Теоретическое исследование профильной проходимости полноприводного автомобиля

НАУКА и ОБРАЗОВАНИЕ

_________Эл №ФС 77 - 30569. Государственная регистрация №0421000025.155Н 1994-0408_

Теоретическое исследование профильной проходимости полноприводного автомобиля # 11, ноябрь 2010 авторы: Шухман С. Б., Соловьев В. И., Малкин М. А.

ОАО «Инновационная фирма «НАМИ-Сервис»,

г. Москва

Введение

Профильная проходимость характеризует способность автомобиля к преодолению естественных и искусственных профильных препятствий на местности (подъемов, косогоров, кюветов, уступов, рвов и т. п.). Как известно, профильная проходимость автомобиля ограничивается прежде всего его конструктивными параметрами - геометрическими параметрами проходимости, размерами колес, схемами расположения осей по базе и. т. д. В то же время существенное влияние на профильную проходимость оказывают тяговые возможности автомобиля, которые зависят не только от свойств опорной поверхности, но и от подводимых к ведущим колесам крутящих моментов.

Вопросы, связанные с преодолением автомобилем препятствий, рассматривались в трудах известных отечественных и зарубежных ученых - Е.А.Чудакова, Я.С. Агейкина [1], Г.В. Зимелева, М.Г. Беккера [3] и др. В них достаточно подробно исследовано влияние конструктивных параметров автомобиля на его профильную проходимость и обоснованы соответствующие рекомендации по выбору этих параметров при проектировании автомобилей. Анализ существующих научных работ показывает, что исследования профильной проходимости автомобиля не получили столь же продуктивного развития, как работы в области опорной проходимости и были, как правило, ограничены упомянутыми практическими рекомендациями. Это можно объяснить тем, что возможности повышения профильной проходимости

колесных машин ограничены их геометрическими параметрами, а также недостаточной приспособленностью колеса к преодолению сопоставимых по размеру с ним препятствий. Путем кардинального повышения профильной проходимости транспортных средств в ряде исследований представлялось лишь применение нетрадиционных типов движителей, например, шагающих и им подобных.

Тем не менее, следует обратить внимание на другой фактор, ограничивающий профильную проходимость автомобиля - его тяговые возможности, которые определяются схемой силового привода ведущих колес и возможностями его регулирования. Механические трансмиссии дифференциального и блокированного типов, широко применяемые на полноприводных автомобилях, имеют жесткие кинематические и силовые характеристики, которые обусловливают строго определенное соотношение подводимых к колесам крутящих моментов. В ряде случаев это приводит к тому, что автомобиль с механической трансмиссией при преодолении препятствия теряет проходимость, т. к. реализация необходимой силы тяги на ведущих колесах, сохраняющих достаточное сцепление с опорной поверхностью, оказывается невозможной.

В современных научных исследованиях в области полноприводных автомобилей (в частности, [4]) намечена тенденция к применению в их конструкциях так называемых «гибких интеллектуальных» трансмиссий, сочетающих индивидуальный привод каждого колеса с бесступенчатым регулированием подводимого к колесу крутящего момента и автоматическим управлением распределением мощности в трансмиссии. Как правило, за основу для таких трансмиссий принимаются электрический или гидрообъемный колесные приводы. К настоящему времени обосновано применение «гибких интеллектуальных» трансмиссий как эффективного средства повышения опорной проходимости полноприводного автомобиля за счет максимального использования тягово-сцепных свойств ведущих колес. Однако вопросы повышения профильной проходимости путем регулирования подводимой к колесу мощности на сегодняшний день не рассматривались.

1. Постановка задачи

Важнейшей составляющей «гибкой интеллектуальной» трансмиссии является автоматическая система управления распределением мощности по ведущим колесам. Для ее функционирования необходимо алгоритмическое и программное обеспечение, построенное с учетом основных закономерностей движения автомобиля и распределения мощности между ведущими колесами. Рядом исследователей, в том числе и авторами данной статьи, предложены алгоритмы управления силовым приводом колес полноприводного автомобиля при его прямолинейном и криволинейном движении по твердым дорогам и грунту. Однако специфические особенности движения автомобиля с преодолением препятствий при разработке алгоритмов управления распределением мощности в трансмиссии до сих пор не учитывались.

