Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1. Конструктивные особенности и параметры перспективных колесных трелевочных тракторов 8
1.2. Особенности динамики колесных трелевочных систем 12
1.3. Анализ работ по исследованию галопирования колесных тракторов схемы 4к4 . 15
1.4. Задачи исследования 26
2. Математическая модель для исследования колебаний системы «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» в режиме галопирования 29
2.1. Выбор оценочных показателей... 30
2.2. Эквивалентная динамическая схема колебательной системы «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» 32
2.3. Дифференциальные уравнения взаимодействия системы «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» с опорной поверхностью в режиме галопирования 40
2.4. Моделирование внешних возмущающих воздействий со стороны опорной поверхности на систему «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» 55
3. Математическая модель для исследования колебаний маховых масс системы «двигатель - трансмиссия колесный движитель» трелевочного трактора в режиме галопирования .
1. Обоснование эквивалентной динамической схемы системы «двигатель - трансмиссия - колесный движитель» 60
2. Дифференциальные уравнения колебаний маховых масс системы «двигатель - трансмиссия - колесный движитель» 63
3. Уравнения неголономных связей систем «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» и «двигатель - трансмиссия - колесный движитель» 69
4. Особенности исследования разработанной математической модели на ЭВМ 79
Методика, аппаратура, объект и условия исследовательских испытаний склонности колесной трелевочной системы к галопированию 84
1. Цели и задачи исследовательских испытаний 84
2. Объект исследовательских испытаний, измеряемые величины и электроизмерительная аппаратура, применяемая при испытаниях 85
3. Программа и методика проведения исследовательских испытаний склонности колесной трелевочной системы к галопированию 95
4. Выбор испытательной трассы, условия проведения испытаний и осциллографирования процессов 101
5. Обработка результатов исследовательских испытаний и оценка погрешности измерений ... 111 стр.
5. Результаты экспериментальных и теоретических исследований склонности колесной трелевочной системы к галопированию 116
5.1. Анализ значимости факторов, влияющих на склонность колесной трелевочной системы к галопированию 116
5.2. Результаты экспериментальных исследований склонности колесной трелевочной системы к галопированию 119
5.3. Проверка адекватности математической модели 130
5.4. Результаты теоретических исследований склонности колесной трелевочной системы к галопированию 133
6. Оптимизация конструктивных параметров и режимов эксплуатации колесной трелевочной системы по критерию наименьшей склонности к галопированию 142
6.1. Выбор критерия оптимизации 143
6.2. Постановка задачи оптимизации 146
6.3. Результаты оптимизации конструктивных параметров КТС 151
6.4 Основные пути реализации оптимальных конструктивных параметров 154
Основные выводы и рекомендации 158
Библиографический список использованной литературы
- Анализ работ по исследованию галопирования колесных тракторов схемы 4к4
- Дифференциальные уравнения взаимодействия системы «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» с опорной поверхностью в режиме галопирования
- Уравнения неголономных связей систем «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» и «двигатель - трансмиссия - колесный движитель»
- Выбор испытательной трассы, условия проведения испытаний и осциллографирования процессов
Введение к работе
Актуальность темы. Одним из путей повышения производительности труда в лесной промышленности является широкое применение специальных машин на колесной базе. В настоящее время выпуск машин этого класса - колесных трелевочных тракторов (КІТ) налажен в ОАО «Онежский тракторный завод».
Установлено, что высокая производительность КТТ может быть достигнута лишь при использовании технологии, предусматривающей трелевку пачки древесины на большие расстояния с высокими транспортными скоростями. Однако повышение транспортных скоростей ведет к развитию низкочастотных (до 5 Гц) продольно-угловых колебаний остова трактора с возрастающей амплитудой, иначе называемых «галопированием». Галопирование оказывает негативное влияние как на оператора: значения вертикальных и продольных ускорений на его рабочем месте становятся недопустимо высокими, так и на узлы и агрегаты трактора. Вышеперечисленные негативные последствия галопирования, и в первую очередь -воздействие на оператора, заставляют снижать скорость движения КТТ, что в приводит к недоиспользованию его потенциальных тягово-скоросткых свойств и снижению производительности. Кроме того, при генерировании продольно-угловых колебаний КТТ в его шинах рассеивается дополнительная энергия, что ведет к повышению расхода топлива. Следовательно, снижение галопирования путем обоснования оптимальных конструктивных параметров КТТ можно считать сложной научно-технической задачей.
