Содержание к диссертации
Введение
Состояние вопроса, цель и задачи исследований 9
1.1. Анализ условий функционирования полноприводного колесного трактора 9
1.2. Обзор исследований по динамике полноприводного трактора 19
1.3. Способы повышения эффективности функционирования ходовой системы полноприводного колесного трактора 34
Теоретические исследования 44
2.1. Формирование кинематического радиуса колеса с пневматической шиной 44
2.2. Исследование окружной жесткости шины 46
2.3. Энергетика движения трактора с блокированной трансмиссией 49
2.4. Результаты теоретических исследований 62
Методика экспериментальных исследований 73
3.1. Задачи экспериментальных исследований 73
3.2. Методика экспериментальных исследований пневматических шин 74
3.2.1. Объект исследований 74
3.2.2. Универсальная установка для испытаний пневматических шин . 76
3.2.3. Определение статических характеристик пневматических шин 79
3.2.4. Применение методики рационального планирования эксперимента 85
3.2.5. Методика исследования комплекта радиальных шин 87
3.2.6. Методика снятия сдвиговых характеристик шин 90
3.3. Методика испытаний по энергетике движения полноприводного трактора 93
3.3.1. Опытное определение радиусов качения колес 93
3.3.2. Определение энергозатрат от кинематического рассогласования при движении полноприводного трактора в ведомом режиме 94
3.3.3. Методика определения показателей функционирования опытного трактора в агрегате с плугом ПНЛ-8-40 97
3.4. Методика определения воздействия на почву блокированной трансмиссии колесного трактора 98
Результаты экспериментальных исследований 100
4.1. Результаты исследования радиуса качения колеса 100
4.2. Результаты исследования статических характеристик шин 107
4.3. Оптимизация конструктивных параметров радиальных шин 111
4.4. Результаты исследования сдвиговых нагрузочных характеристик шиныФ-81 113
4.5. Результаты динамометрирования опытного трактора 118
4.6. Проверка адекватности результатов аналитических расчетов и натурных испытаний 124
4.7. Результаты исследования дополнительного воздействия на почву блокированной трансмиссии колесного трактора 127
4.8. Результаты исследования показателей функционирования опытного трактора в агрегате с плугом ПНЛ-8-40 130
Экономическая оценка результатов исследований 132
Выводы и предложения 136
Литература 138
Приложения 152
- Анализ условий функционирования полноприводного колесного трактора
- Энергетика движения трактора с блокированной трансмиссией
- Универсальная установка для испытаний пневматических шин
- Результаты исследования статических характеристик шин
Введение к работе
Современное развитие как отечественного, так и мирового тракторостроения имеет тенденцию к повышению энергонасыщенность и снижению материалоемкости мобильной техники, увеличению доли веса машины, идущей на создание силы тяги. Закономерным и наиболее рациональным техническим воплощением инженерной и конструкторской мысли в этом направлении явились колесные тракторы с приводом на все колеса. Доказательством тому служит неуклонный рост парка полно приводных колесных машин.
К ходовому аппарату любой мобильной установки предъявляются следующие основные требования:
- общетехнические - создание максимума тягового усилия, плавность и устойчивость хода;
- технико-экономические - обеспечение минимума энергетических потерь и расхода топлива при создании тяги;
- агротехнические - минимальное воздействие на почву и изменение ее агрофизических показателей.
Наибольшее тяговое усилие колесные движители создают при наличии жесткой кинематической связи между ними. Такой привод ведущего момента к движителям принято называть блокированным. При максимальной простоте конструкции он обеспечивает наибольшую проходимость мобильной машины, движение в условиях полного буксования одного из движителей.
Вместе с тем функционирование ходовой системы полно приводного колесного трактора с блокированным приводом на колеса имеет свои недостатки, главным из которых является наличие кинематического несоответствия в движении колес ведущих мостов. Это явление - следствие воздействия на трактор многочисленных, непрерывно изменяющихся внешних факторов. Кинематическое рассогласование сопровождается дополнительной загруженностью эле -5-ментов ходовой системы их износом и, как следствие, дополнительными потерями мощности двигателя и расходом топлива.