В соответствии с этим, для реализации программного управления «гибкой интеллектуальной» трансмиссией полноприводного автомобиля при преодолении им препятствий, целью данной работы является определение закономерностей формирования силовых и кинематических факторов, требуемых для преодоления препятствий.

В соответствии с ГОСТ РВ 52048-2003 «Автомобили многоцелевого назначения. Параметры проходимости и методы их определения», при оценке профильной проходимости автомобиля всё многообразие препятствий сводится к набору типовых форм: продольный уклон (подъем), поперечный уклон (косогор), ров и барьерные (пороговые) препятствия. При этом преодоление автомобилем барьерных препятствий и рвов является наиболее характерным и сложным видом движения, которое сопровождается интенсивным изменением нагрузок в ходовой части автомобиля в значительных пределах. Далее мы будем исследовать профильную проходимость автомобиля на примере преодоления типового препятствия - порога.

2. Преодоление порогового препятствия одиночным колесом

Прежде, чем перейти к исследованию движения автомобиля при преодолении препятствия, рассмотрим процесс взаимодействия с порогом одиночного колеса (рис. 1).

Процесс преодоления порогового препятствия можно разделить на два этапа - начальный и основной. Начальный этап (рис. 1, а) характеризуется одновременным контактом колеса с горизонтальной опорной поверхностью и ребром порога и продолжается до момента отрыва колеса от опорной поверхности. На основном этапе (рис. 1, б) колесо опирается только на ребро порога.

а б

Рис. 1. Расчетная схема преодоления колесом порогового препятствия: а - начальный этап; б - основной этап

В математической модели преодоления колесом порогового препятствия приняты следующие допущения:

- рассматривается плоское движение колеса, при этом деформация опорного основания и препятствия не учитывается;

- проскальзывание шины на ребре препятствия отсутствует, тангенциальная деформация шины не учитывается;

- процесс преодоления колесом препятствия рассматривается как квазистатический, в виде последовательности положений неустойчивого равновесия системы, т. е. в каждый момент времени к колесу должны быть приложены крутящий момент (Мк) и толкающая сила (Рх), величины которых определяются положением колеса относительно препятствия: Мк = У(г) и Рх = Д£), где z - вертикальная координата центра колеса.

Рассматривая равновесие колеса на каждом этапе, и составляя соответствующие уравнения, в результате математических преобразований получаем искомые зависимости для определения требуемых силовых факторов.

Крутящий момент, который требуется приложить к колесу для преодоления порога высотой h на начальном этапе, определяется по зависимости:

Мк = & -сг1 -(г0 -г0 •с^а-к)]•

Сг 2 • ф2

[сг2 •(і + ф2 • tgа) + сг1 ]• cosа 1

х

Х^Г0 -[Я - Сг1 •(г0 - Г0 • С^ а-к Ь---------------------Т------ ч п

[сг2 -(1 + ф2 • tgа) + сг1 ]• cos а

где Gк - вертикальная нагрузка, приложенная к колесу; сг1 и сг2 - радиальная жесткость шины соответственно на горизонтальной опорной поверхности и на ребре препятствия; г0 -свободный радиус колеса; а - угол контакта колеса с ребром порога; ф2 - коэффициент сцепления колеса с ребром порога; Кх - горизонтальная реакция в контакте колеса с опорной поверхностью.

Зависимость для требуемой толкающей силы запишется в виде:

Рх =[Я - Сг1 -(г0 - Г0 • С™ а

- к)]• Сг2 •(tgа-ф2 ) - К

Сг2 -(1 + Ф2 • tgа)+ Сг1 Х

Для основного этапа преодоления препятствия аналогичные зависимости записываются

в следующем виде:

Сг2 С05

„ cos V 2

С 2 • Г0 - Gк • 2

cos

где = агСв ф2 - угол трения колеса на ребре порога;

Рх = Gк • *8 (a-V 2 ).

