Устройство и принцип работы главной передачи в автомобиле. Трансмиссия автомобиля В каких автомобилях вводятся колесная передача

Ведущий мост представляет собой жесткую пустотелую балку, состоящую из трех основных элементов: двух полуосевых рукавов и средней части — картера, в котором размещена главная передача с дифференциалом. В полые рукава балок запрессованы стальные трубчатые кужуха полуосей, которые служат для установки ступиц колес. По способу изготовления балки ведущих мостов различают на литые и штам-пованно-сварные. У большинства автомобилей и автобусов балки задних ведущих мостов состоят из двух стальных штампованных половин, сваренных между собой.

Устройство и взаимодействие главной передачи, дифференциала и узлов привода задних колес рассмотрим на примере ведущих мостов автомобилей и автобусов с различными колесными формулами.

Ведущий мост автомобиля ЗИЛ -130 (рис. 14.33). Главная передача заднего моста этого автомобиля двойная с общим передаточным числом 6,32. Она состоит из пары конических зубчатых колес со спиральными зубьями и пары цилиндрических косозубых колес. Ведущая коническая шестерня изготовлена за одно целое с валом и соединена с карданной передачей с помощью фланца. Она вращается в роликоподшипниках, установленных в корпусе, прикрепленном болтами к картеру главной передачи. Масло для смазывания подшипников ведущей шестерни поступает по желобу, отлитому в картере.

Ведомое коническое зубчатое колесо крепится к фланцу промежуточного вала, с которым как заодно целое изготовлена ведущая цилиндрическая шестерня. Прокладки между катером главной передачи и корпусом служат для регулировки зацепления зубьев ведущей шестерни и ведомого зубчатого колеса.

К корпусу крепится крышка подшипника с сальником. Между крышкой и корпусом подшипника установлена уплотнительная прокладка, а между втулкой фланца/и роликоподшипником — шайба. Между роликоподшипниками расположены распорная втулка и два шлифованных стальных кольца для регулировки подшипников.

Промежуточный вал установлен на конических ролико-подшипниках, расположенных в крышках картера. Для регулировки подшипников и положения ведомого конического колеса относительно оси ведущей шестерни под крышки подложены прокладки. Ведомое цилиндрическое зубчатое колесо жестко соединено с двумя чашками 20 и 23 коробки дифференциала, в которых находятся полуосевые конические зубчатые колеса. Полуоси, размещенные в балке заднего моста, внутренними концами установлены в шли-цевых отверстиях полуосевых зубчатых колес.

Коробка дифференциала вращается на конических роликоподшипниках, закрытых крышками. Эти подшипники регулируют при помощи гаек. Между чашками дифференциала помещена крестовина, на шипах которой сидят сателлиты, находящиеся одновременно в зацеплении с полуосевыми зубчатыми колесами. Для уменьшения трения под полуосевые зубчатые колеса и сателлиты установлены опорные шайбы из низкоуглеродистой стали.

При работе главной передачи усиление от ведомого зубчатого колеса передается коробке дифференциала, а через нее — на крестовину и сателлиты. Последние, находясь в зацепление с полуосевыми зубчатыми колесами, обеспечивают вращение полуосей.

Полуоси. Передача крутящего момента от дифференциала к ведущим колесам происходит при помощи полуосей. Каждая полуось внутренним концом со шлицами, на которых сидит полуосевая шестерня, установлена в коробке дифференциала. На наружном конце полуоси имеется фланец для крепления при помощи шпилек к ступице колеса. Кроме крутящего момента УИК , действующего на плече RK (радиуса колеса), полуоси могут воспринимать изгибающие моменты от сил, действующих при движении автомобиля.

Рис. 1. Ведущий мост автомобиля ЗИЛ -130

Крутящий момент от полуоси к ступице ведущего колеса передается через подшипниковый узел. В зависимости от расположения подшипников этого узла относительно кожуха, в котором находятся полуоси, различны и нагрузки, действующие на них. В связи с этим полуоси разделяются на два основных типа: полуразгруженные и полностью разгруженные.

Пол уразгру женной полуосью называется полуось, которая опирается на шарикоподшипник, расположенный внутри ее кожуха. Такая полуось не только передает крутящий момент, скручивающий ее, но и воспринимает изгибающие моменты.

Полностью разгруженной называется полуось, разгруженная от изгибающих моментов и передающая только крутящий момент. Это достигается тем, что ступицу колеса устанавливают на кожухе полуоси на двух широко расставленных роликоподшипниках, в результате чего изгибающие моменты воспринимаются кожухом, а полуоси передают только крутящий момент.

На всех легковых автомобилях, автобусах особо малого класса и на многих грузовых автомобилях особо малой и малой грузоподъемности устанавливают полуразгруженные полуоси. На всех грузовых автомобилях средней и большой грузоподъемности, а также автобусах среднего и большого классов устанавливают полностью разгруженные полуоси.

Рис. 2. Схемы полуосей:
а — полуразгруженной; б — полностью разгруженной

В качестве примера полностью разгруженной полуоси на рис. 3, а показан привод задних ведущих колес автомобиля ЗИЛ -130 в сборе с полуосью. Для установки полуосей и ступиц ведущих колес к торцевой части балки заднего моста приварены стальные трубы, являющиеся кожухами полуосей. На обработанные шейки кожухов посажены два конических роликоподшипника. Наружные кольца этих подшипников запрессованы в гнезда ступицы колеса.

Установленная на подшипниках ступица закрепляется регулировочной гайкой с замочной шайбой и контргайкой, которая зажимает сальник, препятствующий попаданию смазочного материала в ступицу из картера заднего моста. Для предотвращения вытекания его из ступицы и попадания ее в тормозной барабан на трубе размещен сальник. Фланец полуоси крепится к ступице с помощью шпилек и гаек. Для повышения надежности крепления полуосей на каждой шпильке установлены конусные разжимные втулки, при помощи которых достигается беззазорное соединение фланца полуоси на шпильках. В результате этого при передаче крутящего момента одновременно работают все шпильки.

На фланце ступицы с помощью шпилек крепится тормозной барабан, а с другой стороны на

этих же шпильках с помощью гаек крепятся диски колес. Внутри тормозного барабана расположен разжимной кулак, воздействующий при торможении на колодки с приклепанными к ним фрикционными накладками.

В рассмотренной конструкции узла привода ведущего колеса полуось воспринимает только крутящий момент, а подшипники ступицы, расположенные симметрично относительно средней плоскости колеса, воспринимают изгибающие моменты: и передают их на балку, разгружая при этом полуось.

Аналогичную конструкцию узла привода ведущих колес имеют и грузовые автомобили ГАЗ -53-12, ГАЗ -52-04.

Типичным примером конструкции привода ведущих передних колес является привод к управляемым колесам автомобиля ГАЗ -66-11. Передний мост этого автомобиля, оставаясь управляемым, в то же время передает крутящий момент передним ведущим колесам. Такие мосты часто называют комбинированными (одновременно управляемые и ведущие). Так же как и задний мост, ведущий передний мост состоит из главной передачи, дифференциала и полуосей. У такого моста внешняя часть кожуха полуоси заканчивается сферическими чашками, являющимися опорами поворотной цапфы. Шкворень поворотной цапфы изготовлен в виде двух шипов, приваренных к сферической чашке. На шипах установлены конические роликоподшипники, которые закрывают крышками. Верхняя крышка одновременно является и рычагом полой поворотной цапфы. Учитывая, что крутящий момент от дифференциала к ступицам колес должен передаваться под изменяющимися углами, полуось изготовлена как одно целое с внутренней вилкой, а вал, на котором установлена ступица колеса, изготовлен совместно с наружной вилкой.

Рис. 3. Привод к ведущим колесам автомобиля:
а — ЗИЛ -130; б — ГАЗ -66-11

Внутренняя вилка соединена с наружной вилкой карданным шарниром равных угловых скоростей шарикового типа, который обеспечивает одинаковые скорости вращения вилок независимо от угла управляемых колес. На шлицах вала установлен фланец, прикрепленный к ступице шпильками. Ступица колеса вращается на двух конических роликовых подшипниках, установленных на поворотной цапфе.

Колесная (бортовая) передача. На автобусах ЛиАЗ-677М, ЛАЗ -4202 и автомобилях семейства МАЗ задний ведущий мост имеет двойную разнесенную главную передачу, которая состоит из центральной (главной) передачи и колесных редукторов, расположенных в ступицах задних колес. Применение колесных редукторов, или, как их часто называют, бортовой передачи, позволяет разгрузить дифференциал и полуоси, уменьшить габаритные размеры моста и увеличить дорожный просвет автомобиля.

Центральная передача состоит из пары конических зубчатых колес со спиральными зубьями и межколесного дифференциала.

Колесный редуктор автобуса ЛиАЗ-677М выполнен в виде прямозубых цилиндрических зубчатых колес с внешним и внутренним зацеплением (планетарного типа). Он включает в себя полностью разгруженную полуось, ведущую (солнечную) шестерню, шестерни-сателлиты, оси, водило и коронное зубчатое колесо.

Крутящий момент полуосью подводится к ведущей шестерне и передается трем шестерням-сателлитам, установленным на осях, концы которых запрессованы в отверстие водила. Водило при помощи шпилек крепится к ступице колеса, вращающегося на шарико и роликоподшипниках. В бортовой передаче такого типа крутящий момент на ступицу колеса передается через водило, а коронное зубчатое колесо является застопоренным зубчатой опорой, которая неподвижно соединена с цапфой.

На автомобилях МАЗ -500А, МАЗ -5335 применяют колесный редуктор с застопоренным водилом. Он состоит из ведущей (солнечной) шестерни, установленной на шлицах наружного конца полуоси, трех шестерен-сателлитов с осями и коронного колеса с внутренними зубьями.

Коронное колесо является ведомым элементом передачи и прикреплено винтами к ступице колеса. Водило состоит из двух чашек: наружной и внутренней, соединенных между собой болтами. Оно посажено на конец кожуха полуоси и связано с ним шлице-вым соединением, поэтому не вращается (застопорено).

Рис. 4. Колесная передача автобуса ЛиАЗ-677М

Крутящий момент от дифференциала центральной передачи подводится к полуоси У, а от нее — к ведущей (солнечной) шестерне редуктора. От ведущей шестерни крутящий момент передается на три шестерни-сателлиты, которые вращаются на осях в сторону, противоположную направлению вращения ведущей шестерни. От сателлитов крутящий момент передается ведомому (коренному) зубчатому колесу, а от него к ступице колеса.

Рассмотренная колесная передача с застопоренным водилом представляет собой зубчатую передачу с промежуточными шестернями (три шестерни-сателлита). Передаточное число такой передачи равно отношению чисел зубьев коронного колеса и солнечной (ведущей) шестерни и обычно находится в пределах 1,4-1,5.

Рис. 5. Колесная передача автомобилей семейства МАЗ

На некоторых автомобилях, например МАЗ -500, применяют разнесенную двойную главную передачу. В этом случае вторая пара зубчатых колес находится в приводе к каждому из ведущих колес и получила название колесной или бортовой передачи.

