ сеничных машин, разработанная А.О.Никитиным, и его формула для определения коэффициента сопротивления повороту, использование которых совершили подлинную научно-техническую революцию в тео­ рии машин .

Долгое время профессор А.О.Никитин работал в Академии бро­ нетанковых войск в Москве, а с 1968 года - в МАДИ. Он создал научные школы и направления, подготовил множество докторов и кандидатов наук, научных и инженерных работников .

До настоящего времени творческое наследие профессора А.О.Никитина - его труды служат настольным пособием для работ­ ников КБ, НИИ, заводов, используются преподавателями, студента­ ми и аспирантами вузов. Его методики известны не только в СНГ .

но и за рубежом. Тем не менее, мы осознаем, что многие читатели настоящего сборника впервые откроют для себя этого незаурядного ученого, специалиста и человека .

–  –  –

Из личного листка по учету кадров:

Ф11И АЛЛ Я - Никитин ИЯМ - Алексей ОТЧЕСТВО - Осипович МЕСТО РОВДЕНИЯ - г.Коломна Московской обл .

СОЦИАЛЬНОЕ П О С О Д Н Е РИХЖЕИ из крестьян .

В автобиографии, этом официальном документе, требовавшемся при оформлении на работу, А.О.Никитин собственноручно писал:

"Родился в 1903 году в г.Коломна Московской области в семье служащего. Отец, Никитин Осип Никитич. 1872 года рожде­ ния, русский, по происхождению из крестьян. До революции отец работал по найму в различных городах России. После революции в советских учреждениях, в т.ч. в должности счетовода дер. Гор­ бове Клинского района. Мать, Никитина Наталья Федоровна, 1878 года рождения, по происхождению из крестьян, занималась домаш­ ним хозяйством."





До 18-летнего возраста Алексей Никитин жил с родителями и учился. Окончил начальную школу в г. Данилове Ярославской области и две группы школы 2-й ступени в г. Ярославле. В 1921 го­ ду устроился на Октябрьскую железную дорогу в службу электро­ техники, где с ноября 1921 года по октябрь 1924-го работал электромонтером, а затем мастером 4-го участка дороги. Одновре­ менно А.О.Никитин учился на вечернем рабфаке им. М.И.Калинина .

В 1924 году Алексей поступил в Московский механический институт им. М.В.Ломоносова. Учебу на последнем курсе института он совмещал с работой на автозаводе (ЗИЛе). На заводе прорабоТс1л весь 1929-й год. В январе следующего года А.О.Никитин окон­ чил автомобильное отделение моторно-транспортного факультета института. Ему присвоили звание инженера-механика и выдали сви­ детельство №5319 .

После окончания института Алексей Осипович поступил в ас­ пирантуру, а затем стал работать преподавателем автотракторного института вплоть до июля 1932 года. С момента организации в 1932 году Военной академии механизации и моторизации РККА (в последствии Академии бронетанковых войск - ВАБТВ) Алексей Оси­ пович добровольно вступил в армию и был зачислен адъюнктом кафедры бронеавтомобилей (колесных машин), которую в то время возглавил известный ученый профессор, а позднее академик Е.А.Чудаков .

С ВАБТВ у Алексея Осиповича связаны 36 лет плодотворной (в научном плане) жизни. Приходится только удивляться его энергии, научной эрудиции, опытом конструктора и практика .

Здесь редакторы позволят сделать некоторое отступление от собственно биографии А.О.Никитина и приведут в сокращенном виде воспоминания о кафедре ВАБТВ и ее коллективе, в котором трудил­ ся Алексей Осипович (см. газету "Танкист" от 15 июня 1992 г., с.З). Это, на наш взгляд, поможет непосвященным более правильно оценить творческую атмосферу, существовавшую в ВАБТВ, и вклад в науку и технику молодых отечественных ученых, к каковым принад­ лежал и А.О.Никитин. Хотелось бы сделать это и из-за того, что по ряду причин имя Алексея Осиповича как ученого в отдельных приоритетных направлениях многим известно не на основании лич­ ного знакомства с его трудами. Кроме того, хотя А.О.Никитин на­ много ранее других занимался интересными работами, распростра­ нение получили книги других авторов. Это касается исследований по теории поворота гусеничных машин, динамики машин с нелиней­ ной системой подрессоривания и др .

Итак, как пишет С.Беспалов, автор указанной газетной за­ метки, в октябре 1932 года начались плановые занятия по учебным курсам на автомобильной кафедре академии .

Автомобильная кафедра была одной из профилирующих. Именно поэтому здесь сложились по­ вышенные требования к профессиональной подготовке и другим ка­ чествам научно-педагогического состава. Большое внимание уделя­ лось взаимодействию с КБ промышленности, а также проведению рс^знообразных экспериментальных исследований силами сотрудников кафедры. Одной из постоянных забот преподавательского состава и адъюнктов кафедры было проведение фундаментальных исследований и разработок по боевым и эксплуатационно-техническим свойствам колесных машин, оценке перспектив их конструкции и проч .

Выписка из военного бтста Н К Т Н Алексея Осиповича И ИИ А Прохождение службы в Вооруженных Силах Союза ССР с ?.1932 по 8.1968 г. ;

И.д. адъюнкта 7.1932 по 7.1937 Ьрид. преподавателя академии 7. 1937 по 7. 1940 Преподаватель академии 7. 1940 по 9. 1942 Ст. преподаватель академии 9..1942 по 8.,1968 Именно в этот период, как следует из публикаций А.О.Никити­ на, он увлечен аэродинамикой автомобиля, изучением и анализом конструкций машин, проблемами, связанными с их испытаниями. То есть его работы напрямую были связаны с направлениями научных исследований кафедры .

Начальник кафедры бригинженер Чудаков Е.А. организовал единственную у нас в то время лабораторию по испытанию автомо­ билей, в работе которой самое деятельное участие принимал и А.О.Никитин. Думается, именно такая научная и педагогическая де­ ятельность во многом предопределила последующие интересные раз­ работки Алексея Осиповича по созданию уникальных эксперимен­ тальных установок и стендов. На единственном тогда на кафедре стенде с беговыми барабанами впервые были получены тягово-ско­ ростные (динамические) характеристики серийно выпускаемых ма­ шин. Конструкторская группа кафедры создала проект и построила ходовой макет уникальной машины с колесной формулой 8x8. Именно на этой базе, как пишет С. Беспалов, и удалось установить "эф­ фект циркуляции мощности" для полноприводных машин, о котором в тридцатые годы известно не было. Авторитет кафедры колесных ма­ шин академии РККА был настолько высок, что в 30-е годы без за­ щиты диссертации многие военинленеры и адъюнкты кафедры получи­ ли ученую степень кандидатов технических наук. В 1938 году уче­ ным советом Ленинградского политехнического института А.О.Ники­ тину присуждена ученая степень кандидата технических наук. В том же году он был удостоен звания доцента .

Скудные автобиографические сведения не позволяют просле­ дить о том, как А.О.Никитин от теории и исследований автомоби­ лей увлекся изучением проблем гусеничных машин (танков). Поэто­ му более подробную информацию можно почерпнуть ив воспоминаний учеников и коллег Алексея Осиповича .

Из служебной характеристики Н К Т Н Алексея Осиповича ИИИ А "Инженер-полковник Никитин А.О. работает на кафедре танков с 1932 года, занимаясь научно-педагогической деятельностью. С,

-8апреля 1945 года является профессором кафедры. Один из создате­ лей науки - теории танков, ведущий лектор по этой дисциплине.. .

Его учебники и научные труды широко используются не только в учебном процессе и научно-исследовательской работе академии, но и в конструкторских бюро заводов промышленности и в гражданских вузах. Как опытный и талантливый экспериментатор систематически трудится над совершенствованием методики научных исследований .

Начальник кафедры танков генерал-майор ИТС Л.В.СЕРГЕЕВ 20 августа 1968 года."

В 1952 году Алексей Осипович защитил на кафедре танков докторскую диссертацию (диплом д-ра техн. наук МК-ТП №000090, 1953 г. ), а 26 июня 1954 года решением ВАК СССР он утвержден в ученом звании профессора по кафедре "Гусеничные машины" (аттес­ тат М Р №000131. 1955 г. ) .

П За большую плодотворную научно-педагогическую деятельность инженер-полковник Никитин А.О. в 1962 году удостоен высшей в то время правительственной наградой - орденом Ленина. (Всего он был награаден 7 медалями и 4 орденами, из них: орденами "Крас­ ной Звезды" в 1945 и 1947 г г., "Красного Знамени" - в 1953 г. ) .

В 1965 году Президиумом Верховного Совета РСФСР ему присуждено почетное звание заслуженного деятеля науки и техники .

В 1968 году начинается новый этап в жизни и деятельности проф. А.О.Никитина: он переходит на работу в МАДИ .

Из приказа №262 (л.с.) от 27 августа 1968 года по Московскому автомобильно-дорожному институту § 14 Н К Т Н Алексея Осиповича - д-ра техн. наук, профессора И ИИ А зачислить с 27 августа 1968 года исполняющим обязанности заве­ дующего кафедрой Тягачи и подъемно-транспортные машины.. .

В сентябре 1968 года проф. А.О.Никитин решением Совета М Д (протокол №3 от 17.09.68) избран на должность заведующего АИ указанной кафедры ("единогласно"). На ней он проработал вплоть до своей смерти 30 ноября 1974 г .

За эти 6 лет он не только основал новую кафедру на тепе­ решнем конструкторско-механическом факультете МАДИ. но и создал

-9в институте свою научную школу, подготовил множество учеников кандидатов наук, создал новые курсы, выпустил значительное чис­ ло учебных пособий, заложил материально-техническую базу лабо­ ратории кафедры, сформировал его молодой коллектив. Последними аспирантами на кафедре тягачей в МАДИ у Алексея Осиповича Ники­ тина были: Коняев А.Б. (1972 г. ) - ныне заведующий кафедрой де­ талей м^ин и теории механизмов института, Павлов В.В. (началь­ ник учебно-методической части МАДИ) и Аксенов В.И. (1973 г.) .

Котович С В. (1974 г.) - заведуюшмй лабораторией кафедры тяга­ чей и амфибийных машин .

Преемником по заведованию кафедрой (кроме профессоров К.А .

Талу и А.П.Степанова) в настоящее время является ученик Алексея Осиповича, бывший его студент и дипломник, доц. В.В.Кувшинов, в научно-педагогической судьбе которого не последнюю роль играл и А.О.Никитин .

–  –  –

Познакомился я с Алексеем (Эсиповичем Никитиным в начале 1939 г., когда после окончания инженерного факультета Военной академии бронетанковых войск (тогда Военной академии механиза­ ции и моторизации РККА), стал адъюнктом (аспирантом) кафедры "Танки", где А.О.Никитин был преподавателем. К этому времени Алексей Осипович уже был кандидатом технических наук и доцен­ том, прошедшим хорошую научную "школу" у Е.А.Чудакова по авто­ мобилям.

Его научной специальностью была теория движения машин:

сначала колесных (он занимался изучением обтекаемости автомоби­ лей и проблемами уменьшения сопротивления воздуха при движении машин), а затем - гусеничных .

Несмотря на то, что на кафедру "Танки" он пришел не сразу после создания ВАБТВ (и кафедры) в 1932 г.. а через некоторое время, когда здесь уже имелась "могучая кучка" теоретиков, чи­ тавших лекции по теории танка (В.И.Заславский, Я.Е. Бинович, Н.И.Груздев. А.А.Прокофьев, А.С.Антонов), тем не менее, вскоре после окончания войны, именно Алексей Осипович становится ос­ новным лектором по курсу "Теория танка", ведущим специалистом кафедры в области теории движения гусеничных машин. Изданные под его руководством в 1956 и 1962 гг. учебники по "Теории тан­ ка" подтверждают это .

Соавторы: А. Б. Коняев, В.В.Павлов .

- 12 По складу своего характера и наклонностям А.О.Никитин был одновременно талантливым экспериментатором и испытателем. Труд­ но переоценить его роль в разработке стендов кафедры танков и создании различной измерительной аппаратуры и оборудования для испытаний. Им были обеспечены также лабораторные работы, прово­ димые в Академии по курсу "Теория танка", проведены полевые (ходовые) испытания по оценке тяговых качеств, подвижности тан­ ков (прямолинейное движение, поворот, разгон, плавность хода, движение на плаву) .

Научный вклад А.О.Никитина в теорию движения гусеничных машин состоял в фундаментальных исследованиях, обобщенных им в докторской диссертации. В ней он изложил новую стройную теорию поворота, учитывающую изменение сопротивления повороту от ради­ уса поворота машины в виде аналитической зависимости. Это поз­ волило правильно оценить влияние рекуперации мощности при пово­ роте. Им предложена своя, нашедшая широкое применение, методика оценки тяговых качеств гусеничных машин при повороте, основан­ ная на использовании тяговой характеристики поворота .

Велика заслуга А.О.Никитина и перед отечественным тан­ костроением. Это послужило основанием для присвоения Алексею Осиповичу почетного звания "Заслуженный деятель науки и техники Р€ФСР" и награждения орденом Ленина. Такой награды в истории ВАБТВ удостаивались немногие. В Указе о награждении отмечалось, что награждается он за..."достижения в науке и подготовке кад­ ров". Вспоминая Алексея Осиповича, хочется выделить такие его качества как простота и отзывчивость при взаимоотношениях с людьми, независимо от занимаемого ими положения в обществе .

Славы он никогда не искал. Щедро делился с другими своими науч­ ными поисками и достижениями, распространяя их на всех участни­ ков совместной работы. Как ученый и человек он пользовался большим уважением. Имел много друзей, но не выносил скучных лю­ дей, которые встречаются и среди ученых. Многие сейчас вспоми­ нают с теплотой традиционно проводимые после испытаний по курсу "Теория танков" вечера в академическом лагере "Сенеж". Происхо­ дило прощание с лагерем, а зачинателем обычно был Алексей Оси­ пович. Слушатели Академии собирались на берегу озера, у костра, с шашлыками и лирическими песнями под гитару до поздней ночи .

Такие встречи у нас стали традиционными. К ним много готови­ лись, и они развивали чувство товарищества и офицерского братства. Прекращение работы в ВАБТВ (в связи с уходом А.О.Никитина в отставку) явилось большой утратой для Академии .

В.А.Балдин

НАСТАВНИК, ТОВАРИЩ, КОЛЛЕГА

(Воспоминания адъюнкта ВАБТВ 1949 года о руководителе по кандидатской диссертации;

После окончания войны 1941-45 гг. возобновился институт адъюнктуры (аспирантуры) в ВАБТВ. В период с 1947 по 1950 гг .

мне посчастливилось работать под руководством А.О.Никитина. С теплотой и глубоким уважением вспоминается мне этот интересный человек: большой ученый, педагог, экспериментатор и увлекающий­ ся жизнелюб .

Первыми руководимыми им соискателями были В.А.Петров и я .

К этому времени у Алексея Осиповича уже сложились четкие предс­ тавления о необходимости проведения фундаментальных исследова­ ний по теории танка и совершенствованию науки о танках вообще .

А.О.Никитин, инженер-полковник, канд. техн. наук и доцент к мо менту нынего знакомства накопил солидный опыт в обл^чсти изуче­ ния динамики колесных и гусеничных машин. Так, он хорошо себе представлял положение дел на Кумердорфском танковом полигоне в Германии (см. список трудов А.О.Никитина) .

Алексей Осипович принимал непосредственное участие в про ектировании и руководстве проектированием испытательных стендов танковой лаборатории на инженерном факультете Академии в ]',|44 г. Проектирование осуществляли выпускники ВАБТВ. гражданские инженеры различных специальностей. А.О.Никитину удалось пра­ вильно наметить задачи, сплотить молодых специалистов, стремив шихся в то время на фронт. Сложный эскизный проект был закончен всего за 1,5 месяца. Рабочее проектирование, изготовление раз­ рабатываемых стендов и их монтаж осуществлено после окончания войны. А по результатам лабораторных испытаний танков в 1949 г .

мною и Н.М.Кристи под редакцией А.О.Никитина издано специальное учебное пособие .

В этот же период в Академии началось бурное развитие по­ левой базы по испытанию техники. Изготавливались специальные приборы и оборудование, применялось тензометрирование и осциллографирование физических процессов. Этим.мгшимался Алексей

- 14 Осипович. Проводимые исследования четко обозначили пробелы в вопросах взаимодействия гусеничного движителя с грунтом. Необ­ ходимо было выработать методики правильной количественной оцен­ ки сопротивлений прямолинейному движению и повороту гусеничного движителя, а также коэффициента сцепления гусениц с грунтом .

Эта большая задача, наряду с изучением проходимости танков по "слабым грунтам", решалась натурными испытаниями, многочисленных объектов техники. Проводились также испытания элементов ходовых частей на полевых установках и в лабораторных условиях. Резуль­ татами этих работ явились написание и защита кандидатских дис­ сертаций В.А.Петровым по сопротивлению движению и мною по сцеп­ лению гусениц с грунтом. Был также накоплен богатый научный ма­ териал по вопросам теории поворота, положенный в основу док­ торской диссертации А.О.Никитина .

Именно на данном этапе А.О.Никитиным была получена из­ вестная зависимость коэффициента сопротивления повороту в функ­ ции кривизны траектории. Удалось впервые в мире количественно и правильно объяснить тяговые качества машин с различными меха­ низмами поворота. К слову сказать, среди близких друзей формула Алексея Осиповича любовно именовалась "зависимостью мюкитина" (по букве греческого алфавита "мю") .

Только очень критическим подходом можно объяснить то, что докторскую диссертацию по результатам своих исследований А.О.Никитин защитил в 1952 г., хотя научный материал им был по­ лучен гораздо раньше. Замечу, что интерес к теории поворота гу­ сеничных машин и эксперименту был присущ Алексею Осиповичу на протяжении всей его жизни. Об этом, в частности, свидетельству­ ют и кандидатские диссертации его последних аспирантов А.Б.Коняева и В.В.Павлова. До последних дней, уже будучи тяжело больным и находясь в госпитале им. Н.Н.Бурденко, он продолжал планировать дальнейшие исследования по теории машин .

