Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние современной теории взаимодействия колесных движителей сельскохозяйственных тракторов с тяжелыми почвами засушливых зон и некоторые дополнения к ней 13
1.1. Машинно-тракторный агрегат как динамическая техническая система 13
1.1.1. Системный анализ — методологическая основа математического моделирования системных объектов 13
1.1.2. Концептуальная физическая модель машинно-тракторного агрегата 17
1.2. Элементы теории взаимодействия колесного движителя с почвой 26
1.2.1. Аналитическая связь между вертикальной нагрузкой на гладкое колесо и максимальной деформации шины при свободном качении 27
1.2.2.Распределение вертикальных удельных давлений в пятне контакта пневматического колеса с почвозацепами, нагруженного вертикальной силой 28
1.2.3. Оценка вертикальных удельных давлений в пятне контакта шины ведущего колеса с почвой 29
1.2.4. Оценка горизонтальных удельных давлений (почвозацепа) в пятне контакта шины ведущего колеса 30
1.3. Математическая модель формирования момента сопротивления ведущего колеса трактора при работе в составе мта 32
1.4. Несущая способность почвенного фона в горизонтальном направлении (аппроксимация кривой буксования) 37
1.5. Динамика взаимодействия колёсных движителей с почвой как источник неравномерного нагружения мта 44
1.6. Проблемы стабилизации режимов нагружения трактора в составе мта установкой упругих элементов 61
1.6.1. Машинно-тракторный агрегат как измерительное устройство прочностных свойств обрабатываемого материала 61
1.6.2. Физическая и структурная модель машинно-тракторного агрегата для работы в условиях повышенного динамического нагружения 65
Выводы по первой главе 78
Цели и задачи исследования 84
Глава 2. Теоретическая оценка несущей способности почвы в горизонтальном направлении 86
2.1. Прогнозирование тягово-сцепных свойств тракторов с колесной формулой 4к2 86
2.1.1. Определение параметров дробно-рациональной функции, аппроксимирующей кривую буксования 86
2.1.2. Влияние динамичности крюкового усилия трактора на коэффициент буксования (динамика процесса буксования) 92
2.1.3. Снижение тяговых свойств колесного движителя трактора за счет самогенерации неслучайных устойчивых колебаний действующих усилий в пятне контакта 106
2.1.4. Полная характеристика несущей способности почвы 114
2.2. Определение тягов о-сцепных свойств тракторов с колесной формулой 4к4 126
2.3. Корректировка тягового расчета трактора 142
Выводы по второй главе 149
Глава 3. Стабилизация режимов нагружения колесных тракторов применением упругих элементов в навеске 153
3.1. Оптимизация технических характеристик горизонтальных стабилизаторов нагрузки мта 153
3.1.1. Оптимизация жесткости упругого элемента в прицепном устройстве по разностному критерию 153
3.1.2. Оптимизация жесткости упругого элемента в прицепном устройстве из условия возникновения автоколебаний сельскохозяйственной машины 163
3.1.3. Другие возможные критерии оптимизации жесткости упругого элемента в прицепном устройстве трактора 169
3.1.4. Определение частоты собственных продольно-угловых колебаний колесных тракторов 173
3.2.Эперименталбная верификация теоретических положений 179
3.2.1. Исследование влияния жесткости упругого элемента в прицепном устройстве трактора на параметры колебаний крюкового усилия 183
3.2.2. Влияние жесткости упругого элемента в прицепном устройстве МТА на крюковое усилие 186
3.2.3. Влияние жесткости упругого элемента в прицепном устройстве трактора на кинематические потери 190
3.2.4. Производственные показатели МТА при различной жесткости упругого элемента в прицепном устройстве 192
ВЫВОДЫ ПО ТРЕТЬЕЙ ГЛАВЕ 196
ГЛАВА 4. Стабилизация режимов нагружения колесных тракторов применением упругих элементов в креплении рабочих органов почвообрабатывающих машин 198
4.1. Возможности активизации рабочих органов почвообрабатывающих машин 198
4.2. Теоретические исследования по оптимизации жесткости упругих элементов в местах крепления рабочих органов 202
4.3. Исследование устойчивости движения культиваторной стойки с упругой связью в ее крепленнии 209
4.4. Экспериментальная проверка эффективности использования упругих элементов в креплении рабочих органов 220