Цель работы. Повышение эксплуатационных свойств колесного трелевочного трактора путем обоснования его оптимальных конструктивных параметров, влияющих на склонность к галопированию.
Научная новизна. Разработана и исследована на ЭВМ математическая модель совместных колебаний остова КТТ и крутильных колебаний маховых масс трансмиссии с учетом неголономных связей в точке контакта колес трактора с опорной поверхностью, позволяющая снижать галопирование с цепью повышения эксплуатационной эффективности работы КТТ.
Значимость для теории. Математическая модель и результаты ее исследования углубляют теорию движения колесной трелевочной системы (КТС).
Значимость для практики. Разработанная математическая модель, реализованная в виде пакета прикладных программ для ЭВМ, дает возможность на стадии проектирования выбирать оптимальные конструктивные параметры КТТ по критерию наименьшей склонности к галопированию, уменьшая трудоемкость НИР и ОКР. Предложенная методика и результаты исследовательских испытаний позволяют оценивать склонность КТТ к галопированию. Разработанные на основе проведенных исследований рекомендации и технические решения позволяют снизить галопирование КТТ и повысить его эксплуатационную эффективность.
Объект исследования. Перспективный колесный трелевочный трактор ТЛК-4.01, оснащенный комплексом электроизмерительной аппаратуры.
На зашиту выносятся следующие положения: Математическая модель совместных колебаний остова КТТ и крутильных колебаний маховых масс трансмиссии с учетом неголономных связей в точке контакта колес трактора с опорной поверхностью;
Метод снижения галопирования КТТ путем уменьшения коэффициента кинематического рассогласования его ведущих мостов;
Оптимальные конструктивные параметры и параметры дополнительных устройств, обоснованные по критерию наименьшей склонности КТС к галопированию.
Апробация работы. Основные научные положения, результаты исследования и отдельные его разделы докладывались и получили одобрение на научно-технических конференциях СПбГЛТА в 1999-2001 годах.
Реализация работы. Результаты проведенных исследований используются Учреждением «ГСКБ ОТЗ» при доводке перспективных колесных трелевочных тракторов ТЛК-4.01 и ШЛК-6.04.
Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано пять работ.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, шести разделов, основных выводов и рекомендаций, списка литературы и приложений. Общий объем работы 186 с, из них 150 с. машинописного текста, 47 рисунков, 7 таблиц, 8 с. приложений. Список литературы включает 82 наименования.
Анализ работ по исследованию галопирования колесных тракторов схемы 4к4
Изучению колебательных процессов посвящено значительное количество исследований. Вопросы колебаний тракторов и автомобилей, а также пути улучшения их эксплуатационных показателей путем сбалансированного подбора жесткостных и демпфирующих параметров подвески, трансмиссии и шин, а также частот собственных колебаний остова, освещены в работах Хачатурова А.А., Ротенберга Р.В., Бочарова Н.Ф., Семенова В.М., Гуськова В.В., Шуплякова B.C., Анисимова Г.М., Жукова А.В., Ксеневича И.П., Ульянова Н.А., Цитовича И.С, Гастева Б.Г., Библюка Н.И., Кочнева A.M., Добрынина Ю.А., Провоторова Ю.И., Кутькова Г.М. и других авторов. В них представлены сведения о колебательных процессах, возникающих при работе мобильных машин, расчетные схемы, инженерные методы расчета систем подрессоривания и элементов трансмиссии, однако эти работы ориентированы, в основном, на изучение вынужденных колебаний, вызванных внешними силовыми или кинематическими воздействиями. Процесс галопирования в них непосредственно не рассматривался.
Исследованию галопирования сельскохозяйственных и промышленных колесных тракторов посвящены работы В. Б. Тарасюка, Ю. С. Щетинина, А. А. Ерина. В работах вышеперечисленных авторов предложены различные гипотезы, объясняющие причины возникновения галопирования колесных тракторов сельскохозяйственного и промышленного назначения, но в то же время работ, посвященных галопированию колесных лесопромышленных тракторов, не обнаружено.
