где
Z
=
m
a
g
;
M
X
=
J
X
d
2
λ
k
/dt
2
−
h
c
n
i
2
j
(
P
X
ij
sin
θ
ij
+
+
P
Y
ij
cos
θ
ij
)
;
M
Y
=
J
Y
d
2
γ
k
/dt
2
−
h
c
n
i
2
j
(
P
X
ij
cos
θ
ij
−
P
Y
ij
sin
θ
ij
)
−
−
n
i
2
j
M
P
ij
;
D
1
=
Z
+
A
8
A
2
−
E
1
A
1
E
2
;
E
1
=
A
5
+
M
Y
;
D
2
=
E
1
E
3
A
6
;
E
2
=
A
2
2
−
A
6
A
7
;
D
3
=
A
3
+
M
X
E
3
A
2
;
E
3
=
A
1
A
7
−
A
2
A
4
;
D
4
= (
A
2
A
9
−
A
1
A
4
)
E
2
;
E
4
=
A
1
A
2
−
A
4
A
6
;
A
1
=
n
i
2
j
C
пр
i
B
j
;
A
2
=
n
i
2
j
C
пр
i
L
i
B
j
;
A
3
=
n
i
2
j
C
пр
i
h
г
ij
B
j
;
A
4
= 2
n
i
C
пр
i
L
i
;
A
5
=
n
i
2
j
C
пр
i
h
г
ij
L
i
;
A
6
=
n
i
2
j
C
пр
i
B
2
j
;
A
7
= 2
n
i
C
пр
i
L
2
i
;
A
8
=
n
i
2
j
C
пр
i
h
г
ij
;
A
9
= 2
n
i
C
пр
i
.
Тангенциальные и боковые реакции каждого колеса МКМ опре-
деляются характером связей во всех узловых точках трансмиссии
(рис. 2), кинематическими и силовыми параметрами взаимодействия
колес с опорной поверхностью, внешними силами и конструктивными
параметрами шасси. Для определения этих реакций, а также крутящих
моментов и угловых скоростей колес и ветвей трансмиссии составлена
система уравнений:
m
a
bj
cX
=
n
i
2
j
(
P
X
ij
cos
θ
ij
−
P
Y
ij
sin
θ
ij
)
,
m
a
j
cY
=
n
i
2
j
(
P
X
ij
sin
θ
ij
+
P
Y
ij
cos
θ
ij
)
,
J
z
dω
a
dt
=
n
i
2
j
(
P
X
ij
sin
θ
ij
+
P
Y
ij
cos
θ
ij
)
L
i
−
−
n
i
2
j
(
P
X
ij
cos
θ
ij
−
P
Y
ij
sin
θ
ij
)
B
j
−
n
i
2
j
M
сп
ij
,
M
1
,
2
η
−
m
1
,
2
−
M
1
η
m
1
−
M
2
η
m
2
= 0
,
2
ω
1
,
2
+
k
1
ω
1
+
k
2
ω
2
= 0
,
k
3
M
1
η
m
1
+
k
5
M
2
η
m
2
+
k
4
ω
1
+
k
6
ω
2
,
ω
к
ij
−
V
X
ij
/
(
r
к
ij
−
K
X
ij
R
X
ij
) = 0
,
M
к
ij
−
R
X
ij
r
к
ij
−
M
fij
= 0
,
⎫⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎬
⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎭
(3)
84 ISSN 0236-3941. Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана. Сер. “Машиностроение”. 2005. № 4
