Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние проблемы повышения показателей работы сельскохозяйственных машинно-тракторных агрегатов 13
1.1. Обзор и анализ функциональных схем машинно-тракторных агрегатов 13
1.2. Классификация машинно-тракторных агрегатов сельскохозяйственного назначения и их эксплуатационных свойств 18
1.3. Анализ исследований параметров и условий функционирования сельскохозяйственного машинно-тракторного агрегата 23
1.3.1. Основные особенности разгона машинно-тракторного агрегата 23
1.3.2. Влияние колебаний нагрузки на показатели сельскохозяйственных машинно-тракторных агрегатов 38
1.3.3. Экологические проблемы использования энергонасыщенных тракторов в сельскохозяйственном производстве 50
1.4. Основные направления совершенствования машинно-тракторных агрегатов на механизированных сельскохозяйственных процессах 56
1.5. Цель и задачи исследований 65
2. Разработка математической модели функционирования сельскохозяйственных машинно-тракторных агрегатов 70
2.1. Уравнения движения звеньев динамической модели серийного машинно-тракторного агрегата 70
2.1.1. Математическая модель двигателя 72
2.1.2. Математическая модель муфты сцепления 73
2.1.3. Математическая модель силовой передачи 76
2.1.4. Уравнение движения ведущего колеса 76
2.1.5. Математическая модель остова трактора и внешней нагрузки 78
2.1.6. Система дифференциальных уравнений движения агрегата с серийной трансмиссией трактора 81
2.1.7. Расчёт топливной экономичности машинно-тракторных агрегатов 83
2.2. Методика решения дифференциальных уравнений движения МТА 84
3. Аналитические исследования показателей функционирования машинно-тракторных агрегатов 87
3.1. Влияние дополнительных «инерционных масс двигателя» на показатели разгона машинно-тракторного агрегата 87
3.2. Влияние дополнительной «инерционной массы» на показатели поэтапного разгона агрегата 90
3.3. Влияние «инерционной массы» двигателя на показатели функционирования машинно-тракторного агрегата 95
3.4. Теоретические исследования показателей функцонирования МТА при выполнении сельскохозяйственных работ 98
3.5. Влияние упруго демпфирующего механизма в трансмиссии трактора на функционирование машинно-тракторного агрегата 107
3.5.1. Описание схемы и работы упругодемпфирующего механизма 107
3.5.2. Математическая модель машинно-тракторного агрегата с упруго демпфирующим механизмом в трансмиссии трактора. 112
3.5.3. Анализ показателей разгона машинно-тракторного агрегата с упругодемпфирующим механизмом в трансмиссии трактора класса 5 119
Выводы 135
4. Повышение показателей функционирования машинно-тракторных агрегатов путём оптимизации характеристик колёсных движителей 138
4.1. Современный научный подход к обоснованию конструктивных параметров сельскохозяйственных шин 138
4.2. Методика рационального планирования при испытаниях тракторных шин 140
4.3. Обоснование оптимальных параметров пневматических шин сельскохозяйственных тракторов 148
4.4. Моделирование тракторных шин методом подобия 156
4.4.1. Моделирование тяговых свойств шин 156
4.4.2. Моделирование упругих свойств шин 157
4.4.3. Результаты моделирования шин для тракторов класса 1,4...158
4.4.4. Результаты теоретических исследований шин тракторов класса 1,4 160
Выводы 164
5. Методика экспериментальных исследований 166
5.1. Программа экспериментальных исследований 166
5.2. Объект исследований 167
5.3. Измерительный комплекс 172
5.4. Место проведения опытов 182
5.5. Устройства для измерения инерционных масс двигателя и параметров трансмиссии 182
5.6. Установка для автоматического управления дополнительной «инерционной вращающейся массой» двигателя 185
5.7. Методика определения моментов инерции вращательных масс двигателя и движителей 191
5.8. Методика определения момента инерции трансмиссии трактора 193
5.9. Разработка системы автоматического переключения передач 194
5.9.1. Требования, предъявляемые к системе автоматического переключения передач 194
5.9.2. Обоснование датчика загрузки двигателя 195
5.9.3. Устройство и работа системы автоматического переключения передач 198
5.9.4. Определение оптимальных параметров следящего устройства 206
5.9.5. Методические аспекты лабораторного обоснования параметров экспериментальной системы автоматического переключения передач 209
5.10. Методика лабораторно-полевых исследований 219
5.10.1. Методика лабораторно-полевых исследований агрегатов с переменной «инерционной массой» двигателя 220
5.10.2. Методика лабораторно-полевых исследований на бетоне агрегатов с упругодемпфирующим механизмом в трансмиссии трактора 222