На рис. 2 - 5 приведены графики зависимостей Мк = $2) и Рх = $2) в относительных величинах, построенные по формулам (1) - (4) для колеса с шиной размерности 16.00-20 (мо-

дель И-159). Для удобства анализа графических зависимостей будем рассматривать их отдельно для начального и основного этапов.

В расчетах приняты следующие исходные данные: го = 0,697 м; Cri = 4-105 Н/м, Cr2 = 2105 Н/м; Gk = 20000 Н.

На рис. 2 приведена зависимость для толкающей силы для начального этапа преодоления порога при фиксированных значениях высоты порога и коэффициента сцепления колеса с опорной поверхностью (h/r0 = 0,6; ф1 = 0,5) и различных значениях коэффициента сцепления с ребром порога ф2. Как видно из графика, в начальный момент преодоления препятствия колесо обладает некоторой тяговой способностью. Развиваемая сила тяги способствует преодолению препятствия колесом, однако ввиду ее крайне малой величины, в данном случае силу тяги колеса можно не учитывать, принимая Рх = 0. Таким образом, в рассматриваемый период колесо движется только за счет сил трения с опорной поверхностью и ребром порога, а приложения внешней толкающей силы не требуется, кроме случаев ф2 = 0 или Мк = 0.

0,1

-0 2 и--------------------------------------------

0,93 0,94 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99 1

г! Гр ^

Рис. 2. Зависимость Рх = ](х) в относительных величинах для начального этапа преодоления колесом порога высотой к = 0,6го при наличии крутящего момента на оси колеса и различных значениях коэффициента сцепления с ребром препятствия (колесо с шиной 16.00-20 мод. И-159; фі = 0,5):

-------- ф2 = 1;---------- ф2 = 0,8; — - — - ф2 = 0,5;---------- ф2 = 0,3;

......- Ф2 = 0,1;-----------ф2 = 0

На рис. 3 изображена аналогичная зависимость в относительных величинах для основного этапа преодоления порога при фиксированной высоте порогового препятствия и различных значениях ф2. Как видно из рис. 3, в процессе переезда колесом порога требуемая величина толкающей силы уменьшается, и при некоторой координате z/r0 колесо вновь начинает реализовывать силу тяги. Следовательно, в этом случае можно сделать аналогичный вывод о том, что на заключительном этапе преодоления порога достаточно приложения к колесу только крутящего момента.

0,25

0,2 0,15

-О1

сС

0,1 0,05 0

1 1,1 1,2 1,3 1,4 1,5 1,6

г/г0

Рис. 3. Зависимость Рх = 2(2) в относительных величинах для основного этапа преодоления колесом порога высотой h = 0,6- г0 при наличии крутящего момента на оси колеса и различных значениях коэффициента сцепления с ребром препятствия

(колесо с шиной 16.00-20 мод. И-159):

-------- ф2 = 1;----------- ф2 = 0,8; — - — - ф2 = 0,5;- ф2 = 0,3;

......- ф2 = 0,1;-----------ф2 = 0

Таким образом, в процессе преодоления колесом препятствия можно выделить периоды, в течение которых для обеспечения движения колеса требуется приложение к нему обоих силовых факторов, и периоды, в которые колесо сохраняет возможность движения за счет приложения только крутящего момента. В последнем случае величина крутящего момента

определяется из условия Рх = 0. С учетом этого условия изменение требуемой величины

подводимого крутящего момента в процессе преодоления колесом порога на начальном и

основном этапе иллюстрируется соответственно на рис. 4 и 5.