В настоящее время в технической литературе нет общепризнанной формулировки понятия «галопирование». Так, например, в работе Г. А. Смирнова «Теория движения колесных машин» дано следующее определение: «...продольно-угловые колебания подрессоренной части машины называют галопированием», в работе [12] галопирование определено как колебания вокруг поперечной горизонтальной оси, проходящей через центр тяжести трактора. Данные в этих работах определения относятся к вопросам изучения общей динамики колесных машин и описывает галопирование как один их шести простых видов колебаний остова трактора. Этому виду колебаний в той или иной степени подвержены все без исключения виды мобильных машин, как результату взаимодействия с неровностями опорной поверхности. В случае же исследования динамики колесных тракторов схемы 4к4, мы имеем дело с особым видом колебаний, для которого, как следует из анализа результатов предварительного осциллографирования колебательных процессов, характерным является: увеличение амплитуды колебаний во времени до значительных величин (величина угла р доходит до 25), низкий диапазон частот (до 5 Гц). Возникновение данного вида колебаний наиболее вероятно в режиме высоких тяговых нагрузок, но также возможно и в режиме холостого хода. Некоторые из вышеперечисленных признаков отражены в определении, предложенном в работе [13]: «... под галопирование понимаются интенсивные низкочастотные вертикальные и вертикально-угловые в продольной плоскости колебания остова трактора с возрастающей амплитудой, наблюдаемые, в основном, на режимах максимальных тяговых нагрузок». В настоящей работе, исходя из ее целей и задач, под галопированием будем понимать интенсивные низкочастотные вертикально-угловые колебания остова трактора в продольной плоскости с возрастающей и стремящейся к некоторому постоянному значению амплитудой.
Представленные в работах [14, 15, 16] результаты теоретических . и экспериментальных исследований свидетельствуют, что амплитуда колебаний момента на ведущих колесах, приведенная к центру масс колесного трактора, может составлять до 10 % от момента сил вертикальных реакций на колесах трактора. Таким образом можно сделать вывод о том, что крутильные колебания масс трансмиссии колесного трактора оказывают влияние на колебания его остова и наоборот, колебания остова трактора влияют на распределение крутящих моментов в его трансмиссии. Данное положение подтверждается результатами теоретических и экспериментальных исследований, выполненных множеством авторов, и его можно считать общепринятым. Отсюда можно сделать вывод о необходимости учета взаимовлияния колебаний остова и трансмиссии при изучении галопирования колесных тракторов.
В ряде работ, посвященных исследованию процесса галопирования [13, 17, 18], в качестве основного признака галопирования называют возрастание амплитуды низкочастотных продольно-угловых колебаний остова трактора. Объяснить природу данного явления можно двумя способами:
1. Возбуждением в динамической системе «остов - трансмиссия -пачка - шины» резонансных колебаний при силовом или кинематическом возбуждении. Для колесного трелевочного трактора такими воздействиями в первую очередь являются воздействия неровностей волока, колебания сил сопротивления качению и сил сцепления колес трактора с опорной поверхностью, а также - сил сопротивления волочению пачки.
2. Автоколебаниями в системе «остов - трансмиссия - пачка -шины». Определение термина «автоколебания» дано в работе [19J: «Автоколебания - это незатухающие стационарные колебания, поддерживаемые за счет энергии, которая подводится к системе от источников неколебательного характера. При этом силы, подводимые к системе от источников энергии, меняются во времени в зависимости от самого движения системы и при отсутствии движения равны нулю».
Дифференциальные уравнения взаимодействия системы «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» с опорной поверхностью в режиме галопирования
Рассмотрим свойства металлоконструкций и гидропривода технологического оборудования. Суммарная жесткость гидропривода определяется, с одной стороны - объемными утечками гидросистемы, с другой - сжимаемостью рабочей жидкости и напорного трубопровода. Таким образом, эквивалентная модель гидропривода технологического оборудования может быть также представлена упругим и демпфирующим элементами. Отметим, что все способы определения демпфирующих свойств гидропривода основываются на экспериментальных данных, поэтому при определении демпфирующей способности конкретного гидропривода необходимо проведение экспериментальных исследований. Однако, почти всегда податливость рабочей жидкости и напорного трубопровода превышает податливость, вызванную утечками в гидроприводе, в связи с чем утечки рабочей жидкости при расчетах не учитываются. Величина приведенной к точке подвеса пачкового захвата жесткости стрелы с учетом приведенной жесткости гидропривода для рассматриваемого конструктивного исполнения технологического оборудования может быть определена с учетом рекомендаций, изложенных в работе [57].
Аналогично определяется приведенная к пачке жесткость клещевин захвата с учетом приведенной жесткости гидропривода [34].
Кроме всех перечисленных элементов рассматриваемой системы, определенными упругими свойствами обладает также рама трактора. Установлено, что при исследовании динамики колесных машин с достаточно малой базой вполне допустимо пренебрегать податливостью несущей системы на изгиб в вертикальной плоскости [9, 47], а учитывая наличие у колесных трелевочных тракторов шарнирно 38 сочлененной конструкции несущей системы, в которой горизонтальный шарнир практически полностью разгружает ее от поперечных скручивающих моментов, полурамы колесного трелевочного трактора можно идеализировать абсолютно жесткими телами.