5.10.3. Методика исследования влияния конструктивных факторов упругодемпфирующего механизма в трансмиссии трактора на показатели работы агрегата при имитационном эксперименте 224
5.11. Методика экспериментальных исследований пневматических шин 225
5.11.1. Объект исследований 225
5.11.2. Описание конструктивной схемы и измерительного комплекса «шинный тестер» 225
5.11.3. Методика исследований деформаций пневматических шин 230
5.11.4. Методика тяговых испытаний пневматических шин 231
5.11.5. Методика определения площади контакта пневматических шин 234
5.11.6. Методика оценки агроэкологических качеств сравниваемых шин 235
5.11.7. Методика исследования микропрофиля поля 240
5.12. Стендовые испытания двигателя 241
5.13. Методика тяговых испытаний трактора 242
5.14. Методика экспериментальных исследований показателей функционирования машинно-тракторного агрегата 244
5.15. Точность измерений 245
6. Результаты экспериментальных исследований 247
6.1. Сравнительный анализ теоретических и экспериментальных исследований МТА 247
6.2. Влияние дополнительных «инерционных вращающихся масс» двигателя на функционирование машинно-тракторного агрегата 251
6.2.1. Результаты экспериментальных исследований влияния дополнительной «инерционной массы» двигателя на разгон машинно-тракторного агрегата на базе трактора класса 1,4..251
6.2.2. Статистическая оценка выходных показателей культиваторного машинно-тракторного агрегата на базе трактора класса 1,4 с дополнительной «инерционной массой» двигателя 260
6.2.3. Исследования влияния дополнительной «инерционной массы» двигателя на агротехнические показатели работы пахотного агрегата на базе трактора класса 1,4 263
6.3. Влияние упругодемпфирующего механизма в трансмиссии трактора на показатели функционирования машинно-тракторных агрегатов 268
6.3.1. Анализ влияния объёма пневмогидроаккумулятора на показатели разгона трактора класса 5 268
6.3.2. Определение оптимальной площади сечения дросселя упругодемпфирующего механизма в трансмиссии трактора класса 5 272
6.3.3. Результаты исследований разгона транспортного машинно-тракторного агрегата с упругодемпфирующим механизмом в трансмиссии трактора класса 5 274
6.3.4. Результаты исследований машинно-тракторного агрегата с упругодемпфирующим механизмом в трансмиссии трактора класса 1,4 при колебаниях тяговой нагрузки 283
6.4. Повышение показателей функционирования машинно-тракторных агрегатов путём оптимизации характеристик колёсных движителей 299
6.4.1. Результаты сравнительных испытаний серийных крупногабаритных шин тракторов класса 5 299
6.4.2. Оценка уровня воздействия движителей тракторов класса 5 на почву 322
6.4.3. Результаты исследований шин тракторов класса 1,4 336
Выводы 348
7. Экономическая эффективность предлагаемых мероприятий по повышению показателей функционирования машинно-тракторных агрегатов 353
Общие выводы и предложения 357
Литература 360
Приложения 379
- Основные особенности разгона машинно-тракторного агрегата
- Методика рационального планирования при испытаниях тракторных шин
- Методические аспекты лабораторного обоснования параметров экспериментальной системы автоматического переключения передач
- Результаты сравнительных испытаний серийных крупногабаритных шин тракторов класса 5
Основные особенности разгона машинно-тракторного агрегата
Можно привести много примеров работы МТА при неустановившемся режиме: включение и выключение сцепления, резкое изменение подачи топлива, заглубление или выглубление плуга, выключение вала отбора мощности под нагрузкой и др. Однако наиболее характерным неустановившимся процессом является процесс трогания и разгона.
Под процессом разгона понимают способность трактора сообщить машинно-тракторному агрегату некоторую скорость движения, начиная с нуля, без переключения передач [24, 110, 152, 158, 202, 212, 215, 230 и др.].
Это самый напряженный вид неустановившегося движения, так как при разгоне агрегата между собой взаимодействуют и массы и их энергии, также имеет место довольно высокая загрузка двигателя от влияния «инерционных масс».
Разгон скоростного машинно-тракторного агрегата состоит из двух фаз -трогания и собственно разгона (рисунок 1.7).
Первая фаза разгона (трогание) охватывает отрезок времени t, затрачиваемый на выравнивание угловых скоростей коленчатого вала двигателя сох и первичного вала трансмиссии со2.
Вторая фаза (разгон) составляет время, необходимое для дальнейшего увеличения скорости движения агрегата V до установившейся величины.