4.4.1. Влияние жесткости и предварительного натяга упругого элемента в креплении рабочего органа на горизонтальную составляющую тягового сопротивления 220
4.4.2. Обоснование величины усилия предварительного натяга упругого элемента в креплении рабочего органа 226
4.4.3. Спектральный анализ горизонтальной составляющей тягового сопротивления рабочего органа культиватора 232
ГЛАВА 5. Анализ совместного использования упругих связей в различных местах мта 235
Глава 6. Теоритические основы внедрения операции предварительного полива в технологию обработки почвы 240
6.1. Теоретический анализ влияния влажности почвы на ее прочностные характеристики 240
6.2. Зависимость сопротивления почвообрабатывающей машины от влажности почвы 246
6.3. Анализ работы колесных движителей на увлажненой почве 252
6.4. Оптимизация влажности почвы в орошаемых хозяйствах при проведении почвообрабатывающих операций 258
6.5. Результаты экспериментальных исследований 270
6.5.1. Исследование силовых и кинематических затрат 271
на самопередвижение трактора в зависимости от влажности почвы 271
6.5.2. Исследование влияния влажности поля на динамичность процесса нагружения трактора в составе МТА 278
6.5.3. Влияние рабочей скорости движения МТА на К.П.Д. ходовой системы трактора, на полях различной влажности 284
6.5.4. Зависимость крюкового усилия от влажности поля и скорости движения МТА на различных сельскохозяйственных операциях 290
6.5.5. Производственные показатели МТА на полях разной влажности 294
Выводы по шестой главе 298
ГАВА 7 Экономическое обоснование мер по стабилизации режимов нагружения мта 299
7.1. Экономическое обоснование введения в технологические операции обработки почвы предварительного полива 299
7.2. Экономический эффект от использования упругих элементов в прицепном устройстве и в креплении рабочих органов культиваторного МТА 302
Заключение 307
Список литературы 311
Приложения 334
- Аналитическая связь между вертикальной нагрузкой на гладкое колесо и максимальной деформации шины при свободном качении
- Влияние динамичности крюкового усилия трактора на коэффициент буксования (динамика процесса буксования)
- Оптимизация жесткости упругого элемента в прицепном устройстве по разностному критерию
- Определение частоты собственных продольно-угловых колебаний колесных тракторов
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Основным направлением повышения производительности труда в почвообработке является повышение энергонасыщенности применяемых колесных тракторов. В этом случае наиболее острой становится проблема оптимизации состава и эффективного использования машинно-тракторных агрегатов (МТА) с точки зрения ресурсо- и энергосбережения. Как показывают экспериментальные данные, в производственных условиях недоиспользование мощности двигателя колесных тракторов, работающих со скоростными широкозахватными с.-х. орудиями, может достигать до 20%, а перерасход топлива - до 15 %. Кроме того, динамические нагрузки, действующие на трактор со стороны почвообрабатывающей машины, в значительной степени снижают потенциальные тяговые возможности энергонасыщенных колесных тракторов, и как следствие, приводят к превышению экологических ограничительных порогов (допустимого коэффициента буксования) при установлении приемлемых режимов их работы.
Решение проблемы повышения энергоэффективности колесных МТА в реальных условиях эксплуатации и оптимизация их состава видится:
в развитии методов аналитического расчета и прогнозирования закономерностей формирования оценочных показателей эффективности функционирования МТА в целом с учетом его конструктивных особенностей и условий эксплуатации;
в ограничении динамических нагрузок до уровня колебаний, не вызывающих резкого повышения энергомкости выполняемых операций, а значит, приводящих к повышению полезно используемой мощности двигателя;
в разработке простых и доступных мер по стабилизации режимов на-гружения трактора в составе МТА, создающих такие условия работы трактора, при которых выполняется высококачественное и надежное осуществление технологических операции.
Вопросам прогнозирования и повышения энергетической эффективности колесных машинно-тракторных агрегатов различных конструктивных схем в реальных условиях эксплуатации, имеющих важное народнохозяйственное значение, посвящена предлагаемая работа.
