seminar - višeosovinska vozila

Univerzitet u KragujevcuFAKULTET INŽENJERSKIH

NAUKA U KRAGUJEVCU

University of Kragujevac FACULTY OF

ENGINEERING IN KRAGUJEVAC

Seminarski rad

iz predmeta:

Vozila povećane prohodnosti

tema rada:

Višeosovinska vozila

Predmetni nastavnik: Studenti:

dr. Jovanka Lukić, van. prof. Perić Stefan 303/2011

Ilić Ivan 408/2011

Šmigić Damnjan 322/2011

Kragujevac, 2012.

Višeosovinska vozila Fakultet inženjerskih nauka

Rezime:

U ovom radu je objašnjen razvod snage i pogonskih momenata višeosovinskih vozila. Prikazan je sažet prikaz o osnovnim zahtevima upravljanja i prikazani su i opisani modeli za analizu oscilatorne udobnosti višeosovinskih vozila. Dat je i primer određivanja sile kočenja na osovinama tegljača i poluprikolice i reakcije na sedlu.

Ključne reči: višeosovinska vozila, upravljanje višeosovinskih vozila, modeli oscilatorne udobnosti

Abstract

This paper explains the distribution of power and drive torque multi-axis vehicles. Shown is a summary of the essential requirements of management and are shown and described models for the analysis of oscillatory comfort multi-axis vehicles. It is given the example of determining the braking force on tractor and trailer axles and reactions to the saddle.

Keywords: Multi-axis vehicles, control of multi-axis vehicles, models of oscillatory comfort

2


Sadržaj:

1.0 Uvod..........................................................................................................................................4

2.0 Cirkulacija snage...................................................................................................................13

2.1 Parazitska snaga...................................................................................................................13

2.2 Razvod snage.......................................................................................................................14

2.3 Pogonski moment višeosovinskih vozila.............................................................................16

3.0 Ponašanje motornih vozila na putu......................................................................................18

3.1 Upravljanje višeosovinskih vozila.......................................................................................18

4.0 Oscilatorna udobnost motornih vozila.................................................................................24

4.1 Sistem za oslanjanje višeosovinskih vozila.........................................................................24

4.2 Modeli za analizu oscilatorne udobnosti višeosovinskih vozila..........................................26

5.0 Određivanje sile kočenja na osovinama tegljača i poluprikolice i reakcije na sedlu......30

6.0 Literatura...............................................................................................................................32

3


1.0 Uvod

Višeosovinska vozila se koriste u vojne, civilne, specijalne, sportske i druge svrhe. U vojsci, višeosovinska vozila su pronašla primenu kod raznih transportera, nosača raketa, pokretnih radionica, nosača mostova i drugo. U civilne potrebe, višeosovinska formacija vozila se koristi kod protivpožarnih vozila, kod autodizalica itd. U sportskoj oblasti se koristi na trkama i takmičenju u prohodnosti u čuvenom ’’Truck trial’’, zatim u reliju’’Paris Dakar’’, takmičenja u vuči prikolice, kao i drugim vrstama takmičenja.

Podela vozila prema broju osovina se vrši kod terenskih, teretnih automobila i automobila specijalne namene. Kod putničkog automobila postoje dve osovine, jedna upravljačka i druga zadnja, bez obzira na kojoj je osovini pogon.

Standard SRPS M N0. 010 ne definiše način razvođenja pogona na točkove, već svrstava vozila sa aspekta prohodnosti. Podvrste ovih vozila su: dvoosovinska, troosovinska, četvoroosovinska i višeosovinska vozila. Sa aspekta prohodnosti i savlađivanju terena, vozila se dele na:

- vozila normalne prohodnosti (sa pogonom tipa: 4x2, 6x2, 6x4, 8x2, 8x4)- vozila povišene prohodnosti (sa pogonom tipa: 4x4, 6x6, 8x8).

Šema rasporeda

osovina

Pogonski tip točkova

Formula upravljanja

osovina

Formula raspodela

pogon.