Большой ученый, опытнейший педагог, заслуженный деятель науки и техники, профессор и авторитетнейший консультант для работников промышленности и НИИ, Алексей Осипович был всегда отзывчивым товарищем, доброжелательным во всех отношениях, ин­ тересным собеседником, в компаниях и любезным мужчиной! Он всегда увлекался•спортом - был хорошим лыжником, а летом любил "грибную охоту" и лес. Настоящую охоту он не очень жаловал, хо­ тя и имел ружье. Помнится, когда мы недалеко жили друг от друга, именно Алексей Осипович был часто инициатором нашего похода на каток. Он хорошо катался и танцевал на фигурных коньках, по­ этому всегда был окружен интересными друзьями и партнершами .

А.О.Никитин вырастил и воспитал двух достойных сыновей Виктора, военного инженера, и Андрея, доцента кафедры "Автомо­ били" МАДИ. Работая в настоящее время профессором кафедры "Де­ тали машин и ТММ", я на всю жизнь сохранил теплую память об Алексее Осиповиче Никитине, жизнь которого достойна подражания .

Думаю, что такого же мнения придерживаются все знавшие этого человека по совместной работе и личному общению .

С.С.Буров

ДРУГ И УЧИТЕЛЬ

(Воспоминание адъюнкта кафедры танков ВАБТВ 1949 г.) Алексей Осипович Никитин прослужил в ВАБТВ 34 года, отдав становлению и развитию наиболее эффективного рода сухопутных войск лучшую и большую часть своей творческой жизни .

Я познакомился с ним и стал работать под его руководством на кафедре танков с 1947 года. В это время А.О.Никитин находил­ ся уже в расцвете творческих сил, занимая достойное место в плеяде русских ученых-танкистов, таких как Н.И.Груздев, А.И.Благонравов, П.И.Иванов, А.Г.Козлов, Л.В.Сергеев, В.В.Тара­ сов, К.А.Талу, Н.А.Малиновский, П.М.Волков. А.С.Антонов, А.А.Прокофьев и др. Ему более импонировала научная, творческая деятельность, нежели преподавательская или методическая работа .

Так, "львиную" долю своего труда он посвятил теоретическим исс­ ледованиям поворота гусеничных машин на грунте, изобретению и конструированию экспериментального оборудования, скрупулезной проверке теоретических результатов опытным путем. Метод его мышления характеризовался настойчивостью и неотступностью, если какой-либо сложный вопрос не находил быстро своего решения. В таких случаях А.О.Никитин привлекал к поиску верного решения своих учеников, иногда ставил специальный эксперимент. Он не успокаивался до тех пор, пока не достигалась полная ясность .

Тяговый расчет поворота танка составил основу его докторс­ кой диссертации, блестяще защищенной в 1952 г .

Долгое время работая на кафедре танков ВАБТВ, могу ваверить, что научное наследие Алексея Осиповича бережно хранится и широко используется. Вспоминая его, могу сказать, что вдумчи­ вый, заботливый и индивидуальный подход к каждому обучаемому гарантировал А.О.Никитину как педагогу искреннее уважение и глубокие симпатии со стороны слушателей, адъюнктов и преподава­ телей. Он неизменно выступал вожаком молодежной части препода­ вателей кафедры, готовил достойную смену себе в ВАБТВ .

Круг интересов А.О.Никитина не ограничивался одними слу­ жебными делами. Его интересовал и личный автомобиль, семья, ху­ дожественная литература и искусство, спорт, туризм... На все хватало времени. Считаю для себя великой честью быть одним из многочисленных учеников Алексея Осиповича, последователем этого замечательного человека .

В.В. Павлов

УЧИТЕЛЬ И ПЕДАГОГ

(Воспоминания студента М Д 1965-70 г г., АИ инженера кафедры тягачей и ПТМ, аспиранта) Алексей Осипович Никитин преподавал нам, студентам специ­ альности "Механическое оборудование автоматических установок" МАДИ, дисциплину "Транспортные средства" ("тягачи" - как в оби­ ходе ее называли и мы, студенты, и работники деканата) .

Нас, молодежь, удивляла увлеченность и эрудиция Алексея Осиповича. Впоследствии, когда я стал работать на кафедре, мне открылись и другие его человеческие качества: глубокая порядоч­ ность, скромность, внимательность к своим молодым сотрудникам .

. Должен сказать, что, как заведующий кафедрой, А.О.Никитин установил порядок сдачи экзаменов аналогично их проведению в ВАБТВ. Это было для студентов 4-го курса необычно и вызывало беспокойство. Согласно заведенному порядку, студенты (по 3 чело­ века), получив билет и ознакомившись с его содержанием, выходи­ ли к доске, писали письменные ответы на вопросы билета .

Экзамен принимала комиссия, в которую, помимо А.О.Никитина, входил еще один наш лектор - проф. К.А. Талу и 1- 2 доцента кафедры, как правило, Г.И.Гордеев и А.Ф.Кравцев. Оценка "отлично", получен­ ная на экзамене по "тягачам", пожалуй, кроме всего прочего, предопределила»мою судьбу после окончания МАДИ: получив предло­ жение от А.Ф.Кравцева. я остался работать на кафедре, хотя было

- 17 огромное желание поработать в промьппленности в отделе испытаний машин. Должен сказать, что мне повезло в жизни на знакомство и творческие контакты с известными учеными, конструкторами и практиками в области создания и испытания машин. К числу таких людей, безусловно, можно отнести проф. К.А.Талу, доц. А.Ф.Крав­ цева. главных конструкторов В.А.Грачева, Н.А.Астрова и др .

С 1968 года (еще будучи студентом) по 1970 год я и Андр^ и Коняев работали под руководством А.Ф.Кравцева с ОКБ ЗИЛа, ко­ торое в то время возглавлял д-р техн. наук В.А.Грачев. М вы­ ы полняли новую экспериментальную работу и защитили на ее базе дипломные проекты в 1970 году .

В 1971 году меня и А.Коняева включили в соисполнители хоз­ договорной темы №26/71 (№760) "Исследование конструктивных и эксплуатационных параметров наземных транспортных средств". А все началось с предложения от А.О.Никитина включиться в проек­ тирование стенда для испытания гусеничных движителей, предпола­ гая его изготовление в последующем и проведение на его базе исследований, результаты которых представлялись весьма диссертабельными. Разработанная конструкция стенда оказалась ориги нальной и патентоспособной. Поэтому мы, А.О.Никитин, А.В.Коняев и я, получили впоследствии авторское свидетельство на изобрете­ ние (№450091) .

Мне отводилась роль ведущего конструктора. Помню, КЗУ: М Ы горячо спорили с Алексеем Осиповичем, каглдый отстаиьая свое мнение. Приходилось удивляться неиссякаемым оригинальным пред­ ложениям, которые делал А.О.Никитин по ходу работы над проек­ том. Часто мы с ним встречались задолго до официального начала работы в СПКБ (студенческом проектно- конструкторском бюро), где у меня было рабочее место. Работа подходила к концу. Надо было искать спонсоров или заказчиков на изготовление стенда. Так мы встретились с главным конструктором д-ром техн. наук Н.А.Астро­ вым. Советовались мы также и с коллегами из Московского лесо­ технического института, преподавателями Киевского высшего тан­ кового училища и другими специалистами .

Н.А.Астров к нашему проекту подошел с пониманием, но вос­ торга по поводу финансирования его, конечно, не выразил (проект в ценах 1970-х годов оценивался примерно в 25 тыс. руб.*) и предложил поискать какую-либо альтернативу. Это было вызвано его желанием не только сэкономить финансы, но, главное, пениманием того, что изготовление довольно сложной конструкции зат­ руднит серийный выпуск машин и работу ОКБ .

В разговоре с Н.А.Астровым мы предложили новый способ ис­ пытания гусеничных машин, где имитатором внешних сил и моментов должна быть реактивная тяга. В качестве источника создания та­ кой тяги остановились на турбореактивном двигателе (ТРД). Хотя работу мы начали в 1972 году, но закончили ее много позже, пос­ ле смерти Алексея Осиповича. Однако последним трудом А.О.Ники­ тина, опубликованным после его смерти, явилось авторское свиде­ тельство на изобретение (№594426), соавторами которого были и мы - А.Б.Коняев и я .

Проведя многочисленные исследования на экспериментальной гусеничной машине, оснащенной ТРД, А.Б.Коняев и я защитили кан­ дидатские диссертации: Андрей - в 1978 г. в М Т им. Н.Э.Баума­ ВУ на на тему "Исследование тяговых качеств гусеничных машин при повороте на деформируемом грунте", а я - в 1982 г. в М М на АИ тему "Исследование динамики поворота транспортных гусеничных машин на деформируемом грунте". Жаль только, что признание у специалистов наши исследования, начатые под руководством Алек­ сея Осиповича, получили уже после его кончины .

Благодарность и самыо лучшие воспоминания о нашем учителе Никитине Алексее Осиповиче - у нас сохранились на всю жизнь .

Новый же подход к теории гусеничных машин и методы исследований позволили нам, ученикам А.О.Никитина, помимо прочих результа­ тов, доказать, что даже при отсутствии внешних поперечных сил у гусеничных машин при повороте наблюдается продольное смещение полюса поворота, а это влияет и на боковой занос машин (А.Б.Ко­ няев). К тому же такой подход позволил разрешить теоретически спор Между А.О.Никитиным и его товарищем В.В.Тарасовым о соот­ ношении буксования и юза гусениц (В.В.П.чвлов). Как оказалось также, наши исследования оперелили аналогичные работы, проводи­ мые под руководством д-ра техн. наук проф. Е'.И.Красненькова в М Т им. Н.Э.Баумана, хотя и с других погт'.иций. А это в науке, ВУ как известно, весьма важно и свидетельствует о прозорливости научного руководителя .

Таковы мои воспоминания об А.0.Н^^К1IТИН'^, дело которого продолжается на созданной им ь М Д кафедре .

АИ

19 ИСХ'ЛЕДОВАНИЯ ПО АЭРОДИНАМИКЕ И

ЭКОНОМИЧНОСТИ МАШИН''

1.1-. ОБТЕКАЕМОСТЬ И ЭКОНОМИЧНОСТЬ АВТОМОБИЛЯ

Развитие и улучшение автомобильных дорог, повышение макси­ мальной' скорости автомобиля и необходимость экономии горючего заставили существенным образом изменить внешнюю форму авь.моОи ля .

Прогресс в этой области продолжается; конструкторская мысль много работает над улучшением конструкции, изыскивая и новые формы. Если на данном этапе развития нашего автомобилестроения и при современном состоянии дорог мы еще копируем лучшие амери канские образцы, то уже в самое ближайшее время мы должны будем создать собственные конструкции, более приспособленные к нашим требованиям. В частности, с ргизьитием сети специальных автомо­ бильных дорог нам понадобятся Онстроходные машины, азродинами ческие качества которых будут играть не последнюю роль .

1.2. аЖШЫЕ ПОЖШШЯ ЛПРОДИИАМИКИ Уменьшение сопротивлений, возникаюшлх при работе той или иной машины, повседненная задача технической мысли. Движению автомобиля одной из наиболее сложных современных машин пре пятствуют различные сопротивлении, в бал.шсе которых з.^мстное место занимает аэродинамическое сопротивление. По подсчетам английского инж. Сарнея ША ежегодно теряет до 500 млн.долл .

толькс^ потому, что автомобильные заводы не уделяют достаточногс вним:1ния обтекаемости и придерживаются стар^^:•. конструкций куэо ВОВ. Однако !1режде Ч' м говорить о соьрем( иных конструкциях кзовов и тех и:^м"мениях шасси, которые выэв.чны применением чтих кузовов, рассмотрим оснопные принципы л'родин.-ииики и пксш'ри ментальные данные по обте1^и мости, полученные различными иссле дователями .

–  –  –

3. Сопротивление пропорционально квадрату скорости движе­ ния:

Р;, пропорционально у*^ .

Эти положения были выведены Ньютоном и справедливы для ско­ ростей от нескольких м/сек до скорости звука. В эти пределы ук­ ладываются все скорости, которых можно практически достигнуть при современных средствах передвижения. Как известно, скорость звука равняется 330 м/сек, а быстроходные гоночные автомобили развивают скорость 130 м/сек .

Правда, сопротивление воздуха на столь больших скоростях не определялось, и возможно, что при таких скоростях сопротивление будет возрастать не пропорционально квадрату скорости, а нес­ колько быстрее .

Объединяя все три положения и вводя коэффициент пропорцио­ нальности к, можно написать равенство:

Р», = крРу2. (1.1) Коэффициент к. называемый коэффициентом сопротивления воз­ духа, зависит главным образом от формы тела, его положения от­ носительно потока воздуха, от характера и состояния поверхности тела, точнее - от степени ее шероховатости (или гладкости). и

–  –  –

Р», = К-Гу2 .

При этом коэффициент К, также называемый коэффициентом аэроди1!^^.',' некого сопротивления, уже не будет отвлеченным числом, поскольку он включает в себя в качестве составляющей массовую плотность воздуха, и размерность его будет кГс-се/с^ Так как плотность воздуха изменяется в зависимости от тем­ пературы и барометрического давления, то оценка результатов ис­ пытаний должна производиться при одинаковых условиях, т.е. при­ веденных к температуре 15° С и давлению 735 мм ртутного стол­ ба. Ейлводя закон сопротивления среды, Ньютон исходил из положе­ ния, что тело вследствие своего движения сообщает некоторую скорость частицам среды, преодолевая силы ее инерции. Сопротив­ ление среды равно сумме этих сил инерции .

Сопротивление среды является следствием трех факторов:

1. давления встречных частиц воздуха; это сопротивление изменяется пропорционально квадрату скорости .

2. Трения потока воздуха о поверхность автомобиля в тех случаях, когда этот поток параллелен какой-либо части автомоби­ ля .

3. Понижению давления позади кузова; :^то разрежение изменя­ ется пропорционально квадрату скорости .

в теории автомобиля величина к из уравнения (1. 1) назы­ вается коэффициентом пропорциональности, величина же к из урав­ нения (1.2) - коэффициентом сопротивления воздуха, понимая под ним количество кГс силы, необходимой для поддержания скорости 1 н/сек лобовой плошади 1 кв. м в ВОЗДУШНОЙ среде. Ред .

- 22 ВЛИЯНИЕ ОБТЕКАЕМОСТИ КУЗОВА НА ЭКОНОМИКУ

АВТОМОБИЛЯ ФОРД-А

–  –  –

Кривая М м I на ри. .

Рис.1.3 .

1.3 и есть аналогичная кри Рабочий баланс автомобиля вая для авт(мо6иля с обто Ф';рд А с обтекаемым и н()р каемым кузовом .

мальным кузовами Заштрихованная область между кривыми М„" + Мп и N I есть избыток мощности, полу ч:1смчй за счет лучшей обтеюемости кузова .

Запас мощности N1,° для автомнГлши с обтекаемым кузовом зн.ч

- 24 чительно возрастает. В особенности повышаются динамические ка­ чества на больших скоростях. Так, максимальный запас мощности в случае обтекаемого кузова соответствует более высокой скорости, а именно: для автомобиля с нормальным кузовом тах = 18.4л.с .

при уа = 55 км/ч, а для автомобиля с обтекаемым кузовом Nи тах = 23.8 Л.С. при Уа = 70 КМ/Ч. Таким образом, повышение запаса мощности при этом 29,3%. На малых скоростях, как и сле­ довало ожидать, динамические качества за счет обтекаемости по­ вышаются мало. Так. максимальный подъем для автомобиля с нор­ мальным кузовом будет Ь = 9,8% при Уа = 19 км/ч, а обтекаемого Г = 10.27% при Уа = 26 км/ч .

Обтекаемость кузова более резко сказывается на повышении динамических качеств при больших скоростях. Так, максимальная скорость, которую может развить автомобиль на ровном участке пути, для нормального кузова Уа - 95 км/ч, а для обтекаемого Уа = 118 км/ч, т. е. на 24,2% выше .

При движении на подъемах преимущества обтекаемого кузова снижаются, что видно из табл.1.1 и рис.1.4 .

–  –  –

Кук = :з коэффициент сопротивления к соответстьубЗ-75 ет условию, когда воздух не перемещается относительно дороги .

При наличии ветра воздух имеет это движение. При отсутствии трения о дорогу сила сопротивления воздуха была бы совершенно такой же, как если бы автомобиль двигался со скоростью, равной скорости автомобиля плюс скорость ветра. Скорость потока возду­ ха рагл;г-1на по высоте потока и постепенно уменьшается по мере приближения к полотну дороги. Для различны-, типов кузовов влия­ ние дороги сказывается по-разному. Дли итт, у которых в ре­ зультате влияния дороги появляется вертикальная сила, прижимаю щая к дороге (случай отрицательного подъема), скорость воздуха под автомобилем больше, чем над ним. Пониженная скорость ветра непосредственно над полотном дороги, по сравнению со скоростью воздуха над машиной, уменьшает силу отрицательного подъема, т. е. выравнивает скорости воздуха над автомобилем и под ним, снижая тем самым общее сопротивление воздуха .

Для машин с положител1)НЫМ подъемом в результате влияния до­ роги наблюдается обратное явление .

Разобранный вопрос имеет чисто теоретическое значение .

Практически же, принимая во внимште небольшую высоту слоя воз­ духа, перемешающегося непосредственно над полотном дороги с по­ ниженной скоростью, влиянием этого фактора можно пренебречь и

- 28 пользоваться формулой (1.6) как вполне отвечающей действитель­ ным условиям. При помощи формулы (1.6) подсчитаны сопротивления движению М + Кг и запас мощности Ки при различных скоростях « встречного ветра .