Степень разработанности темы. Теоретическим вопросам прогнозирования эксплуатационных показателей скоростных колесных тракторов в реальных условиях эксплуатации и разработке мер по снижению энергетических затрат на выполнение почвообрабатывающих операций за счет повышения эффективности их использования в составе машинно-тракторных агрегатов посвящены работы таких отечественных ученых, как Бабаков, И.М., Барский И.Б., Бачурин А.Н., Браткеев Р.В., Гамаюнов П.П., Глотов С.В., Жутов А.Г., Зимагу-
4 лов А.Х., Игнатенко И.В., Иншаков А.П., Исмашов В.А., КоцаръЮ.А., Кравченко В.А., Краснокутскш В.В. Кривое ВТ., Ксеневич И.П., Кузнецов Н.Г., Полива-ев О.Н., Сивицкий Д.В., Эвиев В.А. и др.
Обобщение и уточнение результатов этих работ позволяет сегодня не только создавать математические модели по оценке закономерностей формирования оценочных показателей эффективности функционирования колесных тракторов различных тяговых классов и конструктивных схем, но и разрабатывать более эффективные меры по стабилизации режимов их нагружения в составе МТА.
Цель работы:
-
Развитие методов аналитического расчета тягово-сцепных свойств проектируемых и существующих моделей колесных тракторов различных конструктивных схем, учитывающих зональные условия эксплуатации и особенности динамического нагружения трактора в составе МТА технологическими операциями.
-
Разработка и реализация конструкторских и технологических мер по стабилизации режимов нагружения трактора в составе МТА.
Объекты исследования: МТА на базе колесных тракторов различных конструктивных схем и тяговых классов.
Задачи исследования:
-
Уточнить математическую модель оценки тягово-сцепных свойств тракторов с колесной формулой 4К2 при нагружении их постоянным крюковым усилием.
-
Изучить влияние динамического характера нагружения колесного трактора крюковым усилием на процесс буксования, а также возможность снижения тяговых свойств колесного движителя за счет самогенерации неслучайных устойчивых колебаний действующих усилий в пятне контакта.
-
Разработать математическую модель оценки несущей способности почвы по кривой буксования S = f(Pk) при стационарном и динамическом нагружении трактора крюковым усилием.
-
Разработать математическую модель оценки тягово-сцепных свойств полноприводных тракторов на базе теории формирования полной несущей способности почвы.
-
Уточнить методику тягового расчта колесных тракторов на базе теории формирования полной несущей способности почвы.
-
Уточнить теоретические положения оптимизации параметров горизонтальных стабилизаторов нагрузки.
-
Разработать теоретические положения снижения динамических импульсов нагружения трактора за счт изменения прочностных характеристик почвы
5 путм повышения виброактивности рабочих органов и оптимизации их действия на почву без экологических последствий.
-
Провести теоретическое обоснование возможности использования операции предварительного полива в технологии механической обработки почвы для снижения импульсов динамического нагружения трактора за счт уменьшения е прочностных характеристик.
-
Обосновать экономическую целесообразность дополнительной стабилизации нагружения МТА с тракторами высоких тяговых классов.
Научная новизна работы:
развита теория взаимодействия колесных движителей сельскохозяйственных тракторов класса 1,4 кН с почвой, позволяющая по средним показателям физико-механических свойств почвы, геометрическим параметрам шины и динамическим характеристикам крюкового усилия оценивать тяговые возможности трактора в составе МТА;
доказана возможность распространения разработанных закономерностей рассматриваемой теории на работу движителей полноприводных тракторов и использование этих закономерностей при оптимизации рабочих процессов МТА;
разработана математическая модель взаимодействия МТА с обрабатываемым материалом, используемая для определения оптимальной жесткости стабилизирующего упругого элемента в прицепном устройстве тракторов класса 3 и выше, работающих с современными широкозахватными комбинированными почвообрабатывающими орудиями;
разработаны теоретические положения по стабилизации тягового усилия культиваторного МТА путем оптимизации упругих связей, обеспечивающих устойчивое колебание пассивных рабочих органов, с целью снижения внутреннего трения в почвенных пластах;
проведена комплексная оценка целесообразности использования упругих элементов в системе формирования силового потока МТА;
разработаны теоретические положения по использованию операции предварительного полива в технологии механической обработки почвы с целью повышения производительности и снижения суммарных затрат почвообрабатывающих МТА на орошаемых землях.