Namena i prohodnost

I 4 x 2 1 – 0 02vozila normalne

prohodnosti

II 4 x 2 1 – 0 10vozila normalne

prohodnosti

III 4 x 4 1 – 0 12vozila poviš. i

visoke prodnosti

IV 4 x 2 0 – 1 10sporohodna i

vozila i unutraš. transporta

Tabela 1: Dvoosovinska vozila: razmeštaj osovina i pogona [3]

U prvoj oznaci, prvi broj označava broj točkova, a drugi broj pogonskih točkova, pri čemu se udvojeni točkovi ne računaju kao posebni, već kao jedan točak povećane prohodonosti. Primera radi, oznaka 6 x 4 označava da vozilo ima šest točkova, a da su četiri pogonska. Kod ove formacije je najčešće prednja osovina upravljiva, a zadnje dve osovine su pogonske. [3]

4


Slika 1: terensko dvoosovinsko vozilo visoke prohodnosti, Kamaz 4350 [6]

5


Slika 2: terensko višenamensko dvoosovinsko vozilo visoke prohodnosti, Unimog 406 [7]

Šema rasporeda

osovina


Rasporedosovina

Formula upravljanja

osovina

Formula raspodela

pogon.

Namena i prohodnost

I

6 x 4

6 x 2

6 x 6

1 – 2

1 – 2

1 – 2

1 – 00

1 – 00

1 – 00

023

020

123

vozila norm. i povišene proh.

vozila norm. prohodnosti

vozila visoke prohodnosti

II

6 x 6

6 x 6

1 – 1 – 1

1 – 1 – 1

1 – 2 – 0

1 – 0 – 3

123

123



III 6 x 6 2 – 1 12 – 0 123vozila

specijalne namene

Tabela 2: Troosovinska vozila: razmeštaj osovina i pogona [3]

6


Slika 3: specijalno troosovinsko vozilo visoke prohodnosti, Land RG-33 [8]

7


Slika 4: troosovinsko vozilo visoke prohodnosti, Ural 4320 [9]

Slika 5: troosovinsko, višenamensko vozilo, visoke prohodnosti, Kraz 6322 [10]

8


Šema rasporeda

osovina


Rasporedosovina

Formula upravljanja

osovina

Formula raspodela

pogon.

Namena i prohodnost

I

8 x 4

8 x 6

8 x 8

2 – 2

2 – 2

2 – 2

12 – 00

12 – 00

12 – 00

0034

1034

1234

vozila normal.prohodnosti

vozila poviš. prohodnosti


II

8 x 4

8 x 8

1–1–1–1

1–1–1–1

1 – 2 – 0 – 0

1 – 0 – 0 – 4

1234

1234



III 8 x 8 1 – 2 – 1 1 – 00 – 1 1234vozila visoke prohodnosti

IV 8 x 8 1 – 1 – 2 1 – 2 – 00 1234vozila visoke prohodnosti

Tabela 3: Četvoroosovinska vozila: razmeštaj osovina i pogona [3]

I – podeljeni raspored osovinaII – ravnomerni raspored osovinaIII – raspored sa srednjim osovinama na bliskom rastojanjuIV – neravnomerni raspored osovina

9


Slika 6: četvoroosovinsko vozilo normalne prohodnosti, Iveco Trakker [11]

Slika 7: četvoroosovinsko vozilo visoke prohodnosti, Oshkosh M1070 [12]

10


Slika 8: četvoroosovinsko, specijalno, vozilo visoke prohodnosti, Maz 537 [13]

Šema rasporeda osovina

Pogonski tip

točkova

Rasporedosovina

Formula upravljanja

osovina

Formula raspodela

pogon.

Namena i prohodnost

I10 x 6 2 – 3 12 – 300 10045 vozila poviš.

prohodnosti

II

12 x 6

12 x 6

3 – 3

2 – 4

123 – 000

12 – 3006

000456

000456


vozila povišene prohodnosti

III 14 x 8 4 – 3 1234 – 007 1204500vozila povišene

prohodnosti

IV 16 x 8 5 – 3 12340 – 678 00305670vozila povišene

prohodnosti

Tabela 4: Razmeštaj osovina i pogona specijalnih i dizaličnih vozila [3]

11


Slika 9: mobilni dizaličar normalne prohodnosti sa 5 osovina, Faun ATF 100-5 [14]

12


Slika 10: specijalno vozilo sa dvanaest osovina, za prevoz velikih tereta, Maz 7907 [15]

