Повышение поворотливости машины с колесной формулой 4х4

Sп - площадь поршня ;

Sш - площадь штока;

Рц- давление жидкости в цилиндре.

Плечи h1 и h2 определяется по формулам:

(2.30)

При фиксированных значениях a,b,б и в соответствующих поворотному кругу ТТЗ, определяем давления в гидроцилиндрах складывание и выпрямлении трактора

 (2.31)

Изменение давления при складывании-выпрямлении шасси в исполнительном механизме, аналогичном исполнительному механизму трактора Т28Х4М ( цилиндр рейка - зубчатый сектор радиусом 0,045м ).

При расчетах принималось, что коэффициент сопротивления качению f=0,05 и f =0,1 ( При f=0.05 давление составляет 8 MПа ( 80 кг/см2 ) , а при f= 0,1 ( что может иметь место на сильно деформируемой поверхности, или когда колеса обеих мостов при повороте должны переезжать через неровности, высотой 6…10 см ) давление в цилиндре поворота составляет около 16 МПа, что превышает допустимое значение.

Тех же случаев (f=0,05 и f =0,1) показаны изменение давления при использовании поворотного круга ТТЗ. В этом случае характер изменения давления более благоприятен по сравнению с серийным исполнительным механизмом, а величина давления в момент начала складывания на 20% меньше.

2.6 Влияние различных способов создания поворачивающих моментов на радиус поворота двухсекционной колесной машины

Расчетное моделирование поворота двухсекционной шарнирно-сочлененной машины проводилось по уравнениям (2.31). Определение радиуса поворота машины определялось для пять различных вариантов создания поворачивающих моментов, которые показаны на рис.2.8

1. Все колеса шасси ведущие;

2. Колеса задней секции ведущие, колеса передней секции ведомые;

3. Колеса задней секции и забегающее колесо передней секции ведущие;

4. Колеса задней секции ведущие, внутренне колесо передней секции заторможено, наружное колесо передней секции - ведомое;

5. Колеса задней секции ведущие, внутренне колесо передней секции заторможено, а наружное колесо передней секции является ведущем.

Расчетное моделирование показало, что наибольший радиус поворота имеет место при втором способе создания поворачивающих моментов, а наименьший радиус поворота имеет место при пятой схеме создания поворачивающих моментов, т.е. когда внутреннее колесо передней секции заторможено, а все остальные колеса находятся в ведущем режиме. При этой схеме поворота радиус поворота на 15-17 % получается меньше по сравнению с традиционной схемой, когда ведущими являются только колеса задней секции, а колеса передней секции катятся в ведомом режиме. С увеличением коэффициента сцепления шин с опорной поверхностью радиус поворота при пятой схеме уменьшается по сравнению с первой схемой на 16,9%. При других схемах создания поворачивающих моментов уменьшение радиуса поворота по сравнению с первой схемой составляет 8-11%.

Таким образом, наиболее рациональным способом создания поворачивающих моментов является способ, когда внутренне (по отношению к центру поворота) колесо заторможено, а все остальные колеса являются ведущими.



Рис. 2.8 Способы создания поворачивающих моментов двухсекционной шарнирно-сочлененной машины

2.7 Поворотливость двухосных колесных машин с неповоротными колесами

Недостатками способа поворота колесных машин с управляемыми колесами являются:

-- трудность обеспечения малого радиуса поворота;

относительная сложность привода рулевого управления при числе управляемых колес более двух;

уменьшение полезного объема машины из-за наличия в корпусе машины ниш, необходимых для размещения управляемых колес при их повороте.

Эти недостатки становятся особенно существенными при колесах большого размера, т. е. для машин высокой проходимости.

Одним из практических путей устранения перечисленных недостатков является использование способа поворота с принудительным изменением соотношения скоростей вращения неповоротных колес разных бортов. Например, использование неповоротных колес дало возможность английской фирме «Штраусслер» создать компактную конструкцию трактора-тягача, несмотря на компоновочное неудобство применения арочных шин [14]. Целесообразность анализируемого способа поворота вполне очевидна для машин типа «Сноу-Багги» с гигантскими шинами, диаметром 3050 мм. Отсутствие управляемых колес значительно упрощает конструкцию машины и увеличивает полезный объем корпуса, что особенно важно для плавающей машины. По-видимому, эти качества были учтены при проектировании английского автомобиля-амфибии «Террапин» фирмы Торникрофт.

