автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Пути повышения эффективности колесных тракторов малой мощности

КУРГАНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

С'-,

§ £

§

Со

На правах рукописи

с \

ХУДОРОЖКОВ СЕРГЕЙ ИВАНОВИЧ

УДК 629.114.2.003.13

ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ МАЛОЙ МОЩНОСТИ

Специальность 05.05.03. - "Колесные и гусеничные машины"

Автореферат на соискание ученой степени доктора технических наук

Курган, 1998

Работа выполнена на кафедре тракторов и автомобилей Курганской государственной сельскохозяйственной академии и на кафедре гусеничных машин Курганского государственного университета

Научный консультант: Заслуженный деятель науки и техники РФ

доктор технических наук профессор Благонравов А.А

Официальные оппоненты:

Заслуженный машиностроитель РФ доктор технических наук профессор Позин Б.М. (г. Челябинск) доктор технических наук профессор Суркин В.И. (г. Челябинск) доктор технических наук профессор Савочкин В.А. (г. Москва) Ведущая организация - ОАО " Курганмашзавод"

Защита состоится 19 июня 1998 года в 14 часов на заседани диссертационного совета Д064.18.01 в Курганском государственно университете по адресу: 640669, г. Курган, ул. Гоголя,25. Телефон дг справок (35222)22652.

Ваши отзывы в двух экземплярах, заверенные печатью, проси выслать по указанному адресу. С диссертацией можно ознакомиться библиотеке Курганского государственного университета

Реферат разослан /6 мая 1998 года

Ученый секретарь диссертационного совета ГулезоЕ

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

АКТУАЛЬНОСТЬ ПРОБЛЕМЫ. Важным резервом производства продуктов питания являются фермерские хозяйства, личные подворья, подсобные участки земли предприятий и учреждений, садово-огороднические кооперативы, тепличные хозяйства. Их характерной особенностью является то, что они обычно являются мелкоконтурными и могут располагаться на "неудобицах". Такие земли в СНГ составляют около 90 млн. га и использовать на них традиционную высокопроизводительную сельскохозяйственную технику экономически неоправданно. Поэтому увеличение производства продуктов питания на базе таких земель может быть осуществлено при условии широкого применения малогабаритных тракторов (МТ) малой мощности классов 0.2 - 0.4 с универсальными наборами орудий.

Современная отечественная техника данного типа, как показали исследования, имеет существенные недостатки, среди которых наиболее характерны: несоответствие условий работы оператора санитарно-гигиеническим (СГ) нормам и низкий коэффициент использования мощности двигателя (X.). Среди основных причин этого можно выделить следующие.

1. Применение неуравновешенных одно- и двух-цилиндровых поршневых ДВС при жестком соединении с остовом трактора способствует передаче на органы управления значительного уровня вибраций, превышающих предельно-допустимые значения (ПДЗ). Выполненные научные исследования не позволяют связывать параметры существующих малоразмерных двигателей (МД), а также перспективных ДВС, с уровнем локальных и общих вибраций на рабочем месте оператора МТ.

2. Отсутствие систем подрессоривания остова и сиденья МТ вызывает низкочастотные колебания оператора на рабочем месте, превышающие ПДЗ и ограничивающие продолжительность его непрерывной работы по СГ нормам. В научной литературе отсутствуют математические зависимости, позволяющие на стадии проектирования прогнозировать продолжительность непрерывной работы оператора, а также минимизировать уровень его низкочастотных колебаний в системе "Агрофон-Тракгор-Человек".

3. Использование на МТ легкой и средней групп упрощенных коробок передач с малым числом ступеней и отсутствие автоматичности трансмиссий в условиях работы на коротких гонах с частыми переключениями передач существенно снижает производительность мини-МТА из-за низкого коэффициента X и высокой динамичности рабочих процессов при трогании с места. Применение бесступенчатых передач является одним из главных рычагов решения данной проблемы.

Использование гидрообъемных приводов на МТ, в особенности легко! группы, не эффективно по причине значительного усложнения конст рукции и ее существенного удорожания. В связи с этим, обоснована эффективности применения механических бесступенчатых импульс ных передач «простейшего типа» (ИП), обеспечивающих возмож ность автоматического регулирования передаточного числа в сочета нии с простотой конструкции, является одним из важных направлена исследования.

ЦЕЛЬ ИССЛЕДОВАНИЯ. В качестве основных направлений ис следований в области повышения эффективности колесных тракте ров малой мощности целесообразно выделить следующие:

- определение возможностей увеличения продолжительное^ непрерывной работы оператора по СГ нормам на основе оптимизаци! параметров конструкции МТ;

-оценка эффективности снижения нагруженности трансмисси! при трогании и повышения использования мощности двигателя npi использовании механических бесступенчатых импульсных переда' «простейшего типа».

ОБЪЕКТЫ ИССЛЕДОВАНИЯ. В качестве объектов исследова ния принимаются одно- и двух-цилиндровые карбюраторные и ди зельные МД отечественного (СН-бд, СК-12, СН-14д, Т-450д, В2-Ч) i зарубежного (G-1080, G-1450, 3LD-510, Briggs ) производства. Ступен чатые механические трансмиссии тракторов КМЗ-012 и КМЗ-020 i бесступенчатая импульсная трансмиссия опытного трактора КМЗ 012*. Колесные тракторы КМЗ-012 класса 0.2 и КМЗ-020 (0.4), малога баритная коммунально-строительная машина МКСМ-800, шлейс сельхозорудий для мини-техники (ОАО "Курганмашзавод").

НАУЧНАЯ НОВИЗНА работы заключается в том, что на основа теоретических и экспериментальных исследований:

-предложена методика расчета локальных и общих вибраций н рабочем месте оператора МТ с учетом параметров уравновешенност существующих и перспективных МД;

-разработана математическая модель оптимизации параметро системы "Агрофон-Трактор-Человек" по низкочастотным колебания! оператора на рабочем месте;

-создана методика, связывающая параметры конструкции МТ продолжительностью непрерывной работы оператора по СГ нормам;

-разработан алгоритм расчета динамических характеристик бес ступенчатой трансмиссии МТ на основе «простейшей» импульсно передачи;

-обоснована эффективность применения бесступенчатых ИП трансмиссиях МТ по коэффициенту использования мощности двига теля и динамической нагруженности трансмиссии при трогании.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ РАБОТЫ. Основная часть экспе-мментальных исследований выполнялась в содружестве с ОАО Курганмашзавод" и АО "СКБМ" на основе хоздоговоров с 1990 года с [елью улучшения эксплуатационных показателей мини-МТА на базе олесных тракторов КМЗ-012 и КМЗ-020.

Предложена методика оценки продолжительности непрерывной «боты оператора МТ по СГ нормам на ранней стадии проектирова-

1ИЯ.

Результаты исследования вибровоздействия МД на остов МТ вились основной для выбора рациональных параметров виброзащи-ы рабочего места оператора.

Получены тягово-динамические характеристики МТ с бесступен-атой механической трансмиссией "простейшего" типа на стационарах и переходных режимах.

Данные полевых испытаний шлейфа сельхозорудий и тяговых юпытаний МТ явились основной расчета эксплуатационных показа-елей мини-МТА.

РЕАЛИЗАЦИЯ РЕЗУЛЬТАТОВ РАБОТЫ. Теоретические и экс-ериментальные исследования отражены в 17 отчетах о НИР, пере-[анных АО СКБМ и ОАО "Курганмашзавод". Использование результа-ов исследований позволило сделать рациональный выбор перспек-ивных двигателей для серийного трактора КМЗ-012, сертифициро-ать трактор КМЗ-012 по СГ нормам на рабочем месте оператора, по-ысить качество рабочих процессов шлейфа сельхозорудий и произ-одительность мини-МТА. Результаты работы внедрены в учебный роцесс подготовки инженеров специальности 311300 в Курганской осударственной сельскохозяйственной академии им. Т.С. Мальцева.

МЕТОДИКА ПРОВЕДЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЯ. Исследования роведены с позиции системного подхода и включают теоретический I экспериментальный разделы. При построении математических мо-1елей вибровоздействия ДВС на остов МТ применялись методы ана-1итической механики, теории дифференциальных уравнений, преоб-1азования Фурье, корреляционного и спектрального анализа.

Исследование нелинейных систем подрессоривания проводи-юсь на основе асимптотических методов малого параметра Крылова-юголюбова-Митропольского. В качестве стратегии многомерной оп-имизации параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек" исполь-ован алгоритм скользящего допуска (АСД).

Анализ параметров работы импульсной трансмиссии МТ при ус-ановившихся и переходных процессах осуществлялся на основе равнений Лагранжа с неопределенными множителями и численных ¡роцедур.

Методы теории вероятности, корреляционных и спектральных функций, быстрого преобразования Фурье использовались при обра-

ботке экспериментальных данных, полученных в результате стенд« вых, тяговых и полевых испытаний МТ. Для экспресс-обработки р< зультатов испытаний использовался бортовой измерительж регистрирующий вычислительный комплекс ИРМА, виброизмерител! ная аппаратура, ПЭВМ.

В основе реализации большинства теоретических и экспериме» тальных исследований лежат разработанные автором компьютерны программы, созданные на современных алгоритмических языках.

АПРОБАЦИЯ РАБОТЫ. Основные результаты докладывались обсуждались на lll-й Всесоюзной НТК по инерционно-импульсным mí ханизмам, приводам и устройствам (Челябинск, 1982), на Vl-й и Vil-Всесоюзных НТК по управляемым и автоматическим механически приводам и передачам гибкой связью (Одесса, 1980, 1986), на Всесс юзной НТК "Автоматизированное проектирование машин, оборудов; ния, приборов и технологических процессов в машиностроении" (У( тинов, 1986). Отдельные вопросы по теме диссертации докладывг лись на научных конференциях ЧГАУ "Исследование тракторов, авт< мобилей и двигателей" (Челябинск, 1992, 1994, 1996), на Всероссш ской научно-практической конференции "Научное наследие Т.С Мальцева /к 100-летию со дня рождения/ "(Курган, 1995), на Vl-м меа дународном симпозиуме по теории реальных передач зацепление (Курган, 1997), на научно-технических семинарах кафедр "Тракторы автомобили" (КГСХА) и "Гусеничные машины" (КГУ) (Kyprai 1990...1997).

В полном объеме диссертационная работа докладывалась и бь ла одобрена на научных семинарах кафедр " Тракторы и автомобиль (КГСХА) и "Гусеничные машины" (КГУ) (Курган, 1998), на o6beflMHef ном научном семинаре кафедр ЧГАУ (Челябинск, 1998), на научно семинаре кафедры "Тракторы" МАМИ (Москва, 1998), на o6beflHHef ном научно-техническом семинаре "Совершенствование технике эксплуатационных показателей машин и механизмов" КГУ (Kyprai 1998).

ПУБЛИКАЦИИ. По результатам исследований опубликовано 5 работы, в т.ч. 6 авторских свидетельств. Основные положения ди< сертации содержатся в работах, список которых приведен в конце ре ферата.