13


Šema rasporeda

Broj slobode kretanja

Formulatočkova

Formula upravljajućih

slogova

I

jedna u hor. ravni

jedna u ver. ravni

6 x 68 x 8

1 – 0 – 01 – 0 – 3 12 – 00

II 2 ili 38 x 8

16 x 16 12 – 34

1200 – 5600

Tabela 5: Konstruktivna rešenja razmeštaja slovoga kod višeosovinskih vozila [3]

I – prikolični tipII – slogovi sa pojedinačnim sedlima

Šema rasporeda Namena i prohodnost

Ispec. vozila povećane proh. i spec. prikolice

IIspec. vozila povećane proh. i spec. prikolice

IIIspec. vozila povećane proh. i spec. prikolice

Tabela 6: Razmeštaj osovina specijalnih samohodnih vozila i prikolica [3]

I – ravnomerni raspored osovinaII – zglobni tip vozilaIII – ravnomerni raspored osovina sa vučno – nosećim sedlima

2.0 Cirkulacija snage

2.1 Parazitska snaga

14


Vozila se često koriste i van izgrađene saobraćajne infrastrukture, po neravnim terenima, bespuću i različitim vrstama tla. Otpori kretanja vozila po takvim terenima su mnogo veći i uslovi prijanja točkova su nepovoljni. Najefikasniji način za povećanje prohodnosti kroz takve uslove kretanja su upotreba pogona na svim točkovima ili kretanje vozila uz pomoć gusenica. Gusenična vozila nisu pogodna za kretanje po saobraćajnoj infrastrukturi, zato se veća pažnja posvećuje povećavanjem prohodnosti vozila točkaša.

Potpuno iskorišćenje prohodnosti vozila sa pogonom točkovima je moguće ukoliko je kinematska veza između pojedinih točkova kruta, tj. blokiran razvod snage. Pri kretanju vozila van puta, postoje različiti kinematski uslovi kotrljanja pojedinih točkova u toku kretanja, kao što su kretanje u krivini, nejednaki poluprečnici točkova zbog različitih pritisaka u pneumaticima ili različitog stepena istrošenosti, neravno tlo, gaženje točkova na tlo različitih koificijenata prijanjanja i drugo. Kruta veza između pogonskih točkova se naziva parazitskom snagom.

Slika 11: Primer zupčastog prenosnika [1] Slika 12: Primer zupčastog prenosnika

sa frikcionom spojnicom [1]

Na slici 1 je prikazan zupčasti prenosnik, sa dva zupčasta para A i B, koji imaju različite prenosne odnose ia ≠ ib. Dovođenjem pogona K na sistem, zbog kinematske neusaglašenosti, doći će do uvijanja sistema, posebno vratila 1 i 2. Uvijanje će se povećavati sve dok se zupčanik K okreće, povećavajući tangencijalne napone u vratilima. Na kraju će doći do pucanja vratila ili zupčanika, u zavisnosti od granice izdržljivosti vratila ili zupčanika.

Ako se u vratilo 2 ugradi frikciona spojnica sa određenim momentom nošenja (slika 2), pri dostizanju momenta uvijanja koji odgovara nošenju frikcione spojnice, spojnica će proklizati. Brzina klizanja zavisi od prenosnog odnosa ia. Odnos ib je konstantan za vreme okretanja zupčanika K. Ovim je sprečen lom vratila, pod uslovom da je moment nošenja spojnice manji od

15


torzione izdržljivosti vratila, ali će ceo sistem biti stalno dopunski opterećen odgovarajućim momentom. Ovaj moment predstavlja izvor parazitske snage.

2.2 Razvod snage

Kod sistema razvoda snage sa mehanizmom slobodnog hoda, uključivanje prednjeg pogona se ostvaruje tek pošto se ostvari određeno proklizavanje zadnjih točkova. Kod ovakvog sistema, teorijski se brzine prednjih i zadnjih točkova razlikuju, odnosno brzina zadnjih točkova je veća od brzine prednjih točkova. Ovo se postiže odgovarajućim povećanjem prenosnog odnosa u glavnom prenosniku prednjeg mosta, pomoći izraza:

i01 = i02 ∙ r d 1

rd 2(1−λ2 k )(1.1)