0,1

0,08

0,06

0,04

0,02

77Г~

-У,/

ґ/чі !/// 7/У У . .У \<щ >< X' >

І Ч А' /ї' У V" у у > \ Ч %

ІДГ и У Л /> Л \х \ \

0,93 0,94 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99 1

г/г0 ---------------------------------------------------------------Рис. 4. Зависимость Мк = _Дг) в относительных величинах для начального этапа преодоления колесом порога высотой h = 0,6г0 при различных значениях коэффициента сцепления с основанием и ребром препятствия (колесо с шиной 16.00-20 мод. И-159):

при фі = 0:-----------ф2 = 1;---------ф2 = 0,8; - •----ф2 = 0,5;------------ф2 = 0,3;.......- ф2 = 0,1;

при фі = 0,5:--------— ф2 = 1;----------— ф2 = 0,8;--------— ф2 = 0,5;---------— ф2 = 0,3;......— ф2 = 0,1

Рис. 5. Зависимость Мк =Дг) в относительных величинах для основного этапа

преодоления колесом порога высотой h = 0,6г0 при различных значениях коэффициента сцепления с ребром препятствия (колесо с шиной 16.00-20 мод. И-159):

------ ф2 = 1;------- ф2 = 0,8; — - — - ф2 = 0,5;---- ф2 = 0,3;

-------ф2 = 0,1;-------при отсутствии толкающей силы на оси колеса

На рис. 4 восходящие участки линий соответствуют приложению к оси колеса только крутящего момента, а участки после точки перегиба - приложению одновременно крутящего момента и толкающей силы. На рис. 5 пологие участки линий соответствуют одновременному приложению двух силовых факторов, а отвесные линии - действию только крутящего момента, при отсутствии толкающей силы.

В случае преодоления колесом препятствия при одновременном приложении крутящего момента и толкающей силы возникает вопрос, каким должно быть отношение этих силовых факторов для успешного преодоления препятствия. По результатам расчетов была получена графическая зависимость высоты преодолеваемого порогового препятствия от приложенных силовых факторов (рис. 6). Данная зависимость соответствует моменту отрыва колеса от опорной поверхности, т. е. началу основного этапа (см. рис. 2).

Анализируя представленный трехмерный график, можно сделать вывод, что на основном этапе преодоления порога наиболее рациональным соотношением силовых факторов является сочетание реализуемого крутящего момента и толкающей силы, компенсирующей недостаток тяговых свойств колеса, требуемых для преодоления препятствия.

О 10 20 ЗО 40 50 60 70 80 90 100

Р„ кН ;

Рис. 6. Зависимость высоты преодолеваемого порога от соотношения силовых факторов, приложенных к колесу

Толкающая сила на оси колеса, преодолевающего препятствие, обеспечивается за счет суммарной силы тяги других колес, не контактирующих с препятствием и сохраняющих стабильные сцепные свойства с опорной поверхностью. Максимальная ее величина зависит от степени реализации сцепных свойств этих колес с опорной поверхностью, т. е. от рационального соотношения крутящих моментов на ведущих колесах автомобиля. Рассматривая преодоление порогового препятствия полноприводным автомобилем, рассмотрим, как влияет распределение крутящих моментов в трансмиссии на показатели профильной проходимости автомобиля.

3. Преодоление порогового препятствия полноприводным автомобилем

Для решения данной задачи была разработана математическая модель преодоления одиночного порогового препятствия полноприводным автомобилем типа 4x4 с регулируемой трансмиссией, т. е. учитывающая возможность распределения крутящих моментов по ведущим колесам в любом соотношении.

Математическая модель построена в неподвижной системе координат XOZ согласно расчетной схеме, приведенной на рис. 7. Для нее справедливы все допущения, принятые при

исследовании преодоления порога одиночным колесом, и дополнительно принимаются следующие:

- принимается плоская расчетная схема движения автомобиля (оба колеса одного моста входят в контакт с препятствием одновременно);

- геометрические параметры проходимости автомобиля не лимитируют размеры преодолеваемых препятствий;

- характеристики упругих элементов подвески принимаются линейными во всем рабочем диапазоне и одинаковыми для подвески всех колес;

- упругие характеристики шин линейны и одинаковы для всех колес.

