1462

номических качеств и управляемости ТС путем установки между рулевой колонкой и рулевым механизмом дополнительного понижающего редуктора (рис. 1).

Рис. 1. Структурная схема рулевого управления

На рис. 2 показана кинематическая схема понижающего редуктора. Он состоит из картера 1, первичного вала 2, выполненного за одно целое с шестерней 3, вторичного вала 4, на котором на подшипниках установлена шестерня 5, промежуточного вала 6, на котором жестко установлены ведущая 7 и ведомая 8 шестерни, зубчатой муфты 9, установленной на шлицах вторичного вала 4, механизма управления зубчатой муфтой 9, включающего в себя вилку 10 со штоком 11, связанным с поршнем 12 гидроцилиндра 13, внутри которого установлена возвратная пружина 14.

Один конец вторичного вала 4 установлен в расточке первичного вала 2. Шестерня 3 первичного вала 2 находится в постоянном зацеплении с ведомой шестерней 8 промежуточного вала 6, шестерня 5 вторичного вала 4 – с ведущей шестерней 7 промежуточного вала 6.

Подпоршневая полость гидроцилиндра 13 связана с магистралью высокого давления гидроусилителя (не показан). Возвратная пружина 14 установлена в надпоршневой полости гидроцилиндра 13. Рулевое управление работает следующим образом. При работающем гидроусилителе масло из магистрали высокого давления поступает в подпорш-

131

невую полость гидроцилиндра 13 (рис. 2) и воздействует на поршень 12, который, преодолевая усилие возвратной пружины 14, перемещается вместе со штоком 11 и вилкой 10 и переводит зубчатую муфту 9 в зацепление с первичным валом 2. Усилие от рулевой колонки передается на рулевой механизм через первичный вал 2 и вторичный вал 4, соединенные друг с другом посредством зубчатой муфты 9.

Рис. 2. Кинематическая схема понижающего редуктора

При неработающем гидроусилителе давление масла в подпоршневой полости гидроусилителя 13 падает, и возвратная пружина 14, разжимаясь, перемещает поршень 12 со штоком 11 и вилкой 10 в противоположную сторону и выводя зубчатую муфту 9 из зацепления с первичным валом 2, вводит ее в зацепление с шестерней 5, фиксируя ее тем самым с вторичным валом 4. В этом случае усилие от рулевой колонки на рулевой механизм передается с первичного вала 2 через две пары шестерен – 3 и 8, 7 и 5 на вторичный вал 4. При этом усилие, прикладываемое водителем к рулевому колесу, необходимое для поворота управляемых колес при неработающем гидравлическом усилителе, снижается за счет передаточных чисел зубчатых колес понижающего редуктора.

132

В результате достигается исключение аварийной ситуации при выходе из строя гидравлического усилителя или при буксировке транспортного средства с неработающим двигателем на гибкой сцепке за счет снижения усилия, прикладываемого водителем к рулевому колесу, необходимого для поворота управляемых колес и снижается утомляемость водителя.

Список литературы

1.Соболев Н.И., Свиридов Е.В. Улучшение эргономических свойств и управляемости специальной полицейской машины СПМ-3 // Актуальные вопросы совершенствования системы технического обеспечения: материалы всерос. науч.-практ. конф. / ПВИ ВВ МВД России. –

Пермь, 2014. – С. 294–299.

2.Соболев Н.И., Свиридов Е.В. Способ улучшения эргономических качеств и управляемости транспортных средств специального назначения // Национальная ассоциация ученых (НАУ). – 2014. – № 5. –

Ч. 2. – С. 69–70.

Об авторах

Соболев Николай Игоревич (Пермь, Россия) – курсант, Пермский военный институт внутренних войск МВД России (614112, г. Пермь, ул. Гремячий Лог, 1).

Свиридов Евгений Викторович (Пермь, Россия) – кандидат тех-

нических наук, доцент, доцент кафедры «Конструкции автобронетанковой техники», Пермский военный институт внутренних войск МВД России (614112, г. Пермь, ул. Гремячий Лог, 1; е-mail: schem_sev@ bk.ru).

133

УДК 629. 114. 2: 62-85. 4

АНАЛИЗ СВОБОДНЫХ КРУТИЛЬНЫХ КОЛЕБАНИЙ ТРАНСМИССИОННЫХ МОДЕЛЕЙ ГУСЕНИЧНОГО БУЛЬДОЗЕРА1

А.В. Стручков, С.П. Ереско, Т.Т. Ереско, А.А. Климов

Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М.Ф. Решетнева

Представлен анализ результатов вычислительного эксперимента с помощью авторской компьютерной программы GYDROTRANS II, в результате которого были получены свободные колебания элементов механической и гидромеханической трансмиссий гусеничного бульдозера как основной составляющей динамической нагруженности трансмиссии. На основе полученных экспериментальных данных определена степень влияния на общий баланс динамической нагруженности элементов трансмиссии.