Теоретическая и практическая значимость работы состоит в развитии научных основ, методов и средств, с помощью которых можно:
— получать достоверную информацию о тяговых свойствах колесных тракторов различных конструктивных схем в реальных условиях эксплуатации без проведения натурных тяговых испытаний;
оценивать приспособленность колесных тракторов к местным условиям эксплуатации и режимам их нагружения в составе МТА;
устанавливать допустимые режимы нагружения тракторов в составе МТА на этапе его комплектования;
принимать решение о целесообразности приобретения данного колесного трактора к имеющемуся парку почвообрабатывающих машин;
разрабатывать методы и алгоритмы адаптации узлов и механизмов МТА к эффективному функционированию в реальных условиях эксплуатации, а также находить оптимальные характеристики при модернизации серийных тракторов с целью повышения их технико-экономического уровня;
проводить прогноз по эксплуатационным показателям тракторов в составе МТА как на стадии его проектной разработки, так и в процессе функционирования;
совершенствовать нормативно-методическую базу тяговых испытаний тракторов в составе МТА.
Методология и методы исследования.
Методика исследования предусматривала теоретический анализ рабочих гипотез, их экспериментальную проверку в полевых условиях и экономическую оценку результатов работы.
В теоретических исследованиях использованы положения теории грунтов, теоретической механики, методы математического анализа и математической статистики.
Экспериментальные исследования проводились в реальных полевых условиях на базе общепринятых и частных методик, разработанных автором.
Основные расчеты и обработка результатов экспериментов выполнялись с использованием пакетов прикладных программ на ЭВМ.
Положения, выносимые на защиту:
математические модели по оценке тягово-сцепных свойств колесных тракторов различных конструктивных схем в реальных условиях эксплуатации;
конструкторские и технологические меры по повышению энергетической эффективности колесных машинно-тракторных агрегатов при выполнении технологических операций за счет стабилизации режимов их нагружения крюковым усилием.
Степень достоверности и апробация результатов.
Степень достоверности основных положений и выводов настоящего исследования определяется использованием и глубокой теоретической проработкой физических процессов взаимодействия ведущего колеса трактора с почвой в условиях эксплуатации на базе основных законов теоретической и земледель-
7 ческой механики и установления адекватности математической модели экспериментальным данным.
Основные положения работы и результаты исследования доложены и получили положительную оценку в процессе обсуждения на 15 внутренних и всероссийских научно-технических конференциях, в том числе: на ежегодных конференциях «Актуальные проблемы развития АПК» (Волгоград, с 2003 по 2013 годах); на международной научно-практической конференции «Прогресс транспортных средств и систем» (Волгоградский государственный технический университет, 2013 г.) и др.
По теме диссертации опубликовано более 40 научных работ, среди которых 3 патента, 1 авторское свидетельство, 20 статей в изданиях, рекомендованных ВАК Минобразования и науки РФ. Общий объем опубликованных работ составляет 17,87 печатных листов, из них 9,5 печатных листов принадлежит автору.
Аналитическая связь между вертикальной нагрузкой на гладкое колесо и максимальной деформации шины при свободном качении
Теория взаимодействия колёсного движителя с тяжёлыми почвами засушливых зон использует следующие допущения [145]:
1. Сопротивление почвы вертикальному смятию зависит от глубины смятия и подчиняется линейному закону где р — давление «штампа», Ч/ 2 ; h — глубина погружения штампа, м; с — коэффициент объёмного смятия почвы, Н/ о .
2. При росте скорости движения колеса по сминаемому грунту уменьшения глубины колеи в связи с отставанием роста деформации от роста деформирующего усилия не происходит.
3. Рост несущей способности почвы, связанный с возможной фильтрацией воды и воздуха в ней, не учитывается.
4. Возможное уменьшение глубины колеи колёсного движителя за счет роста скорости движения не учитывается, в связи с тем, что его влияние малозначительно при расчете сопротивления движению.
5. Упругая деформация почвы отсутствует в связи с её проявлением после полного съезда колеса с рассматриваемого участка поля.
6. Деформация отдельных участков шины происходит нормально к исходной поверхности.
Эти допущения были обоснованны изучением работ, выполненных в ведущих научно-исследовательских институтах и вузах страны [17, 18, 55, 90, 107]. Они обусловлены характеристиками почвенно-климатических зон с тяжелыми почвами (коэффициент удельного сопротивления 1 ...\2кг/ 2), имеющих малое содер / см жание органических остатков (гумуса — менее 2%), устойчивый климат (работа МТА связана с взаимодействием с почвой влажностью 8-12%). Хотя в некотором приближении они могут оценить работу МТА и на других почвах. В подтверждении такого вывода можно сослаться на работу, выполненную в СЗНИИ-МЭСХв2000г. [172].