При разработке колесных машин на базе выпускаемых гусеничных применение неповоротных колес и сохранение способа поворота их прообразов обеспечивает максимальное использование готовых агрегатов[13]. На вооружении британской армии имеется тягач ТУ-1000, разработанный на базе танка путем замены гусеничного движителя шестью пневматическими колесами с независимой подвеской, приводимыми в движение цепными передачами. Описываемый способ поворота широко применяется на выпускаемых иностранными фирмами колесных тракторах и тягачах, предназначенных для бульдозерного и другого навесного оборудования. В России серийно выпускает колесный тягач

Д-456 с неповоротными колесами и гидростатической трансмиссией, обеспечивающей поворот тягача вокруг точки, лежащей внутри опорного прямоугольника машины.

Колесные машины с неповоротными колесами так же, как и двухгусеничные машины, имеют механизмы поворота самых различных конструкций. Поэтому все основные вопросы, связанные с оценкой механизмов поворота и выбором оптимальных схем для колесных машин с неповоротными колесами столь же актуальны, как и для двухгусеничных машин.

Однако если для двухгусеничных машин теория равномерного поворота разработана достаточно глубоко, то для колесных машин с неповоротными колесами имеются лишь отдельные ее элементы, а неустановившийся поворот таких машин совершенно не исследован, вследствие чего объективная оценка применяемого способа поворота и выявление связей параметров поворотливости с техническими данными подобных машин невозможны.



Рис 2.9 Расчетный схема поворота машины с неповоротными колесами при качении колес с боковым уводом

Статическая поворотливость. На рис. 2.9 показана расчетная схема равномерного поворота машины с обозначениями геометрических, кинематических и динамических параметров. Все колеса находятся в режиме полного скольжения, причем колеса забегающего борта буксуют, а отстающего имеют юз. Блокированная связь колес каждого борта обеспечивает равенство угловых скоростей соответствующих колес, а следовательно, и окружных скоростей при условии равенства динамических радиусов колес:

;

Соотношение угловых и окружных скоростей колес разных бортов определяется передаточным числом механизма поворота

Проекции действительных скоростей колес на оси координат ХОY соответственно равны:

;

;

С учетом приведенных выражений и равенства скоростей буксования и юза колес выводятся уравнения связи окружных скоростей с действительными скоростями и скоростями скольжения колес в плоскости их вращения

(2.32)

Соотношения скоростей скольжения колес в продольных и поперечных плоскостях определяются функциями соответствующих углов. В целях упрощения принимается

;

; (2.33)

Кинематические и геометрические параметры связаны следующими зависимостями (рис. 2.9):

; (2.34)

Совместное решение выражений (2.30) --(2.34) дает формулы, определяющие положение мгновенного центра поворота:

(2.35)

Значения углов определяются силовыми соотношениями возникающими при повороте. Для машины с симметричной развесовкой относительно продольной оси и без учета действия поперечных сил на перераспределение веса совместное решение уравнений статики при Mc = 0 дает биквадратное уравнение, один из корней которого определяет

 (2.36)

Из формулы (2.33) действительного радиуса равномерного поворота машины замечаем, что первое слагаемое совпадает с известным выражением зависимости теоретического радиуса поворота от передаточного числа, а второе слагаемое отражает влияние продольного скольжения колес на величину действительного радиуса поворота. Выражения кинематических параметров равномерного поворота справедливы при соблюдении неравенства

полученного преобразованием второго слагаемого в подкоренном выражении формулы (2.35). Если неравенство (2.36) нарушается, то смещения полюса поворота либо вовсе не будет

(Х =0), либо оно будет равно базе машины (Х=L).

Суммарная сила тяги колес забегающего борта равна сумме тормозных сил колес отстающего борта:

(2.37)



Удельная сила тяги, потребная при повороте, определяется параметром qd , а также параметрами механизма поворота qk ,

(2.38)

(2.39)

приведенная сила тяги колес забегающего борта;

(2.40)

приведенная тормозная сила колес отстающего борта

Мощность внешних сопротивлений повороту

(2.41)

Где - мощность, затрачиваемая на прямолинейное движение

Благодаря противоположности направлений и равенству скоростей скольжения в плоскости вращения колес разных бортов потери скорости в центре тяжести машины при повороте из-за скольжения колес нет, т. е.