Движение сельскохозяйственного колесного трактора с кинематическим несоответствием, по грунтовым основаниям, сопровождается также дополнительным воздействием на контактирующий с движителями слой почвы, его структуру и физико-механические свойства.
Значимость вопроса о воздействии ходовых аппаратов сельскохозяйственных машин на почву возрастает в связи с настоятельной необходимостью сохранения плодородия почвы как уникальной, сложнейшей биологической среды. Применительно к любой мобильной сельскохозяйственной технике, в том числе и полно приводной колесной, это означает минимально возможное воздействие на почву, при котором не разрушалась бы ее структура, не усиливалась эрозия, не нарушались естественные процессы водообмена и аэрации.
В связи с вышеизложенным, к ходовой системе полно приводного колесного трактора предъявляются особые требования:
- возможность работы в режимах как блокированной, так и дифференциальной кинематической связи ведущих мостов;
- возможность оперативного регулирования уровня кинематического соответствия в движении ведущих мостов;
- возможность автономной (элементами самой системы) компенсации возникающего в ходе работы кинематического рассогласования.
При движении трактора в режиме блокированного привода с кинематическим рассогласованием ведущих мостов шины колес испытывают дополнительные деформации в тангенциальном направлении, сопровождающиеся снятием грунта, проскальзыванием отдельных частей пятна контакта шины относительно опорной поверхности, снижением величины касательной силы тяги, реализуемой движителями.
-6 Таким образом, большая часть ранее указанных требований становится выполнимой лишь при наличии пневматической шины оптимальной конструкции.
Совершенствование параметров ходовой системы полно приводного трактора невозможно без детального изучения явления кинематического несоответствия, причин и условий его возникновения; определения природы и величины энергозатрат, сопровождающих процесс его компенсации на различных опорных основаниях.
Выполнение диссертационной работы стало возможным благодаря тесному сотрудничеству ученых АЧГАА с коллегами из ФГУ "Северо-Кавказская МИС", ОАО "Кировский завод" и РЖИ КГШ. В результате объединения творческих усилий появилась возможность испытания опытного варианта трактора К-701М с системой централизованного регулирования давления в шинах, а также уникального комплекта шин типоразмера 30,5R32, изготовленных в одной пресс-форме, но с различными параметрами внутреннего строения.
В диссертационной работе выполнены теоретические и экспериментальные исследования влияния на агротехнические и технико-экономические показатели функционирования агрегата на базе полно приводного колесного трактора уровня кинематического рассогласования в движении ведущих мостов.
На основе принципа суперпозиции разработаны математическая и физическая модели процесса компенсации кинематического несоответствия с учетом типа опорного основания, режима движения трактора, а также внешних нагрузок и параметров ходового аппарата. При этом наиболее четкое выражение всех элементов процесса компенсации кинематического рассогласования отмечается на нормальном основании (бетоне). На почвенных же фонах на этот процесс накладывается ряд факторов, искажающих энергетику движения с чисто кинематическим рассогласованием, связанных с воздействием движителей на почву.
Детализированы и определены количественно составляющие энергозатрат при движении колесного трактора с блокированной трансмиссией. Разработана простая и оригинальная методика экспериментального определения уровня энергетических потерь при кинематическом несоответствии.
В ходе экспериментальных исследований определено влияние на формирование кинематического радиуса колеса с пневматической шиной нагрузочных параметров, внешних условий движения, параметров строения шины.
Теорией и практикой исследований подтверждается факт наиболее существенного влияния окружной податливости шин на энергетику работы полно приводных колесных машин. В связи с этим важной частью работы является определение факторов, влияющих на жест костные параметры шин, а также раздел о направленном конструктивном воздействии на шины полно приводных тракторов.
В значительной степени неожиданным и важным является вывод об увеличении энергозатрат на компенсацию кинематического рассогласования при движении трактора на обработанных почвенных фонах с малой жесткостью поверхностного слоя. Данный раздел представляется как экспериментальный факт и определяет необходимость дальнейших исследований процесса.