Проведенная оценка других упругих элементов трелевочной системы по величине жесткости показала, что наибольшей жесткостью. обладают металлоконструкции и гидропривод технологического оборудования, величина жесткости которых значительно превосходит сопоставимые между собой жесткости шин и пачки. Следовательно, при исследованиях трактора можно ограничиться рассмотрением упругих деформаций шин и пачки, считая остальные элементы абсолютно жесткими.
Эквивалентная динамическая схема колесной трелевочной системы Опираясь на анализ динамических параметров колесного трелевочного трактора с пачкой деревьев и его конструктивных особенностей для исследования вопросов взаимодействия трактора с пачкой деревьев и волоком в режиме галопирования предлагается эквивалентная динамическая схема (рис. 2.2), в которой трактор идеализирован абсолютно твердым телом, установленным на упругих основаниях, податливых в горизонтальном и вертикальном направлениях и характеризующихся коэффициентами жесткости Czj и Cxj. Пачка деревьев представлена в виде трех дискретных масс: m1n; m2n и гпзп, соединенных между собой безынерционным стержнем. Изгибные деформации пачки в вертикальном направлении смоделированы упругим элементом CZ2n, податливость кроны в горизонтальном и вертикальном направлении - упругими элементами с коэффициентами жесткости Схзп и Cz3rv Пачка подвешена относительно трактора с помощью шарнира. Все упругие звенья системы в направлении своей податливости обладают также демпфирующим сопротивлением. Трактор с пачкой совершает установившееся прямолинейное движение. В общем случае на рассматриваемую систему действуют два рода сил и моментов: консервативные (или внутренние) силы и моменты и неконсервативные (или внешние) силы и моменты (рис. 2.1).
К консервативным силам и моментам относятся силы и моменты, вызванные работой упругих элементов системы: шин - Pz, PXj; изгибных деформаций пачки Pz2n; кроны - Pz3n, Рхзп- Каждые из рассмотренных консервативных сил и моментов включают в себя силы упругости и силы диссипации энергии.
К неконсервативным силам и моментам системы относятся: силы сопротивления качению колес трактора Р ; сила сопротивления волочению пачки деревьев Ркр и касательные силы тяги на колесах трактора Р .
Расчетные модели функционирования механических систем можно строить, используя для составления замкнутых дифференциальных уравнений движения различные формы исходных уравнений динамически твердых тел с упругими связями. Но, поскольку особенностью колесных трелевочных тракторов является наличие неголономных (кинематических) связей, осуществляемых элементами движителей с опорной поверхностью, то для построения математической модели взаимодействия колесного трелевочного трактора с пачкой древесины и волоком в режиме галопирования целесообразно использовать уравнения Лагранжа с неопределенными множителями следующего вида [58]:
Уравнения неголономных связей систем «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» и «двигатель - трансмиссия - колесный движитель»
Представленная в разделе 3.3 математическая модель взаимодействия КТС с волоком в режиме галопирования является исходной для выполнения необходимых расчетов с помощью ЭВМ и требует проведения определенных преобразований [8], заключающихся в понижении порядка уравнений и приведения их к машинному виду. Понижение порядка системы дифференциальных уравнений осуществлялось способом замены переменных, члены уравнений, зависящие от квадратов скоростей искомых функций, переносились в правые части, являющиеся свободными членами системы.
В качестве метода интегрирования был выбран метод последовательного приближения Рунге-Кутта-Мерсона с автоматическим изменением шага, обеспечивающим приближенную оценку погрешности на каждом шаге интегрирования.
Для применения выбранного метода интегрирования необходимо привести систему дифференциальных уравнений (3.63) к нормальному виду: Уравнения системы отличаются от системы обыкновенных дифференциальных уравнений нормального вида первого порядка, реализуемой методами Рунге-Кутта, наличием развернутой левой части (сумме производных по всем известным функциям): Перепишем систему в виде системы двух математических уравнений: .w-w (3-69) где {р} - вектор-столбец свободных членов исследуемой системы уравнений. Допустим, что матрица коэффициентов [А] при векторе-столбце производных {і} имеет обратную матрицу [А"1]. Тогда, умножив левую и правую части первого матричного уравнения на [А"1], слева получим матричное уравнение, приведенное к нормальному виду:
Система дифференциальных уравнений (3.70) является нормальным видом исходной системы дифференциальных уравнений, к решению которых применены методы Рунге-Кутта. Поскольку матрица коэффициентов [А] не является постоянной, а зависит от текущих значений искомых функций, то процесс обращения матрицы коэффициентов [А] необходимо проводить на каждом шаге интегрирования.