i01 – prenosni odnos u prednjem pogonskom mostu

i02 – prenosni odnos u zadnjem pogonskom mostu

rd 1 – dinamički poluprečnik prednjeg točka

rd 2 – dinamički poluprečnik zadnjeg točka

λ2 k−¿klizanje zadnjih točkova, kada se uključuje prednji pogon

Do uključivanja prednjeg pogona, vučne sile ostvaruju samo zadnji točkovi. Prednji točkovi se preko mehanizma slobodnog hoda slobodno kotrljaju i u sistemu snage ne cirkuliše parazitska snaga. Kada se uključi i prednji pogon, oba mosta su pogonska i to sa blokiranim razvodom, pa se stvaraju mogućnosti za cirkulaciju parazitske snage. Prednji pogon se uključuje kada se ostvaruje proklizavanje zadnjih točkova veličinom λ2 k=5 %−7 %.

Pri kretanju po strnjici, prijanjanje je obično od 25% do 40%. Ako je maksimalna vrednost koificijenta prijanjanja 0,65, uključivanje prednjeg pogona se ostvaruje kada vrednost iskorišćenog prijanjanja dostigne:

φ1= (0,25 ÷ 0,40) ∙ 0,65 = 0,16 ÷ 0,26 (1.2)

16


Slika 13: Zavisnost klizanja od sile na poteznici traktora [1]

Na slici 3 je prikazana kriva klizanja prednjih λ1 = f1 (Rpot) i kriva klizanja zadnjih

točkova λ2 ' = f2 (Rpot). Sa ovim krivama klizanja i obrascem (1.3), moguće je odrediti rezultujuću

krivu klizanja λ2 = f2 (Rpot), koja odgovara ukupnoj sili na poteznici, pri pogonu na sve točkove. Prema slici 3, uključivanje prednjeg pogona se ostvaruje kada zadnji točkovi dostignu klizanje λ2 k. Pri klizanju na prednjim točkovima λ1, ostvaruje se određena sila na poteznici Rpot1. Takođe,

pri klizanju na zadnjim točkovima λ2 ' = λ2, ostvarena je neka sila na poteznici Rpot2.. Veličina klizanja prednjih točkova se određuje prema obrascu:

λ1 = 1 – 1−λ2

1−λ2k (1.3)

Na osnovu obrasca (1.3) se određuje veličina klizanja prednjih točkova, a na osnovu toga preko funkcije λ1 = f1 (Rpot) se može izračunati sila na poteznici Rpot1. Nanošenjem ove sile Rpo1

na osnovnu silu, uz uslov da je klizanje zadnjih točkova λ2 ' = λ2, dobija se tačka koja odgovara

17


rezultujućoj krivoj klizanja, pri pogonu na svim točkovima. Sa više ovako određenih tačaka, rezultujuća kriva klizanja je potpuno definisana.

2.3 Pogonski moment višeosovinskih vozila

Obrtni moment se od motora dovodi točkovima pod spoljašnjim otporima kretanju. Pri inženjerskim proračunima transmisije višeosovinskih vozila, pogonski moment u slučaju pravolinijskog kretanja po ravnom putu se određuje prema: Mp = G fo r (1.4)

G – težište tela

fo – koificijent otpora kotrljanju

r – računski poluprečnik točka

U zavisnosti od karakteristika sistema transmisije, pri pravolinijskom kretanju obrtni moment može biti uvećan od 2 – 4 puta. U slučaju isključenog razdelnika pogona, veći je porast obrtnog momenta, odnosno obrtni moment je manji ukoliko postoji diferencijal. Ukoliko se vozilo kreće velikom brzinom, treba dodati obrtni moment za savladavanje otpora vazduha. [1]

18


Slika 14: Šema diferencijalnog prenosa snage četvoroosovinskog vozila

sa jednim pogonskim agregatom i pogonskim mostovima [1]

Tačka a je čvor grananja u koji se dovodi pogonski moment M0 koji dolazi od pogonskog agregata preko transmisije. Momenti na točkovima su M1, M2, ... , Mn. Smer im nije poznat. Točkovi i ramovi mostova su povezani u jednu celinu. Brzine translatornog kretanja centara svih točkova su jednake, kao i ugaone brzine. Razlike momenata u zatvorenoj konturi su:

∆M21 = M2 – M1∆M31 = M3 – M1 ... (1.5)

