Одной из причин, создающих проблемные вопросы безопасной эксплуатации автотранспортных средств, является снижение устойчивости торможения ввиду различных конструкционных и эксплуатационных факторов.
Следует отметить, что в полноприводных автомобилях наличие механической связи между колесами через трансмиссию оказывает существенное влияние на процесс их торможения. Вопросы распределения тормозного момента между колесами и осями в зависимости от внешних и внутренних факторов освещаются недостаточно.
В качестве оценочных параметров устойчивости при торможении принимаются угловое и боковое отклонения автомобиля от заданного направления скорости и заданной ориентации его продольной оси, а также величина разворачивающего автомобиль момента:
(1)
(2)
, (3)
где a – обобщенный угол поворота продольной оси автомобиля относительно начального положения, град; wА – угловая скорость автомобиля, рад/с; Y – боковое смещение центра масс автомобиля относительно начального положения его продольной оси, м; 
– боковое ускорение центра масс автомобиля, м/с2; vx – скорость всех точек автомобиля в направлении его продольной оси в плане, м/с; Мразв – разворачивающий момент, создаваемый касательными реакциями, Н×м; n – число осей на автомобиле; i – порядковый номер оси при отсчете от передней; Rхi – касательная реакция на колесе в контакте с дорогой (1 – для левого борта, 2 – для правого борта), Н; В – колея автомобиля, м.
При заблокированном дифференциале раздаточной коробки (ДРК) величины тормозных сил, передаваемых через трансмиссию, в случае отсутствия осей, на колесах которых создаются разные значения тормозных моментов (из двух колес тормозящим является только одно) или колеса различаются сцеплением с опорной поверхностью (ОП) (далее будем называть такие оси полуактивными), определяются соотношением активных (тормозят оба колеса) и пассивных (без тормозящих колес или с максимальным сцеплением колес с ОП) осей, а также нормальными нагрузками.
Уравнения вращения колес и деталей трансмиссии имеют вид:
для каждого активного колеса:
Мxil + Mбil + Mкil = 0; (4)
для каждого пассивного колеса:
Мxil + Mкil = 0; (5)
для деталей трансмиссии (полуосей):
, (6)
где l – индекс, указывающий принадлежность колеса к левому (l = 1) или правому (l = 2) бортам автомобиля; Mxil – момент, создаваемый касательной реакцией в контакте колеса с дорогой, Н×м; Mбil – тормозной момент, приложенный к колесу от тормозного барабана, Н×м; Mкil – вращающий момент, приложенный к колесу от полуоси, Н×м.
При наличии на автомобиле полуактивных осей при одинаковой нормальной нагрузке на колесах активных и пассивных осей касательные реакции всегда одинаковы между собой, потеря сцепления этих колес с опорной поверхностью и их блокировка происходит одновременно. На колесах полуактивных осей до их блокировки касательные реакции иные и не равны между собой.
В общем, анализ распределения касательных реакций по колесам полноприводного автомобиля можно вести по зависимостям:
(4)
где МхТПА, МхП, МхА, МхНПА – соответственно момент касательной реакции на активных колесах полуактивных осей, колесах пассивных осей, активных осей и пассивных колесах полуактивных осей, Н?м; m – число активных колес.
На рис. 1 представлено рассчитанное таким способом распределение касательных реакций по колесам трехосного полноприводного автомобиля при различном количестве активных колес. За 100 % принята суммарная тормозная сила, действующая на одном активном колесе.
Графическая интерпретация оценочных показателей устойчивости, исследованных с учетом торможения различным количеством колес, с интенсивностью торможения, соответствующей значению тормозного момента на тормозных механизмах Мб = 8,5 кН?м, на опорной поверхности с коэффициентом сцепления j = 0,2 и при различных начальных скоростях торможения (vхо), представлена на рис. 2.
В результате теоретического исследования установлено, что в случае возникновения ситуаций, при которых тормозится только часть колес, наиболее опасным является торможение полуактивными осями с расположением тормозящих колес по одному борту автомобиля. Наименее опасным – одной активной и одной полуактивной осями задней тележки.
Вообще, влияние механической бездифференциальной связи между осями на устойчивость полноприводного автомобиля в сторону ее повышения более себя проявляет, если торможение одной активной и одной полуактивной осями происходит на опорных поверхностях с низким коэффициентом сцепления, так как в этом случае блокируются все колеса автомобиля. Известно, что при таком распределении тормозящих колес устойчивость автомобиля ухудшается с возрастанием начальной скорости торможения. При одном и том же значении начальной скорости торможения параметры α и Y имеют большие значения при меньшей интенсивности торможения, не смотря на то, что с ростом интенсивности торможения увеличивается и разворачивающий момент вследствие увеличения неравномерности тормозных сил по бортам. Это может быть объяснено тем, что с уменьшением тормозных моментов на тормозных барабанах увеличиваются путь и время торможения, в течение которого автомобиль дальше уходит от осевой линии и разворачивается на больший угол.