Она выполнена в виде планетарного шестеренчатого редуктора. Ведущая (солнечная) шестерня установлена на полуоси и находится в зацеплении с тремя шестернями-сателлитами. Оси сателлитов установлены в неподвижном стакане, выполняющем роль водила и состоящем из внутренней и наружной чашек, которые соединены между собой болтами. Ведомая шестерня, имеющая внутренние зубья, крепится к ступице ведущего колеса.

Передаточное число такой передачи обычно составляет 1,4-1,5. Применение колесных передач позволяет уменьшить габариты главной передачи, увеличить дорожный просвет и снизить нагруженность дифференциала и полуосей.

К атегория: — Техническое обслуживание автомобилей

40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 ..

Колесная передача ведущих мостов автомобилей МАЗ-64227, MA3-54322

(рис. 57). Представляет собой планетарный редуктор, состоящий из прямозубых цилиндрических шестерен с внешним и внутренним зацеплением. От ведущей шестерни колесной передачи вращение передается на четыре сателлита 14, равномерно расположенных по окружности вокруг ведущей шестерни.

Сателлиты вращаются на осях 10, закрепленных в отверстиях подвижного водила 12, соединенного с помощью болтов со ступицей ведущих колес, в сторону, противоположную направлению вращения ведущей шестерни. Вращаясь на своих осях, сателлиты обкатываются по зубьям
внутреннего зацепления ведомой шестерни 15, неподвижно закрепленной посредством ступицы 16 на шлицевом конце цапфы балки моста.

В ведущей шестерне имеется отверстие с эвольвентными шлицами, которые сопрягаются со шлицами внешнего кон па полуоси. Осевое перемещение ведущей шестерни на полуоси ограничено пружинным стопорным кольцом Осевое перемещение полуоси ограничено сухарем 7 и упором полуоси 8. Сателлиты с игольчатыми подшипниками посажены на оси, размещенные в соосных отверстиях водила (2 и зафиксированные в нем от осевого перемещения пружинными стопорными кольцами. На оси сателлита надеты шайбы, исключающие касание шестерен и подшипников осей сателлитов с водилом.

Ведомая шестерня 15 колесной передачи опирается своим зубчатым венцом внутреннею зацепления на зубчатый венец внешнего зацепления ступицы 16 ведомой шестерни, а шлицевым концом эта ступица насажена на шлицевую часть цапфы балки моста. Такое соединение не допускает вращения ведомой шестерни, осевое же перемещение ее ограничено пружинным кольцом, входящим в проточку зубчатого венца ведомой шестерни и упирающимся во внутренний торец зубчатого венца ступицы 16.

На оси сателлита надеты шайбы, исключающие касание шестерен и подшипников осей сателлитов с водилом. Водило с внешней стороны закрыто крышкой 9 и в сопряжении со ступицей колеса уплотнено резиновым кольцом 13.

Смазка шестерен и подшипников колесной передачи осуществляется разбрызгиваемым маслом, которое заливают через отверстие в крышке 9, закрываемое пробкой 5. Нижний край этого отверстия определяет необходимый уровень масла в колесной передаче. Сливное отверстие, закрываемое пробкой 3, выполнено в ступице колеса, так как полости колесной передачи и ступицы колеса сообщаются.

При движении автомобиля масло в полости колесной передачи и ступицах колес перемешивается и поступает к подшипникам шестерен к ступицам колес и зубчатым зацеплениям. Для улучшения подвода смазки к подшипникам осей сателлитов оси выполнены полыми и в них сделаны радиальные отверстия для подвода масла к подшипникам.

Главная передача среднего ведущего моста МАЗ-64227 состоит из центрального редуктора и планетарных колесных передач, размещенных в ступицах колес.

Рис. 57. Колесная передача

А вот сейчас не плохо бы задуматься! Как же он движется по земле, наш любимец, автомобиль? Двигатель уже знаем как работает, а колеса крутятся в другую сторону, да еще вперед и назад. И сегодня поговорим о трансмиссии и её устройстве. Что входит в трансмиссию и о конструктивных особенностях этой системы.

Если коротко, то все механизмы, которые находятся между двигателем и ведущими колесами и есть трансмиссия автомобиля. Она выполняет такие функции:

• транслирует крутящий момент с движка на ведущую ось;
• изменяет значение и направление кр.момента;
• распределяет кр.момент по ведущим колесам.

Что входит в трансмиссию автомобиля и какие бывают её виды

В зависимости от того, какой вид энергии преобразуется, такого вида трансмиссия и может быть:

• механическая (преобразует и передает механическую энергию);
• электрическая (преобразует мех. энергию в электроэнергию, а после подачи ее на ведущие колеса, обратно – электрическую в механическую);
• гидрообъемная (преобразует мех. энергию в энергию движения жидкости, а после подачи на ведущие колеса, обратно – энергию движения жидкости в механическую);
• комбинированной или гибридной (сочетание электромеханической и гидромеханической).

Наиболее часто в современных автомобилях применяют первый вариант. Если изменение кр.момента идет в автоматическом режиме, тогда ее называют автоматической.

Конструкция

Конструкция устройства может предполагать использование в качестве ведущих переднюю и заднюю пары колес.

Если как ведущие используются задняя пара колес, то автомобиль получается заднеприводным, а если передняя – переднеприводным. Если авто имеет привод одновременно на задние и передние колеса 4х4, то полноприводные.

Авто с разным типом привода имеют свою конструкцию трансмиссии, которая часто существенно отличается по составу элементов и их исполнению.

Так в заднеприводной машине это последовательно расположенные элементы: сцепление, КП, карданная и главная передачи, дифференциал, полуоси.

Сцепление

Служит для непродолжительного отсоединения движка от трансмиссии и последующего плавного соединения этих элементов после переключения передачи, а также защиты деталей от избыточных нагрузок.

Изменяет крутящий момент, скорость и направление движения, а также разъединяет на продолжительное время двигатель и трансмиссию. Коробки бывают механические, и (гидротрансформатор — планетарные передачи)

Карданная передача

Нужна для трансляции кр.момента со вторичного вала коробки на вал гл.передачи, которые находятся под углом друг относительно друга.

Главная передача

ГП необходима, чтобы увеличить кр.момент, изменить направление и передать его на полуоси. Обычно в авто применяют гипоидную главную передачу (зубы передачи не прямые как обычно, а радиальные).

Дифференциал

Дифференциял раздает кр.момент по ведущим колесам, и позволяет полуосям вращаться с отличными друг от друга угловыми скоростями, в процессе поворота транспортного средства.

Трансмиссия переднеприводного авто оснащена шарнирами равных угловых скоростей (сокращённо ШРУС) и приводными валами (полуосями).

Первые необходимы для снятия кр.момента с дифференциала и подачи его на ведущую ось. Как правило, это 2 шарнира для связи с дифференциалом (так называемые внутренние шарниры) и еще 2 шарнира для связи с колесами (так называемые внешние шарниры).

Между этими шарнирами находятся приводные валы.

Трансмиссия авто с полным приводом предполагает различные варианты конструкций, рассмотренных ранее, которые в совокупности образуют полноприводную систему.

Вот так все просто. Теперь вы знаете что входит в трансмиссию автомобиля и нам остается подробно разобраться как работают каждый из узлов механизма трансмиссии. Следите за публикациями и не скупитесь знаниями, делитесь со всеми.

И до новых встреч на страницах блога.

Силовая передача автомобиля состоит из ряда механизмов, которые передают усилия от двигателя к ведущим колесам автомобиля и позволяют изменять величину этого усилия в соответствии с условиями движения автомобиля, а также отъединять двигатель от ведущих колес.

Автомобиль ГАЗ-21 «Волга» и ряд других имеют привод па заднюю ось, у которых силовая передача состоит из сцепления, коробки передач, карданной передачи, главной передачи, дифференциала и полуосей. Исключением является микролитражный автомобиль «Запорожец», у которого сцепление, коробка передач и главная передача с дифференциалом и ведущими полуосями — это компактный агрегат, соединенный с двигателем и расположенный вместе с ним в задней части автомобиля.

В некоторых моделях двухосных автомобилей с приводом на заднюю ось (ГАЗ-13 «Чайка», ЗИЛ-111 и ЗИЛ-114) в силовой передаче вместо сцепления и коробки передач применяется автоматическая передача, состоящая из гидротрансформатора и планетарного редуктора с автоматическим управлением.

Служит для временного отъединения силовой передачи от работающего двигателя и плавного их соединения. Отъединение необходимо при остановке и торможении автомобиля, а также при переключении передач; плавное соединение — при трогании автомобиля с места и после выключения передач. Кроме того, сцепление предохраняет детали механизмов силовой передачи от значительных перегрузок. На всех легковых автомобилях устанавливаются одиодисковые сцепления. В автомобиле ГАЗ-21 «Волга» применяется гидравлический привод сцепления, который состоит из подвесной педали, главного цилиндра, трубопровода, рабочего цилиндра, вилки выключения сцепления и муфты выключения сцепления с упорным подшипником. Главный цилиндр гидравлического привода сцепления отлит заодно с главным тормозным цилиндром. Резервуар для жидкости в этих цилиндрах общий и имеет в нижней части перегородку, благодаря чему неисправность одной системы не отражается на работе другой.

Коробка передач необходима для изменения тягового усилия на колесах автомобиля, получения заднего хода и отъединения двигателя от ведущих колес.

Тяговое усилие на колеса, необходимое для преодоления всех сопротивлений, возникающих при движении автомобиля, должно изменяться в зависимости от условий работы автомобиля. Коробка передач состоит из набора шестерен, которые входят в зацепление одна с другой в различных сочетаниях, образуя несколько передач, или ступеней с различными передаточными числами (ступенчатая коробка передач).

Коробка передач в автомобиле «Волга» двухходовая трехступенчатая с включением второй и третьей передач с помощью синхронизатора и с рычагом переключения, расположенным на рулевой колонке.

Служит для передачи вращающего усилия от коробки передач или раздаточной коробки к ведущему мосту автомобиля при изменяющихся углах наклона между валами. Карданная передача состоит из вала, их опор и карданных шарниров.

Во всех отечественных автомобилях применяются двойные открытые карданные передачи с жесткими карданными шарнирами на игольчатых подшипниках.

Жесткий кардан состоит из двух вилок и крестовины. Шипы крестовины входят в отверстия вилок и закреплены в них на игольчатых подшипниках. Подшипник представляет собой стальной стакан, набор тонких роликов (игл) и сальник, удерживающий смазку в подшипнике. Подшипники закреплены в отверстиях вилок крышками и винтами или замочным кольцом.

Существует другая конструкция игольчатого подшипника кардана, в которой применены резиновые самоподжимные сальники, а стаканы подшипников закреплены в вилках стопорными кольцами. Такой кардан применяется в автомобиле ГАЗ-21 «Волга».

Главная передача, дифференциал и полуоси входят в устройство привода к ведущим колесам двухосного автомобиля с одной задней ведущей осью. Все эти устройства заключаются в общем картере с полуосевыми рукавами и носят название заднего ведущего моста.

Главная передача служит для передачи тягового усилия на ведущие колеса и обеспечивает вращение с карданного вала на полуоси под углом 90?. В главной передаче применяют одинарные или двойные шестеренчатые передачи. В легковых автомобилях в основном используют одинарную гипоидную передачу.