Основные результаты диссертационной работы:
- математическая модель процесса компенсации кинематического рассогласования при движении полно приводного колесного трактора на жестком основании, стерне ярового ячменя и поле, подготовленном под посев, позволяющая учитывать взаимодействие пневматика с опорной поверхностью и определять уровень энергозатрат, приходящихся на этот процесс;
- методика экспериментальной оценки уровня энергозатрат при движении трактора с блокированной трансмиссией;
- оценка влияния на радиус качения пневматического колеса нагрузочных характеристик, вида и состояния опорной поверхности, параметров строения шины;
- рекомендации по выбору оптимальных конструктивных параметров пневматических шин колес полно приводного колесного трактора класса 5;
- способ повышения эффективности функционирования пахотного агрегата на базе полноприводного трактора путем регулирования давления в шинах передних и задних колес.
Данная работа выполнена на кафедре тракторов и автомобилей Азово-Черноморской государственной агроинженерной академии в соответствии с научно-технической программой фундаментальных и приоритетных прикладных исследований по научному обеспечению АПК Российской Федерации на 2001-2005 гг. и планом НИР АЧГАА (п. 03.23.07).
Специальная методика испытаний полноприводных колесных тракторов внедрена на ФГУ "Северо-Кавказская МИС". Теоретические разработки и элементы методики экспериментальных исследований движения полноприводного трактора К-701М используются в учебном процессе на кафедре тракторов и автомобилей Азово-Черноморской государственной агроинженерной академии.
Анализ условий функционирования полноприводного колесного трактора
Полноприводные колесные тракторы, в частности тракторы класса 5, нашли широкое применение в сельском хозяйстве. Агрегатируемые с различными орудиями, машинами и приспособлениями, они задействованы на выполнении различных операций: полевых, транспортных и погрузочных.
При проектировании трактора неизменным остается стремление конструкторов к реализации максимальной тяговой мощности трактора. Компоновка тракторов по схеме 4x4 позволяет полнее реализовывать их сцепной вес. Тяговая динамика таких тракторов в основном зависит от типа привода крутящего момента на ведущие мосты. Привод крутящего момента может осуществляться через муфту свободного хода, межосевой дифференциал и быть блокированным.
Наиболее оптимальным, с точки зрения создания максимального тягового усилия, является блокированный привод ведущего момента. В этом случае обе оси кинематически жестко связаны через раздаточную коробку. При блокированном приводе силы тяги колес одного моста не зависят от условий сцепления с опорным основанием колес другого, в результате чего колесная машина сохраняет проходимость и способность создавать тягу даже в неблагоприятных по сцеплению колес условиях. Эта особенность блокированного привода, вкупе с простотой конструкции и низкой материалоемкостью, находит отражение в преимущественно бездифференциальном приводе ведущих мостов энергонасыщенных колесных машин, работающих в условиях бездорожья (строительных, сельскохозяйственных и других) /9, 23, 32, 113/.
Другой характерной особенностью блокированного привода является наличие определенного неизменного соотношения между угловыми скоростями колес разных ведущих мостов. Для тракторов 4x4 с передними и задними колесами одинакового диаметра их угловые скорости равны. Теоретически должны быть равны и окружные скорости колес обоих мостов, а сцепной вес трактора использоваться полностью. Однако в реальности у тракторов с блокированным приводом всегда имеется некоторое кинематическое несоответствие между передними и задними колесами. Оно выражается в том, что их действительные окружные скорости несколько отличаются друг от друга, в то время как оси, жестко связанные с остовом трактора, должны двигаться с одной поступательной скоростью.
Появление кинематического рассогласования сопровождается дополнительными потерями мощности двигателя, а также износом элементов трансмиссии.
Широко применяемые межосевые муфты свободного хода автоматизируют включение и выключение одного из ведущих мостов и исключают негативные последствия кинематического несоответствия. Вместе с тем, их применение снижает эффективность использования силы тяги второго моста, подключаемого с неким, конструктивно заложенным, опозданием. Включение муфты свободного хода происходит при буксовании постоянно включенных колес в пределах 4...6%.