∆M(n-1)1 = Mn-1 – M1∆Mn1 = Mn – M1

Dobija se n-1 jednačina. Na ovaj način se može formirati jednačina za bilo koju kombinaciju kontura. Na osnovu drugog principa teorije toka snage za čvornu tačku, prema slici4, možemo napisati da je ukupan moment u čvornoj tački a jednak zbiru svih momenata:

19


M0 = M1 + M2 + ...+ Mn-1 + Mn (1.6)

Izrazi za momentne jednačine dovedene na točkove se dobijaju korišćenjem sistema jednačina (1.4) i (1.6):

M1 = Mo / n – ∑i=2

n

¿¿/ n) M2 =∆M21 + M1

... (1.7) ∆M(n-1)1 = Mn-1 – M1 Mn = ∆Mn1 + M1

3.0 Ponašanje motornih vozila na putu

3.1 Upravljanje višeosovinskih vozila

Održavanje željenog pravca kretanja teretnog vozila omogućava sistem za upravljanje. Izbor parametara sistema za upravljanje zavisi od sistema za oslanjanje, zahteva bezbednost korišćenja, prohodnost, namenu i drugo. Posle odabira koncepcije vozila, odnosno odabira pogona, broj osovina, opterećenje po osovinama, dimenzije točkova, tragova točkova, osnog rastojanja i parametara za oslanjanje, moguće je definisati parametre sistema za upravljanje.

Pri postavljanju kinematskih zahteva koji sistem za upravljanje mora da zadovolji, pored gore navedenih faktora, mora da se definiše i minimalni i maksimalni poluprečnik zaokretanja teretnog vozila.

Obrazac za kinematski zahtev zaokretanja dvoosovinskih i troosovinskih vozila je:

20


ctgα−ctgβ=θL (2.1)

Obrazac za kinematski zahtev zaokretanja četvoroosovinskih vozila je:

ctgα−ctgβ= θL1

(2.2)

ctgα−ctgβ= θL11

(2.3)

Pri definisanju osnog rastojanja, veličina ''p'' se obično usvaja od 0.30 ÷ 0.50L1. Moguće je i izračunati pomenuti maksimalni i minimalni radijusi zaokretanja, kao i širinu koridora, pretpostavljajući da su točkovi bočno kruti. [1]

Slika 15: zaokretanje dvoosovinskog vozila [2]

21


Za četvoroosovinsko vozilo, minimalni radijus Rmin i maksimalni radijus Rmax se računaju na sledeći način:

Rmin=L11

tgα11

− e2−

Bmax

2 (2.4)

Rmax=√¿¿ (2.5)

Slika 16: zaokretanje troosovinskog vozila [2]

Za izračunavanje koridora koristi se obrazac:Šmin = Rmax – Rmin (2.6)

S obzirom da su prohodnost i bezbednost u vezi sa odabirom parametara za upravljanje višeosovinskog vozila, ti parametri zavise od zakonskih propisa i namene teretnog vozila. Primera radi, pretpostavimo da nam je zadata veličina maksimalnog radijusa zaokretanja četvoroosovinskog vozila 24 m. Grafičkim putem se mogu izračunati uglovi zaokretanja spoljnih

22


upravljivih točkova, čije su vrednosti, iz konstruktivnih razloga ograničene na 450 (zbog potrebe da unutrašnji uglovi imaju vrednosti i do 500 ).

Sličnim postupkom se mogu definisati i veličine parametara zaokretanja vučnih spregova na slici 8 i na slici 9. Ovde će se ukazati na mogućnost definisanja parametara zaokretanja vučnog sprega tegljač – poluprikolica, kog koga se upravlja zadnjom osovinom poluprikolice. Određivaće se uglovi δ i φ . Pretpostavimo da je trenutni pol u tački P. Na osnovu geometrijskih relacija, možemo napisati:

1=√R2−¿¿ (2.7)

Slika 17: zaokretanje četvoroosovinskog vozila [2]

23


Slika 18: zaokretanje vučnog sprega: tegljač – poluprikolica [2] 1 = l – b2 l1 = √1⁴ f = l – b2 (2.8)r = f – b1

24


S = R – R

Slika 19: zaokretanje vučnog sprega: kamion – poluprikolica [2]

Posle odgovarajućih transformacija možemo napisati izraz koji definiše kinematski zahtev za ostvarivanje upravljanje poluprikolicom:

δ=acrctgba

ctg [φ+arctgsinφ

be−cosφ ] (2.8)

25


Do potrebnih dimenzija elemenata sistema upravljanja u početnoj fazi projektovanja dolazi se izvođenjem proračuna njihovog opterećenja pri zaokretanju točkova u mestu, pri čemu se moment izvodi empirijski. S obzirom na to da parametri pneumatika nisu poznati, izračunavanje momenta zaokretanja vozila izračunava po obrascu:

M z=Gu

1,5

kp0.5 (2.9)

Mz – moment zaokretanja vozila u mestu

k – koificijent (obično se usvaja 2.1)

p – pritisak vazduha u pneumaticima upravljivih točkova

Gu – opretećenje upravljivih točkova

Vodeći se ovim podacima, može se izračunati i moment na točku upravljača, koji ne sme biti veći od 100 ÷ 200 N, zbog zamora vozača. Ukoliko ovaj uslov nije ispunjen, što je često tako kod vozila čija reakcija tla na upravljivim točkovima ne prelazi 50 N, neophodno je korišćenje servoupravljača i radnih cilindara. Izbor servoupravljača se vrši na osnovu preporuka iz tabela renomiranih svetskih proizvođača (primer proizvođača ‘’ZF’’u tabeli 7).

* mogućnost priključenja dodatnih cilindaraZF 8042 ZF 8045 ZF 8045*

Hidraulički moment [Nm] 3570 4800 4800Prenosni odnos 20.7:1 22.7:1 22.7:1Ugao poluge upravljača 960 960 960

Br. okret. točka upravljača 5.5 6.1 6.1Puž levi levi levi Povratno dejstvo [Ncm] 1560 [6Mpa] 28.5[Kpa]Opter. prednje osov. [daN] 4000 – 6000 6500 – 7000

Tabela 7: primer proizvođača ’’ZF’’ za preporuku servoupravljača [3]

26


4.0 Oscilatorna udobnost motornih vozila

4.1 Sistem za oslanjanje višeosovinskih vozila

Sistemi za oslanjanje vrše ulogu posredovanja između oslonjenih i neoslonjenih masa. Sistem za oslanjanje prima sva opterećenja koja se javljaju u eksplotacionim uslovima. Njegov zadatak je i da obezbedi odgovarajuću udobnost i stabilnost vozila. Izbor parametara za sisteme oslanjanja svodi se na rešavanje različitih i međusobno suprostavljenih zahteva. Kao i kod sistema za upravljanje, tako se i kod polaznog projektovanja sistema za oslanjanje polazi od definisanja namene vozila. Kod najlakših teretnih vozila postoje i konstrukcije sa nezavisnim oslanjanjem, dok se kod teških teretnih vozila koristi isključivo sistemi zavisnog vešanja.

Najčešće korišćena struktura sistema za oslanjanje kod teretnih vozila formule 4x2 ili 4x4 se sastoji iz lisnatih opruga (gibnjeva). Za teretna vozila koja su namenjena za eksploataciju na putevima, najčešće se koriste parabolične lisnate opruge, dužine oko 1800 mm. Na prednjoj osovini se koriste opruge sa 3 ili 4 lista, sa statičkim ugibom do 200 mm i dinamičkim ugibom od oko 80 mm. Pomoćna opruga ima od 1 do 3 lista i može da ostvari ugib od oko 100 mm.

Slika 20: lisnata opruga [4]

Vozila formule 6x4 najčešće koriste balansirajući zadnji sistem za oslanjanje, sa oprugama koje primaju bočna opterećenja, dok se za podužno vođenje koriste reaktivne poluge sa gumenim elastičnim zglobovima.

27


Slika 21: Balansirajući sistem za oslanjanje [4]

Vozila koja se koriste isključivo van puta (kiper, autodizalice i druga), koriste se trapezaste opruge i to kod svih formula točkova: 4x2, 4x4, 4x6, 6x6, 8x4 i drugo. U poslednje vreme širu primenu nalaze i vazdušne opruge, uglavnom na zadnjoj osovini tegljača. Time se kod neopterećenog tegljača, pored udobnosti, postiže i stabilnost, ispuštanjem vazduha iz opruga, jer se postiže niža visina vozila.