СТРУКТУРА И ОБЪЕМ РАБОТЫ. Диссертация включает введ« ние, 7 глав, заключение, библиографический список из 119 наименс ваний, приложения; имеет общий объем 316 стр., объем без прилс жений 302 стр., содержит 53 табл., 108 рис.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ, ВЫНОСИМЫЕ НА ЗАЩИТУ:

-постановка проблемы повышения эффективности колесны тракторов малой мощности и обоснование путей ее решения;

- научные положения по выбору рациональных параметров МД и рогнозированию вибронагруженности остовов МТ;

-методика расчета продолжительности непрерывной работы ператора по СГ нормам и выбора оптимальных параметров МТ в истеме "Агрофон-трактор-Человек";

-алгоритмы моделирования рабочих процессов в ИП и расчета ягово-динамических характеристик МТ с бесступенчатой трансмис-ией;

-результаты экспериментальных исследований малогабаритной ехники (двигателей, трансмиссий, тракторов и шлейфа сельхозору-1ИЙ) на испытательных стендах и в реальных условиях эксплуатации.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

ВВЕДЕНИЕ. Обоснована актуальность проблемы повышения »ффективности колесных тракторов малой мощности на основе соблюдения СГ норм на рабочем месте оператора и повышения исполь-ювания мощности двигателя. Дана краткая характеристика состояния юпроса, поставлены цепь и задачи исследования, сформулированы научная новизна и практическая ценность результатов, приведены основные положения, выносимые на защиту.

ГЛАВА 1 (Состояние вопроса и задачи исследования) посвящена анализу статистических данных применения малогабаритной техники. В настоящее время в Российской Федерации образовано около 300 тыс. крестьянских хозяйств. Из анализа экономической целесообразности применения тракторов следует, что для укомплектования хозяйств средней площадью до 5 Га, личных подворий, мелкоконтурных /частков, "неудобиц", тепличных и садовых хозяйств требуется колесные тракторы мощностью 5-14 кВт (МТ легкой и средней группы).

Современные тенденции развития тракторной техники направлены на повышение производительности, экономичности, комфортности, экологической безопасности и снижения материалоемкости. Однако реализация этих тенденций на тракторах малой мощности сопряжена с определенными сложностями и требует поиска новых технических и оптимизационных решений.

Как следует из анализа эргономичности "идеального" трактора, наиболее весомы (до 32%) факторы гигиенической группы (шум, вибрации и др.), в связи с чем проблема снижения среднечастотного воздействия на оператора, обусловленного работой двигателя, и низкочастотного воздействия, обусловленного работой подвески остова и механизма навески, является одним из приоритетных направлений повышения эффективности МТ.

Анализу вибраций транспортных машин, обусловленных работо двигателей, посвящены работы Тольского В.Е., Барского И.Б., Ротеь берга Р.В., Резвякова Е.М. и других ученых. Однако известные ре зультаты исследований не учитывают специфику МТ и не позволяю связывать параметры конструкции с продолжительность непрерывно работы оператора по уровню локальных вибраций на органах упраЕ ления. Особенностью МТ является то, что в схемах используемых oí но- и двух-цилиндровых поршневых ДВС заложена неуравновешеь ность от сил инерции первого и второго порядков, компенсация коте рых в целях простоты, как правило, не производится. Безрамный ос тов машин и жесткая стыковка двигателя с трансмиссией способств^ ет передаче вибраций через органы управления, ухудшая условия рг боты оператора. Для установления связи между параметрами коне рукции МТ и вибронагруженностью оператора необходимы теоретич« ские и экспериментальные исследования, как применительно к сущ? ствующим 4-х тактным поршневым ДВС, так и к перспективным, нг пример 2-х тактным роторным с возвратно-вращательным движение поршней (ВДП) двигателям (A.A. Благонравов, патент N 2098646).

Существенным ограничением эффективности МТ является н< удовлетворительная плавность хода. Вследствие упрощенной ко» струкции ходовой системы короткобазные машины на транспортнь работах имеют повышенный уровень низкочастотных колебаний ост< ва, которые без изменений передаются оператору, сиденье которой из-за ограниченности размеров, как правило, не подрессорено.

Исследованием плавности хода транспортных и тяговых маил/ посвящены работы Дмитриева A.A., Лурье А.Б., Савочкина В.A., Ci лаева A.A., Хачатурова A.A., Яценко H.H. и др. ученых. Однако и: вестные результаты не позволяют связывать параметры систем "Агрофон-Тракгор-Человек" с продолжительностью непрерывной p¡ боты оператора по СГ нормам (общая вибрация). Сложность технич! ского обеспечения СГ норм по низкочастотным колебаниям на раб( чем месте МТ предполагает использование нелинейных элементов оптимизационных методов расчета параметров подрессоривания oí това и сиденья оператора. С целью структурного представления з; дачи и определения взаимосвязей между составляющими необходи& построить модель системы "Агрофон-Трактор-Человек" и разработа-алгоритм оптимизации параметров подвески с учетом нелинейное! ее элементов, а также статистических характеристик arpo и дорожнь фонов.

Другой проблемой, как показал опыт эксплуатации, являет« низкий коэффициент использование мощности двигателя, об словленный отсутствием средств автоматического регулирования контроля за работой мини-МТА, а также малым числом ступеней в к робке передач (КП). Анализ тяговых характеристик МТ с 4-х ступенч

той КП показал, что использование потенциальной крюковой мощности на стационарных режимах составляет лишь 80...85%. Дополнительное снижение тяговой мощности связано с ограничениями по условию трогания трактора с места с крюковой нагрузкой. По этой же причине в малоступенчатых трансмиссиях имеет место высокая на-груженность динамическим моментом (трогание с нагрузкой и разгон осуществляется на одной передаче), чему способствует также повышенная неравномерность крутящего момента МД. В работах Барского И.Б., Аниловича В.Я., Кутькова Г.М., Вернигора В.А., Солонского A.C. и других ученых показано, что при трогании в ступенчатых тракторных трансмиссиях развиваются динамические нагрузки, превосходящие стационарные в 3 и более раз.

Наиболее полным использованием мощности двигателя и лучшими характеристиками трогания с нагрузкой на крюке обладают тракторы с бесступенчатыми трансмиссиями, в которых возможно путем плавного изменения передаточного числа обеспечить оптимальные тяговые показатели и разгон МТА с минимальными динамическими нагрузками. Значительный интерес, в плане использования на МТ легкой и средней групп, представляет механическая бесступенчатая ИП, в которой с помощью преобразующего механизма вращение ведущего вала трансформируется в колебания промежуточного звена с регулируемой амплитудой. Затем эти колебания с помощью механизмов свободного хода (МСХ) снова преобразуются в однонаправленное вращение ведомого вала. Исследованиям передач такого типа посвящены работы Балжи М.Ф., Благонравова A.A., Кроппа А.Е., Леонова А.И., Мальцева В.Ф. и др. ученых.

Применительно к МТ проф. Благонравовым A.A. предложены новые схемы ИП (патент N 2082050), отличающиеся простотой конструкции и внутренней автоматичностью. В бесступенчатой передаче нового типа количество МСХ уменьшено с 4-5 до одного и введено упругое звено с большой податливостью, ограничивающее неравномерность нагрузки за цикл работы передачи. Кроме того, найдены новые решения по повышению надежности работы МСХ (патент N 2070998).

Использование в трансмиссиях МТ "простейшей" ИП с выходным звеном большой податливости является перспективным и требует проведения теоретических и экспериментальных исследований.

Таким образом, исходя из поставленной проблемы, в качестве задач исследования принимается определение способов:

-уменьшения вибрационного воздействия МД и снижения низкочастотных колебаний остовов МТ;

-оптимизации параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек" по критерию продолжительности непрерывной работы оператора;

-уменьшения динамических нагрузок в трансмиссиях МТ при тро гании;

-повышения использования мощности двигателей МТ.

ГЛАВА 2 (Методика исследования) посвящена описанию объектов исследования, стендов и измерительно-регистрирующей аппаратуры, изложению методов испытаний и обработки результатов экспериментов. Общий вид исследуемых колесных тракторов ОАО "Курганмашзавод": тракторы КМЗ-12 (тяговый класс 0.2) и КМЗ-020 (0.4) показаны на рис. 1 и 2, соответственно. Ма-

| Рис. 1 Трактор КМЗ-012 лая продольная база, отсут ствие подвески ходовой част! и ограниченное пространств! кабины ставят в один ряд | колесными МТ (в плане со блюдения СГ норм на рабо чем месте) микропогрузчию типа МКСМ-800 .

Основные технически! параметры исследуемых од ноцилиндровых 4-х тактны: поршневых ДВС воздушного охлаждения с номинальными оборотам! 3000 мин"1 представлены в таблице 1,а двухцилиндровых-в таблице 2

звМк

Рис. 2 Трактор КМЗ-020

Таблица 1. Технические параметры одноцилиндровых двигателей

Параметры двигателя СН-бд ЗШ510 О-1080 О-1450 ^'-450.1

Мощность эксп.ъ.кВт 5.26 6.7 5.6 7.06 7.4

Степень сжатия 19.3 17.5 17.5 17.5 20

Максим, момент. Нм 19.65 26.9 19.2 23.1 25

Диаметр цилиндра, мм 80 90 НО 85 85

Ход поршня, мм 75 85 80 80 80

Таблица 2. Технические параметры двухцилиндровых двигателей

Парам. Двигателя СК-12 СН-14Д В2-Ч

Тип карбюр. Дизель карбюр. Дизель

Схема И У/60/-60 У/90 У/90

Порядок работы 360-360 240-480 270-450 270-450

Мошн. экспл., кВт 6.9 10.7 11.8 8.8

Степень сжатия 7 19.3 21

Макс, .момент. Нм 23.1 38 37 38

Диаметр пил.,мм 72 80 68 82

Ход поршня, мм 60 75 66 78

Испытания двигателей производились как в стендовых условиях с использованием обкаточно-тормозного стенда КИ-5527, так и на тракторах при выполнении штатных работ.

Кинематическая схема бесступенчатой импульсной трансмиссии опытного трактора КМЗ-012* показана на рис. 3. В корпусе 1 установлен ведущий вал 2, соединенный парой шестерен с первым промежуточным валом 3, который, в свою очередь, с помощью пары конических шестерен соединен со вторым промежуточным валом 4, кривошип которого с помощью регулируемого шарнирно-рычажного механизма 5 (на рисунке условно показан прямоугольником) соединен с

Ведомые элементы каждого из двух выпрямителей блока с помощью торсионных валов 7 и 8 соединены с ведущими шестернями 9 и 10 колесных редукторов, ведомые шестерни 11 и 12 которых, соединены с ведущими колесами трактора 13 и 14. Шестерни 9 и 10 с помощью полых валов 15, 16 соединены с тормозами 17 и 18.