Межосевые дифференциалы различных конструкций позволяют распределять крутящий момент между ведущими мостами в различных соотношениях путем создания между ними дифференциальных кинематических и силовых связей. Это обеспечивает снижение потерь на буксование движителей и исключает циркуляцию паразитной мощности в трансмиссии. Однако недостатком любого дифференциала является то, что изменение касательной силы тяги на колесах одной оси вызывает соответствующее изменение этой силы на колесах другой оси. Так, если колеса одной оси оказываются в неблагоприятных условиях сцепления с опорой и их касательная сила тяги Рк уменьшается, то автоматически уменьшается и Рк колес другого моста, а в результате и общая касательная сила тяги трактора.
Таким образом, для получения наибольшего тягового усилия и проходимости в неблагоприятных условиях по сцеплению ходовой аппарат полноприводного колесного трактора должен обеспечивать жестко блокированный привод крутящего момента по мостам, при сохранении кинематического соответствия между ними. Оптимизация параметров блокированной ходовой системы невозможна без детального изучения условий ее функционирования, природы кинематического рассогласования, раскрытия процесса его компенсации.
Явление кинематического рассогласования - прямое следствие разности кинематических радиусов качения передних и задних колес. Среди причин отклонения действительных радиусов качения от теоретических выделяют следующие: - технологические - отклонения в пределах производственных допусков на шины; - эксплуатационные - отклонения, связанные с неодинаковым износом протектора шин, разностью давлений воздуха в шинах, перераспределением нагрузок по осям. Кроме того, при движении трактора по криволинейной траектории кинематическое несоответствие обуславливается еще и тем, что его оси должны одновременно проходить разные пути, тогда как, будучи сблокированными, они стремятся двигаться с одинаковыми поступательными скоростями. Выравнивание окружных скоростей колес разных мостов может быть достигнуто при скольжении или буксовании одних из них. Это условие можно выразить уравнением /118/.
Энергетика движения трактора с блокированной трансмиссией
Ввиду прямой зависимости уровня кинематического рассогласования от радиусов качения колес трактора /118/, важно всесторонне рассмотреть процесс формирования этой величины под действием многочисленных изменяющихся факторов.
Согласно определения академика Д.А. Чудакова, кинематическим радиусом колеса называется радиус такого воображаемого колеса, которое, вращаясь с заданной угловой скоростью и двигаясь без скольжения или буксования, имеет такую же поступательную скорость, что и реальное колесо.
Известно, что если бы беговая дорожка пневматика представлялась нерастяжимой и несжимаемой лентой, то колесо при качении в ведомом режиме без скольжения проходило бы путь, определяемый свободным радиусом г0. Причем это условие соблюдалось бы независимо от формы окружности шины и, следовательно, нагрузочных параметров колеса. Однако многочисленные исследования процесса качения колеса с пневматической шиной показывают, что действительный путь, проходимый свободно катящимся колесом за п оборотов, во всех случаях меньше пути, определяемого радиусом г0:
Отношение радиуса качения (кинематического радиуса) колеса с пневматической шиной к его свободному радиусу зависит от величины окружной деформации протектора шины в контакте /39/: где є - коэффициент деформации сжатия протектора. Величина є зависит от прогиба шины и параметров ее конструкции. В свою очередь прогиб шины является функцией давления воздуха в шине и вертикальной нагрузки на колесо. Кроме того, радиус качения колеса с пневматической шиной способен изменяться под действием крутящего момента /81/. Рассмотрим подробнее влияние указанных факторов на кинематический радиус