Коэффициент буксования (юза) колес

(2.42)

Достоверность выведенных уравнений статической поворотливости подтверждается сопоставлением расчетных и экспериментальных данных. На рис. 2.10 приведены зависимости основных кинематических параметров X и R от передаточного числа механизма поворота тягача Д-456 при повороте последнего на асфальте. Экспериментальные зависимости в виде точек нанесены по исследованиям Ю. А. Брянского. Расчетные кривые получены при коэффициентах КL = 0,772 и КG = 0,716, соответствующих эксперименту.

Выведенные формулы статической поворотливости показывают, что величина минимального радиуса поворота зависит от передаточного числа коробки передач и ограничена удельной мощностью машины:

(2.43)

Где N/G- удельная мощность в л.с./т --- максимальная скорость на i- й передаче в км/ч



Рис 2.10 Зависимости кинематических параметров Х и R от передаточного числа механизма поворота для тягача при поворота на асфальте

Рис 2.11Зависимость параметров статической поворотливости от коэффициентов базы КG и развесовки КL

Помимо этого на параметры статической поворотливости оказывают влияние геометрические п весовые соотношения машины, выражаемые коэффициентами и (рис. 2.11). Из кривых следует, что уменьшение коэффициента базы машины и увеличение весовой асимметрии благоприятно влияют на статическую поворотливость, причем последнее в значительно меньшей степени.

Для оценки разбираемого способа поворота колесных машин представляется целесообразным сравнение в равных условиях определяющих параметров статической поворотливости машины с неповоротными колесами с соответствующими параметрами двухгусеничной машины. Для упрощения принимается, что колесная машина имеет и . Тогда у колесной машины с неповоротными колесами относительный действительный радиус поворота

(2.44)

динамический параметр

(2.45)

двухгусеничной машины

(2.46)

Из сопоставления формул (2.45) и (2.44) можно заметить, что в реальном диапазоне возможного изменения коэффициента базы двухгусеничная машина имеет более высокие параметры статической поворотливости, чем колесная машина с неповоротнымb колесами:

при равных передаточных числах механизмов поворота действительный радиус поворота колесной машины значительно больше соответствующего радиуса двухгусеничной машины;

при равных действительных радиусах поворота динамический параметр, а следовательно, и удельная сила тяги, потребная при повороте, у колесной машины больше, чем у двухгусеничной.

Первый недостаток колесной машины может быть скомпенсирован расширением диапазона передаточного числа механизма поворота. Влияние второго недостатка -- увеличенную нагрузку на двигатель при повороте можно снизить путем уменьшения коэффициента базы. Приравнивая соответствующие уравнения, выведем формулу эквивалентной величины коэффициента для колесной машины

(2.47)

Колесная машина с неповоротными колесами и с коэффициентом базы по своим нагрузкам при статическом повороте эквивалентна двухгусеничной машине с коэффициентом базы . Это дает возможность считать, что все известные методики исследования статической поворотливости а также выводы по оценке механизмов поворота двухгусеничных машин могут быть отнесены к колесным машинам с неповоротными колесами и использованы при их проектировании.

Численный анализ выражения (2.47) показывает, что при коэффициенте базы характерном для современных двухгусеничных машин, эквивалентная величина для колесных машин равна . Действительно реальные образцы колесных машин с неповоротными колесами имеют величину , близкую к эквивалентной.

Выводы по второй главе

1. Составлены уравнения для определения рациональных параметров рулевого привода, состоящего из семи звеньев;

2. Выбран критерий рациональности параметров рулевого привода, основанный на сравнении расчетных параметров привода с теоретически необходимыми углами поворота управляемых колес;

3. Методами многофакторного планированного эксперимента определены несколько вариантов конструктивных параметров рулевого привода, обеспечивающих наименьшую кинематическую погрешность в углах поворота управляемых колес;

4. Проведен сравнительный анализ поворотливости колесных машин с различными схемами поворота. Наилучшие параметры поворота колесной машины имеют место для шарнирно-сочлененных двухсекционных колесных машин. Машины с управляемыми колесами имеют некоторое преимущество по сравнению с бортовой системой поворота, имеющей простую схему регулирования касательных сил по бортам;

5. Определены наиболее рациональные схемы регулирования касательных сил на колесах шарнирно-сочлененной машины, обеспечивающей наименьший радиус поворота машины;

6. Для уменьшения радиуса поворота рекомендуется притормаживать внутренне колесо передней секции сочлененной машины при всех остальных колесах, работающих в ведущем режиме.