Основы теории взаимодействия колёс сельскохозяйственного трактора с почвой, с описанными выше свойствами, подробно изложена в книге Н. Г. Кузнецова. Её вариация для цилиндрических шин представлена ниже [145].
Аналитическая связь между вертикальной нагрузкой на гладкое колесо и максимальной деформации шины при свободном качении
В авторских обозначениях зависимость между вертикальной нагрузкой на гладкое колесо и максимальной деформации шины представляется в следующем виде: где Q — вертикальная нагрузка на колесо, Н; Сг — коэффициент радиальной жесткости единичного (в один радиан) сектора шины, / ; е — максималь ная деформация шины в пятне контакта, м; г0 — свободный радиус шины в продольной плоскости, м; к — коэффициент относительной жёсткости шины;
С к = ——; В — ширина шины, м; с — коэффициент объёмного смятия почвы, сВг0 1.2.2.Распределение вертикальных удельных давлений в пятне контакта пневматического колеса с почвозацепами, нагруженного вертикальной силой
Наружняя поверхность почвозацепа реальной шины заглубляется раньше, чем наступает момент контакта поверхности впадин. Величина предварительного на-гружения почвозацепа шириной Ъ и высотой / окажется равной ctb, поэтому максимальное значение на наружной поверхности почвозацепа оценено зависимостью а на поверхности впадин где Н = ке — максимальная расчётная деформация почвы, м; S — круговой шаг почвозацепа, м.
Распределение давлений по углу поворота в продольном сечении колеса охарактеризовано следующими соотношениями:
а) на наружной поверхности почвозацепа набегающего на почву участка шины
б) на почвозацепе сбегающего с почвы участка шины
в) во впадине набегающего участка шины на почву
г) во впадине сбегающего с почвы участка шины
Входящие в выражение (1.5)...(1.8) углы а и ср отмечены на рисунке 1.4, е определяется из выражения (1.2).
Оценка вертикальных удельных давлений в пятне контакта шины ведущего колеса с почвой
На основании линейной зависимости удельного давления от деформации почвы (1.1) и гипотезы Флорина о равноправности действий горизонтальных и вертикальных напряжений при деформации «почвенного кирпича» при действии на колесо крутящего момента установлено: где Нм — глубина колеи ведущего колеса, м; ірд — приведённый расчетный коэффициент буксования для пятна контакта, учитывающий число поджатий «почвенного кирпича» при нахождении его в пятне контакта.
Влияние динамичности крюкового усилия трактора на коэффициент буксования (динамика процесса буксования)
Проведенный анализ показывает, что основные параметры дробно-рациональной функции кд и Рт могут быть определены по значению коэффициента буксования на одном из характерных режимов работы ведущего колеса 8дэ или 8 . Параметр к8 дробно-рациональной функции по физическому смыслу
— угловой коэффициент начального участка кривой буксования, определяемый тангенсом угла наклона касательной к кривой 8 = f(PT) в начале координат.
Следовательно, чем ближе характерная точка к рабочему (начальному) участку кривой буксования, тем более точно дробно-рациональная функция будет описывать процесс буксования колесного трактора.
Другой вывод, который можно сделать, анализируя результаты расчетов табл. 2.1, это тот факт, что параметр к8 практически не зависит от вертикальной жесткости почвы. Это позволяет в аналитических расчетах принимать его постоянным, что значительно упрощает предлагаемый алгоритм. Объяснить это можно тем, что с увеличением жесткости почвы растет деформация шины, что, в свою очередь, замедляет снижение числа почвозацепов находящихся в пятне контакта, следовательно, несущая способность почвы в горизонтальном направлении возрастает.
Влияние динамичности крюкового усилия трактора на коэффициент буксования (динамика процесса буксования)
Анализ работ по влиянию скоростного режима МТА на кинематические потери [2, 31, 33, 74, 77, 159, 197, 211, 219, 221, 222, 237, 238] показал, что процесс буксования колесного трактора определяется: инерционными и упругими свойствами элементов силовой передачи, вертикальными колебаниями трактора, динамическим характером крюкового усилия, свойствами почвы, воспринимающей воздействие горизонтального усилия со стороны почвозацепа. Проанализируем перечисленные факторы.