Ключевые слова: свободные колебания, динамическая нагруженность, трансмиссия, экспериментальные исследования.

Динамическая нагруженность трансмиссии бульдозера формируется в результате действия внешних и внутренних возмущающих факторов, которые носят флуктуирующий характер. Наиболее опасными для прочности и надежности трансмиссионных систем представляются колебательные процессы при приближении к резонансному состоянию [1]. Расчет такой многомассовой динамической системы трансмиссии бульдозера является очень сложной и трудоемкой задачей, что обусловливается множеством частот и форм свободных колебаний. Поэтому одной из основных задач динамического исследования является определение частот свободных колебаний элементов трансмиссии, которые могут возбуждаться в колебательной системе под действием начального толчка, и сравнение их с частотами внешних и внутренних возбуждающих силовых факторов [1, 2, 3].

Для анализа внутренней динамики бульдозера с различными типами трансмиссий были построены крутильно-колебательные динамиче-

1Результаты получены в рамках выполнения госзаданий: № 2014/211,

№9.447.2014. Пермь: Изд-во Перм. нац. исслед. политехн. ун-та, 2013.

134

ские модели трансмиссионных систем с учетом демпфирующих и упругих свойств элементов трансмиссии, ведущих участков гусениц, грунта, деталей навесного оборудования, а также особенностей процесса буксования при работе бульдозера [4, 5]. Для данных динамических моделей на основе уравнений Лагранжа второго рода были разработаны математические модели динамической нагруженности элементов трансмиссии бульдозера с учетом принятых допущений и диссипативных сил в виде системы дифференциальных уравнений, решение которых было реализовано с помощью авторских компьютерных программ

GYDROTRANS и GYDROTRANS II в среде Delphi [6, 7].

В результате проведенного вычислительного эксперимента были получены основные характеристики свободных колебаний, что позволило построить диаграммы форм колебаний и найти местоположение узлов, определить, какие массы совершают свободные колебания с наибольшими амплитудами, установить наиболее опасные сечения валопровода, провести сравнительный анализ свободных колебаний элементов различных типов трансмиссии [1] (таблица).

Как видно из таблицы, амплитуды свободных колебаний всех исследованных форм в гидромеханической трансмиссии меньше по абсолютной величине, чем в механической в среднем на 11–17 % [1].

Сравнительная оценка амплитуд свободных колебаний в механической и гидромеханической трансмиссиях бульдозера

На основе анализа полученных свободных колебаний элементов трансмиссии исследуемого бульдозера можно сделать следующие выводы [1]:

135

1.В крутильной системе двигатель–гидротрансформатор наиболее нагруженными свободными колебаниями являются детали привязки ГТР к двигателю.

2.В механической трансмиссии бульдозера легкой категории наиболее нагружены свободными колебаниями детали карданной передачи

изаднего моста.

3.В гидромеханической трансмиссии бульдозера наиболее нагружены свободными колебаниями турбинный вал ГТР, карданная передача и задний мост.

4.В гидромеханической трансмиссии узлы свободных колебаний распределены более равномерно, чем в механической трансмиссии.

5. Амплитуды свободных колебаний всех исследованных форм

вгидромеханической трансмиссии меньше по абсолютной величине, чем в механической в среднем на 11–17 %.

6.Частоты свободных колебаний гидромеханической трансмиссии

всреднем по передачам и формам на 35,3 % выше, чем в механической трансмиссии.

Список литературы

1.Стручков, А.В. Исследование и совершенствование элементов гидромеханической трансмиссии гусеничного бульдозера: дис. … канд. техн. наук. – Красноярск, 2009. – 179 с.

2.Стручков, А.В. Исследование и совершенствование элементов гидромеханической трансмиссии гусеничного бульдозера: автореф. дис. … канд. техн. наук / СФУ. – Красноярск, 2009. – 22 с.

3.Климов А.А., Стручков А.В. Исследование динамической нагруженности трансмиссии бульдозерного агрегата на базе трактора класса 40 кН на грунтах 1–2 категорий // Вестник КрасГАУ. – 2008. –

№1. – С. 201–206.

4.Математическое моделирование динамической нагруженности

трансмиссионных систем с учетом диссипативных процессов / С.П. Ереско, Т.Т. Ереско, А.В. Стручков, А.А. Климов, В.С. Кочкун // Строительные и дорожные машины. – 2013. – № 12. – С. 32–37.

5. Решение математической модели динамики механической трансмиссии бульдозера с учетом диссипативных сил / А.В. Стручков, А.А. Климов, Т.Т. Ереско, В.С. Кочкун // Системы. Методы. Техноло-

гии. – 2010. – № 2. – С. 58–65.