Перед началом решения системы дифференциальных уравнений методом Рунге-Кутта-Мерсона необходимо задать начальный шаг интегрирования h, начальное и конечное значения интервала интегрирования to, tK, а также - значения исследуемых функций в начальной точке интегрирования yl0, yi0. С целью получения более устойчивых решений системы на заданном промежутке интегрирования, величина допустимой погрешности варьировалась отдельно для каждой из исследуемых переменных. Блок-схема программы для исследования взаимодействия КТС с волоком в режиме галопирования представлена на рис.3.4. Программа включает в себя следующие модули: MAIN - головная программа; RKM - программный модуль численного; F - программный модуль определения правых частей системы дифференциальных уравнений;
KOEF - программный модуль определения коэффициентов матрицы массово-геометрических параметров и коэффициентов, входящих в свободные члены системы дифференциальных уравнений; MPRD - программный модуль, реализующий произведение матриц; MINV - программный модуль, реализующий обращение матриц; QMA - программный модуль определения активных сил и моментов, действующих на исследуемую систему;
QMK - программный модуль определения консервативных сил и моментов, действующих на исследуемую систему; EDN - программный модуль, служащий для хранения параметров единичной обособленной неровности и варьирующий входное воздействие на систему;
GAUSS - программный модуль, формирующий входное воздействие на систему в виде случайной функции высот и длин неровностей, распределенных по нормальному закону;
DAN - программный модуль, служащий для хранения массива длин и высот неровностей, полученных в результате измерения; LINT - программный модуль, организующий вычисление промежуточных точек значений входного воздействия в случае задания его в виде массива ординат и длин неровностей;
При выборе электроизмерительной аппаратуры, для снижения аппаратурной и методической погрешности за счет правильного выбранного диапазона регистрации, необходимо знать диапазоны изменения исследуемых величин, а также диапазоны их частот. Предварительное осциллографирование колебательных процессов и анализ работ, посвященных исследованиям галопирования колесных тракторов [13, 17, 18] и колебаниям лесопромышленных тракторов [8] показали, что величины измеряемых параметров находятся в следующих пределах:
На основании данных о диапазоне амплитуд и частот исследуемых процессов, а также с учетом задач исследовательских испытаний и требований, предъявляемых к аппаратуре, был разработан комплекс измерительной аппаратуры для исследования галопирования колесного лесопромышленного трактора. Структурная схема измерительного комплекса для исследования галопирования колесных лесопромышленных тракторов приведена на рис. 4.2.
Выбор испытательной трассы, условия проведения испытаний и осциллографирования процессов
Проведение исследовательских испытаний склонности колесной трелевочной системы к галопированию при движении по участку песчано-гравийной дороги, включающем переезд через единичную обособленную неровность, позволило оценить склонность динамической системы «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» к возбуждению продольно-вертикальных колебаний остова с возрастающей амплитудой.
Поскольку наиболее негативным воздействием галопирования является высокий уровень ускорений на рабочем месте оператора, вынуждающий его снижать скорость движения колесной трелевочной системы, и в конечном итоге ее производительность, в качестве основных показателей склонности колесной трелевочной системы к галопированию были приняты: логарифмический декремент затухания вертикальных ускорений, замеренных в точке над передним ведущим мостом, который в случае самовозбуждения автоколебаний будет принимать отрицательные значения, а также, в качестве характеристики интенсивности развития собственно процесса галопирования -логарифмический декремент затухания колебаний угла галопирования
На основе полученных уравнений регрессии (5.1) и (5.2) были построены поверхности отклика рщ и ixh для двух фиксированных значений скорости движения колесной трелевочной системы (рис. 5.1 5.4). показывает, что склонность колесной трелевочной системы к галопированию зависит, в первую очередь, от сочетания параметров Мп nAPw.
В режиме холостого хода, который соответствует значению Мп= О, для исключения самовозбуждения продольно-вертикальных колебаний остова при скорости движения V = 1 м/с, давление воздуха в шинах переднего моста должно быть равным 0,20 МПа, в шинах заднего моста 0,11 МПа. В режиме грузового хода с пачкой массой 5100 кг давление воздуха в шинах переднего моста должно быть 0,11 МПа, в шинах заднего моста 0,20 МПа. При таких сочетаниях параметров Мп и APW обеспечивается равенство динамических радиусов колес ведущих мостов трактора.