Обеспечивает качение правого и левого ведущих колес с различным количеством оборотов при поворотах автомобиля и движении по неровностям дороги. Дифференциал состоит из коробки, крестовины, конических сателлитов и полуосевых шестерен.

Полуоси служат для передачи вращения от дифференциала на ведущие колеса. В зависимости от расположения подшипников полуоси воспринимают различные нагрузки и разделяются по усилиям работы на три основных типа: разгруженные, разгруженные на три четверти и полуразгруженные.

Если полуось не воспринимает изгибающих моментов и передает только крутящий момент, то она называется разгруженной. Большинство грузовых автомобилей имеет полуоси этого типа.

Полуось, разгруженная на три четверти, отличается от разгруженной тем, что ее наружный конец соединен со ступицей ведущего колеса, опирающейся на кожух заднего моста не через два, а через одни подшипник. Полуоси этого типа устанавливаются в легковых автомобилях «Победа».

Полуразгруженные полуоси воспринимают все изгибающие моменты, и наружные концы полуосей непосредственно опираются на подшипники, установленные в картере заднего моста. Применяются они преимущественно в легковых автомобилях «Москвич-408», ГАЗ-21 «Волга», ГАЗ-13 «Чайка». Автомобили ЗАЗ-965 и ЗАЗ-966 имеют качающиеся полуоси разгруженного типа.

Трансмиссия в конструкции авто обеспечивает изменение и передачу вращения от силовой установки на ведущие колеса. Эта составная часть включает в себя ряд узлов, среди которых и главная передача автомобиля.

Назначение, конструктивные особенности

Основная задача этого элемента сводится к изменению крутящего момента перед подачей его на привод колес. То же делает и коробка передач, но у неё существует возможность изменения передаточных чисел за счет ввода в зацепление тех или иных шестерен. Несмотря на наличие в конструкции автомобиля КПП, на выходе из нее крутящий момент небольшой, а скорость вращения выходного вала – высокая. Если передать вращение напрямую на ведущие колеса, то возникшая нагрузка «задавит» двигатель. В общем, авто просто не сможет сдвинуться с места.

Главная передача автомобиля обеспечивает повышение крутящего момента и снижение скорости вращения. Но в отличие от КПП передаточное число у нее фиксированное.

Расположение главной передачи на примере обычной МКПП

Представляет собой эта передача на легковом авто обычный шестеренчатый одноступенчатый редуктор постоянного зацепления, состоящий из двух шестерен разного диаметра. Ведущая шестерня небольшая по размерам и связана она с выходным валом КПП, то есть вращение подается на нее. Ведомая же шестерня значительно больше по размерам и получаемое вращение она подает на приводные валы колес.

Передаточное число является соотношением количества зубьев шестерен редуктора. Для легковых авто этот параметр находится в диапазоне 3,5-4,5, а для грузовиков он достигает 5-7.

Чем больше передаточное число (больше количество зубьев ведомой шестерни относительно ведущей), тем выше крутящий момент, подаваемый на колеса. При этом тяговое усилие будет больше, но максимальная скорость ниже.

Передаточное число главное передачи подбирается исходя из эксплуатационных показателей силовой установки, а также других узлов трансмиссии.

Устройство главной передачи напрямую зависит от конструктивных особенностей самого автомобиля. Этот редуктор может быть, как отдельным узлом, установленным в своем картере (заднеприводные модели), так и входить в конструкцию КПП (авто с передним приводом).

Главная передача в заднеприводном автомобиле

Что касается некоторых полноприводных авто, то у них может использоваться разная компоновка. Если в таком автомобиле расположение силовой установки – поперечное, то главная передача передней оси входит в конструкцию КПП, а задней располагается в отдельном картере. У автомобиля с продольной компоновкой главные передачи на обоих осях отделены от КПП и раздаточной коробки.

В моделях с отделенной главной передачей, этот редуктор выполняет еще одну задачу – изменяет угол направления вращения на 90 град. То есть выходной вал КПП и приводные валы колес имеют перпендикулярное расположение.

Расположение главной передачи передней оси Audi

В переднеприводных моделях, где главная передача входит в конструкцию КПП, указанные валы имеют параллельное расположение, поскольку менять угол направления не нужно.

В ряде грузовых авто применяются двухступенчатые редукторы. Примечательно, что их конструкция может быть разной, но наибольшее распространение получила так называемая разнесенная компоновка, в которой используется один центральный редуктор и два колесных (бортовых). Такая конструкция позволяет существенно повысить крутящий момент, а соответственно и тяговое усилие на колесах.

Особенность работы редуктора сводится к тому, что он равномерно разделяет вращение на оба приводных вала. При прямолинейном движении такое условие является нормальным. Но при прохождении поворотов колеса одной оси проходят разное расстояние, поэтому необходимо изменение скорости вращения каждого из них. Это входит в задачу дифференциала, используемого в конструкции трансмиссии (он устанавливается на ведомой шестерне). В результате главная передача подает вращение на приводные валы не напрямую, а через дифференциал.

Виды и их применяемость

Основной характеристикой главных передач является тип шестерен и вид зацепления зубьев между ними. На авто используются такие типы редукторов:

1. Цилиндрический
2. Конический
3. Гипоидный
4. Червячный

Випы главных передач

Цилиндрические шестерни применяются в главных передачах переднеприводных авто. Отсутствие надобности в изменении направления вращения и позволяет использовать такой редуктор. Зубья на шестернях – косые или шевронные.

Передаточное число для таких редукторов находится в диапазоне 3,5-4,2. Большее передаточное число не используется, поскольку для этого необходимо повышать размеры шестеренок, что сопровождается увеличением шумности работы передачи.

Коническая, гипоидная и червячная передачи используются там, где необходимо не только изменение передаточного числа, а и изменение направления вращения.

Конические редукторы применяются обычно на грузовых авто. Их особенность сводится к тому, что оси шестеренок перекрещиваются, то есть находятся на одном уровне. В таких передачах используются зубья косой или криволинейной формы. На легковых авто этот тип редуктора не используется из-за значительных габаритных размеров и повышенной шумности.

На заднеприводных легковушках чаще всего применяется иной тип – гипоидный. Его особенность сводится к тому, что оси шестерен смещены. За счет расположения ведущей шестерни ниже относительно оси ведомой, удается уменьшить габариты редуктора. При этом этот тип передачи характеризуется повышенной устойчивостью к нагрузкам, а также плавностью и бесшумностью работы.

Червячные передачи – наименее распространенные и на авто практически не используются. Основная причина этого – сложность и дороговизна изготовления составных элементов.

Основные требования. Современные тенденции

Главным передачам выдвигается немало требований, основными из которых являются:

• Надежность;
• Минимальная потребность в обслуживании;
• Высокие показатели КПД;
• Плавность и бесшумность;
• Минимально возможные габаритные размеры.

Естественно, идеального варианта не существует, поэтому конструкторам при выборе типа главной передачи приходится искать компромиссы.

Отказаться от использования главной передачи в конструкции трансмиссии пока не получается, поэтому все наработки направлены на повышение эксплуатационных показателей.

Примечательно, что изменение рабочих параметров редуктора является одним из основных видов тюнинга трансмиссии. За счет установки шестерен с измененным передаточным числом можно существенно повлиять на динамику авто, максимальную скорость, расход топлива, нагрузку на КПП и силовой агрегат.

Напоследок стоит упомянуть особенности конструкции роботизированных КПП с двойным сцеплением, что сказывается и на устройстве главной передачи. В таких КПП парные и непарные передачи разделены, поэтому на выходе имеется два вторичных вала. И каждый из них передает вращение на свою ведущую шестерню главной передачи. То есть, в таких редукторах ведущих шестерен – две, а ведомая только одна.

Схема коробки передач DSG

Эта конструктивная особенность позволяет сделать передаточное число на редукторе изменяемым. Для этого всего лишь используются ведущие шестеренки с разным количеством зубьев. К примеру, при задействовании ряда непарных передач для повышения тягового усилия используется шестерня, обеспечивающая большее передаточное число, а шестерня парного ряда имеет меньшее значение этого параметра.

автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему: Метод повышения эффективности полноприводной многоосной машины с гидрообъёмной трансмиссией за счёт использования корректирующих алгоритмов

Автореферат диссертации по теме «Метод повышения эффективности полноприводной многоосной машины с гидрообъёмной трансмиссией за счёт использования корректирующих алгоритмов»

На правах рукописи

КУРМАЕВ Ринат Ханяфиевич

МЕТОД ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПОЛНОПРИВОДНОЙ МНОГООСНОЙ МАШИНЫ С ГИДРООБЪЁМНОЙ ТРАНСМИССИЕЙ ЗА СЧЁТ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ КОРРЕКТИРУЮЩИХ АЛГОРИТМОВ

Специальность: 05.05.03 — Колесные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Работа выполнена в Московском государственном техническом университете «МАМИ» и в ОАО «Инновационная фирма «НАМИ-Сервис»

кандидат технических наук, профессор Лепёшкин А.В.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

кандидат технических наук, доцент Фоминых А.Б.

НИЦИАМТ ФГУП «НАМИ»

Защита диссертации состоится 17 декабря в 16-00 на заседании диссертационного совета при Московском государственном техническом университете «МАМИ» по адресу:

107023. г. Москва, ул. Б. Семеновская, 38. МГТУ «МАМИ», ауд. Б-304.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенные печатью организации, просим направлять в адрес ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат размещён на сайте www.mami.ru

Автореферат разослан 13 ноября 2009 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Современный этап развития автомобилестроения характеризуется широким внедрением в конструкции автомобилей электронных систем управления. Главной их задачей является облегчение условий работы водителя, тем самым, повышение безопасности дорожного движения, при обеспечении оптимальных режимов работы двигателя и трансмиссии, что в свою очередь позволяет снизить выбросы вредных веществ в окружающую среду, улучшить топливную экономичность автомобиля и повысить его проходимость и эффективность.

Одним из главных направлений совершенствования конструкции полноприводных многоосных колёсных машин является применение перспективных «гибких интеллектуальных» систем приводов движителя — бесступенчатых трансмиссий, приспособленных к оптимальному автоматическому управлению и обеспечивающих индивидуальное распределение крутящего момента двигателя по ведущим колесам. К таким трансмиссиям относятся, прежде всего, гидрообъёмные (ГОТ) и электрические трансмиссии (ЭТ). Как известно, главным недостатком таких трансмиссий является их невысокий КПД, ввиду двойного преобразования энергии. Также на эффективность работы полноприводных колёсных машин оказывает влияние возникающие в процессе движения изменения различного рода показателей (неравномерное распределение массы по осям автомобиля, условия сцепления колёс с опорной поверхностью, не качественное управление трансмиссией и т.д.). Негативное влияние этих изменений можно компенсировать наличием совершенной автоматической системы управления с возможностью корректировки в процессе движения управляющих сигналов, поступающих на органы управления этих трансмиссий.

Поэтому проведённые теоретические и экспериментальные исследования, результатом которых является метод, позволяющий осуществить выбор оптимального управляющего воздействия на органы управления приводами ведущих колёс полноприводных многоосных машин с целью повышения эффективности, актуальны.