качения пневматика. Давление воздуха в шине колеса оказывает двоякое влияние на величину гк. С одной стороны, чем выше давление (Pw), тем больше свободный радиус колеса /6/, причем зависимость r0=f(Pw) нелинейная /39/. С другой стороны, с увеличением внутреннего давления в шине растет напряженность в материале оболочки, что уменьшает ее податливость как в радиальном, так и в окружном направлении. Увеличение нормальной нагрузки на оси колеса способствует большему сжатию в окружном направлении элементов беговой дорожки еще до входа в контакт с опорой. Следовательно, радиус качения при этом уменьшается. Влияние параметров внутреннего строения шины на кинематический радиус качения выражается в большей степени в изменении окружной жесткости. Изменение же свободного радиуса при этом незначительно. Конструктивное исполнение протектора шины также имеет немаловажное значение при определении радиуса качения пневматика. Воздействие крутящего момента на шину выражается в дополнительной продольной деформации ее контактных элементов, в результате которой величина гк уменьшается. Уровень этого воздействия определяется с одной стороны жесткостью оболочки в окружном направлении, а с другой - условиями взаимодействия колеса с основанием. Последний фактор зависит от вида и состояния опорной поверхности. Если на нормальном основании развитие крутящего момента происходит в основном за счет сил трения в контактной зоне колеса, то на грунтовых основаниях также за счет внедрения элементов протектора в поверхностный слой почвы. Из вышесказанного следует, что изучение процесса формирования кинематического радиуса связано с определением множества функциональных зависимостей. Вместе с тем, основными нагрузочными параметрами, определяющими величину радиуса качения, являются вертикальная нагрузка на колесо и давление воздуха в шине, следовательно, целесообразно выразить радиус качения в виде rK=f(Pw; GK). (2.3) В виду сложности аналитического вывода жесткостных характеристик шины от параметров нагружения колеса (вертикальной реакции и внутреннего давления воздуха), а также конструкции оболочки и типа опорного основания, указанные зависимости (2.3), определим экспериментально. Анализ исследований по энергетике движения полноприводного трактора с блокированной трансмиссией показал необходимость формирования пневматического колеса с большей окружной податливостью, так как чем жестче оболочка, тем больше величина дополнительного упругого момента, нагружающего трансмиссию (см. рисунок 1.3), а также уровень энергозатрат в элементах трансмиссии. Особое влияние на величину окружной жесткости шины оказывают параметры строения оболочки. Закрутка шины в окружном направлении сопровождается продольными деформациями контактных элементов беговой дорожки, а также угловыми деформациями боковых стенок оболочки. Кроме того, как отмечается в работе /6/, деформация элемента резинокордной оболочки (рисунок 2.1)
Универсальная установка для испытаний пневматических шин
Универсальная установка "шинный тестер" III (рисунок 3.1) содержит тягач 1 (трактор К-701), шарнирную раму 2, присоединенную к привалочным плоскостям 3 грузовой секции тягача 1 и верхним рычагам навески 4, что обеспечивает возможность регулировки рамы по высоте при испытании шин различного диаметра.
Рама 2 имеет три шарнира: поперечный 5 - для копирования рельефа поля, вертикальный 6 - для установки испытуемого колеса 7 с необходимым углом увода и маневрирования при транспортных переездах и продольный 8 - для установки испытуемого колеса с требуемым углом развала.
Испытуемое колесо 7 крепится к водилу 9 планетарного редуктора, корпус 10 которого и ось 11, являющаяся продолжением водила 9, опирается на раму 2 тестера через наборные шариковые подшипники 12. Подшипники 12 установлены в измерительных узлах 13, 14, закрепленных на раме 2 тестера.