Для автомобиля с нормальным кузовом расход топлива на 100 км пути после определенного минимума обычно резко возрастает с увеличением скорости, т. е. пределы скорости, соответствующей экономической работе, очень ограничены. У автомобиля с обтекае­ мым кузовом условия более благоприятны. Расход топлива с повы­ шением скорости движения увеличивается не так резко, как у ав­ томобиля с нормальным кузовом. Таким образом пределы скорости, соответствующей экономичной работе, здесь значительно шире. Во­ обще экономичными мы считаем скорости, при которых расход топ­ лива не превышает 15% сверх минимума, соответствующего данному профилю дороги. При ровной дороге экономичны скорости от 25 до 65 км/ч для автомобиля с обтекаемым кузовом и от 21,5 до 47,5 км/ч для автомобиля с нормальным кузовом .

Влияние экономичности автомобиля Форд А при движении с встречным ветром можно проследить из графика (рис.1.6) .

В случае попутного ветра преимущества обтекаемого кузова сказываются в меньшей степени. В табл. 1.2 даны соотношения максимального запаса мощности для обеих моделей .

–  –  –

Остается разобрать еще вопрос о влиянии бокового ветра. Ему часто не придают никакого значения, считая, что боковой ветер, дующий перпендикулярно к направлению движения автомобиля, не создает никакого аэродинамического эффекта, вызывая лишь не­ большое увеличение сопротивления качению за счет боковой дефор­ мации шин .

–  –  –

Представим себе автомобиль .

двигающийся с определенной ско­ ростью и обдуваемый ветром сбоку под углом в 90°. Если пренеб­ речь влиянием дороги (трением воз­ духа о дорогу), то условия езды будут такими же, как если бы авто­ мобиль обдувался воздухом под не­ которым углом со скоростью, равной Рис. 1.7 .

геометрической сумме скоростей [влияние бокового ветра на встречного потока воздуха и ветра скорость обдува автомобиля (рис.1.7) .

Разберем пример. Автомобиль двигается со скоростью У,^ = 30 км/ч и на него сбоку дует ветер под углом 90° тоже со скоростью 30 км/ч. Складывая скорости встречного и бокового ветра Уа и и .

получим /уа^ + = /ЗО^ + 30^ = 42.5 км/ч .

- 30 При лобовой площади автомобиля Р = 2,3 и коэффициенте сопротивления к = 0,397, сопротивление воздуха при отсутствии бокового ветра равно 8,35 кГс .

Если бы площадь Р сечения автомобиля, перпендикулярного ре­ зультирующему вектору Р = V + и, была тоже 2,3 А/^ И коэффи­ циент сопротивления воздуха к при обдуве автомобиля сбоку также 0,397, то сопротивление боковому обдуву составило бы 16,7 кГс .

Раскладывая это сопротивление на два направления - направ­ ление ветра и направление движения, получим;

Р,,^ = Ру, = Р/-С0545° = 11,82 кГс .

–  –  –

Поворот ГМ*^ осуществляется в результате изменения моментов на ведущих колесах и скоростей движения забегающей, и отстающей гусениц при помощи механизмов поворота. При повороте вследствие вертикальной деформации грунта гусеницами возникают силы сопро­ тивления поступательному движению гусениц, а вследстви'- бокового перемещения траков - силы сопротивления вращательному движению нижних опорных ветвей гусениц по грунту. Последние образуют мо мент, называемый моментом сопротивления повороту ГМ. Этот момент преодолевается поворачивающим моментом, вызванным силами тяги на гусеницах. Силы же тяги на гусеницах создаются двигателем при по­ мощи механизма поворота и гусеничного движителя, взаимодействую­ щего с грунтом. Процесс изменения моментов на ведущих колесах и пропорциональных им сил тяги на гусеницах сопровождается измене­ нием скоростей гусениц .

Сила тяги на забегающей гусенице возникает так же. как и при прямолинейном движении. Сила же на отстающей гусенице в большинстве случаев возникает при торможении ее с помощью тор­ мозных элементов механизма поворота .

'^•чпргь и далее, где целесообразно, введено обшее обозначе­ ние -ГИ- м я г?«нй^Щ« нашин всех типов (танков и ПРОЧ. ). Ред .

- 34 В случае действия только силы тяги на забегающей гусенице при отсутствии силы торможения на отстающей Г поворачивается М во многих случаях с очень большим радиусом Гс - радиусом свобо­ дного поворота. Поворот с меньшими радиусами возможен только в результате принудительного уменьшения скорости отстающей гусе­ ницы. В этом случае отстающая гусеница упирается в грунт и со стороны грунта возникает касательная реакция, направленная про­ тив движения. В отдельных случаях, когда сопротивление поступа­ тельному движению гусениц велико, а сопротивление повороту нез­ начительно, сила на отстающей гусенице может быть даже направ­ лена по движению" Г и являться силой тяги. В этом случае про­ М цесс образования силы тяги на отстающей гусенице аналогичен об­ разованию ее на забегающей гусенице .

Поворот сопровождается буксованием забегающей гусеницы и юзом отстающей. Когда же к отстающей гусенице приложена сила, направленная по движению, отстающая гусеница также буксует .

Рассмотрим более подробно взаимодействие опорных поверхнос­ тей гусениц в случае поворота Г с торможением отстающей гусе­ М ницы. В процессе поворота вследствие перемещения траков по грунту со стороны грунта возникают касательные реакции .

Если предположить, что полюса поворота опорных поверхностей гусениц, т. е. мгновенные центры вращения этих поверхностей О'г и 0'1 совпадают с их геометрическими центрами О2 и О1 (рис.2.1), то касательные реакции со стороны грунта не создадут продольных составляющих, и силы Рг и Р1 будут равны нулю. В этом случае касательные реакции ДГ создают только момент сопро­ тивления повороту .

При поперечном смещении полюсов поворота опорных поверхнос­ тей гусениц, как показано на рис.2.2, касательные реакции грун­ та ДР создадут как поперечные ДЗ2 и Д31, так и продольные сос­ тавляющие ДР2 и ДР1. Первые создадут момент сопротивления пово­ роту, а вторые - силу тяги на забегающей и силу торможения на отстающей гусеницах .

Так как на опорных поверхностях гусениц имеются грунтозацепы, то касательные реакции грунта ДР не будут располагаться на одной прямой с вектором скорости V. как показано на рис.2.2 .

Чем больше буксование и юз гусениц, а следовательно, и больше смещение полюсов поворота гусениц, тем, при прочих равных уело

–  –  –

•) Теория перемещений с буксованием (юзом) разработана А. Б.Коняевым. учеником А. О. Никитина. Ред .

37 К где Ь - длина опорной поверхности гусеницы;

Р - радиус поворота .

(Зсхзтветственно для отстающей гусеницы при отсутствии юза (^/2)2 51 = .

2(К - В) Таким образом, длина траектории перемещения трака по грунту обратно пропорциональна радиусу поворота. Поэтому следует ожи­ дать, что момент сопротивления повороту будет увеличиваться с уменьшением радиуса поворота, так как при этом увеличивается деформация грунта .

На больших радиусах сопротивление повороту будет небольшим, поскольку траки относительно грунта не сдвигаются, а смещаются вместе с грунтом относительно нижележащих слоев. При этом каса­ тельные реакции грунта не достигают значения сил трения сколь­ жения .

На малых радиусах поворота сопротивление повороту будет иметь- максимальное значение за счет большой деформации грунта, когда касательная реакция грунта равна сумме сил трения, сил сопротивления уплотнению и сдвигу грунта и сопротивления смеще­ нию вала земли .

Следует иметь в виду, что продольные составляющие касатель­ ных реакций образуются в основном реакциями группы "А", дейс­ твующими на нижнюю часть траков, в то время как поперечные сос­ тавляющие образуются всеми видами реакций грунта, включая и ре­ акции, действующие на торцовую поверхность траков и катков .

Поэтому при уменьшении радиуса поворота, когда доля момента сопротивления повороту от поперечных реакций грунта, действую щих на торцовые поверхности траков и катков, увеличивается в общем увеличивающемся моменте сопротивления повороту, необходи мые продольные составляющие касательных реакций обеспечиваются вследствие большего буксования и юза гусениц. При большем бук­ совании и юзе гусениц касательные реакции грунта, действующи(!

на нижнюю поверхность гусениц, будут больше отклоняться в сто­ рону продольных осей и большая доля этих касательных реакций пойдет на образование продольных сил. Опыт подтверждает приве­ денный качественный анализ характера взаимодействия гусениц с грунтом при повороте ГМ .

- 38

<

2.1.2. Коэффициент сопротивления повороту

Многочисленные исследования по определению сопротивления повороту, проведенные А.О.Никитиным, позволяют установить общие зависимости для различных ГМ. При обобщении экспериментальных данных по сопротивлению повороту различных машин обычно исполь­ зуется весьма упрощенная условная расчетная схема сил сопротив­ ления повороту. Эта расчетная схема предполагает, что нормаль­ ное давление опорных поверхностей гусениц на грунт распределено равномерно по длине гусеницы (рис.2.3) и что поперечные реакции со стороны грунта на опорную поверхность пропорциональны нор­ мальной нагрузке. Коэффициент пропорциональности между попереч­ ными реакциями грунта и нормальным давлением называется коэффи­ циентом сопротивления повороту и обозначается через р. .

Момент сопротивления повороту равен Мс = цОЬ/4, (2.1) а суммарные поперечные реакции грунта на гусеницы (см.рис.2.3) 52 =52= 51 =31= .

Коэффициент [1 не является постоянной величиной.

На основа­ нии опыта установлена следующая зависимость коэффициента сопро­ тивления повороту от радиуса поворота:

М. =. (2.2) а +Ь В где Гт- теоретический радиус поворота (гт = р т ) ;

М«1ах - значение р. при Гт = В/2 ;

а и Ь - опытные коэффициенты .

Опытный коэффициент а = О,9...О,985. В дальнейших расчетах будем принимать наиболее характерное значение этого коэффициен­ та, а именно: а = 0,925. Коэффициент Ь равен 0,15 .

В действительности эпюра поперечных сил значительно отлича­ ется от условной схемы так же, как и эпюра нормальных давлении .

- 39 но, несмотря на это, значения коэффициента И4пах. подсчшчнные для различных машин, очень близко совпадают .

В табл. 2.1 приведены средние значения коэффициента сопро­ тивления повороту йнах при движении машины по различным грун­ там .

–  –  –

Ммах = Си тах - гк,(1 - д)] —. ^^.З) В где д - среднее удельное давление в кГс/см^-, М тах значение Ртах при д = 1 и 1/Вср = 1;

ар - опытный коэффициент: для сухих грунтов а, = 0.5;

при увеличении влажности коэффициент ач умень­ шается; при очень влажных грунтах (V/ 20%) Зд сниж'1ется до нуля;

Вер - усредненное значение ширины колеи; Вер = 2.; м .

значения м^х для различных грунтов прииедены в тас-л.:М' .

Влиз).ш сходимость значений коэффициента м^т^х Для рч.чличных машин, даже без учета поправки на влияние удельного д.шления и длины опорной поверхности гусениц, объясняется тем, что харак­ тер деформации грунта при повороте машины, несмотря на различ

–  –  –

ные конструктивные формы гусениц, будет примерно один и тот же .

При малых радиусах поворота происходит срез грунта, нагребание вала земли и поперечное скольжение траков по грунту или прилип­ шего к тракам грунта по грунту. На больших радиусах поворота происходит пластическая деформация грунта под траками. Посколь­ ку удельное давление на грунт для различных машин примерно одно и то же, то и коэффициент Цщах имеет незначительное различие .

Более заметное влияние удельного давления можно было бы обнарузлть, если оно изменялось бы в более широких пределах, напри­ мер, от 0.2 до 2 кГс/с^ .

Некоторое увеличение мтах на твердых сухих грунтах с увели­ чением удельного давления объясняется возрастающим сопротивле­ нием гг'нта срезу боковыми поверхностями гусениц и возрастающим сопротивлением перемещению вала земли, вызванных большим углуб­ лением гусениц в грунт .

При движении по влажным грунтам изменение удельного давле­ ния сказывается в меньшей степени на значения Мтах. так как взаимодействие гусениц с грунтом в этом случае в основном сво­ дится к трению скольжения опорных поверхностей или Прилипшего к ним грунта по грунту при малом сопротивлении грунта срезу .

Более значительное влияние на значение |^^паx оказывает длина опорной поверхности. Гусеничная машина, имеющая опорную поверх­ ность гусениц большой длины, производит большую деформацию грунта концами опорных поверхностей - так как боковое перемеще­ ние траков, а следовательно, и деформация грунта пропорциональ­ ны квадрату длины опорной поверхности гусениц. Однако увеличе­ ние коэффициента сопротивления повороту пропорционально только длине, а не квадрату длины опорной поверхности. Это объясняется тем, что частично сопротивление повороту при длинных опорных поверхностях уменьшается в результате увеличения буксования и юза гусениц. Поэтому на долю поперечных составляющих приходится

- 41 меньшая часть суммарных касательных реакций грунта .

Близкое совпадение значений коэффициента ц для различных машин (при данных радиусах поворота и данном грунте) позволяет использовать уже имеющиеся значения коэффицие)1та д как при по­ верочных расчетах тяговых качеств гусеничной машины, так и в тяговых расчетах поворота при проектировании машины .

2.2. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ПОВОРОТА 2.2.1. Выбор расчетных условий и коэффициентов При поверочном тяговом расчете поворота весьма важным явля­ ется выбор условий движения, для которых следует производить расчет. Сопротивление движению Г изменяется в очень широких М пределах в зависимости от характера грунта и его влажности, от наклона плоскости движения, радиуса поворота, скорости движения и конструкции ГМ. Поэтому целесообразно выбрать типичные усло­ вия движения, которые имеют место при боевом использовании ГМ, и одновременно с этим наиболее тяжелые условия для поворота .

На грунтах с меньшим сопротивлением повороту ГМ, параметры которой рассчитаны на поворот в тяжелых условиях, будет иметь более высокие динамические свойства .

В качестве типичных тяжелых условий для ловорота следует принять поворот на дернистом суглинистом грунте при влажности, не превышающей 8 % (см.табл.2.1). Наиболее тяжелыми условиями движения на таком грунте при данном радиусе поворота являются условия движения на горизонтальном участке и на подъеме с малой скоростью, когда величина центробежной силы незначительна. При повороте с боковым креном как в гору, так и под гору, а также при повороте на Ьпуске значение потребной силы тяги на забегаю­ щей гусенице будет меньше, чем при повороте на горизонтальном участке .

Центробежная сила сказывается на уменьшении потребной для равномерного поворота силы тяги на забегающей гусенице и силы торможения на отстающей, причем сила торможения уменьшается ь большей степени, чем сила тяги. Чем больше скорость движения танка при повороте с данным радиусом, тем больше центробежная сила и больше уменьшаются сила тяги и сила торможения. Если в

- 42 тяговых расчетах не учитывать влияние центробежной силы, то для Г с механизмами поворота, где энергия, поступающая с отстающей М гусеницы, целиком поглощается в тормозе, как, например, в бор­ товом фрикционе, мы завысим значение мощности, расходуемой на поворот, по сравнению с фактически потребной. Для Г с механиз­ М мами поворота, где осуществляется рекуперация мощности с отста­ ющей на забегающую гусеницу, данное допущение приведет к неко­ торому снижению мощности по сравнению с фактически потребной .

Основные расчеты будем производить для случая равномерного поворота с постоянными радиусами на горизонтальных участках без учета влияния центробежной силы. В отдельных же случаях необхо­ димо проверять поворотливость Г на подъемах, а для быстроход­ М ных ГМ, кроме того, и проверять поворотливость на горизонталь­ ном участке с учетом влияния центробежной силы .

В тех случаях, когда тяговые качества Г недостаточны для М обеспечения равномерного поворота, что может быть при движении на высших передачах, следует выяснить падение скорости при по­ вороте на угол 45-60° .

При меньших углах поворота падение скорости будет невелико, а большие углы поворота редко применяются при вождении ГМ .

2.2.2. Классификация механизмов поворот

Тяговые и динамические качества ГМ на повороте при одном и том же двигателе существенно зависят от типа механизма поворо­ та .

Все механизмы поворота при наличии механических ступенчатых коробок передач классифицируются по кинематическим особенностям Г при повороте, а именно по положению точки, связанной с кор­ М пусом, скорость которой при неизменных оборотах двигателя и той же включенной передаче равна скорости прямолинейного движения до поворота. Кроме того, механизмы классифицируются по коли­ честву расчетных радиусов поворота .

Наибольшее распространение получили механизмы поворота двух типов .

Механизму поворота первого типа (дифференциальные) сохраня­ ют при повороте скорость центра Г постоянной и равной скорости М прямолинейного движения до поворота (рис.2.4) .

Расстояние точки.

сохраня|!щей при повороте скорость прямоз Г Г 1 : г " ^ ^ ^ ^"^^^^^^ ~ " ^ : : о : н : : :

- ется через сь-в. Коэффициент сь назьшается кинематическим пара­ метром механизма поворота. Для дифференциальных механизмов^нематическии параметр равен нулю. т.е .

дщ = 0 .

Расчетная модель кинематики поворота Г составляется для М теоретических скоростей .

–  –  –

Механизмы поворота второго типа сохргшяют на различных ра диусах поворота скорость забегающей гусеницы постоянной и рав­ ной скорости прямолинейного движения Г до поворота (рис.2.5). • М Кинематический параметр механизма поворота второго типа ра­ вен От = 0.5 .

Радиус поворота, при котором отсутствуют потери мощности на трение в управляемых фрикционных элементах механизма поворота и который не изменяется с изменением режима работы двигателя и внешних условий движения-, называется расчетным .

Поворот с отключенной от трансмиссии отстающей гусеницей при выключенном остановочном тормозе также будет происходить без потерь на трение в управляемом фрикционном элементе, но ве личина радиуса поворота в этом случае будет вависеть от внешних

- 44 условий движения (сопротивлений повороту и поступательному дви­ жению), и такой радиус не является расчетным .