Целыо диссертационной работы является разработка метода повышения тя-гово-энергетических показателей полноприводных многоосных машин с ГОТ за счёт введения в систему управления силовым приводом колёс корректирующих алгоритмов, позволяющих компенсировать возникающие рассогласования в работе ведущих колёс.

Объект исследований: полноприводный трёхосный автомобиль с гидрообъ-ёмнои трансмиссией.

Методы исследования. В работе использованы современные положения прикладной теории колесных машин, методы математического моделирования движения колесных машин и функционирования их систем, методы проведения инженерного эксперимента. Экспериментальные подтверждения выработанных научных положений получены в процессе дорожных испытаний полноприводного автомобиля с ГОТ с использованием аппарата математической статистики.

Научная новизна заключается в следующем:

• разработана математическая модель прямолинейного движения полноприводной многоосной колёсной машины по твёрдой опорной поверхности, особенностями которой являются наличие математического описания регулируемой гидрообъёмной трансмиссии и возможность определения параметров, необходимых для оценки энергоэффективности;

• теоретически и экспериментально обоснована возможность использования показателя эффективности реализации мощности, снимаемого с вала двигателя при прямолинейном движении полноприводной многоосной колёсной машины, в качестве её критерия эффективности;

• разработан метод определения интегрального показателя эффективности реализации мощности двигателя по результатам математического моделирования и экспериментальных исследований;

• проведена теоретическая оценка влияния рассогласования в системе управления гидрообъёмной трансмиссии на эффективность работы колёсной машины;

• предложены научно-обоснованные корректирующие алгоритмы для системы управления гидрообъёмной трансмиссии, уменьшающие негативное влияние выше указанного рассогласования.

Квалификационная формула работы: проведенные автором диссертации теоретические и экспериментальные исследования позволили решить актуальную научную задачу, имеющую важное научно-практическое значение, направленное на повышение тягово-энергетических показателей полноприводных многоосных колёсных машин с ГОТ в различных дорожных условиях за счёт использования в её автоматической системе управления корректирующих алгоритмов. Теоретические и практические решения, полученные в ходе проведенного исследования, положены в основу разработанных методик проведения испытаний полноприводных многоосных колёсных машин.

Достоверность результатов проведенных исследований подтверждается объемными расчетно-экспериментальными исследованиями по проверке теоретических

положений в математической модели с соблюдением достаточной для инженерных расчетов точности и сходимости экспериментальных и теоретических результатов, применением аттестованной и поверенной современной контрольно-измерительной, регистрирующей и обрабатывающей аппаратур.

Практическая ценность. Предложенные методики позволяют при создании новых полноприводных многоосных колёсных машин:

• ещё на этапе проектирования проводить оценку правильности того или иного конструктивного решения;

• проводить оценку тягово-энергетических характеристик колёсных машин с регулируемым силовым приводом в зависимости от условий эксплуатации;

• на основе разработанных корректирующих алгоритмов создавать электронные системы адаптивного управления регулируемым силовым приводом колес.

Реализация основных результатов исследования осуществлена:

• в конструкции полноприводного автомобиля 6×6 с гидрообъемным силовым приводом колес «Гидроход-49061», созданным ОАО «Инновационная фирма «НА-МИ-Сервис» и AMO ЗИЛ;

• в техническом проекте системы автоматического управления регулируемым бесступенчатым силовым приводом колес полноприводного автомобиля;

• в работах AMO ЗИЛ, МГТУ «МАМИ», МГТУ им. Н.Э. Баумана и 21 НИИИ АТ МО РФ по созданию экспериментальных образцов полноприводных многоосных автомобилей с электро- и гидротрансмиссиями;

• в учебном процессе кафедры «Автомобили» им. Е.А. Чудакова и кафедры «Гидравлика и ГПП» МГТУ «МАМИ».

Апробация работы. Материалы диссертации в различное время были рассмотрены и обсуждены:

• на 12-ой конференции студентов и аспирантов, посвященной 75-летию МЭИ (ТУ), Москва, 2006 г.;

• на 53-ей конференции ААИ «Проблемы и перспективы автомобилестроения в России», ОАО «ИЖ-Авто», Ижевск, 2006 г.;

• 4-ом международном автомобильном научном форуме «Научные, конструктивные и технологические достижения», ФГУП НАМИ, Москва, 2006 г.;

• на научно-технической конференции «Проектирование колёсных машин», посвященной 70-летию кафедры «Колесные машины» МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2006г.;

• на 58-ой конференции ААИ «Автомобиль и окружающая среда», Дмитров, 2007г.; ® на 65-ой конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторо-

строения и подготовки инженерных и научных кадров», проходившей в рамках международного научного симпозиума «Автотракторостроение-2009», МГТУ «МАМИ», Москва, 2009 г. • на постоянно действующих научных семинарах ОАО «Инновационная фирма «НАМИ-Сервис».

Публикации. Основные результаты диссертационной работы изложены в 11 печатных трудах автора, в том числе одном Патенте РФ и одном Свидетельстве об отраслевой регистрации разработки.

Структура и объем работы: диссертация состоит из пяти основных глав, общих выводов к работе, списка использованных источников в количестве 145 трудов и 3 приложений. Работа содержит 205 страниц машинописного текста, включая 8 таблиц и 138 рисунков.

В первой главе представлен обзор применения гидрообъёмных трансмиссий на автомобилях и автоматических систем управления приводами ведущих колёс автомобилей. Проведен анализ работ, посвященных вопросам создания «гибких интеллектуальных» трансмиссий для полноприводных многоосных колёсных машин.

Отмечается, что реализация «интеллектуальных» систем целесообразна на основе использования бесступенчатых трансмиссий, обеспечивающих получение любого значения передаточного отношения в определенном диапазоне с возможностью изменения величины крутящего момента непосредственно на каждом колесе автомобиля.

Рассмотрены работы известных научных школ: МГТУ «МАМИ», МГТУ им. Н.Э. Баумана, ФГУП «НАМИ», НАТИ, 21 НИИИ AT МО РФ, Нижегородского ГТУ, МГИУ, Белорусской научной школы и др.

Установлено, что общим вопросам теории автомобиля, в т.ч. связанными с различными трансмиссиями и вопросам разработки автоматических систем управления посвящены работы: М.А. Айзермана, Я.С. Агейкина, П.В. Аксёнова, И.В. Ба-лабина, C.B. Бахмутова, Б.Н. Белоусова, Н.Ф. Бочарова, В.В. Ванцевича, А.Н. Вер-жбицкого, М.С. Высоцкого, О.И. Гируцкого, М.И. Гриффа, А.И. Гришкевича, В.Н. Добромирова, Ю.К. Есеновского-Лашкова, Н.Т. Катанаева, Г.О. Котиева, В.В. Московкина, В.Н. Наумова, В.А. Петрушова, Ю.В. Пирковского, В.Ф. Платонова, И.А. Плиева, A.A. Полунгяна, В.В. Селифонова, В.М. Семенова, Г.А. Смирнова, В.И. Соловьева, М.П. Чистова, В.М. Шарипова, С.Б. Шухмана, H.H. Яценко и др.

На основании обзора выявлено, что базой для построения «гибкой интеллек-

туальной» трансмиссии может служить гидрообъемная трансмиссия с автоматической системой управления.

Вопросами анализа, расчета, создания, исследования гидрообъёмных трансмиссий транспортных машин, применения объемного гидропривода на мобильных машинах в последние годы занимались отечественные ученые: A.C. Антонов,

0.М. Бабаев, Ю.А. Беленков, В.П. Вержбицкий, К.И. Городецкий, H.A. Ивановский, Д.Э. Кацнельсон, С.Ф. Комисарик, A.B. Лепёшкин, А.Н. Нарбут, Б.Б. Некрасов, В.А. Петров, Е.И. Прочко, В.И. Соловьёв, К.А. Фрумкин, И.В. Фрумкис, Л.Б. Ша-пошник, С.Б. Шухман и зарубежные ученые: Бауэрз, Г. Броун, В. Гибсон, Кенией, Кейт, Мортенсон, Нейшен, Сэдлер, Д.Тома, Турнбулл, В.Уилсон, Уоррен, Фезандье, Д. Фуллер, Шартс, В. Шлоссер, Н. Шюттель, Эберт, В. Эрнст и др.

В результате анализа работ установлено, что для обоснованного решения вопросов, связанных с созданием «интеллектуальных» трансмиссий необходимо детальное математическое моделирование объекта исследований с разработкой математической модели, отличающейся минимальными допущениями, а также с возможностью ещё на стадии проектирования машины вьмвлять различного рода негативные явления, возникающие в трансмиссии. К таким, несомненно, относится циркуляция мощности, обусловленная возможным рассогласованием в работе ведущих колес.

Так, например, в работах Ю.В. Пирковского и С.Б. Шухмана теоретически доказано возникновение потерь мощности вследствие дополнительной внутренней силы Рд между мостами автомобиля, даже с дифференциальным приводом. При движении автомобиля с блокированным приводом это будет проявляться ещё в большей степени. В тоже время, вопросы, связанные с уменьшением циркуляции мощности за счёт регулирования трансмиссии в работах не рассматриваются.

На основании проведённого анализа сформулированы следующие задачи данного исследования:

1. Разработать и исследовать математическую модель прямолинейного движения полноприводной многоосной колёсной машины по твёрдой опорной поверхности, особенностью которой является регулируемая ГОТ, позволяющую как при установившемся движении, так и при разгоне судить об эффективности ГОТ и машины в целом.

2. Провести обоснованный поиск критерия оценки эффективности реализации мощности двигателя многоприводного автомобиля при его движении, удобного для использования, как при математическом моделировании, так и по данным экспериментальных исследований.

3. Разработать экспериментальную методику оценки эффективности полноприводной многоосной колёсной машины с ГОТ в условиях ее прямолинейного движения по твёрдой опорной поверхности.

4. Провести экспериментальные исследования полноприводной многоосной колёсной машины с ГОТ в условиях ее прямолинейного движения по твёрдой опорной поверхности с целью подтверждения адекватности разработанной математической модели.

5. Оценить влияние рассогласований в системе управления ГОТ на тягово-энергетические показатели машины и разработать корректирующие алгоритмы для их компенсации.

Во второй главе представлена разработанная математическая модель прямолинейного движения полноприводного автомобиля с гидрообъёмной трансмиссией «Гидроход-49061» по твёрдой опорной поверхности. Рассматривается движение машины в продольно-вертикальной плоскости.

Рис. 1. Общая структура математической модели автомобиля при прямолинейном движении В самом общем случае структура такой математической модели (рис. 1) состоит из математического описания движения собственно автомобиля (подрессоренная часть автомобиля и его подвеска) и неподрессоренных масс, математической модели работы ведущего колеса, математического описания работы ГОТ и двигателя (ДВС) автомобиля. Для такой математической модели параметрами, характеризующими условия работы автомобиля, являются: угол уклона дороги а, вес груза Ог с указанием координат, определяющих положение его центра тяжести, и условия взаимодействия эластичных колес автомобиля с опорной поверхностью, которые можно представить (^-диаграммой и коэффициентом сопротивлению /к. Управляющими воздействиями являются: параметр ее регулирования режимом работы ДВС, определяющий расход топлива; параметры регулирования рабочими объемами насосов е„,- и гидромоторов е„у (индекс / — ось автомобиля; / — колесо этой оси).