Конструкция стенда испытаний трансмиссий МТ состоит из двух независимых контуров: привода стенда и нагрузочного устройства. В качестве привода использован обкаточно-тормозной стенд КИ-5542. Нагружение трансмиссии осуществлялось через согласующие редукторы гидромоторами, момент сопротивления которых регулировался с помощью дросселей.

Исследование тягово-динамических характеристик МТ проводилось с использованием комплекса датчиков для замера тягового усилия, крутящего момента на ведущих колесах, оборотов переднего и заднего колес, вала отбора мощности, работающих в комплекте с многоканальной микропроцессорной измерительно-регистрирующей

аппаратурой "Ирма" ИП-196Э, виброизмерительной аппаратурой ВИ! 6ТН и бортовым шлейфовым осциллографом К-12-22.

ГЛАВА 3 посвящена проблеме уменьшения вибрационно! воздействия МД на остов трактора. Вибровоздействие двигатег рассматривается в качестве одной из подсистем оптимизационнс модели "Агрофон-Тракгор-Человек".

На основе технических характеристик МД и известных метод! рассчитаны неуравновешенные силы, действующие в одноцилиндр> вых 4-х тактных двигателях без (СН-бд и др.) и с частичным (Т-450, уравновешиванием, силы и моменты, действующие в двухцилиндр вых ДВС с рядным (СК-12) и V-образным, с развалом у=60° (СН-14д) 7=90° (Briggs), расположением цилиндров, дана оценка уравновеше! ности 2-х тактного роторного двигателя с ВДП.

Динамическая модель шасси мини-трактора Для оцен!

ровых двигателей имеем следующий вектор-столбец внешних нагр зок на остов трактора:

Z

вибровоздействия двигателей на ша си трактора и р; бочее место опер! тора воспользуемс динамической делью МТ (рис. 4) составим уравн! ния сил и моменте

В ПРОДОЛЬНОЙ И П|

перечной плоек стях, действующ! на остов трактор от двигателя.

Li

-Ш-

Рис. 4. Расчетная схема остова

В результат для одноцилин,

EQ*-sin(kpt + 8A)

1

2 1 2 /LQk • sin(kpt + 9k) = ZQ^-sinfkpt + S^},

(1

где значения коэффициентов уравнений при 50% уравновешивав (наиболее общий случай) будут равны:

-в вертикальной продольной плоскости

О^-Ю-пуЯ-р2; (^-луЯ-р2-^ О^-Об-пуЯ-р2; О^-куЯ-р2;

-в горизонтальной плоскости:

ду1=-0.5-тгЯ-р2; Ъу2=0;

(3)

¡десь Я - радиус кривошипа; р - угловая скорость; гт^ - приведенная поршню масса, совершающая возвратно-поступательное движете; X - отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.

Для двухцилиндровых рядных с порядком работы 1-0-2-0 и ро-орного с ВДП (Ц=0) двигателей вектор-столбец внешних нагрузок на ютов трактора в вертикальной продольной плоскости будет соот-етствовать системе уравнений (4):

= *Я-р2; (}х2 = -2-тгК-р2-\-,

- -(1з +14) • пу я ■р2; 0а2 - -(1з + и ■■ ^ • К- • р2 -к

2

(4)

В горизонтальной плоскости все составляющие равны нулю. Для двухцилиндровых У-образных двигателей с развалом 7=90° |меем вектор-столбец внешних нагрузок на остов трактора в верти-альной продольной плоскости со всеми значениями амплитуд, рав-1ыми нулю, а в горизонтальной плоскости:

(5)

Модули гармоник, синтезирующих моменты малоразмерных ДВС

Дизель СН-бд

Дизель СН-14Д

5- 60

^ 40

$/ 30

О 20

"»Г

ü

Jlllfil

lili

II 1 1 1 1 1 1 1 1

1 р 1 1 1 1 1 1 1 1

1 1 1 1 1 1 1 1

п и 1 и 1 1 1 1 1

\\\тт Ü ш

Двухцилиндровый У-образный двигатель с развалом у=60° имеет в дополнение к системе (5) вертикальную составляющую 2-го порядка.

У всех двигателей в вертикальной поперечной плоскости (по оси симметрии цилиндров) действует неуравновешенный опрокидывающй момент М0Гр, для формализации которого на основе результатов испытаний, а также известных методик теплового и динамического расчетов определены численные значения момента по углу поворота коленчатого вала (а) и сделано разложение периодических функций На рис. 5

амплитудные спектры крутящих момен-

01 23456769 10

Номер гармоники Briggs

01 2Э456789Ю

Номер гармоники СК-12

w

s- w

^ 40

з-

2U

i-

10

*

|

в || H i* ■l u

l ^ К/ \л

1 23 4 5 6789 10

Номер гармоники

Номер гармоники

Рис. 5

Monp=f(a) на гармонические составляющие в ряд Фурье представлены характерные тов МД и их огибающие вплоть до гармоник 10-го порядка. Используя зависимость

MKp(co-t) = M0/2 + XMk-cos[(k/2)-ö)-t + Qk](

(6)

где Мк- модуль к-той гармоники; Qk - начальная фаза к-той гармоники; к - порядковый номер гармоники, представляется возможным аналитически описать суммарные крутящие моменты MKp(cat) МД во временной области.

Анализ кривых крутящих моментов (6) показал, что наибольший коэффициент неравномерности (Км) имеют дизельные одноцилиндровые двигатели: СН-бд (Км=24.94) и G-1080 (22.8). Затем идут дизельные двухцилиндровые двигатели, у которых Км меньше примерно в 2 раза: рядный 2S90A (12.9) и V-образный СН-14д (14.3). Наилучшие показатели неравномерности момента имеют карбюраторные двухцилиндровые двигатели: V-образный Briggs (5.4), рядный СК-12 (5.2) и роторный с ВДП (4.5).

На основе полученных параметров вибровоздействия (2-5) сделаны расчеты значений вертикальных и горизонтальных ускорений

остова трактора КМЗ-012 в т. расположения оператора для 7-и типов двигателей на номинальном режиме работы: 1- 3LD510, 2 - G1080, 3 -СН-бд (все двигатели без уравновешивания), 4 - СК12, 5 - СН-14д, 6 -Briggs, 7 - роторный с ВДП (см. рис. 6).

Целью экспериментальных исследований МД являлось получение информации об их внешних и частичных характеристиках; определение амплитудно-частотных параметров вибро-нагруженности остова трактора от различных типов двигателей.

Результаты проведенных экспериментальных и теоретических исследований вибровоздействия МД на остов МТ позволили сформулировать следующие основные выводы:

-составляющие локальных и общих виброускорений на рабочем месте оператора, обусловленные действием опрокидывающего момента, на порядок меньше вибраций, вызванных действием неуравновешенных сил инерции первого и второго порядков;

- для устранения резонансных явлений необходимо учитывать, что дизельные одно- и двухцилиндровые \/-ные ДВС имеют дробные гармоники, причем доминирующими являются первые три составляющие момента; двухцилиндровые рядные с порядком работы 1-0-20 и роторный с ВДП двигатели не имеют в составе момента дробных составляющих, а доминирующей является первая гармоника. Отсутствие дробных составляющих у последних снижает вероятность резо-нансов в 3 раза;

- двухцилиндровые У-ные и роторные с ВДП двигатели обеспечивают соблюдение ПДЗ общих и локальных ускорений в различных точках остова МТ без дополнительных изменений в конструкции, причем роторные двигатели более компактны и просты;

- при использовании одноцилиндровых поршневых ДВС для соблюдения ПДЗ вертикальных ускорений на рабочем месте оператора

Ускорения остова трактора КМЗ-012:

Вертикальные Горизонтальные

От неуравновешенных сил 1-го порядка: Октава 45 - 90 Гц

см 15

.о

г

«ю

In н г 1

0 1 2 3 4 5 6 7 Номер двигателя

З15

5

<13 10 S X (D

й- s

0 1 2 3 4 5 6 7

Номер двигателя

От неуравновеш. сил 2-го порядка: Октава 90 -180 Ги

1 2 3 4 5 6

Номер двигателя

гм -

.о

5

I 3

L

tu

0 1 2 3 4 5 6 7

Номер двигателя

РИС.6

МТ необходимо уравновешивать силы инерции первого порядка (си лами инерции второго порядка можно пренебречь). При этом целесс образно учитывать, что уровень ПДЗ общих ускорений в горизонталь ной плоскости в 2.5 раза выше, чем в вертикальной.

Глава 4 посвящена проблеме снижения низкочастотных коле баний остова МТ, возникающих при кинематическом возбуждени подвески от микропрофиля дорог (вторая подсистема оптимизацион ной модели "Агрофон-Трактор-Человек") и силовом воздействии чере механизм навески от тяговых сопротивлений агрофонов (третья пор система).

Для описания низкочастотного воздействия на остов МТ принята расчетная схема на рис. 7. Трактор с подрессоренной передней осью (общий случай) представляет колебательную систему с тремя степенями свободы: вертикальные колебания подрессоренной массы М по оси продольно-угловые колебания массы с моментом инерции относительно поперечной оси J по координате а и вертикальные колебания непор рессоренной массы передней оси т вдоль оси С,. 11, 12, I - горизон тальные координаты центра масс остова от осей колес и база тракте ра; Ср,С-|, С2 - радиальные жесткости; Кр Д1 ,К2 - коэффициент! демпфирования; 41^2- высота неровностей микропрофиля фона.

Для составления математической модели МТ, как колебательно системы, используются уравнения Лагранжа II рода. В результате пс лучаем следующую систему дифференциальных уравнений: В отличие от известных моделей, учитывающих кинематическое во;

'М-Ё+2-(Кр + К2)-г+2-(Ср+С2)-2+2.(Кр-11+К2-12)-ос+2-(Ср-11+С2-12)-

1-а+2-(Кр -1? +К2 -12)-а+2-(Ср -1? +С2 -1*)-а+2-(Кр -1, +К2 -12)-2+2-(Ср ■) + С2.12).2-2.Кр-11-§-2-Ср.11-4 = 0а+0;+0а"; т-|+2-(К1+Кр)-4+2-(Ср + С|)^-2-Кр.г-2-Ср.2-2-Кр-11-а-2-Ср-11-( =0..

мущение <Зг, Оа> С^, система (7) дополнена членами С1а*, определяющими силовое воздействие на остов МТ от двигателя (1) и механизма навески Ог", Оа" (см. ниже).

Решение полученной системы уравнений производится в матричной форме

[М]. [х]+ [К] - [х]+ [С] - [X] = [Q • sin(p • t + 8) J

(S)

где [М] -матрица масс; [К] -матрица демпфирования; [С] -матрица жесткости; [X], [X], [X] - вектор-столбцы ускорений, скоростей и перемещений; [(25т(р1+8)]-вектор-столбец внешних нагрузок, определяемый, в отдельности для каждого источника возмущения остова МТ (движителя, двигателя, механизма навески).