1. Современные колесные тракторы преимущественно оборудуются механической или гидромеханической трансмиссиями, которые является источником возникновения вибраций, связанных с
— неравномерностью моментов трения сопряженных поверхностей;
— неточностью изготовления тел вращения (шестерни, валы, муфты и т. п.);
— соударением зубьев шестерен.
Частотный диапазон возмущений от шестерен трансмиссии можно определить соотношением [162]: 60 где пв — частота вращения вала трансмиссии, у ; гш — число зубьев шестерни.
Расчеты по этой зависимости показывают, что частотный диапазон возмущений трансмиссии генерируется в диапазоне от 30 до 1600 Гц. Анализ экспериментальных спектральных характеристик силовых параметров колесных тракторов показывает, что амплитуды колебаний крутящего момента на таких высоких частотах практически близки к нулю. Виброускорения, генерируемые этими колебаниями в зоне пятна контакта шины с почвой, рассеиваясь за счет диссипативных свойств шины, не способны вызывать снижение коэффициента внутреннего трения почвы [148].
Для колесных тракторов ещё одним источником генерации колебаний является сам движитель. Взаимодействие почвозацепов шин с опорной поверхностью вызывает высокочастотные колебания, за счет периодичности смены почвозацепов в пятне контакта. Частотный диапазон этих возмущений находится в пределах 60-70Гц. Вопрос возможности самогенерации устойчивых колебаний действующих усилий в пятне контакта за счет периодичности смены почвозацепов шины будет рассмотрен нами отдельно в следующем разделе. 2. При движении колесных тракторов по неровным полям возникают вертикальные колебания остова трактора на шинах, в результате чего происходит динамическая догрузка мостов вертикальными силами, определяемая высотой препятствий, расстоянием между ними и скоростью движения трактора. Вертикальные колебания будут приняты нами во внимание в дальнейшем, путем учета изменения средних вертикальных нагрузок на мостах трактора.
3. Интегральное действие динамических процессов выполняемой сельскохозяйственной операции на трактор проявляется в формируемом при её выполнении крюковым усилием. Крюковое усилие представляет собой случайную функцию времени (рисунок. 2.2).
Согласно анализу, проведенному в первой главе, примем, что формируемая крюковая нагрузка состоит из постоянной (статической) составляющей Рн и слагаемого АР (динамический прирост крюковой нагрузки при увеличении рабочей скорости движения МТА более 4KW ), зависящего от времени: Статическая составляющая крюкового усилия — усилие на крюке, определяемое допустимым коэффициентом буксования трактора по истиранию почвы движителями, динамическая составляющая крюкового усилия для тракторов класса 14кН варьируется в пределах 0,17 -0,35Р , в зависимости от вида выполняемой почвообрабатывающей операции и поступательной скорости движения трактора [145, 148]. &i
Процесе нагружения ведущего колеса трактора переменным крюковым усилием
Среднюю амплитуду и частоту колебаний крюкового усилия можно подсчитать по спектральной плотности, получаемой при обработке экспериментальных осциллограмм крюковой нагрузки: При такой постановке задачи динамика процесса буксования определяться динамической составляющей крюкового усилия АР и частотой колебания нагрузки с амплитудой А р .
Для проверки такого вывода воспользуемся расчетной схемой (см. рисунок 1.7) и дифференциальными уравнениями (1.39), описывающими процесс нагружения трактора переменным крюковым усилием, которые вследствие относительной малости массы почвы тп, участвующей в деформации, можно упростить до двухмассовой системы:
Оптимизация жесткости упругого элемента в прицепном устройстве по разностному критерию
Материалы второй главы доказывают важность учёта снижения тяговых показателей колесных тракторов в реальных условиях эксплуатации. Обусловлено это неровностью поверхности почвенного фона и неустановившимся характером крюкового усилия, поэтому необходимо принимать меры, направленные на стабилизацию режимов нагружения трактора в составе МТА.
Стабилизация режимов нагружения трактора в составе МТА преследует следующие цели:
1. Создание нормальных условий работы трактора, при которых обеспечивается высококачественное и надежное осуществление заданной технологической операции; ограничение динамических нагрузок и уровня колебаний, обусловленных эксплуатацией.
2. Рациональное использование колебательных явлений для активации рабочих органов, осуществляющих технологические операции.