Slika 22: Vazdušni sistem za oslanjanje [4]

Na osnovu višegodišnje empirije i istraživanja uticaja vibracije na čoveka, preporučuje se da se pri izboru parametara vozila, rezonantne učestonasti nalaze u granicama normale, date u tabeli 8:

Točkovi 11 – 15 HzElastično oslonjena masa 1 – 1.5 HzPogonska grupa 9 – 11 HzSedište 1.5 – 2.5 HzKabina 2.5 – 3.5 Hz

28


Tabela 8: Rezonantne učestanosti [2]

4.2 Modeli za analizu oscilatorne udobnosti višeosovinskih vozila

Teretna vozila se najčešće izvode kao višeosovinska. Na slici 23 je dat prost oscilatorni model. Kod višeosovinskih vozila, zbog masivne strukture i krute konstrukcije okvira, postoji zavisnost oscilacija veznih tačaka sistema za oslanjanje i okvira. U praksi je uobičajno da se orijentacioni parametri sistema za oslanjanje definišu na osnovu analize vertikalnih oscilacija vozila. Zbog toga se umesto pretpostavke da postoji raspregnutost oscilacija prednjeg i zadnjeg kraja koja se u fazi izrade projektnog proračuna čini za slučaj dvoosovinskog vozila, izračunava vertikalna ekvivalentna krutost sistema za oslanjanje. Sa slike se vidi da je ekvivalentna krutost sistema za oslanjanje i pneumatika jednaka zbiru parcijlnih krutost:

C = ∑1

N

C1(3.1)

Cp = ∑1

N

CpjNa sličan način se mogu izračunati i ekvivalentna prigušenja sistema za oslanjanje i

pneumatika:

K = ∑1

N

K 1(3.2)

Kp = ∑1

N

mpjNa osnovu tih podataka, ekvivalentni oscilatorni model višeosovinskog vozila za analizu

vertikalnih oscilacija oko ravnotežnog položaja dat je na slici 23. [1]

29


Slika 23: oscilotorni model višeosovinskog vozila [1]

Koristeći Njutnove zakone, možemo napisati diferencijalne jednačine vertikalnih oscilacija koncentrisanih masa oko ravnotežnih položaja u obliku:mz + k z + cz = kzp + c zpmpzp + (k + kp) zp + (c + cp) zp –k z – cz = cpzo + kp zo (3.3)

z0 i z0 – slučajna funckija pobude puta i njena brzina

zp i zp – vertikalne vibracije neoslonjene mase i odgovarajuće brzine

z i z – vertikalne vibracije oslonjene mase i odgovarajuće brzine

30


Slika 24:ekvivalentni oscilotorni model vozila [1]

Na osnovu prethodnih diferencijalnih jednačina možemo odrediti približne vrednosti sopstvenih frekvencija oslonjene i neoslonjene mase:

f = 12 π ∙√ c

n

fp = 12 π ∙√ c+cp

mp(3.4)

Koristeći tabelu 2 za preporučene rezonantne učestonasti i prethodne izraze, možemo izračunati orijentacione vrednosti ekvivalentnih krutosti opruga za karakteristična težinska stanja teretnog vozila. Posle usvajanja odgovarajućih krutosti, vrši se provera statičkih ugiba opruga, koji treba da budu u intervalu od 100 ÷ 200mm.

31


Za izbor parametara sedišta, oslanjanja pogonske grupe i oslanjanja kabine, koristi se sledeći model:

Slika 25: ekvivalentni model za analizu vibracija pogonske grupe

oslanjanja kabije i sedišta [1]

Diferencijalna jednačina koje opisuju vertikalne vibracije datog modela su:

mz + k z + cz = kzo + c zo (3.5)

z0 i z0 – funkcija pobude i njena brzina

k i c – ekvivalentno prigušenje i krutost njenog sistema

m – masa posmatranog sistema

32


5.0 Određivanje sile kočenja na osovinama tegljača i poluprikolice i reakcije na sedlu

Odrediti sile kočenja na osovinama tegljača i pokuprikolice i reakcije na sedlu:

G1=82 KN – tegljač

G2=250.8 KN – poluprikolica

L1=6.2m, L2=7.75m, d1=0.3m, d2=4.65m,

h1=0.95m h2=2.44m h3=1m, l1=2.75m, φ=0.72

Osovina poluprikolice:

zs=G2 [d2+φ (h3−h2 ) ]