Применительно к кинематическому возмущению подвески остова МТ от микропрофиля агрофона вектор-столбец амплитуд внешних нагрузок (8) будет равен

02 этДО + ) Оа вт^ + ва) Б1п(р1 + )

[ Q sin(pt + 3) ] =

(9)

где Qz = 2-K2-q2+2-C2-q2 =2-(h/2)-д/р2 -К22 + С22;

Qa = 2-K2-q2-l2+2-C2-q2-l2 =2-(h/2)-l2-^/р2-К22+С

2 . 2 '

Q5 =2-K1-q1+2-C1-q,=2.(h/2)->/p2-K12+C12;

= pl2/ V + arctg(p К2 /С2 ); Эа = pl2 /V + arctg(p К2 12 /С212) = Э2; = pl-,/ V + arctg(p /Ci ).

Для оценки взаимосвязи агрофона с низкочастотными колебаниями остова МТ необходимо учесть, что рельеф поля является одним из основных факторов, влияющих на динамику тяговых усилий трактора. Известные расчетные зависимости (Лурье А.Б., Любимов А.И., Рахимов P.C. и др.) ориентированы на оценку влияния данного фактора на качество работы широкозахватных почвообрабатывающих машин и не позволяют в полной мере моделировать динамику рабочего процесса мини-МТА и колебания остова МТ.

Учитывая, что микропрофиль почвы может быть описан на основе разложения Фурье гармоническими функциями, заглубление i-ro рабочего органа, например, корпуса плуга (рис. 8), может быть описано выражением

Z, = Zo + (h/2) [sin (pt + Hni) - sin (pt + Hk)], (10)

z

Рис. 2. Расчетная схема

где г0-заданная глубина вспашки; И - размах колебаний микропроф! ля поля; р - круговая частота; р=2те\//Ь; \/-скорость движения; 1_ - дл1 на волны микропрофиля; ^время; Н™ -начальная фаза микропрофиг в точке касания с ¡- м корпусом плуга; Нк - начальная фаза микропр< филя в точке касания с опорным колесом;

Первое слагаемое в формуле (10) соответствует статической р< гулировке заглубления корпусов, вторая составляющая отража« влияние микрорельфа почвы на заглубление рабочих органов, треть составляющая отражает копирование рельефа поля опорным кол< сом.

После преобразований получим суммарное тяговое усилие

RcyM = Ro + (h/2) sin( pt + Эпл), где R0 = f G + n RCT - полная статическая составляющая;

(1

=(R„/Z0)-J[XQi-cos(Hi)]J + [XQi-sm(H1)]1 -динамическая

составляющая; =arctg[^Q1 • cosCH^/XQi •s'n(H,)]- начальная фаза.

i=l

Hi=arctg{[sin(HIli) + sm(Hk)]/[cos(Hni) + cos(Hk)]}.

После приведения внешних сил, действующих от навесного ор дия через механизм навески, к центральным силе и моменту, и ря£

преобразований, получаем динамические составляющие центрального момента Q" и силы Qz**, входящие в правые части системы уравнений (7) и отражающих силовое воздействие на остов тяговых сопротивлений.

В результате, спектральная плотность вертикальных и продольно-угловых колебаний остова МТ, обусловленная кинематическим возмущением подвески, будет равна

<ЫР)= iWzh|2S(p), Ф« (р)= I Wah |2 S(p), (12)

где | W2h I, ! Wah I - модули передаточных функций от микропрофиля фона к вертикальным и продольно-угловым перемещениям остова трактора, соответственно; S(p) - спектральная плотность микропрофиля.

Дисперсия динамической составляющей тягового усилия будет определяться выражением:

со

Dr = 2 • |ф r(p)dp, (13)

о

где Фг(р) = |wr I2 S(p) - спектральная плотность колебаний тягового сопротивления; | Wr | = Яд - модуль передаточной функции для динамической составляющей тягового усилия.

На основе предложенного алгоритма проведены расчеты статистических характеристик плавности хода трактора КМЗ-012 при движении с различными скоростями на транспортных и тяговых режимах. Результаты расчетов в виде значений средних квадратических отклонений (СКО) вертикальных ускорений остова в т. расположения оператора по октавным полосам частот и ПДЗ вертикальных ускорений для категории 1 (транспортная вибрация) представлены на рис. 9.

Анализ графиков показывает, что превышение ПДЗ ускорений имеет место в 5-й полосе частот (2.8... 5.63 Гц). Учитывая, что в данном диапазоне спектральная плотность микропрофилей агро- и дорожных фонов незначительна, всплеск ускорений связан со свойствами передаточных функций ходовой системы МТ, в частности, соответствием данной полосе собственных частот вертикальных и продольно-угловых колебаний остова (соответственно, 4.1 и 5.1 Гц).

Для оценки влияния крюковой нагрузки на колебания остова МТ на основе разработанной методики сделан теоретический анализ тяговых сопротивлений одно и двух-корпусного плугов, а также усилий в рычагах навески с учетом статистических характеристик агрофонов. Анализ влияния крюковой нагрузки на продольно-угловые колебания остова проведен на примере тракторов с неподрессоренным и подрессоренным остовами (рис. 10).

СКО ускорений остова по октавным полосам и ПДЗ Стерня вдоль вспашки® = 3.24 см2 Асфальт., полевая дороги,0=1.85 см2

У=0.5 м/с У=1 м/с

5

«л.

/

/ \ /

/

г

«Л. 5

Номер полосы частот

Ускорение остова ПДЗ ускорений

012345678 Номер полосы частот Ускорение остова ПДЗ ускорений

У=2м/с

{

/ 1 /

/ .1 А \м

<м 2

и ^

0)15 К X 4>

1

о 1

/

/ \ /

/ Л Ь

«1.5

|

012345678 Номер полосы частот

* Ускорение остова ПДЗ ускорений

V=4.2 м/с

I

/ ч 1. А

/ а 1_

012345678 Номер полосы частот

1 Ускорение остова — ПДЗ ускорений

РИС: 9

Параметры колебаний остова КМ3-020 при вспашке

3.5 3

м 2.5

О 3

I" * 1

0.5

СКО вертикальных ускорений остова

у

Л *

О 0.5 1 1.5 2

Скорость движения, м/с

...... без плуга, подр.

— с плугом, подр.

—— с плутом и без, не подр.

СКО продольно-угловых ускорений о стова

У

у

~77 /

0 0.5 1 1.5 2

Скорость движения, м/с

....... без плуга, подр.

— с плугом, подр.

с плугом и без, не подр.

рис: ю

о

Анализ показывает, что в случае неподрессоренного остова уровень колебаний в вертикальной и продольно-угловой плоскостях при работе в тяговом и транспортном режимах практически идентичен при скоростях до 3 м/с. При рабочих скоростях порядка 1 м/с ускорения неподрессоренного и подрессоренного остовов трактора КМЗ-020 в тяговом режиме расходятся незначительно, но с увеличением скорости до 3 м/с СКО вертикальных и продольно-угловых ускорений последнего возрастает на 24 и 44%, соответственно. При подрессоренном остове работа в тяговом режиме сопровождается увеличением СКО вертикальных перемещений на 43%, а угловых - в 2-3 раза. Учитывая, что МТ работают с СХМ, имеющими малую продольную базу, а также то, что СКО угловых перемещений остова и, соответственно, рамы СХМ относительно мало (до 5 град), можно заключить, что колебания крюковой нагрузки, связанные с микропрофилем поля, незначительно влияют на неравномерность глубины обработки почвы.

В задачи экспериментального исследования низкочастотных колебаний остова МТ входило определение упруго-диссипативных характеристик шин колес трактора КМЗ-012, получение информации об изменении усилий в тягах навески в зависимости от вида обработки и типа почвы, замеры ускорений в различных точках остова трактора КМЗ-012 и погрузчика МКСМ-800 на различных скоростных режимах с последующим сопоставлением с теоретическими данными.

Анализ экспериментальных данных подтвердил наличие пика ускорений остова трактора КМЗ-012 в полосе частот 2.81 - 5.63 Гц у всех реализаций процесса как на транспортных , так и на тяговых режимах. Расхождение теоретических и экспериментальных значений в полосе частот с максимальной дисперсией ускорений не превышало 12-36%. Ускорения остова МКСМ-800 при движении на максимальных скоростях, полученные в результате обработки нескольких реализаций рабочих процессов на разных дорожных фонах, также показывают наличие пика в полосе частот 2.81 - 5.63 Гц, что подтверждает результаты расчетов. Расхождение значений СКО ускорений (в полосах со средне-геометрическими частотами 2; 4 и 8 Гц ) составляет от 2 до 37%.

Для получения данных о нагрузках, действующих в механизме навески, проведены испытания трактора при работе с плугом, культиватором, картофелекопалкой и окучником. Получение информации о зависимости выходных параметров (усилий в тягах навески, глубины и неравномерности обработки почвы) от входных параметров (микропрофиля поля) производилось в процессе работы мини-МТА с синхронной записью усилий в нижних и центральной тягах навески и профилированием поверхности поля и дна борозды.

Результаты исследования низкочастотных колебаний остовов МТ позволяют сделать следующие основные выводы:

- максимальные ускорения МТ возникают в полосе частот 2.8 -5.6 Гц, что обусловлено взаимовлиянием собственных форм вертикальных и продольно-угловых колебаний остовов;

- штатные параметры колесных движителей МТ не обеспечивают необходимую плавность хода, что в случае отсутствия подвески сиденья, приводит к 2,3-х кратному превышению ПДЗ ускорений оператора на рабочем месте и к необходимости минимизации низкочастотных колебаний на основе многомерной оптимизации параметров подвески;

- для неподрессоренных МТ влияние крюковой нагрузки на уровень колебаний остова несущественно. В случае подрессоривания передней оси влиянием тягового сопротивления можно пренебречь. Это следует из того, что, во-первых, при определенных сочетаниях параметров мини-МТА обе формы колебаний остова могут происходить в противофазе, а во-вторых, малая амплитуда угловых колебаний остова и малая база СХМ оказывает незначительное влияние на неравномерность глубины обработки почвы;

-экспериментальные исследования подтвердили наличие взаимосвязи между микропрофилем агрофонов и силовым воздействием на остов трактора, что позволяет производить статистическую оценку колебаний трактора и нагруженности трансмиссии, зная характеристики спектральных плотностей микропрофилей фонов.

Глава 5 посвящена проблеме повышения вибробезопасности рабочего места оператора (сиденья, органов управления), параметры которого, наряду с подвеской остова, являются объектом оптимизации системы "Агрофон-Трактор-Человек". Факторы внешнего воздействия на рабочее место оператора определены выше при анализе вибро-нагруженности остова МТ от двигателя, кинематического и силового воздействия на остов дорожных- и arpo- фонов. При этом эффективность подвески сиденья оценивается по уровню общей вибрации в вертикальной плоскости, а вибробезопасность органов управления -по уровню локальных вибраций на подножке трактора и рулевом колесе в плоскостях X, Y, Z.