Работа колесного МТА на повышенных скоростях существенно увеличивает энергетический уровень, на котором выполняется почвообрабатывающая операция, обусловлено это интенсификацией воздействия рельефа поля на МТА, что существенно увеличивает амплитуду вертикальных, продольно-угловых колебаний трактора, усиливая тем самым динамичность крюковой нагрузки
Снизить интенсивность колебаний крюкового усилия трактора можно за счет горизонтальных стабилизаторов нагрузки (упругих элементов) в прицепном (навесном) устройстве, позволяющих аккумулировать энергию ударного процесса и растягивать её передачу на весь период времени между ударными явлениями.
Оптимальное значение жесткости такого упругого элемента, как показано в анализе первой главы, выбирается из условия необходимости сохранения скорости наезда сельскохозяйственной машины на препятствие, на таком уровне, который наблюдался при наезде всего агрегата при жёстком креплении машины с остовом трактора.
Исходя из этого, было записано критериальное уравнение (1.45) которое затем было преобразовано к виду (1.46), что, в конечном счете, позволило получить значение жесткости упругого элемента (1.47).
При составлении данной математической модели были приняты следующие допущения:
1. Рассматривался только процесс нагружения трактора в составе МТА, второй этап работы упругого элемента по возвращению накопленной потенциальной энергии упругим элементом происходит без потерь.
2. Расчетная динамическая схема — одномассовая. Такое допущение основывается на том, что масса трактора составе МТА более инерциальная, чем масса сельскохозяйственной машины, поэтому она принималась в качестве опорной.
3. Предложенная математическая модель не оценивает прирост среднего крюкового усилия, обусловленного динамическими процессами режимов работы МТА. Она только констатирует предполагаемое снижение крюковой нагрузки при жесткости упругого элемента, рассчитанной по зависимости (1.47).
Принятое допущение об одномассовости динамической системы «трактор — сельскохозяйственное орудие» корректно только в том случае, если масса трактора существенно (3—6 раз) больше, чем масса сельскохозяйственной машины. Только в этом случае трактор может рассматриваться в качестве опоры при колебаниях сельскохозяйственного орудия. Для тракторов высоких тяговых классов, агрегатируемых с широкозахватными, комбинированными орудиями, масса которых соизмерима с массой трактора, такое допущение при определении оптимальной жесткости упругого элемента может приводить к существенным ошибкам. С учетом этого проведем уточнение предлагаемой математической модели.
Для этого рассмотрим свободные колебания двухмассовой механической системы рисунок 3.1, где тьт2 — соответственно масса трактора и сельскохозяйственной машины, положение которых в пространстве определяется обобщенными координатами q1 и q2 (перемещение центра масс трактора и сельскохозяйственной машины), отсчитываемыми от положения устойчивого равновесия системы.
Предполагая, что механическая система подчинена голономным, идеальным и стационарным связям, а силы, действующие на точки системы, имеют потенциал, запишем кинетическую и потенциальную энергию системы в однородной квадратичной форме обобщенных скоростей и обобщенных координат соответственно [236]: где T,П — кинетическая и потенциальная энергия системы соответственно; ап,а12,а22 — коэффициенты инерции; CJJ,C12,C22 — коэффициенты жесткости при перемещении указанных масс qj,q2. Внося полученные значения кинетической и потенциальной энергий в уравнения Лагранжа находим дифференциальные уравнения движения системы:
Начальные условия: t = 0, q1 = Vmp = V0, q2 = Vmp = V0 кинетическая энергия трактора: ті = miivo -ЧіУ = -(Уо 2m1V0q1 + тіЧі}, почвообрабатывающей машины: Т2 = m2 Vo Ч2У = (m2 o 2m2V0q2 + m2q22\ полная кинетическая энергия системы: T = Tj+T2= -{mjVo -2m1V0q1 + mrf2)+ -\m2V02 -2m2V0q2 + m2q22). (3.3). Потенциальная энергия системы: п = т сІЯі Я2 У = \сЯі 2cq1q2 + q22 ). (3.4) Частное решение дифференциальных уравнений системы (3.2) будем искать в виде q1 = Bsin(kt + а\ q2 = Dsin(kt + а), обозначив Ш- = — = /л, получим q2 = juqj = juB sinykt + а). Яі в Полученные выражения подставим в (3.2) и разделим на Bsin[kt + a), получим (CJJ -апк2]+ /л(с12 -а12к2]= О \С 12 а12к) + lAC22 а22к2)= Исключим ju из системы (3.4): [сп - аик2\с22 - а22к2)- \с12 - а12к2) = 0, (3.6) где к — частота собственных колебаний системы. 157 Сравнивая коэффициенты в системе (3.1) с выражениями потенциальной и кинетической энергии (3.3), (3.4), делаем вывод, что ап = тьа12 = 0,а22 = т2,с11 = с22 = с,с12 = -с. Так как кинетическая и потенциальная энергия системы рассматриваются как квадратичные формы с постоянными коэффициентами, для проверки устойчивости положения равновесия проверяем определённость и положительность квадратичных форм: апа22 ап 0, т1т2 -0 0 — соблюдается, спс22 -с22 0,с2 -с2 =0 — не соблюдается, То есть один из корней частотного уравнения равен нулю. Обусловлено это особенностью нагружения, один упругий элемент при двух конечных массах. В этом случае движение двухмассовой системы, описываемое уравнениями (3.2), можно рассматривать как колебания, наложенные на режим равномерного движения системы. Можно сказать, что рассматриваемая система имеет только одну колебательную степень свободы, вторая степень свободы соответствует движению системы как жесткого тела.