В начале трогания двигатель работает с заданной частотой вращения холостого хода, муфта сцепления выключена, тракторный агрегат стоит на месте. При включении муфты сцепления, её ведомый вал начинает проворачиваться, выбирая зазоры в шлицевых соединениях и зубьях шестерен трансмиссии и создавая упругую деформацию её звеньев. Однако трактор некоторое время остается неподвижным. Когда момент муфты Мфр достигает величины, равной моменту сопротивления на самопередвижение Мс трактора, начинается его поступательное движение. После выбора зазора в сцепке и дальнейшего увеличения момента муфты сцепления начинается движение всего агрегата (рисунок 1.4, точка А). Период натяжения является кратковременным и на общий процесс разгона существенно не влияет. При включении муфты сцепления её момент трения будет движущим для ведомой части агрегата. Но одновременно он является тормозящим по отношению к двигателю, вызывая уменьшение частоты вращения его коленчатого вала. Регулятор перемещает при этом рейку топливного насоса, увеличивая цикловую подачу топлива и, следовательно, момент, развиваемый двигателем.
На первом этапе (трогание агрегата) происходит основной процесс загрузки двигателя и снижение скорости вращения его коленчатого вала ах, а скорость вращения ведомых частей щ быстро нарастает. Ускорение поступательного движения в этой фазе имеет максимальное значение. Когда муфта сцепления полностью замкнется (рисунок 1.4, точка Б), начинается совместное плавное возрастание угловых скоростей сох и со2 до установившейся величины о)р, соответствующей загрузке двигателя согласно регуляторной характеристике. В этот период энергия двигателя расходуется на ускорение движения всех приведенных вращательных и поступательных масс агрегата. Ускорение движения имеет сравнительно малое значение, а действительная скорость V медленно нарастает до установившегося значения. Переходный процесс характеризуется переменной нагрузкой на звенья силовой передачи, в результате чего она приходит в колебательное состояние. Это приводит к тому, что после выравнивания угловых скоростей происходит дальнейшее снижение угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя. Такой переходный процесс выражен в явном виде на тракторах с малой жесткостью силовой передачи. При быстром включении муфты сцепления и большой жесткости трансмиссии на зависимости момента трения муфты Мфр от времени включения будет четко выражен горизонтальный участок А-Б, характеризующий её буксование с постоянным моментом. Окончание первого периода разгона определяется быстрым, по теории мгновенным, снижением крутящего момента К МИ, подводимого к первичному валу трансмиссии. Это объясняется тем, что при выравнивании угловых скоростей вала двигателя и первичного вала трансмиссии, когда скорость вала двигателя достигает своего минимума, момент от касательных сил инерции на валу двигателя равен нулю.
Сложность осуществления разгона при ступенчатой трансмиссии без переключения передач на ходу заключается в том, что МТА при полной нагрузке должен трогаться и разгоняться на той же передаче, на которой ему предстоит работать. А в связи с тем, что рабочие скорости современных тракторов на транспортных работах составляют до 40 км/ч, вопросы разгона транспортного агрегата приобрели особую остроту.
Можно выделить два аспекта разгона транспортного МТА:
- возможность разгона по критерию запаса мощности двигателя;
- время и путь разгона, определяющие агротехнические показатели работы агрегата и его производительность.
Существующая теория разгона МТА не учитывает влияние сцепления движителя с грунтом на минимально допустимое число оборотов двигателя и общее время разгона. В то же время возможность МТА, оборудованного двигателем внутреннего сгорания и механической силовой передачей без переключения передач на ходу, может быть ограничена: минимально допустимыми оборотами двигателя, сцеплением движителя с грунтом или требованием к продолжительности разгона.
Современные скоростные тракторы характеризуются повышенным значением приведенных масс, что обуславливает большое их влияние на неустановившееся движение. В процессе разгона двигатель преодолевает дополнительное сопротивление по сравнению с установившимся режимом движения, так как возрастает приведенный к валу двигателя момент инерции ведомой части агрегата. Возникающие значительные инерционные нагрузки, на преодоление которых затрачивается часть мощности двигателя, приводят к перегрузке двигателя и даже к его остановке. Если разгон вследствие остановки двигателя неосуществим, то возникает необходимость, либо перейти на пониженную передачу, либо уменьшить загрузку, резервируя некоторую часть мощности двигателя для осуществления разгона. После разгона эта часть мощности двигателя не используется, поэтому при установившемся режиме движения двигатель будет работать с недогрузкой и, следовательно, с меньшей производительностью и экономичностью.
Повышение рабочих скоростей МТА и необходимость резервирования мощности двигателя для осуществления разгона заставляют изыскивать пути улучшения разгонных характеристик скоростных машинно-тракторных агрегатов [10, 32, 38, 85, 106, 158, 202, 223 и др.]: увеличение энергонасыщенности трактора; кратковременное форсирование максимальной частоты вращения вала двигателя на холостом ходу; установка на трактор увеличителя крутящего момента; применение бесступенчатых передач и т.д.