Сложность обеспечения СН на рабочем месте оператора МТ только за счет параметров ходовой части предопределяет использование подрессоренных сидений. Влияние коэффициента линейного демпфирования Ка в подвеске сиденья на ускорения оператора трактора КМЗ-012 можно проследить по рис. 11. Из графиков следует, что с ростом коэффициента Ка происходит "перетекание" энергии колебаний из полосы 1.41-2.81 Гц (N4) в полосу 2.81-5.63 Гц (N5). При этом при всех значениях Ка в полосе N5 ускорения превышают ПДЗ. Расчеты показывают, что имеет место оптимальное значение коэффициента демпфирования амортизатора Ка*, которое зависит от жесткости упругого элемента подвески.

Однако, для соблюдения СГ норм в полосе 2.81-5.63 Гц использование амортизатора с линейными характеристиками с любым коэффициентом демпфирования в подвеске сиденья МТ не достаточно.

В качестве возможных, рассматриваются колебания оператора на подрессоренном сиденьи с нелинейными характеристиками в следующих вариантах:

-с линейной восстанавливающей силой и нелинейным демпфированием ("сухое", "квадратичное");

-с линейным демпфированием и нелинейной ("кубической") характеристикой упругого элемента.

Дифференциальные уравнения вынужденных колебаний водителя на подрессоренном сиденьи с "сухим", "квадратичным" трением, а также с нелинейным упругим элементом, представлены ниже

т,-2 =-шв-р2-до-5т(рЧ+р0), (14)

щ,-г +ка-г-|2|+сс-г (15)

Здесь тв - масса водителя; Сс - приведенная жесткость упругого элемента сиденья; Ка - приведенный коэффициент сопротивления амортизатора сиденья; г-относительное перемещение центра массы водителя и его производные.

Как следует из анализа уравнений 14...16, все они имеют слабую нелинейность, отличающую их от линейных уравнений величиной первого порядка малости. Эту незначительность отклонения можно учесть введением в дифференциальное уравнение колебаний малого параметра е. Одним из методов, широко используемом при анализе систем со слабой нелинейностью, является асимптотический метод Крылова-Боголюбова-Митропольского. На основе данного метода, рассматривая стационарные режимы колебаний с точностью до величин второго порядка малости, получим зависимости между амплитудой колебаний и частотой внешней силы:

а) кя= ю нс/м 6) кд= юо нс/м в) кд= эоо нс/м

к

г

й || /

I _

N 1

и 1! Л и.

0 2 16

ПОЛОСА ЧАСТОТ

02468 0246

ПОЛОСА ЧАСТОТ ПОЛОСА ЧАСТОТ

Рис. 11

-в случае кулоновского "сухого" трения в подвеске сиденья :

а = ■

V{(Q0/m,)2-[4-p-K./(n-cp-m,)f}

(со2-р2)

(17)

-в случае квадратичного трения в подвеске (определяется из решения квадратного уравнения)

а4 В! +а2В2 + В3 =0, (18)

где Вт = 4 (4Касо р / З)2; В2 =[т. (ш2 - р2 ) ]2; В3 = - (-тв р2 (20 )2 .

-В2±УВ22-4-В1-В3 2-В,

а1,2 - Vai,2

-в случае уравнения (16) функция малого параметра имеет следующий вид зависимости между частотой и амплитудой стационарных колебаний:

- в резонансном случае из уравнения

p4G1-p2G2 + G3 = 0, (19¡

где G, = (m. а)2 - (-т. Q0 )2; G2 = (тв а)2 [ 2ш(а)2 - 4 (Ка /2тв)2 ]; G3 = [ тв а со(а)2 f .

Тогда

РХ2

-g2±jg2

2-G

4G.-G3 r-j

' РП =ÍPl2

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 КОЭФФИЦИЕНТ ДЕМПФИРОВАНИЯ, НС/М

—О— —

линешюе кулоновское квадратичное

Рис. 12

- в нерезонансном случае решение содержит периодические составляющие с главным резонансом Х1 и резонансом на обертоне внешней частоты Х2-супергармоническиР резонанс при со=Зр, где Я.1=о2/(ю2-р2), Х,2=ю2/[ю2-(3р)2].

Результаты расчетов амплитуд колебаний операторе КМЗ-012 на подрессоренном сиденьи с линейной жесткостью и нелинейным демпфированием в резонансной области показаны на рис.12.

Результаты расчетов вынужденных колебаний оператора на сиденьи с нелинейной восстанавливающей характеристикой (пневморесора) показаны на рис. 13, а, б.

Для уменьшения локальных вибраций рулевого колеса и подножки трактора обоснованы параметры виброизолирующих элементов, в основе выбора которых лежат их амплитудно-частотные характеристики и диаграммы резонансных частот МД.

Результаты спектрального анализа замеров виброускорений на отдельных узлах трактора КМЗ-012 показывают, что доминирующие составляющие спектра соответствуют частотам действия неуравновешенных сил инерции первого и второго порядка, в результате чего штатные параметры конструкции трактора не обеспечивают соблюдение ПДЗ ускорений оператора в полосе 64 Гц. Сопоставление результатов исследований локальных виброускорений на рулевом колесе трактора КМЗ-012, оборудованного двигателем СК-12, показывает, что расхождение составляет от 26 % для гармоники первого порядка (в полосе 64 Гц) до 17% для гармоники второго порядка (в полосе 125 ГЦ).

Экспериментальные исследования низкочастотных колебаний подтверждают наличие максимума ускорений оператора на подрессоренном сиденьи МКСМ-800 и неподрессоренном сиденьи КМЗ-012 в полосе 2.81 - 5.63 Гц, которой соответствуют частоты собственных колебаний остовов малобазных машин. При этом погрешность расчетов в данной полосе составляет от 3 до 11%.

Результаты исследования колебаний оператора МТ позволяют сделать следующие выводы:

- использование линейных вариантов подрессоривания сиденья МТ не достаточно эффективно в полосе 2.8-5.6 Гц,из чего следует необходимость минимизации низкочастотных колебаний оператора на

АЧХ пневморессоры сиденья в зависимости: от площади мембраны

1 1 II 1 II у 1

\ V ___

- \ \ Л-

- \\ V -

-

,1 .] 1 II 1,1

0 1 2 3 4 5 6 7 ЧАСТОТА, ГЦ

8=0.002 м2

01234 5 678 ЧАСТОТА, ПД

0.018

от высоты столба (объема) сжатого воздуха

0 1 2 3 4 5 6 7 ЧАСТОТА, ГЦ

Н=0.04м Рис" 13

0 1 2 3 4 5 6 7 ЧАСТОТА, ГЦ

0.14

основе многомерной оптимизации параметров подвески остова и сиденья в системе "Агрофон-Трактор-Человек";

-из сравнения линейного и нелинейных вариантов демпфирования подвески сиденья следует, что использование "сухого" трения нецелесообразно, а квадратичное трение имеет преимущество перед линейным при Кц,<150 Нс/м. При этом в полосе 2.8-5.6 Гц также не обеспечивается соблюдение ПДЗ ускорений;

-применение пневморессоры даже при отсутствии демпфирования дает преимущество в сравнении с линейным вариантом, т.к. позволяет варьированием частотой и формой скелетной кривой обеспечить ограниченную амплитуду резонансных колебаний в заданной полосе частот;

Глава б посвящена сравнительной оценке динамических нагрузок в механических трансмиссиях МТ со ступенчатой и бесступенчатой ИП. Среди основных источников динамических нагрузок в трансмиссиях являются нагрузки, возникающие при разгоне поступательно движущихся масс МТА, вследствие неравномерности крутящих моментов от движущих сил двигателя и сопротивления орудий, резонансных явлений и др. Однако в наибольшей мере динамичность работы ступенчатой трансмиссии трактора проявляется в условиях трогания с места с крюковой нагрузкой.

Учитывая, что МТ работают на коротких гонах и условия разгона в значительной мере определяет их производительность, а также то, что МД имеют повышенную неравномерность крутящего момента, также влияющую на условия трогания мини-МТА, целесообразно провести сравнительное исследование динамической нагруженности ступенчатой и бесступенчатой импульсной трансмиссий МТ на стационарных и переходных режимах работы.

В задачах динамики механических систем с нелинейной функцией положения, к каким относится ИП, построение уравнений крутильных колебаний валов производится с применением особой формы -уравнений Лагранжа с "лишними" координатами. Система дифференциальных уравнений (20) соответствует эквивалентной динамической схеме трансмиссии опытного трактора КМЗ-012*, представленной на рис. 14, и описывает крутильные колебания на валах в период рабочего хода, когда МСХ находятся в замкнутом состоянии:

"(11+12)-Ч1+12-Я2=Мя+Х-П'; (20)

^-Ч, + Ь -Ъ +С, -ч2 =Х-П'-В, -ч2;

<2-{\ + ;5)-ч3 +2--я4 +2-а +15)-Ч5 +2-С2 .Чз = 2-Мс/2-2-В2 2-35 -Чз +2^5 -44 +2-}5 -Ч5 +2-С3 -Ч4 = -2-Ме /2-2-В, -ч4; 2^4+2^44+^3+2^4+2^И5=-2-Мс/2-Я.

сь ^^П'-'^+ЧгУ+П'-^+Чз); п' = фоэт ^ +я2); П" =44,008^^2). +15И3 -2-1, -о, -аз +2-14 +2-1,у\ПГ-(я1 +<у2 +1Г -(ч, +Ч2)]-МС;

М=|)

Л

и Я,

¿31

п

я

Мс

Рис. динамическая модель

ж)

П

а31

я3

За Лг

т[К

Мс

Рис./5 ¿7 Ведущая система Рис.155 Ведомая система

На этапе холостого хода МСХ, система распадается на две не-1ависимые подсистемы, динамические модели которых изображены 1а рис. 15, а, б.

1ервая подсистема продолжает вращательное движение под дейст-1ием крутящего момента двигателя, вторая - движется по инерции и ■ормозится моментом сопротивления, приложенным к ведущим колеям трактора.

Система дифференциальных уравнений, описывающих поведете ведущей подсистемы в период холостого хода, будет иметь вид

< 12-ц1 + 11-42 + С1-я2 = А.-ГГ-В,-<ь; (21)

1 ведомой подсистемы в период холостого хода - вид

-Фз =-С2 '(Ф4 -Фз)-^ "(Ф4 ~Фз);

• 14 -ф4 =+С2 -(ф4 -93)+^ -(ф4 -ф3)-С3 -(ф5 -Ф4)-В3 -(ф5 -ф4); (22) Л-Фз = сз '(ф5 -Ф4)+В3 -(ф5 -ф4)-Мс /2;

Для решения нелинейных систем дифференциальных уравнений ¡0, 21, 22 использовались численные методы.