ГЛАВА 3. УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ КОЛЕСНЫХ МАШИН С РАЗЛИЧНЫМИ СХЕМАМИ ПОВОРОТА

Рассмотрим условия устойчивости движения колесных машин с различными схемами поворота. Анализ устойчивости проведем с использованием критерия Гурвица, который для уравнения второго порядка требует для устойчивости движения положительности всех коэффициентов характеристического уравнения. Для уравнений более высокого порядка условия устойчивости Гурвица приводятся в тексте главы.

1. Машина с передними управляемыми колесами

Как известно, критическая скорость машины с управляемыми

плесами определяется выражением

, м/с2 (3.1)

где L- база машины;

k1,k2 -коэффициент сопротивление уводу шин передних и задних колес;

a, b- расстояние от центра тяжести до передней и задней осей;

M - масса машины.

Для обеспечения устойчивости прямолинейного движения необходимо обеспечение условия ak1 < bk2, что обеспечивается соответствующим распределением нагрузок по осям и коррекцией коэффициентов сопротивления уводу шин, например, соответствующим выбором сочетания давления воздуха в шинах передних и задних колес.

Если ak1 > bk2, то движение машины устойчиво до определенной скорости, определяемой формулой ( 3.1 ). Движение устойчиво при:

 (3.2)

Критическая скорость машины с задними или с передними в задними управляемыми колесами определяется также формулой (3.1). Известная, худшая устойчивость машины с задними управляемыми колесами, по сравнению с машиной с передними управляемыми колесами, объясняется плохой стабилизацией управляемых колес при их заднем расположении.

Следует иметь ввиду, что формула (3.2) не учитывает влияние рулевого управлениея и стабилизирующих моментов на управляемых колесах. Наиболее важными характеристиками рулевого управления, влияющими на устойчивость движения, является жесткость рулевого управления и наличие в нём зазоров. Работы, проведенные на кафедре "Автомобили" ТАДИ показали, что при задних управляемых колёсах для обеспечения удовлетворительного устойчивого движения, к рулевому управлению предъявляются более жесткие требования, чем для машины с передними управляемыми колесами. Вследствие наличия на задних управляемых колесах дестабилизирующих моментов для обеспечения устойчивости движение зазоры в рулевом приводе должны быть минимальными, а податливость рулевого привода также должна быть минимальной. Наличие дестабилизирующих моментов показаны в работах Я.М. Певзнера, Я.Е. Фаробина, Л.Л.Гинцбурга и др. Пути уменьшения отрицательного воздействия дестабилизирующих моментов на задних управляемых колесах и повышения устойчивости движения были предложены (применительно к самоходному шасси с задними управляемыми колесами) на кафедре Автомобили ТАДИ Б. Тургунбаевым и Д.И. Хашимовым.

2. Двухсекционная шарнирно-сочлененная машина

Рассмотрим симметричное двухсекционное сочлененное самоходное шасси. Критическая скорость такого шасси с учетом жесткости системы складывания определяется формулой:

(3.3)

3. Шасси с неповоротными колесами.

Как показал Я.Е. Фаробин [13,16] колесные машины с неповоротными колесами обладают свойствами поворачиваемости, которые характерны для автомобилей с управляемыми колесами.

Критическая скорость машины с неповоротными колесами определяется выражением:

(3.4)

Где В - колея машины;

r0 - свободный радиус колес;

Кх - коэффициент тангенциальной эластичности шин.

Отличие формулы (3.4 ) от (3.3) для колесной машины с управляемыми колесами заключается во втором (дополнительном) слагаемом числителя. Поэтому, при одинаковых массово-геометрических параметрах машин, устойчивость машины с неповоротными колесами всегда выше, чем у двухосных машины с управляемыми колесами.