136

6.Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ (GYDROTRANS-II) № 2011615364 (РФ) / Ереско С.П., Стручков А.В., Климов А.А., Кочкун В.С., Ереско Т.Т. (РФ); заявл. 12.05.2011,

№2011613457; зарегистр. 08.07.2011 г.

7.Свидетельство о государственной регистрации программы для ЭВМ (GYDROTRANSI) № 2011611028 (РФ) / Ереско С.П., Стручков А.В., Климов А.А., Кочкун В.С., Ереско Т.Т. (РФ); заявл. 06.12.2010,

№2010617663; Зарегистр. 28.01.2011 г.

Об авторах

Стручков Алексей Валентинович (Красноярск, Россия) – канди-

дат технических наук, доцент, доцент кафедры «Основы конструирования машин», Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М.Ф. Решетнева (660014, г. Красноярск, пр. имени газеты «Красноярский рабочий», 31; e-mail: str-alex-v@mail.ru).

Ереско Сергей Павлович (Красноярск, Россия) – доктор технических наук, профессор, член-корр. САН ВШ, эксперт системы сертификации ГОСТ Р, заслуженный изобретатель РФ, профессор кафедры «Основы конструирования машин», Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М.Ф. Решетнева (660014, г. Красноярск, пр. имени газеты «Красноярский рабочий», 31; e-mail: eresko07@mail.ru).

Ереско Татьяна Трофимовна (Красноярск, Россия) – доктор технических наук, доцент, зав. кафедрой «Основы конструирования машин», Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М.Ф. Решетнева (660014, г. Красноярск, пр. имени газеты

«Красноярский рабочий», 31; e-mail: ereskott@mail.ru.

Климов Анатолий Александрович (Красноярск, Россия) – канди-

дат технических наук, доцент, Сибирский государственный аэрокосмический университет имени академика М.Ф. Решетнева (660014, г. Красноярск, пр. имени газеты «Красноярский рабочий», 31; e-mail: anatoly.klimoff2013@yandex.ru).

137

УДК 004.94

ИМИТАЦИОННАЯ МОДЕЛЬ АВТОСЕРВИСА

В.С. Тимченко

Институт проблем транспорта им. Н.С. Соломенко РАН, Санкт-Петербург, Россия

Представлена имитационная модель автосервиса в условиях обслуживания семи категорий транспортных средств, позволяющая оценить технические и экономические параметры функционирования системы при рассматриваемых условиях.

Ключевые слова: транспортный комплекс, инфраструктура, автосервис, перерабатывающая способность, имитационное моделирование, категории транспортных средств.

Транспортный комплекс РФ работает в условиях ежегодного роста объемов грузовых перевозок и дефицита пропускных и провозных способностей, что вызывает необходимость в больших объемах инвестиций для поэтапного развития инфраструктуры [1].

ВТранспортной стратегии РФ на период до 2030 г. ставится задача интенсивного развития транспортной инфраструктуры. Одним из направлений ее научного обеспечения является создание имитационных систем, позволяющих моделировать системы различных видов транспорта.

Научными сотрудниками ИПТ РАН в содружестве со специалистами ВНЕШВУЗЦЕНТР, ПГУПС и МиВЛГУ им. Столетовых, а также ряда отраслевых железнодорожных организаций (ИЭИРТ, Ленгипротранс и др.) был разработан ряд имитационных моделей, позволяющих оценить возможность освоения перспективных объемов работы объектами транспортной инфраструктуры [2–4].

ВИПТ РАН в настоящий момент выполняется НИР «Разработка научных основ построения интеллектуальных транспортных систем»,

врамках которой планируется создать модель, позволяющую оценить на макроуровне достаточность суммарной мощности автосервисов, расположенных в регионе, для оказания качественного сервисного обслуживания потенциальных потребителей в условиях ежегодного роста количества автомобилей.

138

Первым этапом является разработка имитационной модели автосервиса для оценки его технических параметров для последующего моделирования сети автосервисов.

Имитационная модель (рисунок) была построена с помощью дис- кретно-событийного подхода, реализованного в среде AnyLogic, что позволило с большей объективностью рассмотреть процесс ремонта транспортных средств.

Рис. Структура имитационной модели автосервиса при обслуживании семи категорий транспортных средств

В имитационной модели заявки (транспортные средства) генерируются в блоке 1 с заданной вероятностью, после чего они поступают в очередь блока 2, которая имеет параметры: максимальная вместимость; максимальная длительность ожидания.

Если автомобиль находится в очереди больше допустимого времени или если к моменту поступления автомобиля в очередь ее длина превышает максимальное значение, то транспортные средства удаляются из модели. В этом случае считается, что параметры работы автосервиса не удовлетворяют требованиям потенциальных клиентов, и они направятся в другой автосервис.

139