Момент сопротивления передвижению мини-МТА Мс принимается по результатам экспериментов

Мс(1)=Кв, {МО[Ркр(0] + а[Ркр(0] &1п [(2тг Уа11) I]},

(23)

ГРАФИКИ УГЛОВЫХ скоростей элементов ИМПУЛЬСНОЙ ТАНСМИССИИ ТРАКТОРА

§

щ 50

Легенда 1 -о31

г -о31

3 -о4

4 - со2

5- и 1

6- Уд

где МО(Рф) - математическое ожидание суммарного тягового усилия; а(Р,ф) - среднее квадратическое отклонение суммарного тягового усилия; Рвк- радиус ведущего колеса; 1_ -длина волны микропрофиля, определяемая по частоте соответствующей максимуму спектральной плотности тягового усилия, 1_ = \/дЯ. Воздействие со стороны двигателя Мд представляется в виде гармонических составляющих крутящих моментов от давления газов в цилиндрах и инерционных моментов масс КШМ (6).

Математическое моделирование динамических процессов в ИП проведено на ПЭВМ. Характер протекания рабочих процессов на стационарном режиме можно наблюдать на примере графиков угловых скоростей масс и крутящих моментов на валах трансмиссии, представленных на рис. 16, а, б. На рисунках участки "абс" соответствуют рабочему ходу, а участки "са" - холостому.

Отличие от стационарного в результатах моделирования процесса трогания и разгона

6 -»У ' \

—- ■—

Г\ I Г" I Ь11 Л'31 Л Л л

еЖ ГГ

]ЛТ ч/ч Л/Л 71

/ СЧ/ ¡у V V х

101 ВРЕМЯ, СЕК

РИС. 16, а

ГРАФИКИ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ ИМПУЛЬСНОЙ ТРАНСМИССИИ И ТЯГОВОГО УСИЛИЯ ПА ВЕДУЩИХ КОЛЕСАХ ТРАКТОРА

н 0.7

3'

г

Ь"о.1 §

1

-0.5

ЛУ N \7 \

Л5 О / \с а/. % л 5У\ Л с /1 \

х/-6лу-

Легенда

5-М2

6-М1

7-Рвк &-Р1

10.1

ВРЕМЯ, СЕК

РИС. 16, б

мини-МТА бесступенчатой ИП заключается в том, что в начальный период амплитуды скоростей ведущих и ведомых масс юз1 и соз2, сила тяги на ведущих колесах трактора Рвк, амплитуда колебаний момента на торсионном валу М2 - постепенно увеличиваются. Пока сила тяги на ведущих колесах меньше силы сопротивления Р,, скорость трактора равна нулю. Как только сила тяги Рвк превысит силу сопротивления наблюдается рост скорости трактора Уд. По мере роста амплитуды колебаний ведущего звена МСХ появляется выбег ведомых масс и быстрозатухающие собственные колебания ведомых звеньев МСХ. При этом растут амплитуды моментов на торсионном валу М2 и избыточная работа силы тяги на ведущих колесах трактора Рвк. Это сопровождается устойчивым ростом скорости движения тракторного агрегата V« и увеличением колебаний угловых скоростей «и и ш2 вращающихся масс ^ и Фаза выбега ведомых масс а>з2 и период холостого хода возрастают. Увеличиваются и амплитуды колебаний угловых скоростей и моментов на валах рабочих звеньев. Окончание разгона мини-МТА характеризуется постоянной амплитудой колебаний скоростей звеньев ИП ал ... ш4, моментов на валах трансмиссии М15 М2 и силы тяги на ведущем колесе РВ|(, среднее значение которого соответствует силе сопротивления Р?.

Результаты расчетов показывают, что с ростом скорости мини-МТА коэффициент динамичности крутящего момента на ведущем колесе трактора возрастает от единицы до максимального значения, равного 1.5-2.0 (в зависимости от темпа роста амплитуды ф0), а затем снижается до 1.2-1.5 и сохраняется таким на стационарных режимах.

В подтверждение результатов теоретических исследований проведены испытания бесступенчатой трансмиссии опытного трактора КМЗ-012* на стационарных и переходных режимах. В экспериментах

Время, сек

- Суммарная сила тяги на вед. колесе, Н

--Сила тяги на правом колесе, Н

---Сила тяга на левом колесе, Н

- Сила сопротивления. Н

РИС. 17 Фрагмент осциллограммы

замерялся крутящий момент на ведущих колесах правого и левог бортов, амплитуда колебаний МСХ, тяговое усилие на сцепном ус" ройстве. Все параметры записывались на осциллограммы, фрагмен из которых в период разгона представлен на рис. 17.

В данном процессе плавно регулируется амплитуда колебани МСХ от ц/ = 0.08 до v(/ = 0.11. При этом отношение максимума тяговс го усилия на ведущих колесах к среднему значению крюковой сш при темпе роста амплитуды колебаний 0.06 рад/с возрастает от 1.8 до 2.2, а затем снижается до 1.5 на стационарном режиме.

Для сравнения, проведено моделирование процесса трогания разгона мини-МТА на базе серийного трактора КМЗ-012 со ступенчЕ той трансмиссией по известным алгоритмам. Результаты расчето трогания и разгона на 3-й передаче, полученные при численном ди4 ференцировании системы из 7 дифференциальных уравнений, oni* сывающих крутильные колебания валов ступенчатой трансмиссии, пс казывают, что в наибольшей степени на динамичность рабочих прс цессов оказывает влияние коэффициент запаса МС (Кмс) и темп (Т) е включения. Причем, при Кмс < 3 влияние темпа включения МС на дъ намичность незначительно и определяющим остается лишь коэффк циент запаса Км0- Результаты расчетов показали, что при трогани мини-МТА со ступенчатой трансмиссией динамические нагрузки н валах превосходят статические от 1.5 до 4.5 раз, а с учетом высокс частотных колебаний - от 2.5 до 6 раз.

Результаты экспериментальных исследований трактора КМЗ-01 со ступенчатой трансмиссией показали, что при трогании трактора номинальной крюковой нагрузкой на основных рабочих передача возникают динамические нагрузки в трансмиссии, превышающие ста тические от полутора до 6 раз, в зависимости от различных факторо (номера передачи, зазора в сцепке, темпа включения и др.).

Анализ динамической нагруженности ступенчатой и бесступен чатой импульсной трансмиссий МТ позволил сделать следущие вывс ды:

-на стационарных режимах работы трактора с ИП колебания тя гового усилия на ведущих колесах носят гармонический характер. ( ростом нагрузки на крюке до номинальной, коэффициент неравно мерности тяговых усилий снижается с 0.8 до 0.26, что в сравнении с ступенчатой трансмиссией выше на 10-30%;

-в наибольшей степени на динамичность рабочих процессов пр трогании мини-МТА со ступенчатой трансмиссией оказывает влияни' коэффициент запаса р и темп включения МС. При трогании динаму ческие нагрузки в ступенчатой трансмиссии МТ превосходят статиче ские от 2 до 3.5 раз, а с учетом ударных нагрузок при "броске" МС выборке зазоров в сцепке - до 6 раз;

-при трогании мини-МТА с бесступенчатой ИП коэффициент динамичности момента в трансмиссии существенно ниже. Так, при темпе разгона в 7 сек коэффициент динамичности момента возрастает от единицы до максимального значения, равного 2.2, а затем снижается до 1.5. Применение бесступенчатой ИП в сравнении со штатной снижает нагруженность трансмиссии МТ при трогании в режиме мини-МТА в 1.5,..2.5 раза.

Глава 7 посвящена проблеме повышения эффективности мини-МТА. В качестве определяющих направлений рассматриваются: 1) увеличение продолжительности непрерывной работы оператора по СГ нормам на основе оптимизации параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек"; 2) улучшение использования мощности двигателя МТ на основе применения в трансмиссиях бесступенчатых ИП.

Увеличение продолжительности непрерывной работы оператора по СГ нормам на основе оптимизации параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек" предполагает при заданных габаритно-массовых показателях МТ определение наиболее рационального сочетания параметров ходовой системы и рабочего места оператора: жесткости шин передних и задних колес Сш1, Сш2, коэффициента демпфирования шин Кш, коэффициента жесткости рессоры передней оси Ср и коэффициента демпфирования амортизатора Кам (в случае установки), параметров нелинейного подрессоривания сиденья оператора: коэффициента жесткости рессоры Сс=({д) и эквивалентного декремента затухания Ка(а).

В качестве факторов внешнего воздействия в системной модели принимаются: кинематическое возмущение ходовой системы от микропрофиля агрофона, силовое возмущение остова через механизм навески от тягового сопротивления агрофона и вибровоздействие двигателя. Среди конструктивных параметров, определяющих колебания остова, принимаются габаритно-массовые показатели трактора, упруго-диссипативные характеристики колесного движителя, параметры механизма навески и СХМ. В дополнение к ним, параметры моторной установки, определяющие вибровоздействие двигателя на остов.

В качестве ограничений системы принимаются: санитарные, агротехнические, функциональные, параметрические. Критерий оптимизации - продолжительность непрерывной работы оператора (корректированное по полосам частот виброускорение оператора). На основе описанных выше математических моделей отдельных подсистем разработан алгоритм оптимизации параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек".

Процедура оптимизации параметров конструкции МТ может быть осуществлена при помощи многих стратегий. В связи с тем, что в ос-

з:

нове описания динамической системы "Агрофон-Трактор-Человек лежит нелинейная математическая модель, ее оптимизация возмож на численными методами нелинейного программирования, в частно сти с применением алгоритма скользящего допуска (АСД). Одно и: основных преимуществ АСД заключается в том, что степень на рушения ограничений, содержащихся в оптимизационной задаче, п( мере приближения к искомому решению постепенно уменьшается Поскольку на первых этапах поиска ограничения должны удовлетво ряться приблизительно и лишь при поиске в окрестностях искомогс решения требуется большая точность, полный объем вычислена в процессе оптимизации по сравнению с другими методами сущест венно сокращается. Это позволяет полагать, что использование дан ного метода представляется наиболее целесообразным. АСД реали зован на ПЭВМ с помощью алгоритмического языка FORTRAN.

В соответствии с принятым алгоритмом оптимизации проведень расчеты параметров подвески сиденья оператора и ходовой системь МТ с неподрессоренным (КМЗ-012, МКСМ-800) и подрессоренныи (КМЗ-020, КМЗ-012** вариант) остовами. При этом рассматривают« варианты одно-, дву- и много- параметрической оптимизации.

Для анализа влияни; демпфирования в шина: Кш на ускорения остов, представлены результате одномерной оптимизаци! на рис. 18. Анализ графи ка показывает что с рос том коэффициента демп фирования общее ускоре ние остова первоначальн! снижается до 2.1 м/с2, i затем увеличивается д| 2,6 м/с2 (при этом ускоре ние уменьшается в полоо 4 Гц и увеличивается i полосах 8 и 16 Гц). Опти мальное демпфирование в шинах обеспечивает за счет рациональ ного рассеивания колебательных процессов в 3-х полосах частот cm зить ускорение остова на 52%.