3.2 УСТОЙЧИВОСТЬ ДВИЖЕНИЯ ШАССИ С ЗАДНИМИ САМОУСТАНАВЛИВАЮЩИМИСЯ КОЛЕСАМИ

Одним из вариантов изменения направления поворота колесной машины является схема с задние колеса являются самоустанавливающимися. Такая схема заметно упрощает схему трансмиссии и улучшает поворотливость машины, в особенности при невысоких значениях момента сопротивления качению колес. При такой схеме управления при движении по траекториям близким к прямолинейным, задние колеса могут быть заблокированы от поворота, что увеличивает устойчивость движения. При поворотах блокировка от поворота задних колес выключатся и машина поворачивается за счет притормаживания колеса передней ведущей оси. Такая схема поворота применятся на некоторых артиллерийских тягачах, а также сельхозмашинах. Возможным недостатком такой схемы управления траекторным движением машины является недостаточная устойчивость движения машины. Известно, что при задних поворотных колесах устойчивость машины ниже, чем у машин с передними управляемыми колесами. Поэтому представляет большой интерес рассмотрение устойчивости движения колесной машины с задними самоустанавливающимися колесами, а также когда они заблокированы от поворота (самопроизвольного), например, с помощью фрикционных муфт. Рассмотрим условия устойчивости движения двухосной колесной машины с бортовой системой поворота у которой задние колеса являются самоустанавливающимися.

Уравнение движения шасси для этого варианта получим используя уравнения шасси с задними управляемыми колесами.

 (3.5)

(3.6)

Уравнения движения поворотного колеса

Запишем выражения углов увода по Я.М Певанеру [23]

(3.7)

Боковая реакция

(3.8)

Стабилизирующий момент (3.9)

Где , -длина контактной площадки

Движение управляемого колеса относительно оси поворота запишем в виде:

(3.10)

где - момент инерции стойки колеса относительно вертикальной оси.

h- постоянная вязкого сопротивления.

(3.11)

или

(3.12)

Система уравнений, учитывающая три степени свободы движения имеет вид:

(3.13)

Введем обозначения:



С принятыми обозначениями

(3.14)

Найдем характеристическое уравнение

 (3.15)

(3.16)

(3.17)

(3.18)

(3.19)

(3.20)

(3.21)

Условия устойчивости движения для систем.

N0>0, N1>0, N3,N4>0

N3(N1N2-N0N3)-N12N4>0 (3.22)

1.Заднее опорное колесо неповоротное. Стабилизирующим моментом шины пренебрегаем. (h=c=0)

Для этого случая

N4 не зависит от L, но зависит от С

В силу принятых допущений (h=c=0)

N3=N4=0

Характеристический многочлен

(3.23)

Отсутствие члена содержащего «P» в первой степени и свободного члена означает, что полностью определены только

После деления D(P) на Pz условие устойчивости;

N0>0, N1> 0, N2>0

Из условиям N2=0 получим

 (3.24)

(3.25)

м /с (3.26)

т.е. получим тоже значение критической скорости, что и для машины с бортовой системой поворота.

Рассмотрим следующие случаи:

П. Демпфирование и вынос равны нулю, т.е. h и n=0;

;

Введем обозначения:

K1+k2=k k2b-k1a=q

Условия устойчивости

Ni>0, R=N3(N1N2-N0N3)-N4N12 (3.27)

N0, N1 всегда больше нуля

(3.28)

Коэффициент N2 также всегда больше нуля (N2>0)

N3>0, так как второй член выражения близок к нуля

(3.29)

Из условия N= 0 получаем:

(3.30)

Ориентировочно

при k1=k2

из условия R= N3N1N2-N22 N0-N4N12ю0

имеем

(3.31)

введем обозначения

(3.32)

Критическая скорость будет иметь место при R=0 т.е. при

(3.33)

(3.34)

(3.35)

(3.36)

(3.37)

Введем обозначения:

(3.38)

или

м/с (3.39)

Для случая

(3.40)

Или

(3.41)

Полученные выражения для Vкр можно распространить и на случай наличия выноса оси колес «h». В этом случае в уравнениях вместо значения «с» надо подставить значение-c (c=n-l).