Поворот с постоянным радиусом при переменном режиме работы двигателя и меняющемся сопротивлении движению в процессе пово­ рота может быть обеспечен только в том случае, если механизм поворота при этом будет с одной степенью свободы. Следователь­ но, расчетный радиус поворота можно получить только при меха­ низме поворота с одной степенью свободы .

2.2.3. Динамические свойства механизмов поворота

Динамические свойства механизмов поворота с силовым регули­ рованием находятся в прямой взаимосвязи с кинематическими осо­ бенностями машин при повороте, т. е. с кинематическим параметром поворота От и с количеством и величиной расчетных радиусов по­ ворота .

Трансмиссия с дифференциальным механизмом поворота (1-го типа) при прямолинейном движении имеет две степени свободы не­ зависимо от места расположения в цепи механизмов трансмиссии дифференциала. В отдельных конструкциях предусмотрена блокиров­ ка дифференциала при прямолинейном движении. В этом случае ме­ ханизм поворота становится механизмом с одной степенью свободы .

Механизмы же поворота второго типа при прямолинейном движе­ нии являются механизмами с одной степенью свободы, что обеспе­ чивается включением управляемых фрикционных элементов прямоли­ нейного движения по одному на каждый борт. В дифференциальных механизмах таких фрикционных элементов нет .

Механизмы поворота обоих типов обычно имеют управляемые фрикционные элементы поворота. Количество управляемых фрикцион­ ных элементов поворота на одну гусеницу определяет число рас­ четных радиусов поворота. Если эти фрикционные элементы уста­ новлены после коробки передач, то количество их определяет ко­ личество расчетных радиусов общих для всех передач коробки. Ес­ ли эти фрикционные элементы установлены в цепи, параллельной коробке передач, то количество фрикционных элементов определяет количество своих расчетных радиусов на каждой передаче. Поворот с расчетным радиусом происходит только при полном включении уп­ равляемого фрикционного элемента поворота одного борта, когда

- 45 механизм становится механизмом с одной степенью свободы .

Включение управляемого фрикционного элемента поворота одно­ го борта требует в механизмах второго типа предварительного выключения управляемого фрикционного элемента прямолинейного движения этого же борта. В противном случае будет иметь место торможение двигателя и машины, так как трансмиссия до включения управляемого фрикционного элемента поворота уже имела одну сте­ пень свободы. Полное выключение в механизмах поворота второго типа управляемого фрикционного элемента прямолинейного движения с одного борта уже создает условия поворота, так как приводит к отключению соответствующей гусеницы от трансмиссии и, следова­ тельно, к повороту машины с радиусом свободного поворота. Пере­ даточное число между другой гусеницей и двигателем при этом ос­ тается неизменным. На эту гусеницу, если режим работы двигателя не меняется, будет передаваться вся мощность двигателя и на ней будет создаваться сила тяги Р, равная силе тяги при прямоли­ нейном движении на обеих гусеницах .

Частичное включение фрикционного элемента прямолинейного движения на отстающей стороне приведет к увеличению радиуса по­ ворота, т.е. поворот будет происходить с г Гс с потерей мо­ щности на трение в пробуксовывающем фрикционном элементе .

Поворот с г Гс для механизмов поворота второго типа тре­ бует включения со стороны отстающей гусеницы управляемого фрик­ ционного элемента поворота. Уменьшить радиус поворота при помо­ щи управляемого фрикционного элемента поворота -можно только до г = Гр, так как Гр есть наименьший радиус поворота, обеспечи­ ваемый соответствующим управляемым фрикционным элементом пово­ рота. Поскольку в дифференциальных механизмах нет фрикционных элементов прямолинейного движения, включение фрикционного эле­ мента поворота требуется при любых радиусах поворота, как бы ни был велик этот радиус, даже в тех случаях, когда сила Р являет­ ся силой тяги, а не силой торможения .

Свойства механизмов поворота с кинематическим бесступенча­ тым (например, за счет гидропередачи) регулированием радиуса поворота несколько отличаются от свойств механизмов с силовым регулированием.*'

–  –  –

2.3. 1Ю1ЩЮСТН0Й БАЛАНС ПРИ ПОВОРОТЕ 2.3.1. Общие положения Вне зависимости от типа механизма и количества расчетных радиусов поворота мощность двигателя при равномерном повороте расходуется на преодоление внешних и внутренних сопротивлений .

Мощностной баланс процесса поворота может быть представлен в следующем виде:

Кдп = N0 + Мтр + Кт. (2.4)

где Мдп - мощность двигателя, потребная для поворота ГМ в дан­ ных условиях движения;

N0 ^ мощность, расходуемая на преодоление внешних сопро­ тивлений;

Мтр - мощность, расходуемая на трение в трансмиссии и ходо­ вой части;

Кт - тормозная мощность .

Под тормозной мощностью будем понимать мощность, затрачива­ емую на трение в буксующем фрикционном элементе вне зависимости от того, является этот фрикционный элемент механизма поворота тормозом или фрикционом .

Если фрикционный элемент, при помощи которого осуществляет­ ся поворот ГМ, полностью включен или выключен, потерь на трение во фрикционном элементе не будет, и баланс мощности может быть представлен в виде следующего уравнения:

Мдп = N0 + Ктр .

Мощность внешних сопротивлений N0 при одном и том же ра­ диусе поворота и угловой скорости поворота не зависит от типа механизма поворота, т. е. способа регулирования радиуса .

Колебания в значении мощности, расходуемой на трение в трансмиссии и ходовой части, при установке механизмов поворота различных типов будут невелики (за исключением гидромеханичес­ ких трансмиссий на отдельных режимах работы) .

- 47 Различие в мопщостном балансе может быть, если м будем ы сравнивать расход мощности на поворот на данной передаче с оди­ наковыми радиусами поворота при одинаковых оборотах двигателя, так как при этом угловая скорость поворота Г и линейные ско­ М рости гусениц при различных механизмах поворота будут различны­ ми .

Скорости гусениц при отсутствии буксования и юза для меха­ низмов различного типа приведены в табл.2.3 .

–  –  –

Из таблицы видно, что большее значение мощности двигателя, потребной для поворота Г при данных оборотах двигателя, на М данной передаче и с данным радиусом поворота, будет при уста­ новке механизма первого типа, чем при установке механизма вто­ рого типа. Следовательно, не переключая передачи, поворот с данным радиусом будет легче произвести в случае использования на Г механизма поворота второго типа и труднее при установке М механизма поворота первого типа .

Кроме того, для механизма поворота второго типа использует­ ся кинетическая энергия ГМ, поскольку скорость при повороте снижается и. следовательно, вход в поворрт облегчен. Однако при выходе из повброта для обеспечения начальной скорости движения необходимо уже расходовать мощность двигателя на увеличение ки­ нетической энергии ГМ .

Исследование тяговых качеств при повороте будем ограничи­ вать в основном исследованием равномерного поворота .

в дополнение к этому заметим, что для отдельных мех.и1И8мов поворота необходимо исследовать динамические (тяговые) качества Г при неравномерном повороте с расчетными радиусами .

М

- 48 Мощност внешних сопротивлений Мощность внешних сопротивлений N0, расходуемую на гусеницах, можно выразить как сумму мопщостей N0 = N'^2 + М'п + К'ц + Нбукс + N„3,"' (2.5) где К'г2 ~ мопщость, затрачиваемая на преодоление сопротивления поступательному движению забегающей гусеницы;

Ы'п - то же отстающей гусеницы;

М'ц - мощность, затрачиваемая на преодоление сопротивления вращательному движению опорных поверхностей гусениц;

Мбукс" мощность, затрачиваемая на буксование забегающей гу­ сеницы;

N 0 - мощность, затрачиваемая на юз отстающей гусеницы .

–  –  –

N0 = N42 + М'п + К'д + М6УКС2 + Мбукс!. (2.7) Выражения для М'гг. К'п. К'ц и К^укс остаются прежними, а „ (К1 - Мс/В)(Ую - У'1) ^букс! = После подстановки значений мощностей получим

–  –  –

а для случая, когда сила Р1 направлена по движению, • Рг У2 + Р1 У1 Р2 У2 К1 У1 Мс(У2 " VI) N0 = = + + = Мг2+ Кг1+ N11 .

270 270 270 270-В Отсюда следует, что мощность внешних сопротивлений с учетом мощности, расходуемой на буксование и юз. подсчитанная по фак­ тическим скоростям (1)'.* у'2 и у'1 И фактическому радиусу г ', численно равна мощности, затрачиваемой на преодоление сопротив­ ления поступательному движению гусениц N(-2 и Кп и на преодоле­ ние сопротивления вращательному движению опорных поверхностей гусениц Нр, подсчитанным по теоретическим скоростям ш, Уг и VI. В соответствии с этим в целях упрощения все дальнейшие рас­ четы будем производить по теоретическим скоростям и, Уг, VI и теоретическим радиусам поворота Гт. При этом будем иметь в виду, что действительные скорости у ' г и ш' меньше, а У ' 1 И Г ' больше вследствие буксования и юза гусениц .

2.3.3. Мощност, потребная от двигателя для поворота Поворот ГМ с радиусом Гр, когда сила Рх является тормозной силой .

Мощность двигателя при повороте равна Мдп 1)д Мдп =. (2.9) где Мдп - момент, подведенный о-Г двигателя к трансмиссии;

и)д - угловая скорость вала двигателя .

При повороте с расчетным радиусом, когда механизм поворота является механизмом с одной степенью свободы, между двигателем и ведущими колесами и между самими ведущими колесами устанавли­ ваются вполне определенные передаточные числа трансмиссии:

1т2 - передаточное число между двигателем и ведущим колесом забегающей гусеницы, 1x1 - то же, между двигателем и ведущим колесом отстающей гусеницы .

Воспользовавшись принципсяи возможных перемещений, определим момент двигателя МдпМдп 5фд - Мдп бфд (1-Пт) + Мвк1 5фвк1 - Мвк1 5|Рвк1 (1-Т1р) -

- Мвк2 5фвк2 = О,. (2.10) <

–  –  –

а) Сила Р1 является тормозной силой

- 54 между моментами Мдп. Мвк2 и Мвкь остается без изменения, поскольку пробуксовка фрикционного управляемого элемента меха­ низма поворота не изменяет силовые передаточные числа трансмис­ сии, несмотря на то, что скоростные передаточные числа при этом изменяются. Изменение скоростных передаточных чисел приводит при постоянной угловой скорости вала двигателя в дифференциаль­ ных механизмах к изменению угловых скоростей обоих ведущих ко­ лес, а в механизмах поворота второго типа - к изменению угловой скорости только ведущего колеса отстающей гусеницы .

Поскольку при пробуксовке фрикционного управляемого элемен­ та силовые передаточные числа трансмиссии не изменяются, мо­ мент двигателя и в этом случае поворота можно выразить- через силы Р2 и Р1 и силовые передатбчные числа 1т2 и 1т1. как и при повороте с расчетным радиусом, т. е .

РгГвк Р1ГвкЛр (2.20) 1т2Лт 1т1Лт Необходимо иметь в виду, что величины сил Рг и Р1 при Гт Гр будут уже другими, следовательно, и момент Мдп будет также другим по величине, но формула для подсчета Мдп через силы Рг и Р1 и силовые передаточные числа будет та же .

Поскольку угловую скорость вала двигателя мы принимаем не­ изменной, формулы для определения Кдп при повороте с Гт Гр для механизмов первого и второго типа остаются теми же. что и для поворота с Гт = Гр .

Так же как и при повороте с расчетным радиусом, кинемати­ ческие параметры поворота Гр и В, введенные в формулы мощности двигателя, определяют только силовые передаточные числа транс­ миссии .

б) Сила Р1 является силой тяги При повороте с Гт Гр, когда сила Р1 является силой тяги .

в механизмах поворота первого типа остается частично включенным управляемый фрикционный элемент, полное включение которого обеспечивает пово1эот с расчетным радиусом и, следовательно, ос­ таются неизменными передаточные силовые числа трансмиссии. Тог­ да мощность, потребная от двигателя для механизмов первого типа, будет подсчитываться по той же формуле, что и при повороте с расчетным радиусом, т.е. по формуле Р2(Гр + В/2) + Р1(гр - В/2) Уо Мдп = •. (2.21) Гр 270т)т Поворот С механизмами второго типа с Гт Гр, когда сила Рг является силой тяги, существенно отличается от поворота при дифференциальных механизмах. В дифференциальных механизмах по­ ворот совершается при частичном включении того же управляемого фрикционного элемента, что и в случае поворота, когда сила Ра является тормозной силой. В механизмах же второго типа необхо­ димо частично включить фрикционный элемент отстающей стороны, полное включение которого обеспечивает прямолинейное движение .

При этом на отстающей стороне будет то же силовое передаточное число между двигателем и гусеницей, что и для забегающей гусе ницы, т. е 1т2. хотя скоростное передаточное число вследствие пробуксовки фрикционного элемента будет большим. Поток мощности двигателя идет как на забегающую, так и на отстающую гусеницу = = '"^ *. (8.22,

7)т 270Пт 2.3.4. Тормозная мощность Тормозную мощность при повороте с Гт Гр можно определить как разность между мощностью Мдп, которая потребуется от двига­ теля при повороте с этим радиусом в случае потерь во фрикцион­ ном управляемом элементе, и мощностью, которая потребовалась бы от двигателя при идеальном механизме поворота того же типа .

Идеальным называется механизм поворота, обеспечивающий любой радиус поворота как расчетный радиус .

Значения М для различных случаев поворота Г приведены в т М табл.2.4 .

–  –  –

2.3.6. Мощность рекуперации Передача мощности с отстающей на забегающую гусеницу назы­ вается рекуперацией мощности. Величина этой мощности зависит от того, в каком узле трансмиссии мы будем ее определять. Это раз­ личие в величине мощности зависит от величины потерь на трение в механизмах, участвующих в передаче мощности. Так. мощность рекуперации в бортовой передаче отстающей гусеницы будет боль­ ше, чем на валу коробки передач, и на последнем больше, чем на ведущем колесе забегающей гусеницы .

Для удобства составления мошдюстного баланса танка при по­ вороте условимся считать, что мощность рекуперации - это мощ­ ность, которую потребовалось бы дополнительно развить двигате­ лю, если бы мощность с отстающей гусеницы не передавалась на набегающую .

Если бы не была использована мощность с отстающей гусеницы .

то мощность двигателя должна была бы быть равна Мг/Лт- Факти­ чески от двигателя для преодоления всех сил сопротивления дви­ жению как внутренних, так и внешних, и в том числе сил трения в

- 57 управляемом фрикционном элементе, требуется мощность Мдп. Сле довательно, мощность рекуперации будет равна Нт М р Мдп .

Пт Таким образом, в случае поворота с расчетными радиусами, когда в управляемых фрикционных элементах нет потерь на трение, мощность рекуперации представляет собой часть мощности на забе­ гающей гусенице, поступающую туда с отстающей и приведенную к валу двигателя. При повороте с г Гр, т. е. при пробуксо"вке уп­ равляемого фрикционного элемента, мощность рекуперации будет уменьшена на величину потери мощности на трение в фрикционном элементе, также приведенную к валу двигателя .

Подставляя, в предыдущую формулу значения N2, Мдп, получим:

- для механизмов первого типа Р1(Гр - В/2)Гт11р - Р2(Гт - Гр)-В/2 Уо Мр = —• ; (2.24) ГтГр 270т1т

- для механизмов второго типа Р1(Гр - В/2)Лр Уо Мр = •. (2.25) Гр + В/2 270т)т Для механизмов поворота первого типа М будет равно нулю р еще до того момента, когда сила Рг будет равна нулю. В этом случае с отстающей гусеницы на забегающую будет передаваться мощность, но одновременно с этим будет расходоваться мощность двигателя в тормозе механизма поворота. Обе эти мощности, при­ веденные к вйлу двигателя, будут равны друг другу и, следова­ тельно, формулу М для механизма поворота первого типа можно р представить в следующем виде:

_ Р1(Гр -.В/2)Лр Уо Р2(Гт - Гр)-В/2 Уо ^2.26) '^Р " Гр 270ЛТ " " ~ 270Лт' Первый член правой части формулы (2.26) соответствует значе­ нию М для механизма поворота второго типа и определяет М для р р механизма первого типа при предположении отсутствия потерь на трение в управляющем фрикционном элементе, пропорциональном си­ ле Р2. второй член правой части формулы как рае и будет опреде­ лять долю тормозной мощности, пропорциональной силе РгПроведенные исследования позволяют сделать выводы:

- 58 Механизмы поворота второго типа с данным двигателем, при прочих равных условиях, обеспечивают при повороте более высокие тяговые качества Г, чем дифференциальные механизмы .

М

2. Чем больше количество расчетных радиусов поворота, тем, при прочих равных условиях, выше тяговые качества ГМ .

3. Тяговые качества при повороте зависят от удельной мощ­ ности ГМ. Чем больше удельная мощность, тем они выше .

4. Оценка механизмов поворота в отношении обеспечения необ­ ходимых тяговых качеств должна производиться с учетом удельной мощности Г и быстроходности машины .

М Приведенные выводы являются общими и лишь качественно оце­ нивают тяговые возможности Г с различными механизмами. Коли­ М чественно оценить тяговые возможности Г можно только в резуль­ М тате рассмотрения конкретных примеров конструкций машин с их механизмами и двигателями .

2.4. ТЯГОВЫЙ РАСЧЕТ ПОВОРОТА ТАНКА С ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ

ПШЕТАРНЫМ МЕХАНИЗМОМ ПОВОРОТА

–  –  –

На рис. 2.6 приведена схема двухступенчатого планетарного механизма поворота .

Рис. 2.6 .

Схема двухступенчатого пла­ нетарного механизма поворота

- 59 При прямолинейном движении ГМ(танка) вюпочены фрикционы Ф;

и Ф2. все тормоза отпущены. Планетарные ряды механизма поворота сблокированы и весь механизм вращается как одно целое со ско­ ростью вращения главного вала коробки передач. Прямолинейное движение также обеспечивается при включении обоих малых тормо­ зов Т1 к 1г. В этом случае будет обеспечена пониженная передача механизма: водила, связанные с гусеницами, будут вращаться мед­ леннее, чем эпициклические шестерни, врап1ающиеся со скоростью вращения главного вала коробки передач .