*1

Рис. 7. Расчетная схема преодоления порогового препятствия автомобилем типа 4x4

Поступательное перемещение подрессоренной части автомобиля в направлении координатных осей X и Z, а также ее продольные угловые колебания описываются следующими дифференциальными уравнениями:

mn d xc

(Рпрод2 - Рпрод1 ) COSV - (Fj + F2 )' sinY ;

mn d 7C

2 dtA =(F1 + F2 ^ C0S У-(РПР0Д1 - Рпрод2 ^ SinV - mng ;

/ d2 V f 7 - 7 ^ f 7 - 7 ^ 2

^2 = F111 - F212 - Рпрод1  *_ J + l1tgV + Рпрод2  *_ ^ - l2tgV + ZMкі

i=1

COSV у ^ cos v у

где Хс и 7c - соответственно текущие горизонтальная и вертикальная координаты центра масс подрессоренной части автомобиля; у - текущий угол наклона продольной оси автомобиля; дап - масса подрессоренной части автомобиля; Jy - момент инерции подрессоренной части автомобиля относительно поперечной оси, проходящей через центр масс; Рпрод - результирующая сила, приложенная к оси і-го колеса параллельно продольной оси автомобиля; Fj -результирующая сила, приложенная к оси і-го колеса перпендикулярно продольной оси автомобиля [2]; Мкі - крутящий момент, подводимый к і-му колесу; zi - текущая вертикальная координата оси і-го колеса; lj - расстояние от центра масс кузова до оси і-го колеса; g - ускорение свободного падения.

Аналитическое описание движения колес определяется характером их взаимодействия с опорной поверхностью. В соответствии с этим:

- для колес, преодолевающих препятствие:

d2X-

m —t = рпрод i COS V + FiSin V - рш Sin а і + COS a і;

d^z dt"

тк ~ГГ = рпрод i SinV - Fi COS V + Rai COS aі + R.i Sin aі - ткg;

r di n , ,

J к -;- = Ri • rai - M кі ; dt

- для колес, катящихся по горизонтальной опорной поверхности:

І Хі п п

т  =Рі 81П у - Рпр°д -С0ї? у+к*;

І z

тк -—^Г = Кі - Рпрод і вШ У - ^ С0Б у - Шкg ;

Ук  ^ ' Гкі + Мг. - МКі,

где X; и акі - соответственно текущие горизонтальная координата оси и угловая скорость і-го колеса; аг- - угол контакта і-го колеса с ребром порога; тк - масса колеса и неподрессоренных элементов его привода и подвески; Jк - момент инерции колеса относительно его оси; Рхі -толкающая сила, приложенная к оси і-го колеса; Яаі и Ягі - соответственно радиальная и тангенциальная составляющие реакции в контакте і-го колеса с препятствием; Яхі и Ягі - соответственно горизонтальная и вертикальная реакция в контакте і-го колеса с опорной поверхностью; Ма - момент сопротивления качению і-го колеса по горизонтальной опорной поверхности; Гол - расстояние от ребра порога до оси колеса, преодолевающего препятствие; гкі - радиус качения і-го колеса по горизонтальной опорной поверхности.

При рассмотрении процесса качения колеса по горизонтальной опорной поверхности использовались основные положения теории качения одиночного колеса Ю.В. Пирковского [4], в соответствии с которой момент сопротивления качению этого колеса определяется по

2

зависимости М / = М /Сі + У і  Р, где М/с/ - момент сопротивления качению і-го колеса в

свободном режиме; уг- - коэффициент тангенциальной эластичности шины і-го колеса; Рк -сила тяги, реализуемая -м колесом.

Регулируемый колесный привод автомобиля рассматривается на примере полнопоточной гидрообъемной трансмиссии, выполненной по двухконтурной схеме (рис. 8). Индивидуальное регулирование крутящих моментов, подводимых к колесам, осуществляется путем независимого изменения рабочих объемов насосов и гидромоторов.