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Анализ работ по исследованию поворотливости и устойчивости движения, патентной информации и работ, проведенных на кафедре ''Автомобили" ТАДИ по повышению устойчивости движения и поворотливости колесных машин позволяет сделать следующие выводы:

1. Возможности улучшения поворотливости двухосной машины с управляемыми колесами ограничены. Наиболее эффективным способом улучшения поворотливости являются увеличение угла поворота управляемых колес и в особенности, уменьшение базы машины. Желаемые характеристики поворотливости можно обеспечить при применении бортовой системы поворота или сочлененной схемы шасси. Расчеты показывает, что близкие к характеристикам поворотливости колесной машины с неповоротными колесами для машины с управляемыми колесами можно получить (при углах поворота управляемых колес не менее 58...62°. Выполнение ведущих колес шасси поворотными представляет определенные технические трудности.

Получение таких углов поворота при двух передних (или задних) управляемых колесах не представляет принципиальных сложностей. Принципиальную сложность представляет обеспечение сцепления управляемых колес с опорной поверхностью на деформируемых грунтах. Применение одного управляемого колеса значительно снижает момент сопротивления повороту из-за уменьшения кинематического увода колес и углов поворота наружного и внутреннего колес, вызываемого особенностями рулевой трапеции при четырех колесной схеме.

2. Колесные машины с неповоротными колесами обладают свойством поворачиваемости признаки которого близки к признакам поворачиваемости колесной машины с управляемыми колесами. Однако, машина с неповоротными колесами обладает более высокими показателями устойчивости прямолинейного движения.

3. Колесная машина с неповоротными колесами имеет значительно более высокие показатели статической поворотливости, чем машина со всеми управляемыми колесами или сочлененное машины.

4. Сочлененная колесная машина имеет меньшие радиусы поворота, чем машина с управляемыми колесами. Наиболее благоприятные характеристики поворотливости имеет симметричная сочлененная машина. Однако, симметричная сочлененная машина имеет лучшие характеристики управляемости и устойчивости при действии возмущений, чем машина, у которой шарнир расположен над передней осью или машина с передними управляемыми колесами;

5. По нагрузке на двигатель наиболее неблагоприятной является шасси с бортовой системой поворота, ввиду большего момента сопротивления повороту. У машин с сочлененной рамой и поворотными колесами нагрузки на двигатель равноценны;

6. Для обеспечения процесса складывания сочлененной машины на месте обязательна дифференциальная связь осей.

7. Составлены уравнения для определения рациональных параметров рулевого привода, состоящего из семи звеньев;

8. Выбран критерий рациональности параметров рулевого привода, основанный на сравнении расчетных параметров привода с теоретически необходимыми углами поворота управляемых колес;

9. Методами многофакторного планированного эксперимента определены несколько вариантов конструктивных параметров рулевого привода, обеспечивающих наименьшую кинематическую погрешность в углах поворота управляемых колес;

10. Проведен сравнительный анализ поворотливости колесных машин с различными схемами поворота. Наилучшие параметры поворота колесной машины имеют место для шарнирно-сочлененных двухсекционных колесных машин. Машины с управляемыми колесами имеют некоторое преимущество по сравнению с бортовой системой поворота, имеющей простую схему регулирования касательных сил по бортам;

11. Определены наиболее рациональные схемы регулирования касательных сил на колесах шарнирно-сочлененной машины, обеспечивающей наименьший радиус поворота машины;

12. Для уменьшения радиуса поворота рекомендуется притормаживать внутренне колесо передней секции сочлененной машины при всех остальных колесах, работающих в ведущем режиме.

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Каримов И.А. Узбекистан на пороге XXI века. 1997г., -137 с.

2. Каримов И.А. «Мировой экономический кризис, пути и меры по его преодолению в условиях Узбекистана». Узбекистан . Ташкент 2009г -56с

3. Каримов И.А. Наша цель: свободная и процветающая Родина. Ташкент - «Узбекистан» . 1996 г., - 360с.

4. Автотранспортные средства. Требования безопасности к техническому состоянию. Государственный стандарт Узбекистана. O'z DSt 1057: 2004.

5. Стандарт России ГОСТ Р 52302-2004. Автотранспортные средства. Управляемость и устойчивость. Технические требования. Методы испытаний. М, ИПК Издательство стандартов, 2005.