Поворот возможен как при включенном фрикционе со стороны за­ бегающей гусеницы, так и при включенном малом тормозе, когда Г до поворота двигалась на пониженной передаче механизма пово­ М рота .

При повороте возможны следующие случаи: сила Р1 может быть тормозной, равной нулю или направленной по движению. Для обес­ печения необходимой по величине и направлению силы Р1 применя­ ются соответствующие приемы управления механизмом поворота .

Поворот ГМ, когда сила Р1 является тормозной силой .

В том случае, когда сила Р1 получена в результате использо­ вания остановочного тормоза, механизм работает так же, как бор­ товой фрикцион, вне зависимости от того, сблокирован механизм поворота со стороны забегающей гусеницы фрикционом или же вклю­ чен малый тормоз. При пользовании остановочны)л тормозом силовой связи между отстающей гусеницей и главным валом коробки передач не будет, и данный механизм работает аналогично бортовым фрик­ ционам .

Работа механизма поворота при использовании тормоза поворо­ та Та имеет различный характер в зависимости от того, полностью включен малый тормоз или он пробуксовывает .

При полном включении тормоза поворота отстающей стороны гу сеница. увлекаемая корпусом, упираясь в грунт, вращает ведущее колесо, которое через бортовую передачу вращает водило плане­ тарного механизма. Водило через сателлиты при неподвижной сол­ нечной шестерне вращает эпициклическую шестерню. Соответственно поток мощности от отстающей гусеницы поступает на главный вап коробки передач, где сливается с потоком мощности, поступающим на главный вал от двигателя. Далее через сблокированный меха низм поворота забегающей стороны мощность поступает на вабегающую гусеницу .

- 60 в этом случае, когда тормоз поворота пробуксовывает, с са­ теллита на солнечную шестерню и в малый тормоз поступает допол­ нительный поток мощности. Эта мощность расходуется яа трение в тормозе. На рис 2.7 приведена схема потоков мощности (на ней не нанесены потоки мощности, расходуемой на трение в ходовой части и трансмиссии) .

–  –  –

Возможны следующие три случая .

1. Когда поворот осуще­ ствляется с расчетным ради­ усом. Схема сил, действую­ щих на сателлит планетарно­ го механизма отстающей сто­ роны в этом случае, пока­ зана на рис. 2.8 .

Согласно схеме сил и определению ведущей и ведо­ мой детали, мощность от эпициклической шестерни бу­ дет передаваться на сател­ Рис. 2.8 .

лит и далее на отстающую Схема сил, действующих гусеницу через водило и на сателлит

- 61 бортовую передачу .

2. Когда поворот осуществляется с радиусом гт Гр2*' .

Поскольку сила Р1 является силой тяги, то при пробуксовке мало го тормоза радиус поворота будет еще меньше и, следовательно, чтобы повернуться с Гт Гр2, необходимо включить блокировоч­ ный фрикцион. В атом случае солнечная шестерня будет вращаться в ту же сторону, что и эпициклическая шестерня. Поток мощности будет передаваться от эпициклической шестерни на сателлит и на водило и далее на гусеницу. Кроме того, часть мощности будет расходоваться на трение в пробуксовывающем фрикционе .

3. Когда поворот осуществляется с радиусом Гт Гр2. Такой поворот возможен при пробуксовке малого тормоза. Схема сил бу­ дет такая же, как и на рис. 2.8. Сила Р1 приложена к сателлиту со стороны солнечной шестерни. Сателлит будет действовать в свою очередь на солнечную шестерню в обратную сторону и вращать ее. При вращении солнечной шестер}1И в обратную сторону умень­ шится скорость вращения, водила по сравнению со скоростью его вращения при неподвижной солнечной шестерне, т. е. при повороте с Гт = Гр2. В результате уменьшения скорости вращения водила уменьшится и скорость отстающей гусеницы VI, а следовательно, и радиус поворота .

Солнечная шестерня в этом случае будет ведомой. Мощность на сателлит будет поступать с эпициклической шестерни и распреде­ ляться на водило и солнечную шестерню. Мощность, поступившая на водило, будет передаваться на отстающую гуденицу и обеспечит создание силы тяги Рх. Мощность, поступившая на солнечную шес­ терню, будет израсходована на трение в тормозе Тг. Поворот с Гт Гр2 также возможно осуществить при частично включенном фрик ционе механизма поворота .

2.4.2. Тяговая характеристика поворота тайка

Тяговая характеристика поворота и мощностной баланс при пользовании остановочным тормозом механизма поворота будут та­ кими же. что и при бортовом фрикционе .

При пользовании малым тормозом для случая поворота с ради­ усом Гт гр2 мощность двигателя, потребная для поворота .

–  –  –

, т. е. Гд. ГпГц—— Гп- 270т1т 270Лт Для удобства построения графика мощностного баланса целесо­ образно формулы мощностей выразить через удельные силы тяги .

В табл. 2.5 приведены данные примерного расчета тяговой ха­ рактеристики и мощностного баланса при повороте танка. На рис .

2.9 показан график этой характеристики. В табл. 2.5 в графе "Примечание" приведены формулы мощностей, выраженные через удельные силы тяги Гг и Га. и общий для всех формул множитель .

–  –  –

Мощностной баланс составлен при допущении, что к.п.д от­ дельных цепей механизмов, участвующих при передаче мощности, постоянны .

В действительности же, к.п.д. зависит как от нагрузки, так и от скорости .

В основном на к.п.д. контура рекуперации оказывают влияние нагрузки, т. е. силы Р2 и Р1. В табл. 2.6 приведены значения к.п.д. контура рекуперации при повороте танка с различными ра­ диусами .

–  –  –

Таким образом, принятое нами при составлении мощностного баланса среднее значение Лр = 0,655 соответствует действитель­ ному значению этого коэффициента при повороте танка с радиусом Гт = 10В. При Гт 10В действительные значения Мдп и Мтр будут несколько выше, чем в выполненных расчетах, а при Гт 10В несколько ниже. Эти отклонения в зоне рабочих ради­ усов поворота от Гт = В/2 до Гт = 20В незначительны. Поэтому при составлении мощностного баланса при повороте с использова­ нием второй ступени механизма поворота, т. е. тормоза поворота Т1. можно ограничиваться расчетами с Лр.ср = сопз1 .

- 65 НЕРАВНОМЕРНЫЙ ПОВОРОТ ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН

–  –  –

СТ = С|И1 + С|И2 + ^^3 .

где сЛ - изменение кинетической энергии машины;

с1»»1 - элементарная работа движущих сил;

- элементарная работа силы тяжести;

С1У»З - элементарная работа сил сопротивления движению .

Поскольку исследование неравномерного поворота мы проводим для случая движения на горизонтальной площадке, элементарная работа силы тяжести будет равна нулю, т. е. = 0 .

Кинетическая энергия Г бУдет равна сумме М Т = Т1 + Т2 + Тз, (2.32)

–  –  –

Т2 = (5 - 1) .

где коэффициент 5 принят равным б = 1,2 + 0,00212тКоэффициент 0,2 учитывает кинетическую энергию вращающихся деталей гусеничного движителя и трансмиссии до бортовых передач включительно .

Коэффициент 0.00212т учитывает кинетическую энергию враща­ ющихся деталей двигателя .

Тогда кинетическая энергия будет равна

–  –  –

где 652 - элементарный путь, пройденный забегающей гусеницей за время 61;

6ч - элементарный угол поворота ГМ за время 61 .

Подставляя в уравнение кинетической энергии значения 61, Л»1, сЛ»з, получим бптУсхС^Усх = 75 МдЛгЛ - РхбЗгИ - Пр) - ^26^2 - КкУЗх - МсС^Ф;

делим обе части равенства на 61:

бптУсхС^Усх/с/^; = 75 Мд112 - Р1У1(1 - Пр) - Р2У2 " КхУх исб1»/61 .

Приводим все скорости и ускорения к Усх и бмс-к/бЬ .

–  –  –

2.6. ВЫЮР ТИПА МЕХАНИЗМА ПОВОРОТА И ОСНОВНЫХ

ЕГО ПАРАМЕТРОВ

Основная задача при выборе механизма поворота заключается в обеспечении высоких тяговых качеств Г при повороте, а также в М обеспечении управляемости поворотом, понимая под управляе­ мостью легкость получения любого радиуса поворота .

Эта задача должна решаться одновременно с решением задачи обеспечения высоких тяговых качеств и легкости управления при прямолинейном движении, учитывая весовую категорию ГМ. ее быстроходность и удельную мощность .

- 77 Высокие тяговые качества и легкость управления как при пря­ молинейном движении, так и при повороте м кно обеспечить при условии установки автоматической прогрессивной коробки передач и непрерывного неавтоматического, т. е. управляемого, механизма поворота. Управление танком при установке такой трансмиссии бу­ дет состоять в управлении подачей горючего в двигатель и в уп­ равлении механизмом поворота при помощи руля или рычагов. Прог­ рессивная коробка передач должна автоматически устанавливать необходимое передаточное число в соответствии с сопротивлением движению, а соответствующее передаточное число между гусеницами должно устанавливаться в зависимости от положения руля или ры­ чагов управления поворотом ГМ. При этом механизм поворота при любом радиусе поворота должен быть механизмом с одной степенью свободы. Тогда поворот с любым радиусом будет происходить без дополнительных потерь на трение в механизме, как это имеет мес­ то при повороте с Гт » Гр в механизмах с фрикционными управляе­ * мыми элементами .

Только поворот с радиусом Гр, когда механизм поворота явля­ ется механизмом с одной степенью свободы, будет вполне устойчи­ вым в отношении сохранения величины радиуса поворота вне заьи симости от изменения внешних сил сопротивления движению и ^ возможного изменения режима работы двигателя. Поэтому механизмы поворота, о6еспечиваюшд1е большое количество расчетных радиусов поворота, являются более совершенными .

Что касается тяговых качеств Г при повороте, то в значи­ М тельной степени они зависят от удельной мощности машины. При высокой удельной мощности необходимые тяговые качества при по­ вороте могут быт обеспечены в случае установки механизмов по­ ворота дифференциального типа, требующих, как известо. при данных оборотах двигателя и включенной передаче в коробке пере­ дач большей мощности при повороте, чем механизмы второго типа .

В практике танкостроения, например, применялись в равн(5й степени многорадиусные механизмы поворота как первого, так и второго типа. При этом механизмы первого, типа использовались как в танках с высокой удельной мощностью, например, в танке "Кромвель", так и в танках с малой удельной мощностью (танки Т-У1 и МК-1У). Расчетные радиусы выбирались так, что тяговые качества танков при повороте у отдельных машин были неравноцен­ ными Это положение можно объяснить только г м, что при выборе

- 78 механизмов поворота и их основных параметров учитывались не только различные требования к тяговым качествам, но и другие соображения, в частности наличие готовой разработанной конс­ трукции, простота конструкции и другие факторы. Механизмы пово­ рота дифференциального типа по сравнению с механизмами второго типа более просты по устройству; они имеют один управляемый фрикционный элемент на борт .

Этим можно объяснить то положение, что указанные механизмы устанавливались на английских тяжелых танках МК-1\'. обладавших малой удельной мощностью. В тяжелых немецких танках Т-У1 в до­ полнительном приводе устанавливались два фрикционных элемента на борт, что обеспечивало два расчетных радиуса на каждой пере­ даче и тем самым обеспечивалась поворотливость танка в тяжелых условиях, хотя й с большими радиусами .

Дифференциальные механизмы поворота имеют то преимущество, что при любом радиусе поворота Гт * Гр, вне зависимости от то­ го, в какую сторону направлена при этом сила Рг, включается тормоз поворота, что упрощает управление машиной. В механизмах поворота второго типа при повороте с г • Гр2 необходимо вклю­ чать фрикционный элемент прямолинейного движения .

Как правило, дифференциальный механизм поворота целесооб­ разно использовать в машинах с высокой удельной мощностью. В этом случае более низкие тяговые качества, которые при прочих равных условиях получаются при дифференциальных механизмах по­ ворота, компенсируются повышенной удельной мощностью. Кроме то­ го, машины с более высокой удельной мощностью имеют и более вы­ сокую среднюю скорость движения, что позволяет использовать при повороте часть кинетической энергии, накопленной до поворота .

При выборе Гр для многорадиусных механизмов поворота необ­ ходимо учитывать динамические качества Г при прямолинейном М движении. В качестве расчетных условий движения Г при повороте М принимаются наиболее тяжелые условия для поворота (по дернисто­ му сухому грунту) .

Ускорение Г при разгоне равно М дЧ/бЬ^- = (Гд - Г) .

Опыт показывает, что быстроходная Г будет обладать до­ М статочной приемистостью, если ускорение его будет не меньше 0,3м/сек2. что соответствует приросту скорости 1 км/ч за одну

- 79 секунду .

Удельная сила тяги по двигателю при таких условиях должна быть равна с/х^ 5 1,3 = 17? + Г = 0,3 + (0.06...0,07) = 0,1...0,11 .

«^«^'^ е 9,81 Следовательно, среднее значение удельной силы тяги по дви­ гателю можно принять Гпр = 0,105 .

Расчетный радиус Гр при движении по данному грунту выбираем в соответствии с условиями обеспечения равномерного поворота .

Равномерный поворот будет иметь место при выполнении условия Гп = Гд, где Гп - удельное сопротивление повороту .

При корректировке Гр по условию заноса необходимо учитывать предполагаемую конструкцию приводов управления фрикционными уп­ равляемыми элементами, конструкцию самого фрикционного элемента и качество фрикционного материала. 'Если обеспечивается надежная работа фрикционного элемента при его пробуксовке и легкость уп­ равления, то можно принять меньшее значение Гр. Такое условие можно допустить и для быстроходных ГМ, так как быстроходные Г М на средних и высших передачах обеспечивают изменение скорости на каждой передаче в широких пределах за счет изменения пд, и поэтому, снижая скорость, можно избежать заноса машины .

На танках, оборудованных гидромеханической передачей, при­ меняются :

1)механизмы поворота с двойным подводом мощности при нали­ чии обычных суммирующих планетарных механизмов по бортам с от­ бором мощности на дополнительный привод после гидропередачи до механического редуктора;

2)механизмы поворота с двойным подводом мощности с отбором мощности до гидропередачи и механического редуктора;

3)механизмы поворота, обеспечивающие два расчетных радиуса общих для всех ступеней механического редуктора, например, двухступенчатый ПМП .

Механизм поворота с двойным подводом мощности при отборе мощности на дополнительный привод до механического редуктора при наличии двух, максимум трех ступеней Р^^^^^^^^" ра Обеспечит всего 2...3 расчетных радиуса поворота больших ве личины колеи В.. „„„„„„пи ипшнсх:многорадиусный механизм поворота с двойным подводом мощное

- 80 ти, имеющий ряд положительных качеств в случае многоступенчатой коробки передач, при установке на танк с гидропередачей значи­ тельно теряет свои положительные качества. В боевой обстановке практически будет использоваться только одна средняя ступень механического редуктора, если он имеет три ступени, и, следова­ тельно, маневренность танка будет ограничена поворотом с одним Гр2 В. Для обеспечения необходимой маневренности танка на по­ ле боя целесообразно этот Гр2 на средней ступени редуктора брать небольшим, близким к значениям для ПМП. Значение Гр2 на средней ступени определяет величину радиуса на первой и третьей ступенях. Практически Грз будет незначительно отличаться от Гр2, а Гр1 от г = В .

Для обеспечения хорошей управляемости танка на повороте с большой скоростью при наличии относительно небольшого радиуса Грз необходимо устанавливать более совершенные по конструкции фрикционные управляемые элементы и их приводы с тем, чтобы обеспечить поворот с г Грз- Однако положительным свойством такого типа трансмиссии является наиболее простая ее конструк­ тивная схема. При вращении солнечной шестерни суммирующего ряда при повороте в обратную сторону, как в схеме танка Т-У, можно использовать дополнительный привод для получения заднего хода .

В этом случае не потребуется наличие специальной передачи зад­ него хода, и трансмиссия может быть проще, чем с ПМП .

Менее целесообразно применять отбор мощности при наличии суммирующих планетарных механизмов по бортам до гидропередачи .

В этом случае обязательно потребуется устройство привода вклю­ чения управляемого фрикционного элемента с обеспечением посто­ янства момента трения этого фрикциона при данном положении ры­ чагов (руля) управления. При отсутствии такого привода радиус поворота машины будет изменяться в соответствии с изменением режима работы гидропередачи. При уменьшении оборотов турбины и неизменных оборотах двигателя радиус поворота будет уменьшать­ ся; при увеличении оборотов турбины - увеличиваться. Поскольку обороты турбины не регулируемы, то траектория поворота машины при отсутствии необходимого устройства привода управления может быть неопределенной .

Поскольку многорадиусный механизм поворота с устройством дополнительного привода по первому варианту, т. е. при отборе мощности после гидропередачи, приводит практически к одному Гр' на рабочих режимах, а при отборе мощности до гидропередачи тре­ бует особого устройства приводов управления, целесообр!; р менять схему трансмиссии, обеспечивающей не два расчетных ради­ уса, как у ПМП. а минимум три. В этом случае вместо непрерывной автоматической коробки передач устанавливают гидропередачу Правда, конструктивная разработка такой схемы может оказаться весьма сложной, но тяговые качества мащин при повороте с таким механизмом и особенно их управляемость значительно улучшаются " Бесступенчатая передача может использоваться и в многоради­ усном механизме поворота первого варианта с отбором мощности после гидропередачи до механического редуктора, причем для уп­ рощения конструктивной схемы изменение радиуса можно ограничить в определенных пределах .