Математическое описание движения автомобиля с ГОТ, представленное в работе получено на основании расчётных схем, показанных на рис. 2, 3 и 5.

ПоЗрессоренноя уа часть ойтомобиля — и его поЭЬеска

Рис. 2. Расчетная схема автомобиля «Гндроход-49061» в продольно-вертикальной плоскости Математическое описание движения подрессоренной части автомобиля в продольно-вертикальной плоскости (рис. 2) включает следующие дифференциальные уравнения, полученные в соответствии с принципом Даламбера для каждой из рассматриваемых степеней свободы:

где: т„ от, — масса подрессоренной части автомобиля и груза; тк — масса одной из неподрессоренных частей автомобиля (масса колеса с элементами его подвески и привода); Jry — суммарный момент инерции подрессоренной части автомобиля и перевозимого им груза вокруг центра масс; Gvz, Gïx — нормальные и продольные составляющие веса Ga подрессоренной части автомобиля и веса Gr перевозимого автомобилем груза; GKX — продольная составляющая веса неподрессоренной части; Pcz, Pcx, Л/с — составляющие равнодействующих внешних усилий и моментов, приведенные к центру масс подрессоренной части автомобиля; F^, Fxy — центробежные силы инерции, возникающие в рассматриваемой координатной плоскости при наличии поворотного движения вокруг центра масс автомобиля в принятой системе координат. Остальные параметры соответствуют рис. 2.

В математическое описание движения автомобиля также входят дифференциальные уравнения, определяющие перемещения его неподрессоренных частей (индивидуально подвешенные колеса машины) (рис. 3), имеющие вид:

В модели принимается, что оси колес автомобиля перемещаются относительно подрессоренной части только по нормали к опорной поверхности (координата гк,у).

(пга + тх + б • и». ) • *u = X Kxlj -G„- 6 • G„ — G,, — Pcx — Fx

Рис. 3. Расчётная схема неподрессоренной части

О 0.) 0.2 0,3 0.4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1

Рис. 4. Принятая для исследований ^>($)-диаграмма, полученная на основании опубликованных экспериментальных данных

Модель качения колеса составлена по известным зависимостям так, чтобы в результате расчета из нее по известным входным параметрам: Лишу, Уа, со„у и ^ эластичного колеса можно было определить и Мщ. Динамические процессы в шинах рассматриваются как квазистатические.

Характер взаимодействия эластичных колес машины с опорной поверхностью (сухой асфальт) в математической модели задавался в виде р(У-диаграммы (рис. 4).

При разработке математического описания ГОТ учитывалось то, что в ней возможны три варианта совместной работы трех объемных гидроприводов (рис. 5), входящих в ее состав, а именно: блокированной, дифференциальной и регулируемой межосевой связи.

Рис. 5. Расчетная схема объемного гидропривода ведущих колес одной оси автомобиля «Гидроход-49061» (Н — насос; НП — насос подпитки; Г — гидромотор; ПК — переливной клапан)

В случае блокированной и регулируемой межосевой связи математическое описание ГОТ представляет собой следующую систему дифференциальных уравнений (составлены для случая, когда р1 > р2):

В этой системе уравнение (5) одно для всей ГОТ, уравнения (6), (7) должны составляться для каждого из трех гидроприводов, а уравнение (8) для каждого ведущего колеса. Обозначения величин, входящих в уравнения, приведены на рис. 5. Подобная система уравнений используется и для дифференциальной межосевой связи в ГОТ.

При моделировании процесс возникновения потерь в гидромашинах рассматривается квазистатическим, поэтому для оценки относительных объемных N0 и механических Nu потерь в роторных гидромашинах, используются формулы, предложенные К.И. Городецким. Согласно им, в общем случае относительные объемные и механические потери в роторной гидромашине зависят от перепада давления Ар, угловой скорости вращения вала гидромашины со, кинематической вязкости рабочей жидкости v и параметра регулирования рабочего объема е.

Для определения коэффициентов, необходимых для оценки относительных потерь (объёмного и механического) A.B. Лепёшкиным был разработан математический алгоритм и компьютерная программа. В результате на рис. 6 представлены графики в объёмной системе координат, показывающие изменение объёмного

77аи = 1 — (рис. 6 а) и механического пт = j< + j (Рис- 6 б) КПД насоса

A4VG56EP2 соответственно от параметра регулирования — ДП_0—С-ДП_4 _^г_ДП_10 • 0 ■ 4 А 10 К. [м/с]

0,0 1.0 2.0 3.0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0

о 0,2 яг тах Ф 0,4 цг шах Л 0.6 цг тах ао.аягтах X чг тах

Рис. 10. Зависимость Л/от Уа Рис. 11. Зависимость КПД трансмиссии от Уаср

На рис. 11 представлен график изменения экспериментальных значений КПД трансмиссии от скорости движения автомобиля (ведущий установившийся режим), для пяти представленных выше вариантов регулировок рабочих объёмов гидромашин (точки — результат эксперимента, кривые — результат аппроксимации точек).

В результате установлено, что наибольшие значения КПД трансмиссии достигаются при максимальных значениях рабочих объёмов гидромоторов. Уменьшение же КПД трансмиссии при меньших рабочих объёмах гидромоторов, объясняется падением объёмного КПД гидромашин в данных условиях. И как следствие, предпочтительным является последовательный способ регулирования рабочих объёмов гидромашин ГОТ (при дг и,* происходит увеличение дн от дн т,„ до д„ тах, и после этого регулируются дг от дгтлхдо дгтт, при д„ ,„„)•

Уа.расч. км/ч (м/с) кВт ли кВт N„2. кВт N„3, кВт ЛЬ., кВт К кВт Цт Кц у ‘ а ср. км/ч (м/с)

10(2,8) 7,97 2,38 -1,39 14,06 15,05 34,96 0,420 0,228 8,81(2,45)

15(4,2) 11,94 14,54 -12,37 29,28 31,45 53,54 0,576 0,233 13,79(2,83)

20(5,6) 16,9 15,04 -6,76 40,56 48,84 76,81 0,616 0,22 18,64(5,18)

30(8,3) 23,16 4,91 3,95 57,69 66,55 110,27 0,604 0,21 25,54(7,09)

В результате эксперимента при движении автомобиля с блокированным приводом по горизонтальной дороге были получены данные, подтверждающие наличие циркуляции мощности (табл. 1). Как видно из табл. 1, вторая ось попала в тормозной режим, хотя величины управляющих сигналов для всех трёх гидроприводов были

одинаковы. Можно предположить, что выявленная циркуляция мощности обусловлена неравномерной развесовкой автомобиля, что соответствует теоретическим выкладкам различных учёных. Это обстоятельство указывает на то, что в системе управления ГОТ полноприводного автомобиля необходима постоянная коррекция управляющих сигналов во время его движения.

Для учета в математической модели механических потерь в элементах трансмиссии, обеспечивающих передачу момента от вала гидромотора к ведущему колесу автомобиля, используется аппроксимирующая зависимость суммарного момента трения Л£,р в них от частоты вращения сок колес, которая имеет вид:

где: Л/гро — момент трения в механической части привода при частоте вращения близкой к нулю; — коэффициент, характеризующий составляющую вязкого трения в элементах привода ведущего колеса (в том числе и потери на барботаж в редукторах). Величина момента М^0 определена экспериментально с использованием динамометрического ключа, а значение коэффициента кф было получено в результате аппроксимации экспериментальных данных.

На рис. 12 и 13 показаны результаты сравнения расчетных и экспериментальных данных при движении автомобиля с дифференциальным приводом.

Сравнение полученных результатов математического моделирования с результатами испытаний показывают их практическое совпадение по рассматриваемым параметрам (расхождение не превышает 10%).

0.0 1.0 2,0 3,0 4,0 5.0 6,0 7,0 8,0 -о—ДП_0 -О—ДЛ_4 —й—ДГ1_10 • 0 ■ 4 А 10 Г., [м/с]

Рис. 12. Зависимость цг от Уаср

0.0 1,0 2,0 3,0 -о— ДП_0 —О—ДП_4 -л— ДП_10 • 0 ■ 4 А 10 Уа, [м/с]

Рис. 13. Зависимость Кцот К„

Аналогичный характер графиков имеет место и при сравнении результатов математического моделирования с результатами испытаний автомобиля «Гидроход-49061» при его движении с блокированным межосевым приводом ведущих колес.

В сводной табл. 2 представлены относительные среднеквадратические отклонения (характеризующие величину ошибки в определении контролируемого параметра) значений параметров, полученных в результате испытаний и в результате ма-

тематического моделирования (БП — блокированный привод).

Тип дороги Тип привода Относительное среднее квадратичное отклонение

Динам, дорога дп 0,099 0,08 0,103 0,051

БП 0,097 0,106 0,102 0,049

Подъём — 4% ДП 0,091 0,073 0,087 0,051

ЕП nnis 0 101 0.063 0.035

Подъём -10% дп 0,035 0,077 0,031 0,041

БП 0,005 0,004 0,033 0,076

Такие же результаты по точности определения контролируемых параметров были получены и при разгоне автомобиля в принятых условиях.

Рис. 14. Зависимость еш er, Vor t Для примера на рис. 14 представлены процессы разгона автомобиля с блокированным приводом на динамометрической дороге, полученные в результате расчетных и экспериментальных исследований. Здесь тонкая линия — результат расчета, точки — результат эксперимента. На рисунке также показана последовательность регулирование ГОТ во время заезда (е„ и ег параметры регулирования рабочих объёмов насосов и гидромоторов соответственно).

В пятой главе приводится анализ влияния рассогласования в системе управления полноприводного автомобиля «Гидроход-49061» на тягово-энергетические показатели и приводятся корректирующие алгоритмы, которые рекомендуется включить в систему управления ГОТ с целью компенсации возникающих рассогласований и улучшения тягово-энергетических показателей машины при ее прямолинейном движении по твёрдой опорной поверхности.

При моделировании установлено наличие высокой чувствительности блокированной ГОТ к ошибкам в ее системе управления.

Для примера на рис. 15 приведен график, построенный по результатам этих расчетов, характеризующий изменения величин относительных угловых скоростей колес передней ¿5, средней 32 и задней сй3 осей автомобиля в функции условного

передаточного отношения гидропривода колес передней оси автомобиля /01 = ен1/еГ|. Здесь а. = «к,/ икср, где пк1 — средняя частота вращения ведущих колес /-ой оси автомобиля, Икср — средняя частота вращения ведущих колес автомобиля), Из графика видно, что ошибка, возникающая в системе управления одной из ведущих осей автомобиля (а именно — передней), приводит к изменению величин относительных уг-

»01 -, _ /01 -, Рис. 15. Зависимость mu.jOt foi Рис. 16. Зависимость í/t и Кцот z’oi

На рис. 16 показан характер изменения КПД ГОТ (//т) и показателя эффективности (Кц) в функции г’оь Анализ этих зависимостей показывает, что при движении автомобиля по твёрдой дороге с блокированной ГОТ отклонение условного передаточного отношения »’oí передней оси от номинального значения на 3% приводит к снижению показателя эффективности реализации мощности Кц на 6%.