φ h3−L2

=280,8 ∙¿¿

K s=φ Zs=0.72 ∙ 86.55=62.316 KN Tegljač – prednja osovina:

Z1=G1 ( L1−l1+φh1 )

L1

+G2 ( L2−d2+φh2 ) ∙ ( d1+φh3 )

L1 ∙ ( L2+φh3 )

¿82,2 ∙¿¿

K1=φ∙ Z1=0.72∙81.69=58.81 KN Tegljač – zadnja osovina:

33


Z2=G1 ∙ (l1−φh1 )

L1

+G2 ∙ ( L2−d2+φh2 ) ( L1−d1−φh3 )

L1 ( L2+φh3 )=

82 ∙ (2,75−0,72 ∙0,95 )6.2

+¿

+250,8 ∙ (9,75−4,65+0,72∙ 2,44 ) ∙ (6,2−0,3−0,72 ∙1 )6.2 ∙ (9.75+0.72∙ 1 )

=169,416,2

+ 8907,9764,91

=¿

¿27,32+137,23=164,55 KN

K2=φ ∙Z2=0.72 ∙164.55=118.48 KN

Reakcije na sedlu:

W h=G2−Zs=250.8−86.55=164.25 KN

Fn=φ ∙ (G2−Zs )=0.72∙ (250.8−86.55 )=118.26 KN

34


6.0 Literatura

[1]J. Lukić, M. Demić, Teorija kretanja motornih vozila, Fakultet inženjerskih nauka, Kragujevac, 2011.

[2] Predavanja i vežbe prof. Jovanke Lukić, Vozila povećane prohodnosti, Fakultet inženjerskih nauka, Kragujevac, 2011.

[3]Dr. A. Stefanović, Mobilne mašine i drumska vozila, Mašinski fakultet, Niš, 2008.

[4] http://www.komman.com/

[5] http://news.thomasnet.com/company_detail.html?cid=442711&sa=10

[6] http://oplatsen.files.wordpress.com/2010/08/kamaz43501_11.jpg

[7] http://upload.wikimedia.org/wikipedia/commons/e/eb/UNIMOG_excavator.JPEG

[8] http://media.defenseindustrydaily.com/images/LAND_RG-33L_and_Arm_lg.jpg

[9] http://upload.wikimedia.org/wikipedia/commons/3/35/Ural_truck_in_Vietnam.jpg

[10] http://www.avtorinok.ru/photoforum/pics/1_Kraz_6322_6.jpg

[11] http://www.pktrucks.com/extend/content/truck/836/2-iv2526rm-xl.jpg

[12] http://www.carsbase.com/photo/Oshkosh-M1070F_UK_HET_mp575_pic_45529.jpg

[13] http://data3.primeportal.net/trucks/egor_kalmykov/maz-537/images/maz-537_35_of_40.jpg

[14] http://farm5.staticflickr.com/4146/5062998693_e96fdd674c_o.jpg

[15] http://mbmc-russia.com/pictures/0/7315/00000003.jpg

35

http://mbmc-russia.com/pictures/0/7315/00000003.jpg

http://farm5.staticflickr.com/4146/5062998693_e96fdd674c_o.jpg

http://data3.primeportal.net/trucks/egor_kalmykov/maz-537/images/maz-537_35_of_40.jpg

http://www.carsbase.com/photo/Oshkosh-M1070F_UK_HET_mp575_pic_45529.jpg

http://www.pktrucks.com/extend/content/truck/836/2-iv2526rm-xl.jpg

http://www.avtorinok.ru/photoforum/pics/1_Kraz_6322_6.jpg

http://upload.wikimedia.org/wikipedia/commons/3/35/Ural_truck_in_Vietnam.jpg

http://media.defenseindustrydaily.com/images/LAND_RG-33L_and_Arm_lg.jpg

http://upload.wikimedia.org/wikipedia/commons/e/eb/UNIMOG_excavator.JPEG

http://oplatsen.files.wordpress.com/2010/08/kamaz43501_11.jpg

http://news.thomasnet.com/company_detail.html?cid=442711&sa=10

http://www.komman.com/

seminar - višeosovinska vozila

Documents