3- ИССЛЕДОВАНИЯ ПО ТЕОРИИ ПОДРЕССОРИВАНИЯ

ГУСЕНИЧНЫХ И КОЛЕСНЫХ МАШИН

Теория прямолинейного движения гусеничных и колесных машин и теория поворота рассматриваются в предположении, что мест­ ность или дорога, по которой движутся машины, имеет ровную по­ верхность. В действительности же на ней, как правило, имеются различные неровности, и машины при движении испытывают толчки и удары, вследствие чего сопротивление движению машин увеличива ется. а скорость их уменьшается. Толчки и удары снижают ско­ рость движения машины в гораздо большей степени, чем это обус­ ловливается возросшим сопротивлением движению, и достигают та­ кой величины, что затрудняют управление машиной, наблюдение за местностью, угрожают безопасности членов экипажа или же являют­ ся недопустимыми по условию прочности отдельных деталей, узлов и механизмов машины. Величины ускорений от толчков и ударов, испытываемых подрессоренной частью машин при движении по неров ностям, в большой степени зависят от качества подвески машины .

При наезде машины на неровность рессоры (упру!^И' элементы под вески) деформируются и тем самым смягчают действие ударов и толчков. Однако это явление сопровождается нежелательными колеВ отечественной практике такие решения ухе применяются .

1Ред .

- 82 баниями подрессоренной части машины. Особенно большие амплитуды колебаний машина испытывает в условиях резонанса, когда даже незначительные по величине удары и толчки, следующие один за другим, могут настолько сильно раскачать машину, что балансиры катков гусеничной машины и балансиры или оси колес в колесной машине будут ударяться в ограничители хода .

Существенно улучшается работа подвески при правильной уста­ новке и правильном выборе амортизаторов. Последние не только уменьшают амплитуды колебаний при резонансе, поглощая энергию колебательного движения, но и смягчают удары при наезде машины на неровности .

Оценка качества и выбор параметров подвески при проектиро­ вании той или иной машины должны базироваться на теоретических и экспериментальных исследованиях, соответствующих реальным ус­ ловиям движения машины .

Задачей теории подрессоривания машин является установление физической сущности явлений при работе подвески, определение качества подвески существующих машин, определение Псфаметров подвески при проектировании новых машин, установление рацио­ нальных приемов вождения, обеспечивающих наилучшую плавность хода, т. е. наименьшие амплитуды, скорости и ускорения колеба­ тельного движения машины и наименьшее количество жестких удадов балансиров катков и осей в колесных машинах в ограничители хода при движении по неровностям .

Под параметрами подвески мы понимаем геометрические размеры элементов системы подрессоривания. жесткости рессоры, приведен­ ные к оси опорных катков, и коэффициенты сопротивления аморти­ заторов, также приведенные к оси опорных катков. Взаимосвязь параметров подвески с параметрами плавности хода исследуется в различных условиях движения .

3.1. ПЛАВНОСТЬ ХОДА МАШИН 3.1.1. Расчетная схема подвески машины Подвески гусеничных машин как по характеру связи катков (колес) с подрессоренной частью, так и по типу упругих элементов и амортизаторов имеют самые разнообразные конструкции .

Появившиеся в последние годы гидравлические и гидропневма­ тические подвески расширили возможность конструирования надеж­ ных связанных подвесок, так как связь между катками (колесами) может быть осуществлена более простым способом при помощи тру­ бопроводов рабочей жидкости. Применение гидропневматических подвесок открывает перспективу и для устройства регулируемых подвесок .

При всем многообразии конструкций все подвески обеспечивают свободное в определенных границах перемещение подрессоренной части вверх и вниз, параллельно самому себе, и угловое продоль­ ное перемещение, т. е. обеспечивают свободный наклон подрессо­ ренной части на нос и на корму .

Для гусеничных машин поворот подрессоренной части относи­ тельно продольной оси. проходящей через центр тяжести корпуса, затруднен. При таком перемещении корпуса опорные катки, облада­ ющие относительно большой жесткостью шин, должны иметь попереч­ ное скольжение по гусеницам или же гусеницы должны иметь попе­ речное скольжение по грунту, что порождает большие силы трения, препятствующие возникновению угловых поперечных колебаний кор­ пуса. Точно также конструкция подвески у гусеничных машин иск­ лючает угловое перемещение подрессоренного корпуса относительно вертикальной оси. проходящей через его центр тяжести .

Явление "рыскания" гусеничной машины, т.е. некоторый пово­ рот ее вокруг вертикальной оси на небольшие углы поочередно в разные стороны, не имеет отношения к подрессориванию и связано с взаимодействием гусениц с грунтом, с величиной звена гусениц и со свойствами механизмов поворота. Если на гусеничную машину установлен механизм поворота дифференциального типа без блоки­ ровки, то при-прямолинейном движении, когда механизм поворота является механизмом с двумя степенями свободы, явление "рыска­ ния" увеличивается .

При наличии гусеничных цепей продольно-угловые колебания корпуса сопровождаются колебательным движением центра тяжести вдоль продольной оси относительно точки, сохраняющей постоянную среднюю скорость движения машины .

у колесных машин поперечные угловые колебания не имеют та­ ких ограничений, как у гусеничных. Однако, учитывая, что возму­ щение от неровностей дороги поперечно-угловых колебании менее

- 84 вероятно, чем возмущение продольно-угловых колебаний, в даль­ нейшем будут рассматриваться только продольно-угловые и верти­ кальные колебания машин .

В теории подрессоривания машин разработан единый метод исследования работы системы подрессорийания. Этот метод заклю­ чается в замене любой подвески с любыми упругими элементами и амортизаторами с различными кинематическими связями осей катков (колес) с подрессоренной частью расчетной (приведенной) схемой подвески, эквивалентной как по упругим элементам, так и по амортизаторам исследуемой подвеске .

Под эквивалеитной подвеской по упругим элементам мы понима­ ем подвеску, которая при равных вертикальных перемещениях под­ рессоренной части относительно осей катков (колес) обеспечивает такие же усилия, приложенные к подрессоренной части, как и действительная подвеска. Под эквивалентной подвеской по демпфи­ рующим элементам (амортизаторам) понимаем подвеску с условными телескопическими амортизаторами, установленными над осями кат­ ков, обеспечивающими те же силы, приложенные к подрессоренной части при данной скорости ее относительно осей катков, что и действительные амортизаторы .

В качестве эквивалентной подвески по упругим элементам мож­ но принять подвеску с условными вертикальными рессорами, опира­ ющимися на оси катков (колес). Жесткость этой условной рессоры называется приведенной жесткостью. Приведенная жесткость явля­ ется одним из основных параметров системы подрессоривания, в значительной степени определяющим характер колебательного дви­ жения подрессоренной части машины .

Если наряду с массой подрессоренной части машины учесть массу осей и катков (колес), а также упругость шин,, то расчет­ ная схема системы подрессоривания значительно усложнится, как усложнятся и теоретические исследования работы этой системы .

Для тяжелых машин в наших исследованиях примем упрощенную рас­ четную схему без учета неподрессоренных масс и упругости шин .

На рис. 3.1 приведена расчетная схема подвески с условными рессорами и амортизаторами, эквивалентными действительным рес­ сорам и амортизаторам .

Расчетная схема подвески упрощает задачу определения сил, действующих на подрессоренную часть при ее колебаниях. Силы уп­ ругих элементов равны произведению приведенной жесткости на ^ деформацию условных рессор. Силы упругос­ ти рессор расчетной схемы действуют вер тикально вверх по ли­ ниям, проходящим че­ рез оси катков (ко­ Рис. 3.1. лес). Силы сопротив­ Расчетная схема эквива­ ления амортизаторов лентной подвески машин равны произведению коэффициентов сопротивления амортизаторов на скорость вертикального перемещения подрессоренной части относительно катков (колес). Составление дифференциальных уравнений колебаний подрессоренной части маши­ ны при такой схеме сил значительно упрощается .

Зависимость Ру = Г(Гк) называется характеристикой упругого элемента подвески. На рис. 3.2 приведена примерная характерис­ тика упругого элемента торсионной подвески. При некотором ходе Г'к, когда балансир расположен горизонтально, кривая Ру = Г(Гк) имеет перегиб. Условная вертикальная рессора расчетной схемы должна иметь ту же характеристику, что и торсионная .

Приведенная жесткость определяется как первая производная от функции Ру = Г(Гк) по 1к, т.е .

Для аналитического определения Ск следует определить пред­ варительно функцию Ру = Г(Гк), т.е. для построенной характерис­ тики упругого элемента подвески необходимо подобрать уравнение и найти первую производную. В большинстве случаев Ск определяют графоаналитическим методом, дающим достаточно точные результа­ ты. Приведенная жесткость Ск пропорциональна тангенсу угла нак­ лона касательной к кривой Ру = Г(Гк). Пользуясь масштабом сил Ру и масштабом перемещения катка, значения приведенной жесткос­ ти можно подсчитать по формуле _ ДРу Ск — 1 хде АРу в кГс, а Мк в м .

На рис,3.2 построен график приведенной жесткости подвески Ск. Наименьшее значение для торсионной рессоры будет при значеН И Гк=Гк'. когда балансир расположен горизонтально. Характе­ И ристики торсионных рессор близки к прямолинейным, и поэтому приведенную жесткость этих рессор можно принимать постоянной .

В такой же последовательности можно определить приведенную к катку характеристику ^^юбой рессоры индивидуальной подвески .

Второй важный параметр подвески - коэффициент сопротивления амортизатора - определяется по характеристике амортизатора. Ха­ рактеристикой амортизатора мы называем зависимость силы сопро­ тивления амортизатора, приведенной к оси катка, от скорости вертикального перемещения катка .

Для гидравлических амортизаторов эта зависимость будет иметь следующий вид (см.

рис.3.3):

Кк - Га -—-, дЬ где Га - коэффициент сопротивления амортизатора в кГс-сек/м;

сУГк/с/^;- скорость вертикального перемещения катка в м/сек .

Коэффициент Га будет различны}/ в зависимости от направления скорости оси катка. При перемещении катка к корпусу (прямой ход катка) он будет меньше, чем при обратном ходе .

При исследованиях систем подрессоривания хщ)актеристику амортизаторов обычно принимают линейной, так же, как и характе­ ристику упругого элемента подвески, т. е. Ка = Га б^к^бЬ, и одинаковой при прямом и обратном ходе катка .

Такое допущение вполне справедливо при малых колебаниях, когда влияние нелинейности незначительно. В этом случае диффе­ ренциальные уравнения колебаний подрессоренной части машины бу­ дут линейными, а решение их не вызывает каких-либо затруднений .

Если характеристика подвески нелинейна, как и характеристика амортизаторов, то дифференциальные уравнения будут нелинейными, а решение их возможно лишь приближенными методами. В частности .

эти уравнения можно решить, используя метод гармонической линещ)изации. В последнем случае используется математический аппа­ рат, применяемый при аналитическом решении линейных дифференци­ альных уравнений. Нелинейные дифференциальные уравнения могут быть решены также и на ЭВМ .

3.1.2. Параметры плавности хода машины

Колебания подрессоренной части машины характеризуются пери­ одами вертикальных и угловых колебаний, амплитудами, скоростями и ускорениями колебательного движения. Эти величины называются параметрами плавности хода .

Периоды, как и соответствующие им частоты, различают как периоды собственных колебаний и периоды вынужденных колебаний .

Последние зависят от характера неровности дороги и скорости движения и вследствие этого могут изменяться для одной и той же машины в широких пределах. Периоды собственных колебаний зави­ сят только от конструктивных параметров машины .

Собственные колебания возникают при въезде машины на неров­ ности дороги, после съезда с этих неровностей, при разгоне и торможении машины. Они возникают довольно часто в процессе дви­ жения. Поэтому при оценке системы подрессоривания необходимо учитывать параметры, характеризующие эти колебания, в частнос­ ти, их периоды и частоты. При резонансе, когда периоды собс­ твенных и вынужденных колебаний равны, амплитуды колебании дос­ тигают наибольшей величины, влияние их перйода сказывается в большей степени, чем при собственных колебаниях, обычно быстро затухающих. „.,„„„ периоды колебаний подрессоренной части машины влияют глав ным Образом на работоспособность экипажа. Опытом установлено .

- 88 что наиболее благоприятными для экипажа периодами собственных колебаний подрессоренной части являются периоды, лежащие выше 0,5сек. При периоде колебаний меньше 0,5 сек, наблюдается быст­ рая утомляемость экипажа из-за тряски. Утомляют экипаж и дли­ тельные колебания с периодом свыше 1,8 сек, так как в этом слу­ чае экипаж "укачивс^ется" и у него появляются признаки морской болезни. В соответствии с этим, периоды собственных колебаний желательно иметь в пределах выше 0,5 и ниже 1,8 сек .

Амплитуды, скорости и ускорения должны быть по возможности меньше. Чем меньше амплитуда колебаний, тем меньше скорость и ускорение колебательного движения, поэтому подвеска должна по возможности исключать сильное раскачивание корпуса. Это дости­ гается путем подбора рессор и а^1ортизаторов соответствующих ха­ рактеристик .

Практикой установ.л'^,с, что допустимые ускорения в месте расположения сидения в'жителя не должны превышать Аё' (где д- - ускорение силы тяжести). При отдельных ударах, когда уско­ рение меньше А^, механик-водитель не снижает скорости движения машины. Ускорения больше 4^ могут возникать только в результате ударов катков в ограничители хода при наезде машины на высокие неровности или при сильном раскачивании машины, когда выбирает­ ся весь динамический ход катка. Часто повторяющиеся ускорения больше Ад' вызывают быстрое утомление членов экипажа, создают трудности в управлении машиной. При ускорении свыше 10^ возмож­ ны травмы экипажа и поломка отдельных деталей машины .

При вертикальных колебаниях во время движения машины по не­ большим, но частым неровностям при длительном их воздействии допустимыми ускорениями считаются ускорения, не превышающие 0,Ьд .

3.2. ДИНАМИКА МАШИН С НЕЛИНЕЙНОЙ СИСТЕМОЙ ПОДРЕССОРИВА

Задача определения потерь энергии на преодоление дополни­ тельного сопротивления движению усложняется тем, что в боль­ шинстве случаев все существующие системы подрессоривания машины нелинейны .

Решение нелинейных дифференциальных уравнений таких систем может быть выполнено методом численного интегрирования, в том .

- 89 числе и при помощи ЭВМ, или одним из приближенных аналитичес­ ких способов .

Наиболее широкое применение при исследовании нелинейных систем получил метод гармонической линеаризации. Этот прибли­ женный аналитический метод при исследовании нелинейных систем подрессоривания колесных и гусеничных машин дает достаточно точное решение. Рассмотрим метод гармонической линеаризации не­ линейной системы подрессоривания на примере одноопорной массы .

3.2.1. Вынужденные колебания одноопорной массы

–  –  –

,п^а пйух СИЛ- упругой силы рвссоры и сила Рк ^'^^"«^^^"" " ' Г, "^^ем случае упругая сила силы сопротивления амортизатора. ^ " ^ ^ ^ перемещения рессоры является нелинейной функцией — ^ ^ ^ ^ Ц ^ ^ ^ ^., катка, а сила сопротивления амортизатора - нелинейно ФУ

- 90 относительной скорости катка. Следовательно, сила Рк будет не­ линейной функцией относительного перемещения и относительной скорости катка. Эту зависимость можно написать в следующем виде:

Рк = Г(Гк.с^Гк/с/« .

Сила Рк(Гк,с/Гк/^^) имеет соответствующее направление и, следо­ вательно, знак. Выражая в дальнейшем ату силу через Гк и с/Гк/^^. уточним ее знак .

Относительное перемещение катка (деформация рессоры) равно:

Гк = Гст + 2 + — 51Л I, (3.2) 2 а где Гст ' статический ход катка;

г - перемещение центра тяжести подрессоренной части в процессе колебаний относительно положения статического равновесия;

Ь 2Г 1У — Ь - вертикальное перемещение катка при наезде на 2 а неровность .

Как известно .

2ЛУ — ь = Я^, а где V - скорость поступательного движения в ы/сек;

а - длина неровности в м;

5 - частота возмущающей силы в 1/сек .

Следовательно .

Ь Гк = Гст + 2 + 51л Ц1. (3.3) Перемещение центра тяжести подрессоренной массы относи­ тельно положения статического равновесия также будет функцией д1, т. е. 2 = 2(а1) и Гк - Гст + 2(с5^) + 0.5 ь 52Л ^^ .

Относительное перемещение катка может изменяться от О, ес­ ли за исходное положение взять полную разгрузку рессоры, до Гк = Гст + Гдин. когда рессора сжата и каток упирается в огра­ ничитель хода .

Если в процессе движения тела по неровности перемещение центра тяжести вверх относительно положения статического рав­ новесия будет больше Гст. а подъем 1^тка при наезде на неров­ ность не компенсирует это перемещение центра тяжести относи­ тельно положения статического равновесия, то каток оторвется

- 91 от дороги. Он может оторваться от дороги и при небольшом пере­ мещении центра тяжести вверх и большом сопротивлении амортиза­ тора на обратном ходе катка. В последнем случае принято гово­ рить, что каток завис. Относительное движение катка по отноше­ нию к подрессоренной массе будет уже определяться внутренними силами: силой сопротивления амортизатора при обратном ходе катка и силой упругости рессоры. Если пренебречь весом катка, то закон движения подрессоренной массы будет определяться действием силы тяжести и начальными условиями в момент отрыва катка. При отрыве катка от дороги усилие от катка на подрессо­ ренную массу равно нулю, т. е. Рк = 0 .

Таким образом, нелинейность системы будет определяться не только тем, что зависимость Рк от Гк и б^к^бЬ является не линейной функцией при контакте катков с дорогой, но также и от­ рывом катка от дороги, когда Рк = 0 .

Метод гармонической линещ)изации при решении нелинейных дифференциальных уравнений сводится к замене пелинейнои системы подрессоривания условной линейной, которая в тех же условиях движения (скорость, характер неровности дороги) будет обеспечи­ вать колебания, соответствующие первой гармонике реальных коле баний нелинейной системы .