В результате математического моделирования установлено, что ошибка в системе управления ГОТ для ведущих колес различных осей приводит к заметному снижению энергетических показателей автомобиля из-за возникновения циркуляции мощности в трансмиссии.

На основании анализа результатов математического моделирования, предложены корректирующие алгоритмы, обеспечивающие необходимое изменение параметров регулирования рабочих объемов насосов е„, и гидромоторов е„у, используя данные по следующим двум контролируемым величинам:

— перепаду давления на насосе /-го гидропривода Др„

— угловой скорости вращения /-го ведущего колеса /-ой оси автомобиля со,у.

Заметим, что в системе управления ГОТ возможно использование этих параметров (Api и coy) как сигналов обратной связи с датчиков давления рабочей жидкости и датчиков частоты вращения соответствующего вала гидромотора.

Приращение сигнала управления Aepi в соответствии с предложенным корректирующим алгоритмом системы управления ГОТ по отклонению величины перепа-

да давления др. на насосе /-го гидропривода от среднего значения, вычисляется по следующей формуле:

гДе: Ар/ — осредненное значение перепада давления на основном насосе г’-го гидропривода; Дрср — среднее значение перепада давления на основных насосах гидроприводов, входящих в состав ГОТ; к„ — коэффициент, характеризующий чувствительность системы управления ГОТ к рассогласованию по перепаду давления Ар.

При условии, что ведущие колеса одной оси работают в одинаковых условиях, в предложенном корректирующем алгоритме системы управления ГОТ (по отклонению величины угловой скорости соц вращенияу-го ведущего колеса ¿-ой оси автомобиля от среднего значения), вычисление приращения сигнала управления Деш, проводится по формуле:

где: о, — средняя угловая скорость вращения ведущих колес г-ой оси автомобиля, ¿у = (¿у,, + &>,2)/2 (&>,, еоп — значения угловых скоростей вращения левого и правого ведущих колес г-ой оси); соср — средняя угловая скорость вращения ведущих колес автомобиля; ка — коэффициент, характеризующий чувствительность системы управления ГОТ к рассогласованию по угловой скорости со вращения ведущих колес.

Если ведущие колеса одной оси автомобиля попадают в разные условия движения (одно из колес буксует), то должен сработать дополнительный корректирующий алгоритм, в соответствии с формулой:

Полученные таким образом приращения сигналов управления Аер„ ДеШ1- и АеШу используются для формирования конкретного корректирующего сигнала по соответствующему каналу управления ГОТ. При этом соответствующие приращения рабочих объемов насосов Ден,- и гидромоторов Ае,у вычисляются по следующим формулам:

Для оценки эффективности использования корректирующих алгоритмов проводилось моделирование движения автомобиля с включением в математическую модель вышеизложенных зависимостей. При моделировании предполагалось, что опрос датчиков, входящих в систему управления происходит каждые 0,1 секунды.

Результаты работы предложенных корректирующих алгоритмов системы

управления ГОТ, показаны на рис. 17 и 18.

В качестве исходного состояния системы управления принята ситуация, возникающая при наличии ошибки в канале управления рабочим объемом одного из основных насосов гидроприводов, входящих в состав ГОТ, а именно: параметр регулирования рабочего объема насоса гидропривода передней оси автомобиля получил значение ея = 0,93 при том, что в других гидроприводах автор диссертации — кандидата технических наук Курмаев, Ринат Ханяфиевич

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Краткий обзор применения автоматических систем управления приводами ведущих колёс автотранспортных средств

1.2. Целесообразность применения бесступенчатых трансмиссий на автотранспортных средствах. Сравнительный анализ применения ГОТ и электрической трансмиссии

1.3. Опыт применения полнопоточных гидрообъемных трансмиссий на транспортных машинах и тенденций совершенствования их элементов

1.4. Актуальность применения автоматических систем управления на полноприводных колёсных машинах с гидрообъёмной трансмиссией

1.5. Цели и задачи исследования

ГЛАВА 2. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ. МНОГОПРИВОДНОЙ КОЛЁСНОЙ МАШИНЫ ПРИ ПРЯМОЛИНЕЙНОМ ДВИЖЕНИИ ПО ТВЁРДОЙ ОПОРНОЙ ПОВЕРХНОСТИ

2.1. Математическое описание движения подрессоренной и непод-рессоренной части автомобиля

2.2. Математическое описание взаимодействия эластичного колеса с твердой опорной поверхностью

2.3. Математическое описание работы гидрообъемной трансмиссии

2.3.1. Математическое описание работы ГОТ по схеме блокированной межосевой связи

2.3.2. Математическое описание работы ГОТ по схеме дифференциальной межосевой связи

2.4. Математическое описание работы двигателя?

ГЛАВА 3. ИССЛЕДОВАНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ МНОГОПРИВОДНОЙ КОЛЁСНОЙ МАШИНЫ НА ХАРАКТЕРНЫХ РЕЖИМАХ ПРЯМОЛИНЕЙНОГО ДВИЖЕНИЯ

3.1. Установившееся прямолинейное движение автомобиля

3.2. Разгон автомобиля

ГЛАВА 4. МЕТОДИКА И РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ

4.1. Методика проведения экспериментального исследования прямолинейного движения полноприводного автомобиля 6×6 с гидрообъёмным приводом колёс на твёрдой опорной поверхности

4.2. Измеряемые параметры и испытательное оборудование

4.3. Оборудование и программы для обработки экспериментальных данных

4.4. Результаты экспериментальных исследований прямолинейного движения полноприводного автомобиля 6×6 с гидрообъёмным приводом колёс на твёрдой опорной поверхности

4.5. Сопоставление результатов теоретических и экспериментальных исследований. Корректировка математической модели.

ГЛАВА 5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОРРЕКТИРУЮЩИХ АЛГОРИТМОВ ДЛЯ СИСТЕМЫ УПРАВЛЕНИЯ ГОТ ПОЛНОПРИВОДНОГО АВТОМОБИЛЯ ПРИ ПРЯМОЛИНЕЙНОМ ДВИ- 170 ЖЕНИИ

5.1. Влияние межосевого рассогласования в системе управления бесступенчатой трансмиссией полноприводного автомобиля на его тягово-энергетические показатели

5.2. Разработка корректирующих алгоритмов для системы управления ГОТ и оценка их эффективности

Заключение диссертация на тему «Метод повышения эффективности полноприводной многоосной машины с гидрообъёмной трансмиссией за счёт использования корректирующих алгоритмов»

Основные результаты и выводы

1. На основании проведённого обзора установлено, что для улучшения эксплуатационных показателей полноприводных многоосных машин с числом ведущих мостов три и более, общепризнанным решением является применение бесступенчатых трансмиссий с автоматическим индивидуальным регулируемым приводом ведущих колес. При этом гидрообъемный привод может быть рекомендован для использования в составе «гибкой интеллектуальной» трансмиссии.

2. Разработана математическая модель полноприводной многоосной колёсной машины, особенностями которой являются наличие математического описания регулируемой гидрообъёмной трансмиссии и возможность определения параметров, необходимых для оценки энергоэффективности прямолинейного движения по твёрдой опорной поверхности, как при установившемся движении, так и при разгоне.

3. Результаты математического моделирования движения трехосного полноприводного автомобиля с ГОТ ведущих колес показали, что разработанная математическая модель позволяет получить данные, не противоречащие известным опубликованным исследованиям. Сравнения теоретических и экспериментальных исследований показали адекватность работы математической модели в принятых дорожных условиях. Среднеквадратическое отклонение расчетных данных от экспериментальных не превысило 10%.

4. Достаточная точность математической модели достигается, в том числе и тем, что в ней используются полученные в результате аппроксимации математические описания характеристик гидромашин, входящих в состав ГОТ, и двигателя, погрешность которых в широком диапазоне изменения режимов работы не превышает 3%.

5. В результате проведённых экспериментальных исследований подтверждено наличие циркуляции мощности в трансмиссии полноприводного автомобиля «Гидроход-49061», вследствие неравномерного распределения массы по ведущим осям.

6. Теоретически и экспериментально доказано, что показатель эффективности реализации мощности Км, снимаемой с коленчатого вала двигателя, при движении автомобиля позволяет оценить энергоэффективность работы полноприводной колёсной машины в условиях установившегося движения по ровной твёрдой опорной поверхности. Кроме этого этот показатель позволяет учесть потери, причиной которых является возникающая циркуляция мощности в трансмиссии автомобиля.

7. Совместное использование математической модели и показатель эффективности реализации мощности Км позволяет осуществить поиск значений управляющих сигналов системы автоматического управления ГОТ, обеспечивающих движение автомобиля в данных условиях с максимальной энергоэффективностью.

8. В результате математического моделирования установлено, что возникающее рассогласование в работе ведущих колес автомобиля приводит к заметному снижению энергетических показателей движения автомобиля вследствие циркуляции мощности в трансмиссии. Это указывает на необходимость создания системы управления ГОТ либо с высокой точностью отработки управляющего сигнала, либо оснащённую корректирующими алгоритмами по выходным параметрам работы ГОТ.

9. В результате математического моделирования установлено, что при использовании предложенных корректирующих алгоритмов в системе управления ГОТ возникшее рассогласование в приводе ведущих колес различных осей автомобиля компенсируется, а, следовательно, ликвидируется имевшаяся при этом в ней циркуляция мощности. Потребляемая при этом ГОТ от двигателя мощность уменьшилась с 29,1 кВт до 27,2 кВт, снижение составило

7%. Результатом работы предложенных корректирующих алгоритмов стало также повышение показателя эффективности реализации мощности Км на 3,4%.

Библиография Курмаев, Ринат Ханяфиевич, диссертация по теме Колесные и гусеничные машины

1. Агейкин Я.С. Проходимость автомобилей. М., Машиностроение, 1981, — с. 231.

2. Аксенов П.В. Многоосные автомобили. М., Машиностроение, 1989.

3. Аксенов П.В., Белоусов Б.Н. Методика оценки совершенства схем трансмиссии многоосных автомобилей. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана, Машиностроение, 1997, №2. с. 62-67.

4. Антонов A.C., Запрягаев М.М. Гидрообъемные передачи транспортных и тяговых машин. JL, Машиностроение, 1968.

5. Антонов A.C. Комплексные силовые передачи: Теория силового потока и расчет передающих систем. Л., Машиностроение, 1983 — с. 496.

6. Айзерман М.А. Элементы теории автоматических прогрессивных трансмиссий непрерывного действия. Труды НАТИ, вып. 40. М, 1941.

7. Баранов В. В., Гируцкий О. И., Дзядык M. Н. и др. Трехступенчатая гидромеханическая передача автобуса. М., Транспорт, 1980. — с. 152.

8. Барахтанов JI.B., Беляков В.В., Кравец В.Н. Проходимость автомобиля. -Нижний Новгород, 1996.