При разгоне агрегата на базе колесного высокоэнергонасыщенного трактора возможно значительное увеличение касательной силы тяги, превышающей её возможную величину по сцеплению движителя с грунтом. Это приводит к повышенному буксованию движителя [24, 116, 168, 202, 212, 234 и др.]. Наличие интенсивного пробуксовывания движителей в период разгона облегчает условия работы двигателя, так как уменьшается возможность значительной перегрузки и заглохания двигателя в наиболее тяжелых условиях и снижается нагрузка в трансмиссии трактора. Однако возникновение интенсивного пробуксовывания движителей ухудшает динамику разгона машинно-тракторного агрегата, так как при этом могут значительно увеличиться время разгона, а также длительность работы двигателя на перегрузочном режиме. При трогании МТА в начальный период идёт интенсивное буксование муфты сцепления и упругая деформация деталей. Закрутка трансмиссии зависит от её жёсткости, которая в работах [2, 10, 111] определяется как отношение момента, приложенного в конце трансмиссии, к общему углу закрутки. Общая жёсткость трансмиссии определяется величиной деформации валов, подшипников, корпусов и упругих звеньев [19]. В процессе длительной эксплуатации податливость отдельных узлов трансмиссии меняется, а общая жёсткость трансмиссии уменьшается [10].
Методика рационального планирования при испытаниях тракторных шин
Оптимизация параметров пневматических шин сельскохозяйственных тракторов по технико-экономическим показателям должна включать в себя следующие этапы [68, 140, 173]:
- исследование влияния жёсткостных характеристик шин на работу машинно-тракторного агрегата, согласования динамических свойств двигателя, трансмиссии и ведущих колёс, обеспечивающих повышение функциональных показателей;
- получение зависимостей, связывающих конструктивные параметры с комплексом выходных характеристик пневматических шин;
- оптимизация конструктивных параметров шин по технико экономическим показателям на основе предварительно проведённых исследований.
Моделирование работы пахотного машинно-тракторного агрегата на базе трактора К-701М показало, что существует диапазон значений продольной податливости шин, обеспечивающих улучшение функциональных показателей. Оптимальное значение продольной податливости шин ведущих колёс равнялось 3000...3500 кН/м, что соответствует тангенциальной жёсткости единичной шины 480...520 кН-м / рад. Применение методов оптимального планирования эксперимента позволит получить зависимости, связывающие тягово-энергетические и жёсткостные характеристики единичного колеса со значением конструктивных параметров пневматической шины [68,140, 173].
Одной из наиболее острых и важных проблем, стоящих перед конструкторами сельскохозяйственных шин, является точная оценка комплекса показателей, характеризующих выходные характеристики и эксплуатационные качества шины, а особенно в комплексе с машинно-тракторным агрегатом.
Для трактора необходим максимум тягово-энергетических показателей при допустимых уровнях деформации шины и уплотняющего воздействия на почву, а также достаточная плавность хода. Противоречивые в принципе требования к шине могут быть реализованы на основе рационального сочетания её податливости с деформированием опорного основания.
Свойства пневматических шин (потенциальная тяговая характеристика, тангенциальная продольная жёсткость и относительная деформация) в значительной степени определяются такими основными параметрами, как: слой-ность каркаса и брекера, углами наклона нитей корда каркаса и брекера.
В настоящей работе для решения поставленной задачи была использована методика рационального планирования эксперимента, основанная на построении комбинаций квадратов с неповторяющимися сочетаниями по всем строкам и столбцам [35, 67, 68, 95, 139, 173, 174, 178 и др.], для комплекта радиальных шин 30,5R32 с разным внутренним строением оболочки, изготовленными в НИИ КГШ (г. Днепропетровск). Комплект состоял из 16-ти шин с одинаковой внешней геометрией протектора, построенный по греко-латинскому (4x4) квадрату в комбинации разных факторов (таблица 4.1).
Выбор независимых переменных, интервалов и уровней их варьирования определялся формализацией априорной информации.
Схема проведения эксперимента определялась для случая четырёх независимых переменных, которые принимали по четыре различных уровня.
В качестве независимых переменных были приняты [68, 140, 173]
В результате проведённых по такой схеме экспериментальных исследований были получены данные по влиянию конструктивных параметров пневматических шин на тяговый коэффициент полезного действия ведущего колеса, тангенциальную (продольную) жёсткость, средние контактные давления, несущую способность шины, оцениваемую коэффициентом относительной деформации (таблица 4.2).
Материалы экспериментальных исследований обработаны путём многофакторного регрессионно-корреляционного анализа [5, 12, 51, 52, 72, 192, 205 и др.] с целью получения математических зависимостей, связывающих показатели взаимодействия со значением исследуемых факторов и обеспечивающих приемлемую точность аппроксимации.