Практика и расчеты показывают, что вынужденные колебания ма­ шин при движении по гармоническому профилю быстро, через два

- три периода, стабилизуются. Собственные колебания, благодаря наличию сил трения в подвеске, за эти два-три периода затухнут .

Такой же процесс будет иметь место и в случае движения одноо­ порной массы с амортизатором .

ОбосноЁаиие использования только первой гармоники функции Рк(Ц^) ЛР" исследовании нелинейных систем подрессоривания Установившийся процесс вынужденных колебаний относительно положения статического равновесия вследствие нелинейности сис темы будет периодическим, но не гармоническим.

Как всякую пери одическую функцию вынужденные колебания нелинейной системы мож но разложить в ряд Фурье:

2(е1) = ао + + а151л д1 .

- 92 Если бы колебания прюисходили относительно положения стати­ ческого равновесия, то Зо равнялось бы нулю .

Новое положение, возле которого будет происходить колеба­ ние, называется положением динамического равновесия. Отклонение положения динамического равновесия от статического может быть больше и меньше нуля и зависит от характера нелинейности систе­ мы, включая и влияние отрыва катка от дороги .

Суммарная внешняя сила, действующая на подрессоренную мас­ су при установившемся процессе, также будет периодической. Эту функцию в свою очередь также можно разложить в ряд Фурье, т. е .

ОО 00 Очевидно, сила Ао по абсолютной величине должна быть равна силе веса 6п = Шп? и направлена в противоположную сторону. За время прохождения одной неровности импульс силы Ао должен быть равен импульсу силы 6п- Остальные составляющие силы являются гармониками, т.е.- знакопеременными за время прохождения одной неровности, и импульсы их за один период равны нулю .

Возьмем вторую производную от функции г{я1) и подставим

Б дифференциальное уравнение:

ОО 00 О О лг 00 Силы Ао и Оп исключены из левой части уравнения как равные и противоположно направленные .

Равенство правой и левой частей уравнения будет при усло­ вии, если их гармоники одного порядка равны друг другу.

Напишем это условие для гармоники 1-го порядка:

А^СОБ 1ц1 = - тп8^1^^С^^^С05 1^1 В^згп 1ц1 = - тпЬ11^5^51п 1д1

–  –  –

ВЫВОД. При установившемся колебательном движении нели нейной системы 1-я гармоника силы влияет на перемещение под­ рессоренной массы в 1 раз меньше, чем первая гармоника .

Вследствие этого при исследовании нелинейных систем можно ог­ раничиться первой гармоникой силы .

У машин с нелинейной системой подрессоривания вместо од­ ной силы РпСдЬ) будетдействовать сумма сил ^р;;Р^;,(^Ь) и п сумма моментов этих сил ^Рк1(д1)11 (здесь п - число колес) .

Что касается закона изменения скорости и ускорения колеба­ тельного движения, то действительные процессы будут значительно отличаться от производных первой гармоники перемещения. То есть применяя метод гармонической линеаризации, м можем более или ы менее точно определить характер перемещения и амплитуду, но не скорость и ускорение колебательного процесса. Однако при оценке систем подрессоривания нас в первую очередь интересует именно амплитуда колебания, так как, как правило, скорость и ускорение подрессоренной части не ограничивают скорости движения машин за исключением случаев, когда катки (колеса) ударяются об ограни­ чители хода. В этих условиях ускорения могут достигать очень большой величины, и водитель вынужден снижать скорость движения машины. Однс1ко оценку качества подвески и в этом случае можно производить по амплитуде вынужденных колебаний, так как удары об ограничители хода происходят при больших амплитудах, когда выбирается весь динамический ход катка (колеса). Но на ограни чение скорости движения машины будет влиять амплитуда колеба­ ний .

3.2.2. Вынужденные колебания машины с нелш'сйиой системой подрессоривания Вынужденные колебания машины с нелинейной системой подрес соривания рассмотрим на примере системы, у которой раслюложение передних и задних катков симметрично относительно вертик.шьнои плоскости, проходящей через центр тяжести подрессоренной части машины Характеристики рессор и амортизаторов примем одинаковы ми для симметрично расположенных катков. В случае линейных ха

- 94 рактеристик рессор и амортизаторов такая система подрессорива­ ния была бы геометрически симметричной как по упругим элемен­ там, так и по амортизаторам. Такие системы при малых колебаниях практически можно рассматривать как линейные и симметричные, исследование которых значительно упрощается, поскольку в этом случае вертикальные и продольно-угловые колебания получаются независимыми друг от друга .

Дифференциальные уравнения вынужденных продольно-угловых и вертикальных колебаний машины вне зависимости от того, линейна или нелинейна, симметрична или несимметрична система подрессо­ ривания, можно написать в следующем общем виде:

–  –  –

XI = + 2 + (р11+ - 51п(д1 + ) = Хо1+ Хд131п(д^ + а), 2 а где 2 - координата вертикального перемещения центра тяжести подрессоренной части при ее колебаниях;

9 - координата углового перемещения под­ рессоренной части при ее угловых колебаниях;

Ь.,^ 2л1к

- 51п(д1, + ) - вертикальное перемещение катка при 2 а движении по неровности .

Поскольку заранее неизвестны ни Х01, ни Хд4 для каждого катка, необходимо задаться значением этих величин, принимая

- 95 равным Гст1. Обычно отклонения Л01 от (ст1 незначительны, и это допущение вполне справедливо. Что касается Хд1. то трудно заранее более или менее точно угадать значение, близкое к действительному, которое определится после окончательного ре­ шения задачи. Поэтому в первом приближении можем принять его хотя бы равным \\/2 и для всех катков одинаковым .

Строим дяя подвески каждого катка совмещенные характеристи­ ки по перемещению л и скорости с1Х/д1 для данного значения ц - 2ЯУ/а. Поскольку мы приняли характеристики рессор и аморти­ заторов одинаковыми для симметрично расположенных передних и задних катков, то и совмещенные характеристики для подвесок та­ ких катков в первом приближении при одинаковых и Лд! будут также одинаковы. Для катков, у которых нет амортизаторов, стро­ им только совмещенную характеристику по йХ/с/Ь, которая позво­ лит определить соответствующее значение Сэ1 .

Поскольку расположение катков симметричное и поскольку при линеаризации получили одинаковые значения Сэ1 и Гэ1, то линеа­ ризованная система подрессоривания в целом получилась симмет­ ричной. Дифференциальные уравнения вертикальных и продольно-уг­ ловых колебаний подрессоренной части будут независимыми .

–  –  –

/г.,, ' »1 2Л11ч2 ~, Ь 2пй7^ ^ д1 =у [Мф-11 + + - 51п ^ + [^Мф-11 + N2 + - соз ^ у

- 97 Каждый член выражения под корнем может быть как положитель ным, так и-отрицательным в соответствии со знаками МФ, МФ, Мг и N2, т. е. величин, полученных при решении дифференциглльных уравнений, и знаками 11, 51л(2я11/а) и соз(21Г11/а). Если Х'д1 для различных катков будут значительно отличаться от Хд1. кото­ рым мы задавались, то необходимо вновь произвести расчет, пост­ роив совмещенные характеристики при новых значениях для каждого катка. Но прежде, чем строить совмещенные характеристики, необ­ ходимо для каждого катка уточнить значение Х01. Значения \о1 уточняются по условию выполнения следующих равенств:

(3.8) где ^ А о - сумма средних значений Рк! всех катков за один период;

^Мо - среднее значение^ суммы моментов сил Рк1 всех катков за один период .

Величина 52о, определяющая положение динамического равнове­ сия центра тяжести подрессоренной части машины относительно

Хо1 - Гст1. будет равна:

–  –  –

а новое значение Х'01 для каждого катка Л'ох = + 5Хо1

- 98 Очевидно, если Х'о1 для каждого катка значительно отличают­ ся от тех величин, которыми мы задались вначале при построении совмещенных характеристик, т. е. ' о т Х01 = Г о 1. то необходимо производить расчет вновь, задавая новые значения Л'01 так как изменение Ао1 также влияет на Сэ1, и Г э ь как и Лд! .

После уточнения значений Сэ1 и Гэ1 подвеска, как правило, получается несимметричной, и тогда в дифференциальные уравнения войдут члены, которые в случае симметричной подвески были равны нулю.

В результате получим следующую.систему линейных дифферен­ циальных уравнений 2-го порядка:

с1^1р/сИ^ + 2р(1с/|р/сУ.4; + с-ф + ((^^61 + с1-2 = Вфсоз + Оф51Л д^] д^-гУбЬ^- + гр^бтУбЬ + а-2 + еб^/бЬ + Ь-ч» = В^соз дЬ + В252Л дь[ (3.9) Такую же систему дифференциальных уравнений мы получили бы и при решении задачи в первом приближении, когда задавались одинаковыми значениями Хо1 и Хд1 для всех катков, если бы сис­ тема подрессоривания имела, к примеру, несимметричное располо­ жение передних и задних катков или различные характеристики как рессор, так и амортизаторов .

Коэффициенты 2р9, с. 2рг, и а в приведенных выше дифферен­ циальных уравнениях определятся по тем же формулам, что и при симметричной подвеске, только значения Сэ1 и Гэ1, входящие в эти формулы, будут уже другими, т. е. уточненными в соответствии с новыми совмещенными характеристиками при различных Х'а и

Х'д1. Коэффициенты Г. й, е и Ь будут соответственно равны:

–  –  –

Вторые члены в правых частях формул, определяющих ВФ, ОФ, Ог и Вг, появляются в результате несимметричности подвески .

поскольку значения Сэ1 и Гэ1 неодинаковы для разных катков .

Очевидно в случае несимметричной линейной системы подрессо­ ривания колебания подрессоренной части машины будут описываться такой же системой дифференциальных уравнений, только в формулы, определяющие постоянные коэффициенты, войдут значения Ск1 и Гк1 вместо значений Сэ1 и Гэ1 .

Частные решения неоднородных дифференциальных уравнений будут:

Ф2 = М СОЗ дЬ + Н з1л д1;

ф ф 22 = Мг соз + N2 31Л д:. (3.10) Подставив в дифференциальном уравнении значения Ф2, 22 и ИХ первые И вторые производные и приравняв коэффициенты соз д1 и 51л цЬ, получим систему алгебраических уравнений относительно неизвестных Мф. МФ, Мг и N2:

–  –  –

3.2.3. Определение максимально допустимой высоты неровности Мы рассмотрели решение задачи по определению вынужденных колебаний машины с нелинейной системой подрессоривания при дви­ жении машины с данной скоростью по данной неровности длиной а и высотой Ь и получили соответствующие значения.максимальной деформации каждой рессоры. Можно решить задачу по определению максимальной высоты неровности с заданной длиной, при движении по которой с данной скоростью машина еще будет двигаться без ударов катков в ограничители .

Ограничением значения Х; щах будет:

^шах ^ Гст1+ Гдин1При решении этой задачи необходимо на первом шаге расчета задаться ^ 1 ша^с = Хо 1 + Хд 1,

- 101 где После решения дифференциальных уравнений получим значение

–  –  –

3.3. ВЫБОР ПАРШПРОВ ПОДВЕСКИ ПРИ ПРОЕКТИРОВАНИИ

3.3.1. Предпосылки для расчета подвесок танков*^ Опыт эксплуатации показывает, что скорость движения танков в большинстве случаев ограничивается не его тяговыми возможнос­ тями, а качеством подвески. Движение по неровностям сопровожда­ ется ударами балансиров в ограничители хода катков или тряской, когда танк двигается по мелким, но частым неровностям и, чтобы избежать этого, водитель вынужден снижать скорости движения .

Сила удара балансиров в ограничители хода при движении танка по длинным неровностям и величина ускорения корпуса при движении по мелким неровностям зависят от качеств подвески .

«) это же справедливо в значительной степени и для везде­ ходов. ПРИМ. ред .

- 104 Чем слабее удары и меньше тряска, тем более совершенна подвес­ ка танка. Создание подвески, обеспечивающей высокую плавность хода танка в любых дорожных условиях, является практически не­ разрешимой задачей. Поэтому при проектировании машин и выборе основных параметров подвески, удовлетворяющих условиям движе­ ния по неровностям, высоту неровности принимают ограниченной .

Ка основании большого количества опытных данных установлено, что часто встречающиеся неровности на грунтовых дорогах имеют высоту, изменяющуюся в пределах от 0,1 до 0,2 и. Что касается длины неровностей, то тут возможны лххЭые сочетания .

Длина неровности в значительной степени определяется тем, какой вид транспорта двигался до этого по данной дороге и с ка­ кими скоростями. Чем выше скорость движения, тем длиннее будут неровности, образовавшиеся на дороге или на местности после движения по ней колонн машин. Наиболее часто встречающиеся не­ ровности на грунтовых дорогах при современных скоростях движе­ ния имеют длину 5-7 и. При появлении более быстроходных машин длины неровностей при прохождении колонн машин будут увеличи­ ваться. Одновременно с этим надо иметь в виду, что при движе­ нии, например, по сухой или мерзлой пахоте, по которой до этого не проходили какие-либо машины, будут часто встречаться мелкие неровности, вызывающие тряску машины .

Для повшения скоростей движения вне дорог подвеска совре­ менного танка должна:

- обеспечивать возможно меньшие амплитуды, скорости и уско­ рения колебаний корпуса танка,

- обеспечивать движение танка по неровностям с.наиболее часто встречающимися длиной и высотой без удара балансиров в ограничители хода,

- обеспечивать период собственных угловых продольных коле­ баний больше 1 сек; при периоде колебаний современных танков в пределах от 1 до 1,8 сек сохраняется надежлая работа механиз­ мов, управляющих огнем, и наименьшая утомляемость экипажа,

- гарантировать достаточную устойчивость корпуса при воз­ действии на танк внешних моментов, создаваемых продольными си­ лами .

- быть достаточно энергоемкой; удельная потенциальная энер­ гия подвески без учета энергии, поглощаемой амортизаторами .

должна быть не менее Л = 400 ш .

- 105 Плавность хода танка в значительной степени зависит от пра­ вильного выбора приведенной жесткости и соответствующей эффек­ тивности амортизаторов. Выбор приведенной жесткости и выбор эф­ фективности амортизаторов взаимно обусловлены .

Рекомендуемый период собственных колебаний в таком широком диапазоне от ТФ =1 сек до Тф =1.8 сек не дает возможность с достаточной для практики точностью выбрать величину приведенной жесткости подвески. При изменении периода колебаний в 1,8 раза жесткость будет изменяться пропорционально квадрату изменения периода, т. е. в 3.24 раза .

Обеспечение удельной потенциальной энергии подвески не ме­ нее 400 ш будет зависеть не только от величины приведенной жесткости рессор, но и от хода катков, что, в свою очередь, оп­ ределяется конструкцией упругих элементов и общей компоновкой ходовой части танка. Кроме того, недостаточная энергоемкость упругих'элементов подвески может быта компенсирована установкой мощных амортизаторов .

Таким образом, соображения о желаемых значениях ТФ и А поз­ воляют определить непосредственно и с достаточной точностью ве­ личину приведенной жесткости основного упругого элемента под­ вески .

Амплитуды вынужденных колебаний при любой жесткости рессор подвески можно ограничить путем подбора соответствующих аморти­ заторов. Ускорения колебательного движения в пределах ходов катков без ударов балансиров в ограничители хода пропорциональ­ ны приведенной жесткости рессор подвески и сопротивлению амор­ тизаторов .

Приведенную жесткость целесообразно выбирать по условию обеспечения продольной устойчивости корпуса при приложении к нему моментов от продольных сил. а сопротивление амортизаторов при обратном ходе катка - по условию зависания катка. Оптималь­ ное значение приведенной жесткости рессор и сопротивления амор­ тизаторов при прямом ходе катка определяется по условиям обес­ печения движения танка по типичным неровностям без ударов кат­ ков в ограничители хода при допустимой величине затраты энергии в амортизаторах и допустимых ускорениях корпуса. При этом необ­ ходимо учитывать также конструктивные параметры подвески, а именно хода катков, которые в большинстве случаев ограничивают­ ся прочностью упругого элемента и габаритами ходовой части .

- 106 Определение минимального значения приведенного модуля подвески танка При движении танка по неровностям возникают не только вер­ тикальные силы, действующие через подвеску на корпус, но и про­ дольные силы, которые так же, как и вертикальные силы, возбуж­ дают колебания корпуса. Если.подвеска мягкая, то угловые пере­ мещения корпуса под воздействием этих сил, особенно при тормо­ жении, могут быть очень большими, что будет затруднять управле­ ние танком .

В качестве параметра, характеризующего продольную устойчи­ вость корпуса, примем угол дифферента при воздействии на корпус момента, создаваемого продольнь1ми силами .

При торможении или при разгоне на танк будут действовать моменты М = Р'т-Ьс или М = Р ' - Ь с где Р'т - суммарная сила, действующая на гусеницы при торможении; Ьс - высота центра тя­ жести танка; Р' - суммарная сила, действующая на гусеницы при разгоне танка .

При мгновенном (динамическом) приложении к танку этих момен­ тов угол дифферента корпуса будет равен 2М ФлиФ = • (3.11) п2 2ткр 1 Для существуюш^^x танков при Р'т = Р' =0,36 угол дифферента колеблется в пределах от 1,25 до 4 град. Танки с жесткой под­ веской и длинной базой (ИС-2 и др.) при данных условиях имеют ФдиФ = 1.25 град. Для среднескоростных машин ФДИФ = 2, 5 град .

Угол дифферента, равный 4 град, был у быстроходного легкого танка БТ, имевшего очень мягкую подвеску. Учитывая, что танк БТ. обладавший достаточной плавностью хода, не имел развитых упругих ограничителей хода катков и амортизаторов, которые должны практически уменьшать ФДИФ. при проектировании новых ма­ шин можно ФДИФ Д Я данных значений Р'т допускать в пределах Л 2,5...3 град .