а а

Рис. 8. Структурная схема гидрообъемной трансмиссии автомобиля 4x4 с индивидуальным силовым приводом колес:

1 - двигатель; 2 - редуктор привода насосов; 3 - насос; 4 - гидромотор;

5 - согласующий редуктор; 6 - колесо Подводимый к колесу крутящий момент определяется по следующей зависимости:

Мкі = Мм і  ік •'Лмк = ^ • Ям і '(Рні - Ро )• ік -Лмм -Лмк>

2я

где Ммі - крутящий момент, реализуемый на валу і-го гидромотора; ік и ^мк - соответственно передаточное число и КПД механической части колесного привода; ямі - рабочий объем гидромотора; рні - давление в напорной магистрали гидроконтура; р0 - давление подпитки в гидроконтуре; Пмм - механический КПД гидромотора.

Связь параметров регулирования ГОТ (рабочих объемов гидромашин) и развиваемых давлений в гидроконтурах определяется уравнениями:

V Фні ^ ^ ^ 1 ^1 1

-----~Т~ - & - ^і ; бні - ~ • Яні • Юні • Лон ; ^і • Ямі • Юмі-------;

Вж Ж 2Я 2я Лом

где V - максимальный объем напорной магистрали і-го гидроконтура; Вж - удельный модуль

объемной упругости рабочей жидкости; Qlii - подача насоса і-го гидроконтура; Qмi - расход

рабочей жидкости в гидромоторе і-го гидроконтура; яні - рабочий объем насоса; тні и юмі -

частоты вращения валов соответственно насоса и гидромотора; пон и пом - объемные КПД

соответственно насоса и гидромотора.

Расчетные исследования, проведенные с использованием разработанной математической модели, позволили установить распределение крутящих моментов по ведущим мостам автомобиля типа 4*4 при преодолении порога ведущими колесами каждой оси.

Возможность преодоления порога автомобилем в значительной степени определяется перераспределением вертикальных реакций по его ведущим колесам, которое оказывается тем существеннее, чем больше высота преодолеваемого препятствия. В связи с этим при преодолении порога автомобилем типа 4*4 развиваемая продольная сила тяги при преодолении препятствия передними и задними колесами существенно различается. Так, при преодолении порога задними колесами вертикальная нагрузка на передние ведущие колеса, обеспечивающие продольную силу тяги, ниже, чем в исходном положении автомобиля, следовательно, развиваемая передними колесами максимальная сила тяги по сцеплению оказывается меньше. Таким образом, максимальная высота порога, который может преодолеть автомобиль с колесной формулой 4*4, определяется тяговыми свойствами автомобиля при преодолении препятствия колесами задней оси. Именно этот случай следует рассматривать при определении максимальной высоты препятствия, которое может преодолеть автомобиль в ква-зистатическом режиме.

На рис. 9 представлен полученный по результатам расчетов график, иллюстрирующий изменение крутящих моментов на ведущих мостах автомобиля типа 4*4 при преодолении порога задними колесами. Расчеты проводились применительно к автомобилю полной массой 6000 кг с равномерным распределением массы по ведущим мостам, оснащенному шинами 16.00-20 (модель И-159), при коэффициентах сцепления колеса с порогом и опорной поверхностью ф1 = ф2 = 0,7. Высота порога принята равной h = 0,5т0 (к = 0,35 м).