Они имеют цилиндрические дорожки во внутренней и наружной обоймах и сепараторы, в прямоугольных ячейках которых уложены шарики. Механизм привода испытуемого колеса 7 включает аксиально-поршневой гидронасос 15 с переменной подачей масла, который кинематически связан с валом отбора мощности тягача, приводимый в действие с помощью гибкого троса 18 из кабины тягача, гидромотор 16, коробку перемены передач 17, предохранительную муфту 19, конический редуктор 20, цепную передачу с устройством автоматического натяжения цепи 21. Узлы механизма привода смонтированы на кронштейне 22 корпуса 10 планетарного редуктора, что позволяет исключить применение в приводе карданных передач и повышает точность измерений. Корпус планетарного редуктора 10 соединен с рамой тягача 1 посредством реактивных штанг 23, 24, 25, 26 и 27. Вертикальные штанги 24 и 27 являются звеньями и служат для измерения реактивного момента, равного и противоположно направленного крутящему (тормозному) моменту испытуемого колеса 7, а штанги 25 26 - транспортными тягами и служат для предохранения измерительных узлов 13 и 14 при транспортных переездах. Вертикальная нагрузка на ось испытуемого колеса 7 задается балластом 28. Для измерения пройденного пути, скорости движения и буксования служит путеизмерительное колесо 29. Комплекс измерительной аппаратуры состоит из датчиков для регистрации сил, оборотов испытуемого и путеизмерительного колеса, регистрирующей аппаратуры. Кроме того, в зависимости от задачи исследований, могут устанавливаться датчики давления в контакте пневматическая шина - опорное основание, датчик деформации шины и т.д. Методикой тестерных испытаний предусматривалось определение статических характеристик опытных и серийной шин, таких как кинематический радиус качения, степень окружной деформации, окружная жесткость и длина контакта, в зависимости от уровня давления воздуха и вертикальной нагрузки на оси колеса при движении в ведомом режиме на нормальном основании. Кроме того, предполагалось изучение процесса формирования кинематического радиуса шиной Ф-81 на различных опорных основаниях. Кинематический радиус качения колес является основным параметром, определяющим уровень кинематического рассогласования при движении полноприводного трактора: Величина крутящего момента определялась по показаниям динамометра 1, а величина закрутки Поскольку дополнительную деформацию сжатия в окружном направлении элементы шины испытывают только в контакте с опорным основанием, то по выходу из него они разгружаются, при этом часть энергии деформации, как и при загрузке-разгрузке вертикальной силой, расходуется на трение в материале оболочки. Для определения величины гистерезисных потерь в шине при окружной деформации на той же установке производилось последовательное нагружение оси колеса крутящим моментом до уровня, обеспечиваемого силой трения в контакте, с фиксированием угла закрутки оболочки на каждой ступени загрузки, а затем разгрузка также с записью величины угловой деформации шины. Эксперимент проводился при двух уровнях вертикальной нагрузки на оси (32,5 и 44,5 кН) и при внутреннем давлении воздуха в пределах 0,11...0,19 МПа. Коэффициент гистерезисных потерь определялся по формуле 2.10. Величины AWп W определялись методом планиметрирования, по полученным зависимостям (p=f(M,) (рисунок 3.3). Согласно принятой теории, в компенсации кинематического рассогласования в пределах упругих деформаций участвуют только контактные элементы шины. Следовательно, вторым фактором, определяющим энергетику процесса компенсации, является длина контакта колеса с опорной поверхностью. Длина контакта колеса с опытными шинами на бетоне определялась в соответствии со стандартной методикой - методом окрашивания. Длина контакта колеса на грунтовых основаниях определялась в результате прямого измерения датчиками давления (рисунок 3.4). -Для измерения контактных давлений в отпечатке шины были применены датчики потенциометрического типа конструкции АЧИМСХ. Датчики изготовлены на базе серийных малогабаритных датчиков давления ДМП-10А, у которых удалена штуцерная часть и на корпус установлена опорная пластина. На мембрану навулканизирован слой резины. Датчики устанавливались на выступы грунтозацепов шин так, чтобы их опорная часть располагалась заподлицо с опорной поверхностью грунтозацепов. Тарировка датчиков производилась до и после испытаний с помощью устройства, состоящего из прибора КИ-22203 с образцовым манометром на 1МПа и полого цилиндра. Один торец цилиндра не имеет стенки, но снабжен уплотнительным резиновым кольцом, к которому стыкуется опорная пластина датчика. Давление жидкости, создаваемое прибором КИ-22203, воспринимается непосредственно мембраной датчика. Сигналы от датчиков по кабелю поступали напрямую в осциллограф К-12-22, без использования токосъемника.
Результаты исследования статических характеристик шин
В качестве характеристики соответствия полученных уравнений экспериментальным данным был принят коэффициент множественной корреляции R. Величина R определяет процент вариаций, объясняемых уравнением регрессии. Проверка коэффициента множественной корреляции осуществлялась по t-критерию Стьюдента при 5-% уровне значимости. Проверка значимости отрезка уравнения проводилась с помощью критерия Фишера. Результаты статистического анализа приведены в таблице 4.10.