Анализ приведённых данных на рисунках 4.1, 4.2 указывает на существенность влияния конструкции шины на выходные показатели ведущего колеса. При этом следует отметить значительную вариацию тангенциальной жёсткости шин, значение которой колеблется в пределах от 374,5 до 883,0 кН-м/рад. Статические характеристики шин (рисунок 4.1) хорошо коррели-руются между собой.
Величина относительного прогиба пневматической шины отличается большей стабильностью с изменением внутреннего строения шины, что логически вполне объяснимо (несущая способность шины в большей степени, чем тангенциальная жёсткость, определяется внутренним давлением воздуха в шине). Так, например, при изменении угла наклона нитей брекера с 55 до 70 тангенциальная жёсткость шины понижается в 1,36 раз, а относительная деформация шины при этом увеличивается на 4,3%. Однако, хотя уменьшение относительного прогиба и сопровождается повышением тангенциальной жёсткости шины, характер и темп изменения тангенциальной жёсткости и относительного прогиба шины с изменением перечисленных факторов различен. Следует отметить неинвариантность площади контакта пневматических шин относительной деформации: прирост радиальной деформации шин не сопровождается равнозначным увеличением площади контакта. При этом, как показали проведённые исследования [80], для максимального использования прогиба шин на развитие площади контакта необходимо повышение эластичности коронной части шины [68,140, 173].
Наибольшее влияние на величину контактных давлений оказывает конструкция каркаса шины. Если с увеличением слойности каркаса с 2-х до 8-ми слоев величина контактных давлений повышается на 11,2%, то аналогичное изменение слойности брекера сопровождается увеличением контактных давлений всего на 7,8%. Увеличение угла наклона нитей корда каркаса от 0 до 15 повышает средние давления в пятне контакта на 10,8% [68, 140, 173].
Анализ результатов экспериментов показывает, что темп изменения коэффициента полезного действия пневматического колеса при изменении одного из рассматриваемых факторов невысок (рисунок 4.2). Но различное сочетание исследуемых факторов может существенно изменять тягово-энергетические качества шин (изменение величины тягового коэффициента полезного действия достигает 11%) [68, 140, 173].
Характерной особенностью для всех сравниваемых вариантов шин является превалирующее значение энергетических затрат на качение при работе колеса в зоне номинального тягового усилия, которые составляют 17...22% мощности, подводимой к оси колеса. Именно эти затраты практически определяют уровень коэффициента полезного действия колеса г]т, максимальное значение которого для заданных условии эксплуатации достигалось в диапазоне тяговых усилий 10,5... 11,0 кН. Наиболее существенное влияние на принятый показатель эксплуатационной эффективности шины оказывает угол наклона нитей корда каркаса. Увеличение угла закроя нитей корда каркаса к меридианальной плоскости приводит к практическому линейному уменьшению тягового коэффициента полезного действия шины, максимальное значение которого достигается при нулевом значении указанного фактора.
Важным практическим результатом эксперимента является подтверждение эксплуатационной эффективности радиальных шин при работе на почвенных фонах. Более того, сравнение представленных зависимостей с результатами подобных испытаний на бетонном основании [67] показало, что на почвенных фонах положительное влияние уменьшения угла закроя нитей корда каркаса проявляется значительнее.
Методические аспекты лабораторного обоснования параметров экспериментальной системы автоматического переключения передач
Стендовыми испытаниями системы автоматического переключения передач предусматривалось определение её характеристик по точности в установившихся режимах и по качеству переходных процессов [138]. При статическом режиме испытаний системы автоматического переключения передач
Для динамического установившегося режима испытаний в качестве типового воздействия (рисунок 5.31), соответствующего этому виду испытаний, принимаем гармоническое воздействие, и поэтому входной сигнал задаётся в виде
Тогда выходные параметры совершают вынужденные колебания с той же частотой /, но со сдвигом по фазе: для плунжера h следящего устройства - фх, для рейки S коробки передач - ср2.
Испытаниями предусматривается получить серию таких характеристик, соответствующих разному демпфированию в системе и разной скорости переключения рейки. Измерение частоты / принимаем в диапазоне реальных эксплуатационных значений: 0...5 с"1.
По этим характеристикам определяются области резонансных частот fp, когда амплитуды выходных величин максимальные и значения частот, при которых система практически не реагирует на входное воздействие.
Подбором дросселей в чувствительном элементе и демпфере системы добиваемся того, чтобы область резонансных частот в принятом диапазоне нагрузок была достаточно далека от частот, характерных для реальных внешних воздействий. Амплитуда выходной величины при этом должна иметь относительно малые значения.
Таким образом, критерии качества (косвенные оценки) системы автоматического переключения передач будут установлены.