9. Балабин И.В., Конороз A.B., Ракляр A.M. Упругие и сцепные характеристики автомобильных шин. М., НИИавтопром, 1979. — с. 61.

10. Бахмутов C.B., Безверхий С.Ф. Статистическая обработка результатов и планирование эксперимента при испытаниях автомобиля. Учебное пособие. МГТУ «МАМИ», 1994.

11. И. Бахмутов C.B. и др. Многокритериальная оптимизация как важный инструмент для создания и совершенствования автомобиля. Труды конгресса FISITA. Париж №F98T232, 1998.

12. Бахмутов C.B., Лепешкин A.B., Шухман С.Б. Силовой привод колес многоосных машин: перспективы научного поиска оптимальных решений. -М., «Автомобильная промышленность», 2005, № 3. с. 11-15.

13. Башта Т.М. Конструкция и расчет самолетных гидравлических устройств. -М., Оборонгаз, 1961. с. 474.

14. Башта Т.М., Зайченко И.З., Ермаков В.В. и др. Объемные гидравлические приводы. М., Машиностроение, 1969.

15. Башта Т.М. Машиностроительная гидравлика. -М., Машиностроение, 1971.

16. Башта Т.М. Объемные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. -М., Машиностроение, 1974.

17. Беленков Ю.А., Городецкий К.И., Лепёшкин A.B., Халецкий А.Б. Объёмная гидравлическая трансмиссия самоходной машины. Описание изобретения к авторскому свидетельству № 1252196.

18. Беленков Ю.А., Городецкий К.И., Кравченко C.B., Лепёшкин A.B., Халецкий А.Б. Объёмная гидравлическая трансмиссия самоходной машины. Описание изобретения к авторскому свидетельству № 1031806:

19. Беленков Ю.А., Лепёшкин A.B. Гидрообъёмная трансмиссия самоходной машины. Описание изобретения к авторскому свидетельству № 1373590.

20. Беленков Ю.А., Кравченко C.B., Лепёшкин A.B., Михайлин A.A. Объёмный гидропривод активного полуприцепа автопоезда. Описание изобретения к авторскому свидетельству № 1047739.

21. Беленков Ю.А., Лепёшкин A.B. Гидросистема привода дополнительных ведущих колёс транспортного средства. Описание изобретения к авторскому свидетельству №1324876.

22. Беленков Ю.А., Некрасов Б.Б., Фатеев И.В. Определение кпд объемной гидропередачи; М., «Автомобильная промышленность», 1975, № 8. — с. 16-18.

23. Беленков Ю.А., Лепёшкин A.B. Улучшение тягово-энергетичееких характеристик МТА. М., «Тракторы и сельскохозяйственные машины», 1989, №11. -с. 7-9.

24. Беленков Ю.А., Лепёшкин A.B. Объёмный гидропривод в качестве трансмиссии АТС. За и против. М., «Автомобильная промышленность», 1999, №8.-с. 20-22.

25. Белоусов Б.Н. Основы теории системы общих проектировочно-конструктивных решений колесных транспортных средств особо большой грузоподъемности. Автореферат дисс. . д-ра техн. наук. Бронницы, 1997.

26. Белоусов Б.Н., Дёмик В.В., Шухман С.Б. САУ движением автомобиля. Постановка задачи. М., «Автомобильная промышленность», 2000, №4. — с. 17-18.

27. Белоусов Б.Н., Попов С.Д. Колесные транспортные средства особо большой грузоподъёмности. М., 2006.

28. Бочаров Н.Ф. и др. Распределение крутящих моментов по ведущим осям автомобиля о блокированным типом привода с учетом КПД отдельных механизмов трансмиссии. Известия ВУЗов: Машиностроение. 1972. № 9. с. 86-90.

29. Бочаров Н.Ф., Цитович И.С., Полунгян A.A. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости. М., 1983.

30. Бочаров Н.Ф., Жеглов Л.Ф., Полунгян A.A. и др. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости. М., Машиностроение, 1992. -с. 352.

31. Ванцевич В.В., Синтез схем привода к ведущим мостам и колёсам многоприводных транспортно-тяговых машин. Дисс. . д-ра техн. наук. Минск, 1992.

32. Ванцевич В.В., Высоцкий М.С., Гилелес Л.Х. Мобильные транспортные машины. Взаимодействие со средой функционирования. Минск, 1998.

33. Вержбицкий В.П., Ильев Н.Г., Кацнельсон Д.Э., Камаев Г.Л. Методические принципы расчета и компоновки гидрообъемной трансмиссии. «Автомобильная промышленность», 1975, № 10.

34. Волков Д.П., Крайнев А.Ф. Трансмиссии строительных и дорожных машин. М., Машиностроение, 1974.

35. Гриф М.И. Качество, эффективность и основы сертификации машин и услуг. Издательство ассоциации строительных вузов. М., 2004.

36. Гинцбург Л.Л., Есеновский Ю.К., Поляк Д.Г. Сервоприводы и автоматические агрегаты автомобилей. М., Транспорт, 1968.

37. Гируцкий О.И., Есеновский-Лашков Ю.А., Поляк Д.Г. Электронные системы управления агрегатами автомобиля. М., Транспорт, 2000.

38. Городецкий К.И. Механический кпд объемных гидромашин. М., Вестник машиностроения, 1977, № 7. — с. 11-13.

39. Гришкевич А.И. Автомобили: Теория. Минск, 1986.

40. Добромиров В.Н. Методы оценки и пути снижения нагруженности трансмиссий автомобилей 8×8 общетранспортного назначения: Автореф. дисс. канд. техн. наук. М., МГТУ «МАМИ», 1989.

41. Добромиров. В.Н. Автомобили двойного назначения. Основы теории специальных свойств. М., 2000.

42. Есеновский Ю.К., Поляк Д.Г., Волобуев Е.Ф. Характеристики бесступенчатых механических трансмиссий, перспективы и области их применения. -М., Сб. научн. трудов НАМИ, 1990.

43. Журнал «Авторевю», 2003, № 18.

44. Журнал «Авторевю», 2006, № 7 (355). с. 122.

45. Журнал «Грузовик пресс», 2007, № 4. — с. 44-45.

46. Журнал «Грузовик пресс», 2008; № 1.

47. Журнал «За рулём», 2007, № 6 (912). с. 235.

48. Карунин A.J1., Гусаков Н.В., Зверев И.Н., Мерзликин П.А., Пешкилев А.Г., Селифонов В.В., Серебряков В.В., Степанов И.С. Конструкция автомобиля. Шасси. Под ред. Карунина А.Л. М., 2000.

49. Кнороз В.И., Кленников Е.В., Петров И.П. и др. Работа автомобильной шины. М., Транспорт, 1976. — с. 238.

50. Комиссарик С.Ф., Ивановский H.A. Гидравлические объемные трансмиссии. М., Машгиз, 1963.

51. Курмаев Р.Х., Малкин М.А. Построение и опыт реализации автоматической системы управления гидрообъемной трансмиссией полноприводного автомобиля. Материалы междунар. научно-техн. конф., МГТУ им. Н.Э.Баумана. М., 2006. — с. 82-88.

52. Куров Б.А., Лаптев С.А., Балабин И.В. Испытания автомобилей. М., Машиностроение, 1976. — с. 208.

53. Кутенёв В.Ф., Безверхий С.Ф. Пути эффективного снижения сроков доводочных испытаний автотранспортных средств. Труды НАМИ, 1984. с. 2125.

54. Лапидус В.И., Фрумкин К.А. Гидрообъемные силовые передачи и перспективы их использования на автомобилях. ЦИНТИМАШ ГНТК СССР. 1960.

55. Ленин И.М. Теория автомобильных и тракторных двигателей. Учебник для вузов. М., Машиностроение, 1969. — с. 368.

56. Лепёшкин A.B. Объёмная гидравлическая трансмиссия для прицепного звена автопоезда. М., «Грузовик &», 1997, № 14! — с. 14-17.

57. Лепёшкин A.B. Оценка эффективности работы колёсной многоприводной колёсной машины. М., «Грузовик &», 1999; № 8. — с. 16-18.

58. Лепешкин A.B. Математическая модель, оценивающая кпд роторной гидромашины. М., Приводы и управление, 2000, № 1. — с. 17-19.

59. Лепешкин A.B., Михайлин A.A., Шей пак A.A. Гидравлика и гидропневмопривод. Учебник. Часть 2. Гидравлические машины и гидропневмопривод. Под ред. Шейпака. A.A. М„ МГИУ, 2003. — с. 352.

60. Лепешкин A.B., Курмаев Р.Х., Катанаев Н.К. Идентификация работы двигателя самоходной машины для использования в математической модели её движения (на примере двигателя DT466). М., Журнал Известия МГТУ «МАМИ», №2 (4), 2007, — с. 68-73.

61. Лепешкин A.B., Курмаев Р.Х. Влияние межосевого рассогласования в системе управления бесступенчатой трансмиссией трехосного полноприводного автомобиля на эффективность его работы. М., Журнал Известия МГТУ «МАМИ», № 2 (4), 2007. — с. 105-114.

62. Лефаров А.Х. Исследование тяговых свойств автомобилей и колесных тракторов типа 4×4 в зависимости от схемы привода: Автореферат дис. . д-ра техн. наук. Минск, 1974.

63. Лефаров А.Х., Высоцкий М.С., Ванцевич В.В., Кабанов В.И. Энергонагру-женность и надежность дифференциальных механизмов транспортно-тяговых машин. Минск, Навука i тэхшка, 1991. — с. 240.

64. Литвинов А. С. О причинах потерь мощности при качении ведущего колеса. М., «Автомобильная промышленность», 1972. № 5. — с. 12-16.

65. Маляревич В.Э., Эйдман A.A., Прочко Е.И. Повышение эксплуатационных свойств полноприводных автомобилей за счёт индивидуального силового привода колёс. Журнал автомобильных инженеров, 2005, №5.

66. Маляревич В.Э., Эйдман A.A., Коркин С.Н. Методы построения экспериментальных исследований автомобилей с гидрообъемными трансмиссиями. Сборник докладов всероссийской научно-техн. конф. ТГУ. Тольятти, 2005. — с. 29-32.

67. Михайлин A.A. Исследование объёмных гидравлических трансмиссий транспортных машин и оптимизация их энергетических параметров. Дисс. . канд. техн. наук. -М., 1979.

68. Нарбут А.Н., Прочко Е.И. О применении гидрообъёмных трансмиссий на автомобилях. Труды МАДИ. «Автомобили», вып. № 42. М., 1972.

69. Наумов В.Н., Батанов А.Ф., Рождественский Ю.Л. Основы теории проходимости транспортных вездеходов. М., Изд. МВТУ им. Н.Э.Баумана, 1988.-с. 118.

70. Николаенко A.B., Бахмутов С.В., Кулаков H.A. Инновационные разработки МГТУ «МАМИ» в области гибридного автотранспорта. Минск, Сборник трудов международной научно-технической конференции «Инновации в машиностроении»,2008.

71. Новиков. Г.В. Трогание и разгон АТС с автоматической бесступенчатой трансмиссией. Журнал автомобильных инженеров. М., №3 (50), 2008. — с. 34-37.