Результаты экспериментальных исследований показывают, что интервал варьирования параметра Pw, предусмотренный инструкциями завода-изготовителя шин, и составляющий 0,11...0,20 МПа, что соответствует радиальной жесткости шины 450...750 кН/м, не обеспечивает оптимального сочетания параметров колесной трелевочной системы по критерию ее склонности к галопированию. Так, например, в режиме холостого хода трактора с давлением воздуха в шинах переднего моста Pwi= 0,20 МПа, и давлением воздуха в шинах заднего моста PW2=0,11 Мпа со скоростью V = 5 м/с наблюдается возбуждение продольно-угловых колебаний остова трактора с возрастающей амплитудой ( = -0,03).
Скорость движения колесной трелевочной системы способствует развитию галопирования не для всех сочетаний параметров Мп и APW. В случае оптимального сочетания этих параметров при переезде через единичную обособленную неровность увеличение скорости движения колесной трелевочной системы, обладающей оптимальным сочетанием параметров Мп и APWl продольно-вертикальные колебания остова являются затухающими, что говорит о второстепенном влиянии скорости движения колесной трелевочной системы на ее склонность к галопированию.
С целью исследования влияния различных сочетаний жесткостных параметров динамической системы «колесный трелевочный трактор - пачка древесины - волок» на ее склонность к галопированию при выполнении основной операции технологического цикла работы трелевочного трактора - грузового хода с пачкой древесины по волоку в условиях, максимально приближенных к реальным условиям эксплуатации, были проведены исследовательские испытания склонности колесной трелевочной системы к галопированию на участке полигона-волока машиноиспытательной станции ВИС ОАО «ОТЗ».
В результате обработки экспериментальных данных на ЭВМ по стандартным программам были получены вероятностно-статистические оценки и законы распределения следующих случайных величин: угла галопирования ф), вертикальных ускорений передней полурамы трактора zl и суммарных крутящих моментов на полуосях переднего (M-i) и заднего (М2) ведущих мостов (табл. 5.1).
Это позволяет представить реализации исследуемых процессов в виде непрерывных случайных функций, обладающих свойствами стационарности и эргодичности.
Анализ гистограмм распределения суммарных крутящих моментов на полуосях переднего и заднего ведущих мостов при движении колесной трелевочной системы по участку полигона-волока со скоростью V = 3 м/с с пачкой древесины массой 5100 кг (сосна - 6 м3), постоянным давлением воздуха в шинах заднего моста равном 0,20 МПа и переменном давлении воздуха в шинах переднего моста, составлявшем 0,20 МПа; 0,155 МПа; 0,11 МПа соответственно показал, что наиболее нагруженными в первых двух случаях (Pw2= 0,20 МПа и Pw2= 0,155 МПа) являются полуоси переднего моста. Отношение математического ожидания суммарного крутящего момента на полуосях переднего моста к математическому ожиданию суммарного крутящего момента на полуосях заднего моста в первом случае (Pw2= 0,20 МПа) составило 4,56, во втором случае (Р«2= 0,155 МПа) - 2,20. Это объясняется неравномерным распределением нагрузки по ведущим мостам трактора. Для первых двух сочетаний давлений воздуха в шинах переднего и заднего моста динамические радиусы передних колес больше, чем задних, а следовательно, ведущими являлись передние колеса. Снижая давление воздуха в шинах переднего моста, мы уменьшаем динамические радиусы его колес и добиваемся равномерного распределения крутящих моментов между ведущими мостами: м,/м2= 1,04.
Другим следствием выравнивания динамических радиусов колес ведущих мостов трактора является уменьшение средних квадратических отклонений угла галопирования р и вертикальных ускорений передней полурамы z,. Это говорит о положительном влиянии выравнивания динамических радиусов ведущих колес не только на равномерное распределение крутящих моментов между ними, но и на показатели плавности хода трелевочного трактора, а следовательно и на условия работы оператора.
Анализ нормированных корреляционных функций угла галопирования (3, вертикальных ускорений передней полурамы трактора г, и суммарных крутящих моментов на полуосях переднего - Mi и заднего - М2 ведущих мостов (рис. 5.7) указывает на наличие в анализируемых процессах постоянной периодической составляющей, влияние которой убывает с уменьшением давления воздуха в шинах переднего моста.