Процесс преодоления порога колесами заднего моста выглядит следующим образом (см. рис. 9). При х = 0,11 м колесо входит в соприкосновение с порогом. При х = 0,12 м крутящий момент на колесе, преодолевающем препятствие, достигает предела по сцеплению, и для преодоления препятствия требуется приложение к нему толкающей силы. При х = 0,17 м

происходит отрыв колеса от опорной поверхности. При х = 0,335 м преодоление порога происходит за счет крутящего момента на колесе, преодолевающем препятствие. В интервале от х = 0,12 м до х = 0,335 м этот крутящий момент равен предельному по сцеплению с препятствием. Его изменение объясняется изменением радиальной реакции Ra на ребре порога. В интервале от х = 0,335 м до х = 0,69 м преодоление препятствия осуществляется за счет только крутящего момента на колесе, преодолевающем препятствие, причем его величина меньше предельного по сцеплению. При х = 0,69 м центр колеса располагается над кромкой порога препятствия, т. е. препятствие преодолено.

Полученная расчетная зависимость характеризует силовое соотношение в трансмиссии автомобиля типа 4^4, требуемое для преодоления порога заданной высоты. Как видно из рис. 9, при отрыве колес задней оси от опорной поверхности крутящий момент, подводимый к колесам передней оси, для данного случая должен составлять около 70 % от величины крутящего момента, подводимого к колесам задней оси. Очевидно, что реализация требуемого силового соотношения возможна только при наличии индивидуального регулируемого колесного привода.

8

1 ^

1 1 1 Л

¡\

1 1 \ \

II 1 \ \

1 * 1 1 \ \

I 1 \ \ - —

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7

X, М ------

Рис. 9. Распределение крутящих моментов по ведущим колесам в процессе преодоления порога колесами заднего моста автомобиля типа 4^4:

- колеса заднего моста (преодолевающие порог);

- колеса переднего моста

Как видим, для преодоления препятствия требуется принудительное введение кинематического рассогласования в трансмиссии, которое может приводить к росту затрат мощности на движение. Применение симметричного дифференциального межосевого привода позволяет ликвидировать последствия кинематического рассогласования. Однако, при преодолении препятствия той же высоты, в силу равенства крутящих моментов на колесах, момент на колесе, преодолевающем препятствие, уже не достигает предела по сцеплению, что приводит к необходимости увеличения продольной силы тяги. Это обстоятельство, в свою очередь, сопряжено с ростом потерь мощности. При этом не исключено, что продольная сила на колесе, создающем тягу, достигнет предела по сцеплению, не обеспечив необходимую для преодоления препятствия толкающую силу.

Применение блокированного межосевого привода, в силу возникающего при преодолении препятствия кинематического рассогласования, вызывает перераспределение крутящих моментов между колесами, причем не исключено, что удастся полностью ликвидировать негативные последствия рассогласования за счет тангенциальной эластичности колес. При определенных условиях возникает опасность возникновения скольжения в контакте колес с опорной поверхностью и порогом препятствия. Во всяком случае, очевидно, что потери мощности при блокированном приводе будут больше, чем при регулируемом.

Выводы

Таким образом, для обеспечения заданного уровня профильной проходимости необходимо обеспечивать распределение мощности по ведущим колесам в соответствии со сцепными условиями отдельных колес с опорной поверхностью. Применение регулируемого силового привода позволяет достичь существенного повышения уровня профильной проходимости за счет максимального использования сцепных свойств ведущих колес, при этом огра-

ничивающими факторами будут являться только геометрические параметры проходимости автомобиля.

Результаты проведенных исследований могут быть использованы при разработке алгоритмов управления распределением мощности в регулируемых трансмиссиях перспективных автомобилей высокой проходимости.

Список литературы

1. Агейкин Я.С. Проходимость автомобилей. М: Машиностроение, 1981. 232 с.

2. Аксенов П.В. Многоосные автомобили. 2-е изд. М.: Машиностроение, 1989. 280 с.

3. Беккер М.Г. Введение в теорию систем «местность-машина». / Пер. с англ. / Под ред. В.В. Гуськова. М.: Машиностроение, 1973. 520 с.

4. Пирковский Ю.В., Шухман С.Б. Теория движения полноприводного автомобиля: Прикладные вопросы оптимизации конструкции шасси: Учебное пособие. М.: ЮНИТИ-ДАНА, 2001. 230 с.