72. Отчет о НИР / НАТИ. Руковод. работы B.C. Кожевников. Договор Дф-804230-51/2000. Исследование возможности повышения тяговых свойств в машинах с ОГМТ за счет применения гидравлических демультипликаторов. — М., 2000. — с. 32.

73. Отчет о НИР / НАТИ. Руковод. работы B.C. Кожевников. Договор №164р Дф-804230-97/01. Конструкторские проработки, технико-экономический анализ и исследования по применению новых типов трансмиссий, в том числе с электроприводом. — М., 2001. — с; 221.

74. Петров В.А. Автоматическое управление бесступенчатых передач самоходных машин. М., Машиностроение, 1969. — с. 231.

75. Петров В.А. Гидрообъёмные трансмиссии самоходных машин. М., Машиностроение, 1988. — с. 248.

76. Петрушов В.А., Пирковский Ю.В., Шуклин С.А. О различии тягово-динамических показателей автомобилей с дифференциальным и блокированным приводом. «Автомобильная промышленность», №5,1967.

77. Петрушов В.А., Шуклин С.А., Московкин В.В. Сопротивление качению автомобилей и автопоездов. М., Машиностроение, 1975.

78. Петрушов В.А., Московии В.В., Евграфов А.Н. Мощностной баланс автомобиля. М., Машиностроение, 1984.

79. Пирковский Ю.В. Сопротивление качению многоприводных автомобилей и автомобильных поездов по твердым дорогам и деформируемому грунту. Дисс. . д-ра техн. наук, МВТУ, 1974. с. 132.

80. Пирковский Ю.В., Шухман С.Б. САПР и создание полноприводных автомобилей. «Автомобильная промышленность», 1996, № 4. с. 29-30.

81. Пирковский Ю.В., Шухман С.Б. Теория движения полноприводного автомобиля (прикладные вопросы оптимизации конструкции шасси). Книга. -М., 2001.

82. Пирковский Ю.В., Эйдман A.A. Особенности баланса мощности полноприводного автомобиля. Труды НАМИ, вып. 232. М., 2004. — с. 91-111.

83. Платонов В.Ф., Чистов М.П., Аксенов А.И. Оценка проходимости полноприводных автомобилей. «Автомобильная промышленность», 1980, № 3. -с. 10-12.

84. Платонов В.Ф. Полноприводные автомобили. 2-е издание. М., Машиностроение, 1989. — с. 85.

85. Плиев И.А. Выбор параметров четырехгусеничного транспортера с учетом особенностей криволинейного движения: Автореферат дис. . канд. техн. наук.-М., 1989.-с. 16.

86. Полунгян A.A., Фоминых А.Б., Динамика колесных машин. Учебное пособие. Под ред. Полунгяна A.A. М., Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1995. -с. 108.

87. Полунгян A.A. и др. (Афанасьев, Б.А., Белоусов Б.Н., Жеглов Л.Ф., Зузов В.Н., Фоминых А.Б., Цыбин B.C.) Проектирование полноприводных колёсных машин, т.2,2000.

88. Прочко Е.И. Расчет, проектирование, изготовление и испытание гидрообъемной трансмиссии быстроходной транспортной машины. Реферативный журнал Автомобилестроение № 3 и № 5, ВНИИАВТОПРОМ, 1980.

89. Прочко Е.И. Вопросы проектирования гидрообъёмной трансмиссии транспортной машины. ЭИ Конструкции автомобилей. ВНИИАВТОПРОМ. М, 1980, № 5.

90. Прочко Е.И. Бесступенчатая трансмиссия путь повышения экологических показателей полноприводного автомобиля. Материалы 50-й меж-дунар. научно-техн. конф. ААИ. Автомобиль и окружающая среда. — Дмитров, НИЦИАМТ, 2005.

91. Прочко Е.И. Методы построения систем силовых гидрообъёмных приводов колёс полноприводных автомобилей. Дисс. канд.техн. наук.-М.,2006.

92. Прочко Е.И., Курмаев Р.Х., Маляревич В.Э. Оценка динамики полноприводного автомобиля с гидрообъёмной трансмиссией при проектировании и особенности построения экспериментальных исследований. Материалы 53-й междунар. научно-техн. конф. ААИ. Ижевск, 2006.

93. Прочко Е.И., Курмаев Р.Х., Анкинович Г.Г. Опыт создания и испытаний автомобиля с гидрообъёмной трансмиссией (ГОТ). М., Известия МГТУ «МАМИ», №1(5), 2008. — с. 100-106.

94. Специальные транспортные средства: Проектирование и конструкции. Учебник для вузов. Под ред. Гладова. Г.И. М., ИКЦ: «Академкнига», 2004. — с. 320.

95. Селифонов В.В., Гируцкий О.И. Конструкции и принципы регулирования бесступенчатых передач. Учебное пособие. М., МАМИ, 1999.

96. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. М., Машиностроение, 2-е издание, 1990. — с. 352.

97. Соловьев В.И., Шухман С.Б., Прочко Е.И. АСУ гидрообъемной трансмиссией полноприводного автомобиля. «Автомобильная промышленность», 1999,№5.-с. 10-14.

98. Степанов М.Н. Статистическая обработка результатов механических испытаний. М., 1972. — с. 232.

99. Степанов Ю.А. Бесступенчатая коробка передач. «Автомобильная промышленность», 1985, № 2. с. 20-22.

100. Фрумкис И.В., Мининзон В.И. Объемные гидравлические передачи сельскохозяйственных тракторов и машин. М., 1966.

101. Чистов М.П. Математическое описание качения деформируемого колеса по деформируемому грунту. Известия ВУЗов, Машиностроение, 1986, №4.

102. Чудаков Е.А. Качение автомобильного колеса. М., Изд. АН СССР, 1948.

103. Чудаков Е.А. Теория автомобиля. М., Машгиз, 1950. — с. 341.

104. ПО.ПГарипов В.M. Движитель для тяговых и транспортных машин высокой проходимости. Сб. тяговые качества и совершенствование конструкции тракторов. М., 1995.

105. Ш.Шарипов В.М. Ходовые системы колесных тракторов. Учебное пособие. МГТУ «МАМИ» М„ 1999. — с. 44.

106. Шарипов В.М. Конструктирование и расчёт тракторов. М., Машиностроение, 2004.

107. ПЗ.Шеломков С.А. Метод управления мощностными потоками в электротрансмиссии полноприводной многоосной колёсной машины. Дисс. . канд. техн. наук. М., 2007.

108. Шухман С.Б., Соловьев В.И., Прочко Е.И. Гидрообъёмные передачи перспектива для полноприводных АТС. «Автомобильная промышленность», 1997,№6.-с. 21-23.

109. Шухман С.Б., Соловьёв В.И., Прочко Е.И. Теория силового привода колёс автомобиля высокой проходимости. Книга. М., 2007.

110. Шухман С.Б. Исследование и разработка метода повышения эффективности колесных машин за счет рационального типа силового привода. Дисс. . д-ра техн. наук. М., 2001.

111. Шухман С.Б., Анкинович В.И., Соловьев Г.Г., Прочко Е.И. Полноприводной автомобиль с гидрообъемной трансмиссией. М., Журнал автомобильных инженеров, 2003, № 6 (23). — с. 18-23.

112. Шухман С.Б., Соловьев В.И., Эйдман A.A. Снижение сопротивления движению полноприводного автомобиля за счет применения регулируемой трансмиссии. Вестник МГТУ им. Н.Э.Баумана. М., 2005, № 4. — с. 72-80.

113. Шухман С.Б., Соловьев В.И., Прочко Е.И. Повышение кпд полнопоточной гидрообъемной трансмиссии за счет комбинированного способа регулирования гидромашин. М., Вестник машиностроения, 2006, № 2. — с. 27-32. .

114. Шухман С.Б., Прочко Е.И. Анализ конструкций, расчёт и построение силового гидрообъёмного привода колёс автомобилей высокой проходимости. Учебное пособие. М., МГТУ «МАМИ», 2006.

115. Шухман С.Б., Бахмутов С.В., Маляревич В.Э. Схемные решения автоматического управления гидрообъемной трансмиссией полноприводного АТС. «Автомобильная промышленность», 2007, № 3. с. 15-18.

116. Шухман С.Б., Лепешкин А.В., Курмаев Р.Х. Гидрообъемный привод большегрузных полноприводных автомобилей для эксплуатации на грунтах с низкой несущей способностью. Журнал «Приводная техника». 2007, №6. -с. 36-42.

117. Эберт. Гидравлическая трансмиссия автомобилей. Пер. с немецкого. М., 1962.

118. Эйдман А.А. Повышение проходимости полноприводного автомобиля за счёт реализации максимальной сила тяги колёсного движителя с помощью гидрообъёмного силового привода колёс. Дисс. . канд. техн. наук: М., 2006.

119. Яценко Н.Н. Форсированные полигонные испытания грузовых автомобилей. М., Машиностроение, 1984.

120. CAG — Computer-aided gear changing (проспект фирмы Scania. Швеция).

121. Jahier F. Gamme, boites, moteur 500 ch pour Volvo (Les Officiel des Transports). Франция. 1991, № 1667. — p. 15-17.

122. Harry M., Ward III, Michael J., Griffith, George E. Miller and Donald K., Stephenson. «Outboard Marine Corp’s Production Rotary Combustion Snowmobile Engine». Paper 730119 presented at SAE Automotive Congress, Detroit, Janu-aiy 1973.

123. Hamparian E. Hydraulic elements boost torque for heavy drive. «Hydraulics and pneumatics», 1972, № 8.

124. Kenney Fredric L., Наф Joseph C., Jehnson John H. The design of a 4. wheel steer 4 wheel hydrostatic drive all — terrain vehicle for REV-74. «SAE Prepr.» S.a., № 750144, 9 pp., ill (англ.).

125. Michael E., Beach, «All Terrain Vehicles A Study in New-Design vs. Redesign». Department of Mechanical Engineering, Michigan Technological University, November, 1973.

126. Peter Golub, «ME Project Summary Report», Department of Mechanical Engineering, Michigan Technological University, February, 1974.

127. Produktkatalog Mobilhydraulik. Каталог фирмы Rexroth Bosch Group, Германия, 90 005-01/07.03.

128. Produktkatalog Mobilhydraulik. Каталог фирмы Rexroth Bosch Group, Германия, 90 005-02/07.03.

129. Roboshift. Electrically operated pneumatic gear shift system for heavy duty ve-chicles (проспект фирмы Вольво).

130. Shifting Along nicely. International journal of Applied pneumaticus. Vol.11. 1987, №87.-p. 16-17.

131. Schlosser W. Mathematical model for hydraulic power and motors. «Hydraulic power transmission». Vol.7,1961, № 76.

132. Thoma J. Performance of hydrostatic transmission. «Hydraulic pneumatic power». Vol.9, 1963, № 97.

http://bustraveling.ru/ustroistvo-i-princip-raboty-glavnoi-peredachi-v-avtomobile/
http://tekhnosfera.com/metod-povysheniya-effektivnosti-polnoprivodnoy-mnogoosnoy-mashiny-s-gidroobyomnoy-transmissiey-za-schyot-ispolzovaniya-ko