Определение частоты собственных продольно-угловых колебаний колесных тракторов
Как уже отмечалось, господствующая частота по спектральной плотности крюкового усилия определяется генерацией продольно-угловых колебаний трактора. Значение этой частоты можно определить и расчетным путем через известные конструктивные параметры трактора и шин ведущих колес, что позволит сократить трудоемкость проведения поисковых экспериментов и автоматизировать расчет технических характеристик горизонтальных стабилизаторов нагрузки.
Воспользуемся уравнением связи вертикальной нагрузки на колесо и деформации шины колеса, работающего по сминаемой поверхности почвы [145].
При вертикальных колебаниях трактора частота собственных колебаний будет определяться вертикальной нагрузкой на колесо и жесткостью шины при данной нагрузке, последнее оценивается по коэффициенту радиальной жесткости шины: где Kr коэффициент радиальной жесткости шины, Ц/ .
Если колеса переднего и заднего моста трактора одинаковы, то величины Сг и к для них также будут одинаковы, но коэффициенты радиальной жесткости шины будут разными. Так как вертикальные нагрузки на мосты не одинаковы, обозначим их КгП и Кг3 соответственно.
Частоты собственных вертикальных колебаний мостов можно подсчитать по указанным выше приведенным жесткостям:
Угловые колебания трактора в продольной плоскости определяются перераспределением нагрузок на мосты под действием изменяющегося крюкового усилия, что будет приводить к дополнительной деформации шин. Если изменение крюкового усилия будет происходить по гармоническому закону, то дополнительную деформацию шин при нарастании Р можно определить по формулам де АР — амплитуда колебаний крюкового усилия, Н; h — высота точки прицепного устройства, м; L — база трактора, м.
Экспериментальные работы проводились в различных районах Волгоградской области (Городищенском, Еланском, Новониколаевском, Фроловском) в период 2004—2012 г., на различных почвенных фонах, при выполнении таких сельскохозяйственных операций как вспашка, культивация пара, культивация стерни, посев. Влажность почвы при проведении всех экспериментальных исследований находилась в пределах 8—14 %, за исключением тех случаев, когда испытания тракторов преследовали цель выявить влияние влажности почвы на их тяговые показатели, в этом случае испытания проводились при исскуственном увлажнении полей.
Испытаниям подвергались следующие МТА:
1. Колесный трактор John-Deere 8430, оборудованный прицепным устройством с упругим элементом (патент № 2400037), в агрегате с культиватором Bourgault 8810.
2. Колесный трактор Buhler 2375, оборудованный прицепным устройством с
упругим элементом (патент № 2400037), в агрегате с культиватором Bourgault 8810, оборудованный упругими элементами в креплении рабочих органов.
3. Колесный трактор ХТЗ-150К, оборудованный прицепным устройством с упругим элементом (патент №), динамическим гасителем колебаний в прицепном устройстве в агрегате с культиватором ЗКПС-4.
4. Колесный трактор МТЗ-80Л, в агрегате с плугом ПЛН-3-35, культиватором КПЭ - 3,8, сеялкой СЗ - 3,6.
Программы исследований в каждой работе были автономными. Однако все они были частью общей программы экспериментальных работ, направленных на решение теоретических вопросов эксплуатации колесных тракторов в реальных условиях. В связи с этим количество и наименование регистрируемых параметров в каждой из перечисленных работ было разным (табл. 4.1)