Типовыми внешними воздействиями при переходном режиме испытаний являются скачкообразный наброс и сброс нагрузки и приложение нагрузки импульсом.
По записи переходных процессов определяются показатели (прямые оценки) качества системы автоматического переключения передач. Ими будут время переходного процесса tn, перерегулирование ап и колебательность
Время переходного процесса оценивает быстродействие системы и определяется как интервал времени от начала переходного процесса до момента, когда отклонение выходной величины от её нового установившегося значения станет меньше определённой достаточно малой величины.
Колебательность Кп определяется числом колебаний, равным числу минимумов кривой переходного процесса в интервале времени tn. Приемлемым Кп считается Кп \...2.
В результате определения приведённых показателей качества далее производится уточнение подобранных сечений дросселей в чувствительном элементе и демпфере, а также времени запаздывания.
В связи с неоднородностью условий эксплуатации значения параметров, характеризующих движение МТА, следует считать случайными величинами.
Известно, что величина возможной ошибки в оценке этих параметров зависит от условий испытаний, методики обработки результатов и объёма испытаний. Учитывая вышесказанное, был разработан план проведения экспериментов и установлен их объём.
Для исключения влияния неконтролируемых факторов в процессе лабораторных исследований порядок работы рандомизировался. Были закодированы закон изменения колебаний нагрузки и период её колебаний. Для этого гармонические колебания момента сопротивления (давление рабочей жидкости) кодировалось следующим образом:
Был закодирован и порядок расположения опытов в блоке по частоте колебаний внешней нагрузки (таблица 5.1).
Рандомизированный план проведения экспериментов (таблица 5.2) составлялся с использованием случайных чисел [4, 5, 40, 43, 44, 205 и др.].
Характерной особенностью поэтапного разгона машинно-тракторного агрегата с упругодемпфирующим механизмом в трансмиссии трактора является определённое изменение давления, развиваемое насосом.
При переходе с одной передачи на другую давление рабочей жидкости снижается до минимального и растёт до максимального (ограниченного регулировкой предохранительного клапана) значения. После этого устанавливается величина его, соответствующая рабочей нагрузке.
В соответствии с коэффициентом эксплуатационной загрузки по тяговой характеристике трактора изменение номинального давления составляет при переходе на смежную передачу q (соответствующей знаменателю прогрессии геометрического ряда передач коробки трактора). Поэтому при испытаниях принимались следующие значения номинального давления: 12 -q 3, \2-q 2, \2-q 2\2-q x и 12,0 МПа соответственно на 1-ой, 2-ой, 3-ей и 4-ой передачах. На основе зависимости перемещения плунжера следящего устройства от давления жидкости в системе, представленной на рисунке 5.31, определены коэффициент передачи К и статическая погрешность т следящего устройства. Произведённые по формулам 5.45, 5.46, 5.47 расчёты дают следующие значения этих показателей: К = 2,27 мм/МПа, а = 2,5%. Полученную величину статической погрешности следует считать вполне приемлемой.
Реакцию системы автоматического переключения передач на установившееся внешнее воздействие, представленное гармоническими колебаниями, в качестве примера иллюстрируют осциллограммы (рисунок 5.32), при настройке чувствительности следящего устройства на колебания внешней нагрузки с частотой ниже 0,25 Гц. Для получения амплитудных и фазовых частотных характеристики была проведена обработка серии таких осциллограмм. Для следящего устройства, являющегося линейным звеном в системе переключения передач, эти характеристики рассчитаны по формулам 5.49, 5.50 при разном сечении дроссельного демпфера (рисунок 5.33). Они показывают снижение амплитуды вынужденных колебаний плунжера и увеличение сдвига по фазе, относительного входного сигнала (давление рабочей жидкости) при возрастании частоты колебаний. Эта зависимость более отчётлива при меньшем сечении дросселя и, следовательно, большем демпфировании.
Для выбора приемлемого сечения дросселя задаёмся амплитудой входного сигнала А , когда должно происходить переключение на смежную передачу. На основе предыдущих исследований величина Ар составляет 1,1 МПа. Зная, что замыкание контактов следящего устройства соответствует амплитуде плунжера Ah 2,5 мм и считая зону частот, в пределах которой должно быть переключение передач, равной /= 0...0,25 с"1, принимаем оптимальное сечение дросселя согласно графику амплитудной частотной ха-рактеристики на уровне 0,1 мм (тогда максимальный сдвиг по фазе составит 1 рад, а время запаздывания г =0,5...0,6 с). Такое время запаздывания обеспечит работу двигателя при переходе с высшей на низшую передачу на корректорном режиме в течение 0,5...0,6 с, что приведёт к возрастанию производительности агрегата, согласно тяговой характеристике трактора.