Рис. 1. Распределение касательных реакций по колесам трехосного полноприводного автомобиля, %
Рис. 2. Зависимость угла разворота автомобиля и смещения его центра масс при торможении различными колесами: __ a – угол разворота автомобиля относительно его начального положения; _ _ Y – боковое смещение центра масс автомобиля относительно начального направления его продольной оси; 1, 2, 3 – соответственно блокированный, частично блокированный и дифференциальный силовой привод
Блокирование трансмиссии при отказе одного из контуров тормозного привода или нарушении регулировок тормозов позволяет значительно повысить эффективность и устойчивость торможения полноприводных автомобилей и, следовательно, их безопасность.
Анализ ВОЗМОЖНОСТей ДИНАМИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ ТОРМОЗНЫХ СИЛ НА КОЛЕСАХ АВТОПОЕЗДА специального назначения
1Сеидов Р.Б., 2Свиридов Е.В.
1Пермский военный институт внутренних войск МВД России, Пермь,
УДК : [email protected]; 2Пермский национальный исследовательский политехнический университет, Пермь
На динамику торможения автопоездов существенное влияние оказывают их характерные особенности: наличие шарнирной связи звеньев автопоезда, допускающей их высокую относительную подвижность в горизонтальной плоскости, перераспределение нагрузки между звеньями при торможении и другое. Они значительно усложняют процесс торможения и исключают применяемость некоторых расчетных формул, полученных для одиночных автомобилей с обычной конструктивной схемой.
При определении нормальных реакций на осях автопоезда при торможении принимаются постоянные значения коэффициентов распределения тормозных сил. Уравнения равновесия недостаточны для определения реакций – дополнительным условием является равенство замедлений тягача и прицепа (полуприцепа) при торможении. Нормальные реакции на осях прямо пропорциональны общей тормозной силе автопоезда и зависят от ее распределения между осями.
Блокирование передней и задней осей седельного автопоезда вызывает, как и у одиночного автомобиля, потерю управляемости и устойчивости. Блокирование же задней оси тягача значительно менее опасно. При этом сохраняется управляемость и невелика интенсивность нарастания заноса, поскольку при заносе мгновенные центры поворота тягача и полуприцепа расположены с противоположных сторон автопоезда.
Устойчивость автопоезда против заносов при торможении в значительной мере зависит от направления усилий в сцепке. Для прицепных автопоездов рекомендуется сохранять «растянутость». У седельных автопоездов, как показало исследование [1], это требование можно выполнить только за счет значительного недоиспользование сцепного веса для создания тормозной силы, что влечет за собой соответствующее увеличение тормозного пути. Поэтому в большинстве конструкций полуприцеп стремится наезжать на тягач.
А.Б. Гредескулом [1] предложены коэффициенты распределения тормозных сил на осях автопоезда:
(1)
(2)
(3)
где L, a, b, hc – база и координаты центра масс тягача, м; Lп, aп, bп, hcп – база и координаты центра масс полуприцепа, м; hк – высота расположения точки сцепки, м; l – смещение точки сцепки вперед относительно задней оси тягача, м; g – отношение веса полуприцепа к весу тягача.
Таким образом, при определенном соотношении тормозных сил у седельного автопоезда возможно одновременное блокирование колес всех осей, соответствующее коэффициенту сцепления jо.
Для седельных автопоездов предлагается применять ту же общую методику выбора соотношения тормозных сил на осях, что и для одиночного автомобиля, согласно которой при низком коэффициенте сцепления ?min и высоком ?max должны быть обеспечены одинаковые значения коэффициентов использования сцепного веса m. Для этого надо сначала определить коэффициент сцепления jо, соответствующий одновременному блокированию всех осей, из квадратного уравнения:
k1
+ k2jо + k3 = 0. (4)
Коэффициенты k1, k2 и k3 равны [1]:
(5)
(6)
где G и Gп – соответственно силы тяжести тягача полуприцепа, Н.
Затем по полученному jо находятся β1, β2 и β3 из выражений (1–3).
Максимальные тормозные моменты на осях рассчитываются из условия опережающего блокирования колес оси полуприцепа при высоком коэффициенте сцепления. Максимальный момент на оси полуприцепа Мτ3max при этом равен:
(7)
Максимальные тормозные моменты на остальных осях определяются на основании полученных ранее значений коэффициентов тормозных сил.
Использование в конструкции автопоездов полученных зависимостей позволит повысить не только устойчивость, но и эффективность торможения.