6. Отраслевой стандарт ОН 025 197 - 87 («Пальцы с шаровыми головками для рулевых тяг». Размеры и технические требования).

7. Отраслевой стандарт ОН 37. 001. 013 - 80 («Рулевые механизмы». Основные размеры).

8. Антонов Д.А. Теория устойчивости многоосных автомобилей. -М.: Машиностроение, 1988. 216 с.

9. Балабин И.В., Балабин О.И. Работа шин в режиме поворота автомобиля // Автомобильная промышленность 1991. - №6. - с 12-14.

10. Бахмутский М.М., Каплин В.И. Тенденции развития автомобильных рулевых механизмов с гидравлическими усилителями: Обзор и анализ конструкций // НИИН-автопром. - М., 1986. - 44 с.

11. Брянский Ю.А. Управляемость большегрузных автомобилей. М., Машиностроение, 1983. - 176 с.

12. Гинцбург Л.Л. Гидравлические усилители рулевого управления автомобилей. М.: Машиностроение, 1972.- 120 с.

13. Фаробин Я.Е. Теория поворота транспортных машин.

М. Машиностроение 1970.-173с

14. Литвинов А.С., Фаробин Я.Е. Автомобиль: Теория эксплуатационных свойств: Учебник для вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». - Машиностроение, 1989 - 240 с.: ил.

15. Литвинов А.С. Управляемость и устойчивость автомобиля. М., Машиностроение, 1971, - 416 с.

16. Литвинов А.С., Немцов Ю.М., Тимофеев С.А. Исследование кинематики рулевого управления с учетом передней подвески // Автомобильная промышленность. -1980. - № 1. С. 18-20.

17. Лукин П.П. и др. Конструирование и расчет автомобиля: Учебник для студентов втузов, обучающихся по специальности «Автомобили и тракторы»/ П.П. Лукин, Г.А. Гаспарянц, В.Ф. Родионов.- М.: Машиностроение, 1984. - 376 с.

18. Лысов М.И. Рулевые управления автомобилей. М.: Машиностроение, 1972. - 344 с.

19. Носенков М.А., Бахмутский М.М., Гинзбург Л.Л. Управляемость и устойчивость автомобилей. Испытания и расчет: Обзорная информация/ НИИНавтопром. М., 1981. 48 с.

20. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета: Учебник для студентов вузов по специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство». М.: Машиностроение, 1989.- 304с.: ил.

21. Раймпель И. Шасси автомобиля /Пер. с нем. А.Л. Карпухина; - Москва.: Машиностроение, 1983.- 356 с.: ил.

22. Раймпель Й. Шасси автомобиля. Элементы подвески /Пер. с нем. А.Л. Карпухина; Под ред. Г, Г. Гридасова. - Москва.: Машиностроение, 1987.-с.: ил.

23. Раймпель Й.. Шасси автомобиля: Рулевое управление/Пер. с нем. В.Н.Пальянова; Под ред. А.А. Гальбрейха Москва.: Машиностроение, 1987.-232 с.: ил.

24. Раймпель Й. Шасси автомобиля: Конструкции подвесок/Пер. с нем. В.П. Агапова. - М.: Машиностроение, 1989.- с.: ил.

25. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. М.: Машиностроение, 1981. - 271 с.

26. Расчет эксплуатационных параметров движения автомобилей и автопоезда / Хачатуров А.А., Кольцов В.И. и др. - М.: Транспорт, 1982 264 с.

27. Щупляков В.С. Колебания и нагруженность трансмиссии автомобиля. М., Транспорт, 1974 г. - 328 с

28. Чайковский И.П., Саломатин П.А. Рулевые управления автомобилей. М.: Машиностроение, 1987 г. - 176с.

29. Хашимов А.Д. Формирование нагруженности рулевых управлений переднепереводных легковых автомобилей малого класса. Дисс. канд. тех. наук, Ташкент, 2006

30. Хашимов Д.И. Шерматов Ш.Х., Соатов М.М. Определение весового стабилизирующего момента управляемых колес автомобиля трехмерным моделированием на ЭВМ. В сб «Роль молодых кадров в модернизации автомобильно -дорожного комплекса Республики Узбекистан», Ташкент 2010г -183 с

Размещено на Allbest.ur

...