Таким образом, экспериментальным подбором площади сечения демпферного дросселя обеспечено прохождение входного сигнала через следящее устройство с фильтрацией по частоте и фазе, близкой к оптимальной. В результате этого ограничена полоса пропускания частот внешнего воздействия в пределах 0..Д25 с 1 и, вследствие запаздывания т, исключено срабатывание чувствительного элемента при случайных импульсах внешней нагрузки и при резком изменении последней в момент переключения передач. Заметим, что экспериментально подобранное сечение демпферного дросселя позволило приблизиться к оптимальному расчётному коэффициенту демпфирования.
По данным этого графика увеличение времени на перемещение золотника из положения одной передачи в соседнее положение с 0,6 до 1 с сдвигает рабочую область системы автоматического переключения передач в зону более низких частот. Этот эффект может быть достигнут увеличением времени запаздывания т в системе при соответствующей нагрузке реле времени.
Фазовая частотная характеристика в рабочей зоне имеет постоянный сдвиг по фазе, равный п. Вследствие этого процесс переключения передач с одной на другую, запаздывая относительно изменения нагрузки на время от 1,8 до 3,6 с, позволяет двигателю работать кратковременно на корректорном режиме в момент повышения нагрузки. Такое протекание процесса, как известно, несколько повышает тяговую мощность и, значит, производительность агрегата.
Результаты сравнительных испытаний серийных крупногабаритных шин тракторов класса 5
Для исследований и сравнительных испытаний были приняты три типоразмера шин: 720-665Р (ФД-12), 30,5R32 (Ф-81) и 24,5R32 (Ф-85), технические характеристики которых представлены в таблице 6.24 [96].
Согласно принятой методике испытаний измерение контактных давлений в отпечатке шины производилось за каждый оборот колеса пятью датчиками, расположенными на выступах грунтозацепов.
Результаты экспериментальных исследований показали, что распределение контактных давлений по ширине отпечатка (рисунок 6.22) [96] имеет седловидный характер. Применительно к шинам грузовых автомобилей В.И. Кнороз даёт объяснение этому явлению [108]. Для исследуемых нами шин неравномерность распределения давлений по ширине контакта тем значительней, чем твёрже основание, больше ширина профиля шины и нагрузка на колесо, меньше внутреннее давление воздуха. Характерно, что у всех трёх моделей наименьшее давление Рк наблюдается в сечениях контакта, расположенных между осью продольной симметрии и плечевыми зонами протектора, а наибольшая величина Рк - в плечевых зонах. По В.И. Кнорозу это происходит потому, что у шины низкого давления наибольшая нормальная жёсткость находится в зоне, близкой к контурной линии контакта, а в плечевых зонах протектора шина жёстче, чем в середине контакта. Боковые стенки покрышки воспринимают значительную часть нормальной нагрузки и при своей деформации, опираясь на более жёсткие плечевые зоны, стремятся вывернуть среднюю часть протектора [108].
У сравниваемых моделей шин большая неравномерность давлений по ширине отпечатка присуща шинам более широкого профиля Ф-81 и ФД-12.
У шины Ф-85 [96] распределение контактных давлений в поперечном направлении более равномерное, однако, величина самих давлений из-за меньшей площади контакта больше. Чем большее значение внутреннего давления воздуха в шине, тем неравномерность эпюры давлений в поперечной плоскости контакта менее значительна. Для шины Ф-81 на стерне ярового ячменя эпюра приближается к прямоугольной форме при Pw =0,19 Мпа. При увеличении вертикальной нагрузки неравномерность распределения давлений по ширине контакта становится более выраженной, так как доля вертикальной нагрузки, приходящаяся на боковые стенки покрышки, с ростом нагрузки увеличивается.
Величина контактных давлений по выступам грунтозацепов на поле, подготовленном под посев, меньше, чем на стерневом основании из-за большей площади отпечатка и большей части того давления, которое приходится на впадины между грунтозацепами. В любом случае давление в средней части отпечатка у шины ФД-12 больше по сравнению с шиной Ф-81 из-за меньшего по центру протектора шага грунтозацепов [96].
Таким образом проведённый анализ экспериментальных данных по распределению контактных давлений в отпечатке шины позволяет сделать заключение о том, что существующая конструкция шин ФД-12 и Ф-81 с большой шириной профиля не обеспечивает равномерности распределения давлений по контакту.
Неравномерность распределения давлений по ширине контакта, естественно, ухудшает тягово-сцепные качества шины.
Полученные в результате натурных испытаний шин Ф-81, ФД-12 и Ф-85 их тягово-энергетические показатели представлены на рисунках 6.23...6.24 [96].
Кривые тягового коэффициента полезного действия 77, имеют максимумы только при одной величине силы тяги колеса. Значения г}шах и соответствующие им величины Ркр зависят от типоразмера шины, вертикальной нагрузки на колесо, внутреннего давления воздуха и типа опорного основания.