В результате анализа установлено, что полученные уравнения регрессии адекватны опытным данным. Это позволяет использовать их для определения оптимального сочетания параметров оболочки. По уравнениям были построены графические зависимости величин: Лг, С9 и Цтяг от каждого из параметров внутреннего строения шины при фиксированных остальных (приложения 5...7).
Наибольшее влияние на приращение радиуса колеса оказывают изменения угла закроя нитей корда брекера и числа слоев каркаса. Так, с увеличением угла закроя нитей корда брекера с 60 до 70, относительно экватора шины, приращение радиуса колеса увеличивается на 8,3% (рисунок п.5.1 б). Это объясняется уменьшением относительной деформации сжатия волокон корда брекера, а с ней и окружной жесткости шины на 27,3% (рисунок п.5.1 б). Напротив, с увеличением слойности каркаса с 2 до 6 слоев величина Лг уменьшается почти на 10%, при этом жесткость шины в окружном направлении практически линейно возрастает на 25,5% вследствие увеличения модуля сдвига стенок оболочки /6/ (рисунки п.5.2 а и п.5.2 а). Увеличение угла наклона нитей корда каркаса к меридиану также повышает окружную жесткость оболочки и снижает степень ее деформации в этом направлении, однако влияние это выражено в меньшей степени, чем от вышерассмотренных факторов. Наибольшее приращение радиуса имеет радиальная шина - с нулевым углом закроя нитей корда каркаса. В ходе проведенных исследований влияние слойности брекера на жесткость шины в окружном направлении оказалось наименьшим. В указанных пределах варьирования этого фактора величины Лг и С9 оставались практически неизменными.
Наибольшее влияние на величину тягового КПД колеса оказывает угол наклона нитей корда каркаса. С его увеличением в пределах 0...15 тяговый КПД уменьшается на 10,7%, что объясняется ростом энергозатрат на преодоление сил сопротивления качению. Гораздо меньшее влияние на f/, оказывают остальные параметры строения оболочки. Так, с увеличением угла закроя нитей корда брекера от 55 до 70 тяговый КПД снижается на 1,7%, при этом увеличение окружной эластичности шины повышает гистерезисные потери в ней. Увеличение слойности брекера сказывается на тяговом КПД неоднозначно, на участке кривой от 2 до 6 слоев величина //„„,; увеличивается и достигает своего максимума, а от 6 до 8 слоев начинает уменьшаться вследствие увеличения сил сопротивления качению. Влияние слойности каркаса самое незначительное. В пределах варьирования фактора максимальное изменение тягового КПД составляет всего 0,3%.
Таким образом, оптимальной, с точки зрения компенсации кинематического рассогласования за счет деформации контактных элементов, при сохранении высоких тяговых способностей, является шина со следующими параметрами армирования оболочки: число слоев брекера - 6, угол наклона нитей корда брекера - 65, число слоев каркаса - 4, угол закроя нитей корда каркаса - 0. Приращение радиуса колеса с такой шиной составляет 0,052 м, окружная жесткость - 468,5 кНм/рад, а тяговый КПД равняется 0,87.
Характерными точками сдвиговой нагрузочной характеристики шины являются: момент начала сдвига протектора относительно основания с соответствующим углом поворота оси колеса (р и крутящим моментом М к и конец процесса линейного сдвига протектора на величину 0,50...0,75 м, что соответствует 90...100% уровню буксования, при этом угол поворота оси колеса обозначим ртах, а крутящий момент - М""1 .
При деформации оболочки в окружном направлении в пределах угла ф , упругий момент на оси колеса можно определить по участку I сдвиговой характеристики. Зависимость MK=f((p) в этом случае, ввиду малости деформации, практически линейная (рисунок 2.1). Угол р определяет уровень тягового усилия, а с ним и крутящего момента, развиваемый за счет сил трения шины о грунт. Применительно к процессу компенсации кинематического рассогласования момент М к определяет максимум потерь в механической части трансмиссии и на гистерезис шины.