Зная допустимый угол дифферента при воздействии на корпус танка момента от продольных сил, можно определить тктшМ Шктт =. (ЗД2) Фдифшах^

- 107 При подсчетах приведенного модуля по условию обеспечения продольной устойчивости корпуса, например для среднего танка, Шизлт = 24000...30000 кГс/м .

3.3.3. Определение коэффициента сопротивления амортизаторов и оптимального значения приведенной жесткости подвески танка Сопротивление амортизаторов при обратном ходе катка лимити­ руется зависанием катка. Если ставить амортизаторы с очень большим сопротивлением на обратном ходе катка, то зависание катка может произойти и при сильно сжатой рессоре и рессора не успеет разжаться к моменту встречи катка с дорогой при переме­ щении корпуса вместе с катком вниз .

Сопротивление амортизаторов на обратном ходе нужно прини­ мать таким, чтобы в конце полупериода собственных угловых коле­ баний корпуса при перемещении его из максимального наклона, например на йос, передняя рессора была полностью разжата. В этом случае при угловом перемещении корпуса за время второго полупериода из максимального наклона на корму кинетическая энергия корпуса будет переходить в потенциальную энергию рессо­ ры и расходоваться на трение в амортизаторе. При этом энергоем­ кость рессоры и амортизатора будет использована полностью .

Сопротивление амортизаторов на обратном ходе можно увеличи­ вать, но тогда при встрече катка с дорогой не полностью будет использована рессора для поглощения кинетической энергии корпу­ са, так как она в момент удара катка о дорогу будет еще сжата, и не полностью будет использована энергоемкость амортизатора при прямом ходе катка .

Определим значение коэффициента сопротивления амортизатора на обратном ходе катка, исходя из принятых ограничений по зави­ санию катка .

Момент зависания определится при данном значении коэффици­ ента сопротивления амортизатора из уравнения

–  –  –

Совместное решение этих уравнений определяет 4.1 - время с начала движения корпуса до момента зависания катка. Эти урав­ нения для данного значения м-т можно решить графоаналитическим способом, построив графики функции Рк = Г(1) и Ка = Г(Ь), точ­ ка пересечения этих кривых определяет время 11 .

В момент времени 1-1 рессора остается сжатой и величина ее сжатия определяется по следующему уравнению:

гк(1=Ь1) = Гст + Гдинсоз кф-11. (3.15) После отрыва катка от грунта движение его относительно кор­ пуса будет определяться следующим дифференциальным уравнением:

–  –  –

Интегрируя это уравнение, можно определить время движения катка относительно корпуса при изменении величины сжатия рессо­ ры от 2к(1=1:1) до 2к = 0. Это время будет равно (3.17) ^г = 2^^1/тк • »/2к(1=и) Суммарное время Ьг + Ьг по принятому условию должно быть равно Тф/2 .

Период собственных колебаний Тф для конкретной машины обычно известен, так как известны все величины, определяющие 1у. Пк и 1] .

Поскольку при данном щ сумма 11 + может оказаться не равной Тф/2, то необходимо определить сумму 1 1 + 1 2 различ­ ных значений и-г и построить график + - Г (и). По этому графику легко определить требуемую величину значения Д!. при которой 11 + 12 = Тф/2 .

Оптимальные значения п и р.2 определяют по условию обес­ ^ печения безуда^рного движения танка по типичным неровностям з допустимыми ускорениями корпуса и при допустимой затрате энер­ гии в амортизаторах. Более существенное значение в отношении поглощения энергии колебательных движений может иметь сопротивление при прямом ходе катка. Энергия, поглощаемая при прямом ходе, не может быть ограничена нарушением связи катка с доро­ гой, как это происходит при обратном ходе катка, поэтом/ при необходимости обеспечения достаточной эффективности действий амортизаторов можно увеличивать сопротивление их на прямом хо­ де .

Увеличение энергоемкости амортизаторов при прямом ходе кат­ ка приведет к улучшению качества подвески в отношении обеспече­ ния безударного движения по неровностям, но одновременно с этим и к дополнительной мощности двигателя, а также к увеличению ус­ корений колебательного движения корпуса ГМ .

Решение поставленной задачи с учетом всех конструктивных особенностей машины, характера неровностей, скорости движения и отрыва катков от дороги требует просчета различных вариантов .

Ориентировочные расчеты можно выполнить, рассматривая под­ веску как линейную систему. Расчеты с учетом нелинейности под­ вески и отрыва катков от грунта позволяют более точно опреде­ лить оптимальные значения гпк и м-Поскольку качество подвески определяется высотой неровнос­ тей, преодолеваемых на различных скоростях движения без ударов катков в ограничители хода при допустимой затрате энергии в амортизаторах и при допустимой величине вертикальных ускорений различных точек корпуса, то определение значений этих величин и должно быть предметом соответствующих расчетов и учитываться при составлении программы для ЭВМ .

Задача выбора оптимальных значений Ш и д с учетом не к линейности подвески может быть также решена и аналитическими методами, применяемыми при решении нелинейных дифференциальных уравнений .

3.3.4. Определение энергии, затрачиваемой в амортизаторах

При исследовании вынужденных продольно-угловых колебаний установлено, что с увеличением эффективности амортизаторов зна­ чительно снижаются амплитуды колебаний в условиях резонанса .

когда эти амплитуды достигают наибольшей величины и тем самым облегчается вождение машины .

При оценке амортизаторов помимо их влияния на амплитуду колебаний в условиях резонанса необходимо также учитывать расход энергии в амортизаторах. При слабых амортизаторах расход энер­ гии может достигать большой величины вследствие больших ампли­ туд колебаний. При мошд1ых амортизаторах амплитуды небольшие, но силы сопротивления амортизаторов возрастают. Важно установить закономерность изменения расхода энергии в амортизаторах для подвески данной жесткости в зависимости от эффективности амор­ тизаторов и тем самым решить задачу выбора амортизаторов опти­ мальной эффективности .

Работа, затрачиваемая на преодоление сил трения в амортиза­ торах за время прохождения одной неровности, равна А = 1^ 2га№1/с1{;)с/Гкх, (3.18)

–  –  –

В этом случае мы не учитываем вертикальные колебания, что допустимо при условии резонанса продольно-угловых колебаний, когда вертикальные колебания незначительны. Проведем преобразо­ вания формулы, определяющей Гк!Гк1 = Мф-11 соз д1: + НФ Ь З^П д1 + 0.5Ь 31л дЬ соз гяХ^/а + + 0.5И соз д1 з1п 2л;11/а = (Мф^! + 0.5^1 51Л 2яГ1/а)со5 д1: + + (НФ-Ь + 0.5Ь соз 2я11/а)згл д1 = Ак1 32л дЬ + Вк1 соз цЬ .

Дифференциал с/Гк1 равен (^^К1 = Ак1 соз дЬ с^(д1) - Вк1 32л д1 с/(д1) .

–  –  –

Работу, затрачиваемую на преодоление сил трения в амортиза­ торе, можно определить графическим путем, использовав соответс­ твующие характеристики упругого элемента подвески и амортизато­ ра .

Относительный ход 1 -го катка равен Гк1 = Ак151л д1 + Вк1Соз дЬ = /А^к» + В^к! 51л(д1 + а) .

Угол « устанарливает связь хода катка с неровностью .

Поскольку в данном случае ставится задача определения рабо­ ты сил трения в амортизаторе за время прохождения одной неров­ ности, то не имеет значения, с какой точки неровности начать прохождение отрезка пути, равного длине одной неровности. Поэ­ тому при решении поставленной задачи относительный ход катка можно определить по формуле

–  –  –

На рис.3.6 в 1-м квадранте графика построена характеристи­ ка упругого элемента подвески Ру=Г(Гк). В четвертом квадранте из точки О, соответствующей сватическому ходу катка (статичес­ кой деформации рессоры), построена синусоида Гк1 тах з1л д1 .

На рис.3.7 в 1-ом и 3-м квадранте построена характеристика амортизатора. Поскольку коэффициент сопротивления амортизатора а при прямом и обратном ходах принимали одинаковым, то характеристика амортизатора будет прямой линией, проходящей через на­ чало координат графика. При прямом ходе катка сила сопротивле­ ния амортизатора положительна, т.е. совпадает по направлению с силой Ру, при обратном ходе - отрицательна. В последнем слу чае она должна вычитаться из силы упругости рессоры. Сила, рав­ ная этой разности, и будет суммарная сила, действующая на под­ рессоренную часть .

В начале отсчета сила упругости рессоры при Гк1 = Гсп рав­ на Руо = СкГст!- По графику определяем силу сопротивления амор­ тизатора 1?аО- Скорость сИкг'^бЬ в начале отсчета будет макси­ мальна, и соответствующая сила сопротивления амортизатора равна РаО- Суммарная сила, действующая на подрессоренную часть, равна РкО = РуО + Као- В такой же последовательности определяем зна­ чения Рк при других значениях д1. В результате получаем на гра­ фике рис.3.6 замкнутую кривую, которая по плошдди равновелика эллипсу с большой осью, равной 2а = 2Гк1 тах. и малой осью 2Ь = 2Га Гк1 тах ЯКак известно, площадь эллипса равна яаЬ .

Работа сил трения амортизатора равна А) = т(А)-Р, где т(А) - масштаб работы кГс-м/см'^ и Р - площадь в см'^ .

Если вместо "а" и "Ь" поставить соответствующие значения а = Гк1 тах в метрах и Ь = Гад Гк1 тах в кГс .

то работа сил трения будет равна

А, = 1ГГад Гк1^тах-

В такой же последовательности определяется и работа сил трения в амортизаторах других катков. Подсчеты показывгшт, что с увеличением Га происходит уменьшение энергии, затрачиваемой в амортизаторах до определенного минимума. При дальнейшем увели чении Га в свою очередь происходит некоторое возрастание расхо да энергии. Оптимальное значение Га соответствует величине ко­ эффициента интенсивности затухания УФ = 10...20. Минимум расхо да энергии наблюдается только в случае, когда не учитываются вертикальные колебания, т.е. Гкг тах определяется без учета 22 = а д 1 ) .

Редактор Ю.К.Фетисова Темплан 1993 г., п.43 Подписано в печать 24,11.93г .

Формат 60x90/16 Уч.-изд.л. 5,8 Усл.печ.л. 7,25 Тираж 200 -ж:. Заказ 570 Цена договорная Ротапринт М Д




Похожие работы:

«ПРИБОР РЕЧЕВОГО ОПОВЕЩЕНИЯ РУПОР исп. 01 (вер. 1.00) Этикетка АЦДР.425541.001-01 ЭТ ИСО 9001 ББ02 УП001 1 ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ 1.1 Общие сведения 1.1.1 Прибор речевого оповещения Рупор исп. 01 (далее – прибор) предназначен для трансляции речевой информации о действиях, направленных на обеспечение безопасности при возникновении пожара и...»

«Системы управления, связи и безопасности №2. 2016 Systems of Control, Communication and Security sccs.intelgr.com УДК 622.232.8:621.384.3.01:531.714.2 Твердотельные лазеры с накачкой мощными лазерными диодами, используемые в системах обеспечения безопасности Волков В. Г. Постановка задачи:...»

«ПОЛОЖЕНИЕ о конкурсе по разработке дизайн-концепции благоустройства участка по ул. Нижняя Набережная.1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ 1.1.Настоящее Положение регламентирует статус и порядок проведения конкурса по разработке дизайн-концепции благоустро...»

«УТВЕРЖДАЮ Заместитель председателя Комиссии при Правительстве Москвы по вопросам градостроительства, землепользования и застройки в Центральном административном округе В.И. Курочкин ПРОТОКОЛ № 170 заседания комиссии при Прав...»

«ДОГОВОР участия в долевом строительстве № г. Севастополь _ 201_ г. Общество с ограниченной ответственностью "АЛЬФАГРУППИНВЕСТ", именуемое в дальнейшем "Застройщик", в лице Генерального директора Лысенко Александра Владимировича, действующей на основании Устава, с одной стороны, и Гражданин(ка) Рос...»

«Группа Компаний "Стеллажи Медведь" 195067 Санкт-Петербург, Шафировский пр. 17 литер "С" +7 (812) 321-61-33, +7 (812) 321-68-30, +7 (495) 645-79-02 spb@medved1.ru, www.medved1.ru Инструкция по сборке и монтажу фронтальных стел...»

«версия 1.0 Made by NARVI Oy Finland Narvi 30, Narvi 50 RU Инструкция по монтажу, эксплуатации и обслуживанию RU 2 Yrittjntie 14, FI-27230 Lappi • тел. +358 0207 416 740 • факс +358 0207 416 743 • www.narvi.fi/ru RU Оглавление...»

«Руководство по эксплуатации кофемашины IMPRESSA S9 One Touch "Руководство по эксплуатации кофе-машины IMPRESSA" отмечено сертификатом качества независимого германского Союза работников технического надзора TV SD за понятность и полноту изложения и охват аспектов техники безопасности. Оглавление Ваша IMPRESSA S9 One Touch Эле...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное агентство по образованию Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Кузбасский государственный технический университет им.Т.Ф.Горбачева" Пропаганда и популяризация энергосбережения в МУП "ПТХ"Слушатель: Фил...»

«Береги ружье. (Дробь, картечь, пуля) Автор: Administrator О вреде для ствола слишком тяжелого снаряда говорилось много. Дробь приносит вред стволу еще и свинцеванием канала ствола. Чем больше скорость движения  дроби в стволе, тем скорее свинцуется ствол. Из засви...»

«Пустошинская Ольга Сергеевна РЕТРОСПЕКЦИЯ, КАЧЕСТВЕННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ И МЕХАНИЗМЫ ФОРМИРОВАНИЯ ПОЛИТИЧЕСКОГО ПРОТЕСТА СТУДЕНЧЕСКОЙ МОЛОДЕЖИ Адрес статьи: www.gramota.net/materials/1/2010/3-2/14.html Статья опубликована в авторской редакции и отражает то...»

«LPH60+WIFI RU РУКОВОДСТВО ПО ЭКСПЛУАТАЦИИ UA ІНСТРУКЦІЯ З ЕКСПЛУАТАЦІЇ KZ ПАЙДАЛАНУ БОЙЫНША БАСШЫЛЫ RAUMLUFTEXPERTEN SEIT 1981 Made in Germany Premium Qualitt RU Обратите внимание на Стр. 1 вклейки! UA Зверніть увагу на відкидні Сторінка 1 сторінки! Стр. 1 KZ Жапсырмалара назар аударыыз! 1. 2....»

«1. Цели освоения дисциплины "Маркетинг и продажи на предприятиях сервиса". Целью освоения дисциплины "Маркетинг и продажи на предприятиях сервиса" является ознакомление студентов с основными понятиями в области маркетинга в сфере сервиса, принципами и функциями маркетинга на предприяти...»

«Настоящий паспорт является объединнным эксплуатационным документом Приточной вентиляционной установки "Селенга". Паспорт содержит сведения, необходимые для правильной и безопасной эксплуатации установки и поддержания е в исправном состоянии. НАЗНАЧЕНИЕ 1. ПАСПОРТ Пр...»

«олимп УС: ОЛИМП УСПЕХА диплом № 5534-335 Настоящим подтверждается, что Прусов Игорь О принял(а) участие в олимпиаде VI Всероссийская олимпиада по немецкому языку для 11 класса Das Oktoberfest и получает...»

«3 Председателю арбитражного суда Архангельской области 163000, Архангельск, ул. Логинова, 17 от Шаулова Лазаря Александровича Ростовская обл., Октябрьский р-н, п. Персиановский, ул. Мичурина, д. 11, кв. 22 Адрес для н...»

«ОКП 42 1725 БАРЬЕРЫ ИСКРОБЕЗОПАСНОСТИ БИ-003 и БИ-004 РУКОВОДСТВО ПО ИСКРОБЕЗОПАСНОСТИ БАРЬЕРЫ ЭКСПЛУАТАЦИИ БИ-003 и БИ-004 РУКОВОДСТВО ПО ЭКСПЛУАТАЦИИ ЛПА-21.001.01 РЭ ЛПА-21.001.01 РЭ Санкт-Петербург Содержание Введение 3 1 Назначение изделия 4 2 Технические...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ" Институт электронного обучения Специальность 080507 Менеджм...»

«ИНФОРМАЦИОННО-ИЗДАТЕЛЬСКИЙ ЦЕНТР ГОСКОМСАНЭПИДНАДЗОРА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ М ЕТО Д И ЧЕС К И Е У КА ЗА Н И Я ПО И ЗМ ЕРЕ Н И Ю К О Н Ц Е Н Т РА Ц И И ВРЕДН Ы Х ВЕЩ ЕСТВ В ВОЗДУХЕ РА БО Ч ЕЙ ЗО Н Ы (переработанные и дополненные технические условия, выпуск 11)...»

«Хаинг Мин ПОВЫШЕНИЕ НАДЕЖНОСТИ МАЛОПОДВИЖНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ АВИАЦИОННЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ, ПОДВЕРЖЕННЫХ В ЭКСПЛУАТАЦИИ ВЛИЯНИЮ ФРЕТТИНГ-КОРРОЗИИ Специальность 05.07.05 Тепловые, электроракетные двигатели и энергоустан...»

«w w w.M M W.r u Ретранслятор системы подвижной радиотелефонной связи стандартов GSM900/1800UMTS2000 PicoCell 900/1800/2000 SXP Инструкция по эксплуатации Москва 2012 г . Версия 0167 (12.2012) Содержание 1. Общие сведения 1.1. Назначение 1.2. С...»

«Сигнальный экземпляр ГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ СТБ EN 13748 2 2009 РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ ПЛИТЫ БЕТОННО МОЗАИЧНЫЕ Часть 2 Бетонно-мозаичные плиты для внешнего применения ПЛIТЫ БЕТОННА МАЗАIЧНЫЯ Частка 2 Бетонна – мазаічныя пл...»







 
2019 www.mash.dobrota.biz - «Бесплатная электронная библиотека - онлайн публикации»

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