Суммарные ускорения остова КМЗ-012 в зависимости от демпфирования в шинах

3.5 3

СМ

2 «

U 1 >>

0.5 0

1000 2000 3000 4000 5000 6000

Коэфф. демпфирования, Нс/м

РИС. 18

ч

Результаты двумерной оптимизации радиальной жесткости шин /!Т показывают, что минимум СКО вертикальных ускорений остова :МЗ-012 соответствует сочетанию минимально допустимого значения сесткости шин передних колес СШ1 и максимально допустимого - зад-1их колес Сш2. Для анализа на рис. 19 приведены графики собственных частот колебаний и ускорений остова при переменных соотношениях Сш1/Сш2, Из графиков следует, что чем больше разница между собственными частотами, тем меньше вертикальные ускорения остова. С помощью оптимизации значений радиальной жесткости шин удается снизить ускорения остова КМЗ-012 в полосе частот 2.8-5.6 Гц на 49%, МКСМ-800 - на 40%.

Трехмерная оптимизация параметров ходовой системы МКСМ-800 (Сш1, Сш2, Кш) снижает ;орректированное значение вертикального ускорения остова в т. рас-юложения оператора с 2.16 до 1.22 м/с2.

Результаты четырехмерной оптимизации ходовой системы трак-ора КМЗ-020 (СШ1, Сш2, Кш, Ср) приводят к снижению корректирован-юго ускорения остова с 1.84 до 1.14 м/с2

Пятипараметрическая оптимизация ( параметры ходовой систе-лы СШ1, Сш2, Кш трактора КМЗ-012 и подвески сиденья Сс, Ка операто->а) приводит к снижению корректированного вертикального ускорения >ператора с 3.28 до 0.79 м/с2.

В итоге, в результате многомерной оптимизации (на примере рактора КМЗ-012) корректированное вертикальное ускорение опера-ора может быть снижено в 4 раза. При этом продолжительность не-ферывной работы оператора по условиям общей вибрации на рабо-юм месте в транспортном режиме (максимальная скорость движения) ложет быть увеличена с 25 до 241 мин. Подобный эффект может быть юлучен при оптимизации параметров ходовых систем и вторичного юдрессоривания других малогабаритных машин.

Улучшение использования мощности двигателя рассматри-)ается на пути применения в МТ бесступенчатых механических ИП. 'езультаты экспериментальных исследований тяговых показателей ■ракторов КМЗ-012 и КМЗ-020 показали, что по величине тягового СПД, характеру его изменения в рабочем диапазоне, по величине ;рюкового расхода топлива и др., МТ имеют худшие показатели в

СОБСТВЕННЫЕ ЧАСТОТЫ и УСКОРЕНИЯ ОСТОВА

у

/ * *— —

X

0 0 5 1 15 2 2.5

ОТНОСИТ. ЖЕСТКОСТЬ ПИН, Сш1/Сш2

вертикальная пл. прод.-угловая пл. —х— Ускорение. м/с2

РИС. 19

сравнении с тракторами других тяговых классов. Для повышени: среднеиспользуемой крюковой мощности целесообразно использова ние механических бесступенчатых передач, описанных выше. Дл. оценки эффективности применения таких передач необходимо уто^ нить методику оценки производительности мини-МТА.

Существующая методика, основанная на установившемся дву жении трактора и мгновенном переключении передач, может дать например применительно к трактору КМЗ-020 при замене 12-ти сп пенчатой КП на бесступенчатую, повышение производительност трактора лишь в 1.1..1.17 раза. Однако следует учесть, что при работ с СХМ трактор может работать на той передаче, на которой сможе тронуться с места. Поэтому условия трогания с места с крюковой нг грузкой вносят ограничения на использование возможной тяговой хг рактеристики, которые и необходимо учитывать при сравнительно оценке ступенчатой и бесступенчатой трансмиссий.

Для коррекции тяговой характеристики трактора со ступенчато

трансмиссией разраб( тан численный алп ритм, результаты расч! та по которому позв! ляют уточнить кривь крюковой мощносг (рис. 20). Анализ расч тов, применительно КМЗ-012, показывае что на 1-й и 2-й перед чах процесс трогания I основных агрофонах I ограничивает крюков\ мощность МТ во все тяговом диапазон вплоть до полного б^ сования. На треты ступени предельное т говое усилие по условию трогании с места на залежи составляет 2 кН, а на бетоне - 3.2 кН. Трогание с места на 4-й ступени возможно залежи при тяговом усилии менее 0.2 кН, а на бетоне - менее 0.55 к Таким образом, оценивая эффективность использования тягов! свойств трактора по соотношению площадей под кривой потенциах ной крюковой мощности и по передачам (заштрихованная область можно отметить, что без учета динамики трогания с места проце использования тяговых свойств МТ со ступенчатой КП составляет среднем 85%, а с учетом возможности трогания с места - лишь 1'л (заштрихованная область 2).

Тяговая характеристика КМЗ-012 (залежь)

1.2 1.8 2.4 3 Крюковое усилие, кН Рис. 20

При трогании мини-МТА со ступенчатыми трансмиссиями имеют есто значительные потери мощности на буксование МС, величина эторых определяется как параметрами конструкции (коэффициентом и др.), так и условиями эксплуатации (темпом включения МС, коле-аниями тягового усилия и т.д.). В бесступенчатой импульсной транс-|иссии потери мощности на буксование МС полностью отсутствуют, беспечивая существенное повышение использования мощности МД

повышение эф->екгивности МТ.

Трактор с есступенчатой рансмиссией не меет ограниче-ий по условиям рогания с места и еальная оценка овышения его роизводительно-ти при примене-ии бесступенча-ой передачи в ме-то ступенчатой удет значительно ыше. По резуль-атам численных асчетов на ПЭВМ остроена тяговая арактеристика рактора КМЗ-012 бесступенчатой 1П, представлен-ая на рис. 21.

Из графиков

ледует, что на данном агрофоне максимальная крюковая мощность <ривая 1) составляет 5.3 кВт при максимальной амплитуде механиче-ких колебаний генератора \|/=0.326 рад. В диапазоне тяговых усилий олее 2.3 кН кривая мощности превосходит потенциальную крюковую ющность и не может быть реализована полностью из-за ограничен-ой мощности двигателя. С ростом тягового усилия от 0 до 4.2 кН предельное по сцеплению) скорость мини-МТА (кривая 5) автомати-ески снижается с 5.2 до 0.8 м/с (по гиперболе скорости при Ы=сопз1). 1ричем, в диапазоне тяговых усилий более 2.3 кН кривая скорости ри данной амплитуде ср = 0.326 рад проходит выше гиперболы скоро-

Тяговая характеристика КМЗ-012

Легенда №р при:

1 - у=0.32

2 - >¡/=0.3

3 - н)=0.2 4-ч/=0.1 Уд при:

5 -ц/=0.32

6 - у=0.3

7 - у=0.2

8 - чМ>.1

9 - \'д при

N=001151

10 -Икр пот.

1.5 2 2.5 3 Сила тяги, кК

Рис.21

сти при постоянной мощности (кривая 9), что соответствует режиму превышения мощности двигателя. При снижении амплитуды колебаний \|/ кривые действительных скоростей (6, 7, 8) и крюковых мощностей (2, 3, 4) проходят ниже и могут быть реализованы по двигателю. Процент использования потенциальных тяговых свойств трактора для данного агрофона составляет 89%. При увеличении коэффициента сопротивления, например до f=0.16l ф= 0.6 (поле, подготовленное под посев) потенциальная тяговая характеристика трактора в диапазоне от 0 до 3.8 кН (предел по сцеплению) используется более полно и составляет 96%.

Таким образом, использование в трансмиссиях МТ ступенчатых КП существенно ограничивает их потенциальные тяговые свойства по причине малого числа ступеней и ограничения крюковой нагрузки при трогании с места без заглохания двигателя. Трактор с бесступенчатой трансмиссией не имеет ограничений по условиям трогания с места. Результаты сравнения тяговых свойств показывают, что их увеличение, в случае с бесступенчатыми импульсными трансмиссиями, составит до 17 % для КМЗ-020 (12-ти ступ. КП) и до 24% для трактора КМЗ-012 (4-х ступ. КП).

Процент использования потенциальных тяговых свойств трактора КМЗ-012 с бесступенчатой импульсной трансмиссией на типовых фонах составляет от 89% до 96%.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. В результате проведенного исследования можно сделать следующие основные выводы:

-выявлены основные причины низкой эффективности колесных тракторов малой мощности - несоответствие условий работы операторов санитарно-гигиеническим нормам; высокая динамическая нагруженность трансмиссий; низкий коэффициент использования мощности двигателей;

- определены пути повышения эффективности малогабаритной техники: снижение вибрационного воздействия МД на остов МТ; уменьшение низкочастотных колебаний операторов на рабочем месте; оптимизация параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек" по допустимой продолжительности непрерывной работы оператора; уменьшение динамических нагрузок в трансмиссиях при трогании, а также повышение использования мощности двигателей на основе применения бесступенчатых импульсных передач;

-при обосновании путей снижения вибровоздействия МД на остов МТ предложен алгоритм, позволяющий рассчитывать средне-частотные колебания остова и решать задачу выбора параметров МД, обеспечивающих соблюдение СГ норм на рабочем месте оператора по уровню локальных вибраций;

-при обосновании путей снижения низкочастотных колебаний шераторов МТ разработана математическая модель, позволяющая (а стадии проектирования прогнозировать продолжительность непре->ывной работы оператора по уровню общей вибрации;

-при многомерной оптимизации системы "Агрофон-Трактор-■1еловек" обоснован алгоритм выбора параметров МТ, позволяющий >беспечить продолжительность непрерывной работы операторов по 'словиям общей вибрации на рабочем месте в течение 8-ми часового ¡абочего дня;

-при обосновании путей снижения нагруженности механиче-:ких трансмиссий МТ при трогании разработан алгоритм численного лоделирования рабочих процессов в бесступенчатой ИП простейшего" типа. Проведен сравнительный анализ нагруженности ггупенчатой и бесступенчатой трансмиссий на стационарных и пере-:одных режимах. На основе теоретических и экспериментальных ис-:ледований показано, что использование ИП в МТ легкой и средней рупп обеспечивает снижение динамической нагруженности трансмис-:ий при трогании в 1.5 - 2.5 раза;

-при обосновании путей повышения использования мощности двигателей разработан численный алгоритм корректировки тяговых :арактеристик МТ со ступенчатыми трансмиссиями с учетом ограни-(ений по условиям трогания с места. Результаты сравнения потенци-тьных тяговых свойств МТ со ступенчатой и бесступенчатой им-1ульсной трансмиссиями показывают на увеличение средней крюко-юй мощности в последнем случае от 17 % до 24 % и полное устранение потерь мощности на буксование в МС.

Для проведения исследований МТ создан комплекс измеритель-ю-регистрирующей аппаратуры и испытательных стендов, а также )азработан пакет оригинальных компьютерных программ. При экспе-)иментальных исследованиях образцов малогабаритной техники до-азана адекватность разработанных математических моделей.