При прочих равных условиях наибольший тяговый коэффициент полезного действия 7, на стерне ярового ячменя и на поле, подготовленном под посев, у шин ФД-12, практически такая же величина его у шины Ф-81, существенно ниже — у шины Ф-85.
С ростом вертикальной нагрузки на колесо буксование уменьшается и сила тяги, соответствующая максимуму тягового коэффициента rjlMax, смещается в сторону больших значений. Для шины Ф-81 эти значения на стерне ярового ячменя составляют 12,5, 15 и 17 кН соответственно при вертикальных нагрузках 40, 45 и 50 кН. Величина тяговых коэффициентов г/імах при этом снижается (наиболее значительно при перегрузке шины).
Влияние внутреннего давления воздуха в шине сказывается в меньшей мере и на стерне, и на поле, подготовленном под посев. Однако снижение давления воздуха в шине с 0,16 Мпа до 0,13 Мпа несколько повышает величину тягового коэффициента полезного действия 77,. Характерно, что сила тяги колеса, соответствующая максимуму коэффициента полезного действия т]Шах, у шины Ф-85 принимает по сравнению с шинами Ф-81 и ФД-12 меньшие значения и составляет на стерне ярового ячменя и поле, подготовленном под посев, Ю...11кН(у шин Ф-81 и ФД-12- 12... 14 кН) [96].
В результате анализа тяговых показателей шин по рисункам 6.23...6.24 получены данные, представленные в таблице 6.26. Данные экспериментальных исследований показывает, что величина буксования от сдвига почвы составляет 70...80% от полного буксования. При снижении внутреннего давления воздуха в шине с 0,16 МПа до 0,13 МПа буксование от сдвига почвы уменьшается на 1...2%, что объясняется увеличением площади контакта. Одновременно несколько снижается и сила сопротивления качению колеса. В общей сумме потерь мощности в шине ведущего колеса на долю потерь из-за буксования приходится 37...46%, причём 9.. 12% от общей потери мощности обусловлены псевдобуксованием. Потери мощности из-за сопротивления качению составляют 54...63%.
Приведённые результаты экспериментальных исследований свидетельствуют, что основная доля потерь мощности в шине ведущего колеса обусловлена на грунтовых основаниях сопротивлением качению колеса. Следовательно, конструктивные мероприятия должны быть направлены, прежде всего, на снижение этих затрат. Естественно не исключается необходимость в таких конструктивных решений, которые улучшают и сцепные качества шины, так как в зоне предельных сил тяги колеса потери мощности на буксование становятся преобладающими.
Для создания колесом необходимой силы тяги при минимальных потерях на перекатывание и буксование шина должна иметь достаточную площадь контактного отпечатка с большими размерами по длине. Именно в этом случае уменьшается сила сопротивления качению колеса и снижается буксование колеса от сдвига почвы, так как увеличивается число грунтозацепов и время их пребывания в контакте.
Указанное требование может быть выполнено разными способами.
Одним из них является применение более гибкой за счёт уменьшения слоев корда оболочки шины. Но при этом для обеспечения равномерности контактных давлений по ширине и длине отпечатка протекторная часть шины должна обладать достаточной жёсткостью.
Другим способом может быть применение шин с малой высотой профиля. Уменьшенная высота профиля шины способствует также и увеличению продольной жёсткости и, следовательно, снижению потерь мощности на продольную деформацию шины.
Исследование влияния ходовых систем тракторов класса 5 с различной комплектацией шин в полевых условиях на агрофизические свойства почвы и урожайность зерновых культур проводилось «по следу — вне следа» и «по общей оценке», как отражающих реальные технологии возделывания озимой пшеницы [67, 68, 95].
Основным методом исследований принимался полевой агротехнический опыт при посеве сеялочными агрегатами по следующим вариантам /66/:
- трактор К-701М с шинами 30,5 R 32 (Ф-81) с внутренним давлением 90 кПа во всех колёсах;
- трактор К-701 с шинами 28,1 R 26 с внутренним давлением в передних колёсах 140 кПа и в задних - 110 кПа;
- трактор Т-150 - контроль.
Показатели качества работы посевных агрегатов и результаты влияния уплотнения почвы на получение всходов (таблица 6.27) свидетельствуют, что глубина колеи за посевным агрегатом не просматривается по всем вариантам опыта, что объясняется сухим состоянием почвы, работой анкерных сошников и присыпанием колеи агрегатами. Глубина заделки семян по всем вариантам опыта, как по следу, так и вне следа, соответствовала агротехническим требованиям (6...8 см). Не заделанных семян на участках за всеми тракторами не наблюдалось.