Результаты проведенных исследований позволяют существенно ювысить эффективность образцов существующей и вновь проектируемой малогабаритной техники.

СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ ОПУБЛИКОВАНО В РАБОТАХ:

I. Держанский В.Б., Худорожков С.И., Косов В.П. Исследование ус--ойчивости работы механизма свободного хода в режиме выпрями-"еля механических колебаний./ Тез. докл. на 3-ей всесоюзн. научн. :онф. по инерционно-импульсным механизмам, приводам и устрой-ггвам, Челябинск, 1982 г., 0.05 п.л.

2. Худорожков С.И. К вопросу определения характеристик рабочей процесса выпрямителя механических колебаний./ Тезисы докл. на 3 ей всесоюзн. научн. конф. по инерционно-импульсным механизмам приводам и устройствам, Челябинск, 1982 г., 0.05 п.л.

3. Держанский В.Б., Косов В.П., Чернов Л.Б., Худорожков С.И. Стен; для испытания муфт свободного хода / A.c. N 977982, опубликовано i БИ N 44, 1982 г., 0.15 п.л.

4. Худорожков С.И., Держанский В.Б., Косов В.П. Исследование про цессов работы МСХ в режиме выпрямителя механических колеба ний.Яруды 3-ей всесоюзн.научн. конф. "Инерционно-импульсные ме ханизмы, приводы и устройства", Челябинск, 1983 г., 0.15 п.л.

5. Благонравов A.A., Худорожков С.И., Держанский В.Б., Косов В.П Клиновой механизм свободного хода./А.с. N 1057714, опубл. в БИ f 44, 1983 г., 0.05 п.л.

6. Худорожков С.И. Повышение эффективности работы клиновоп МСХ с кинематической связью на основе оптимизации параметро! конструкции. / Автореф. дисс. к.т.н., Курган, 1985 г., 1 п.л.

7. Благонравов A.A., Худорожков С.И., Держанский В.Б.,Косов В.П Механизм свободного хода. / A.c.N1155800, опубл.в БИ N18, 1985г. 0.05 п.л.

8. Худорожков С.И., Держанский В.Б. Стенд для испытания муф свободного хода./А.с. N 1200153, опубл. в БИ N 47, 1985 г., 0.1 п.л.

9. Благонравов A.A., Голосеев Б.А., Держанский В.Б., Худорожков С.И Механизм свободного хода. / A.c. N1201579, опубл.в БИ N48, 1985 г. 0.05 п.л.

10. Худорожков С.И. Экспериментальное определение динамики кли на механизма свободного хода. / Рук. депонир. в ВНИИТЭМР, N87muj 85 Деп., 0.8 п.л.

11. Худорожков С.И. Динамика тел заклинивания механизмов свобод ного хода./ Рук. депонир. в ВНИИТЭМР, N 86мш - 85 Деп., 0.75 п.л.

12. Худорожков С.И. Динамика клина в период холостого хода вы прямителя импульсной передачи./ Тез. докл. на науч. конф, Курган КМИ, 1985 г., 0.15 п.л.

13. Голосеев Б.А., Худорожков С И., Держанский В.Б., Чернов Л.Б. Косов В.П. Механизм свободного хода. / A.c. N 1425377, опубл. в Б1 N 12, 1988 г., 0.05 п.л.

14. Худорожков С.И. Постановка задачи статистической оценки пара метрической надежности системы "водитель-тракторный агрегат" Тез. докп. в кн." Наука-сельскому хозяйству", Курган, КСХИ, 1990 г. 0.1 п.л.

15. Худорожков С.И.. Курлов О.Н., Лепехин А.Т. Результаты тяговы: испытаний мини-трактора Т-08./ Сб. научн. трудов ЧГА^ "Совершенствование эксплуатационных качеств сельскохозяйствен ных тракторов", Челябинск, 1992 г., 0.4 п.л.

16. Лепехин А.Т., Худорожков С.И.. Курлов О.Н. Стенды для испытания мини-тракторной техники./ Сб. научн. трудов ЧГАУ "Совершенствование эксплуатационных качеств сельскохозяйственных тракторов", Челябинск, 1992 г., 0.2 п.л.

17. Курлов О.Н., Худорожков С.И., Лепехин А.Т. Исследование топливной экономичности мини-трактора Т-012 на сельскохозяйственных работах. / Вестник ЧГАУ N 2, Челябинск, 1993 г., 0.4 п.л.

18. Худорожков С.И.. Курлов О.Н., Камчугов Н.В. Экспериментальное исследование характеристик двигателя СК-12 мини-трактора Т-012./ Вестник ЧГАУ N 3, Челябинск, 1993 г., 0.3 п.л.

19. Худорожков С.И. Полевые испытания трактора КМЗ-012 с сельхо-зорудиями и стендовые испытания трансмиссии и двигателя СК-12. / Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка N 15784 от 06.06.94 г., 3.5 п.л.

20. Благонравов A.A., Худорожков С.И. Сравнительная оценка эффективности трактора КМЗ-020 со ступенчатой и бесступенчатой трансмиссией. / Вестник ЧГАУ N 8, Челябинск, 1994 г.,0.3 п.л.

21. Худорожков С.И.. Кутенин A.B., Низамов Р.Р. Пути снижения вибровоздействия двигателя на рабочее место оператора трактора КМЗ-012. - В кн." Охрана окружающей среды и экологическая безопасность населения"/ Материалы конференции, посвященной 100-летию Т.С. Мальцева. - Курган, 1995. - 0.2 п.л.

22. Худорожков С.И. Стендовые испытания трансмиссии трактора КМЗ-020./ Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка N 16130 от 21.04.95 г., 0.6 п.л.

23. Худорожков С.И. Тяговые испытания мини-трактора КМЗ-020. / Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка N 16134 от 24.04.95г, 1.1 п.л.

24. Худорожков С.И. Стендовые испытания перспективных двигателей трактора КМЗ-012./ Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка N 16138 от 24.04.95 г, 3 п.л.

25. Курлов О.Н., Худорожков С.И., Камчугов Н.В. Результаты испытаний перспективных сельхозорудий трактора КМЗ-012.- В кн." Через опыт - в науку "/ Материалы Всероссийской конференции, посвященной 100-летию Т.С. Мальцева. - Курган, 1995. - 0.1 п.л.

26. Худорожков С.И..Камчугов Н.В.,Курлов О.Н. Экспериментальное определение тяговых усилий мини-трактора на технологических операциях и их спектральный анализ -В кн."Через опыт-в нау-ку'УМатериалы Всероссийской конференции, посвящ. 100-летию Т.С. Мальцева.-Курган, 1995.-0.1 п.л.

27. Худорожков С.И. Исследование тепловых режимов трактора КМЗ-012./ Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка N 16367 от 20.11.95 г, 2 п.л.

28. Худорожков С.И. Исследование эксплуатационных характеристи двигателей СН-6д./ Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка f 16370 от 20.11.95 г, 1 п.л.

29. Благонравов A.A., Худорожков С.И., Воронцов A.A. Моделирова ние динамики бесступенчатой импульсной трансмиссии мини-трактор; КМЗ-012. / Вестник ЧГАУ N 16 , Челябинск, 1996 г., 0.3 п.л.

30. Камчугов Н.В, Худорожков С.И.. Курлов О.Н., Лепехин А.Т. Сте* довые испытания теплонапряженности моторной установки трактор КМЗ-012./ Вестник ЧГАУ N 17 , Челябинск, 1996 г., 0.15 п.л.

31. Курлов О.Н., Худорожков С.И., Камчугов Н.В., Лепехин А.Т. СраЕ нительная оценка отечественных и зарубежных одноцилиндровых д|/ зелей для тракторов класса 2 кН./ Вестник ЧГАУ N16, Челябина 1996 г., 0.15 п.л.

32. Худорожков С.И. Экспериментальные исследования теплонапря женности двигателя трактора КМЗ-012 с различными вариантами ке потирования./ Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка N 16587 о 3 апреля 1996 г., 1 п.л.

33. Худорожков С.И. Исследование вибрационных характеристик двк гателя СН-14д./ Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка N 1659 от 3 апреля 1996 г., 1.2 п.л.

34. Худорожков С.И. Экспериментальные характеристики двигател СН-14д. / Рук. депонир.в ВНИИТЭИагропром, справка N 16584 от 2 марта 1996 г., 1 п.л.

35. Худорожков С.И. Спектральный анализ тяговых усилий мим трактора при вспашке./ Рук. депонир.в ВНИИТЭИагропром, справка I 16583 от 29 марта 1996 г., 0.3 п.л.

36. Худорожков С.И. Сравнительная оценка одноцилиндровых Д1 зельных двигателей мини-тракторов./ Рук. депонир. в ВНИИТЭИагрс пром, справка N 16590 от 3 апреля 1996 г., 0.8 п.л.

37. Худорожков С.И. Топливно-экономические и вибрационные покг затели дизеля Т-450д / Рук. депонир. в ВНИИТЭИагропром, справка 16992 от 26 ноября 1996 г., 2.2 п.л.

38. Благонравов A.A., Худорожков С.И. Динамика разгона трактора с ступенчатой трансмиссией. / Информ. материалы VI Международног симпоз. - Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та. 1997, 0.15 п.л.

39. Благонравов A.A., Худорожков С.И.. Воронцов A.A. Динамика разгона трактора с бесступенчатой трансмиссией. / Информ. материал VI Международного симпоз.- Курган: Изд-во Курганского гос. ун-т;

Подписано в печать 11.05.98. Формат бумага 60 х 841/и,. Бумага типографская.

Усл. печ. л. 2.5. Тираж 100 экз. Заказ 609._

Курганская государственная сельскохозяйственная академия им. Т. С. Мальцева

Типография Курганской государственной сельскохозяйственной академии.

Адрес типографии: 641311 Курганская обл., Кетовский район, с. Лесниково, КГСХА

1997, 0.15 п.л.



КУРГАНСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННАЯ

ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ КОЛЕСНЫХ ТРАКТОРОВ МАЛОЙ МОЩНОСТИ

Специальность 05.05.03. - "Колесные и гусеничные машины"

Диссертация на соискание ученой степени доктора технических наук

Научный консультант:

л

Заслуженный деятель науки и техники РФ доктор технических наук профессор БЛАГОНРАВОВ А.А.

УДК 629.114.2.003.13

КУРГАН, 1998

ОГЛАВЛЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ 8

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ 12

1.1. Область применения и характеристики современной малогабаритной техники 12

1.2. Современные тенденции развития тракторной техники 20

1.3. Факторы низкой эффективности малогабаритной техники 22 -несоответствие условий работы оператора санитарно-гигиеническим нормам 22 -высокая динамическая нагруженность механических трансмиссий при трогании 25 -низкая производительность мини-МТА 27

1.4. Проблемы повышения эффективности малогабаритной техники 29 -увеличение продолжительности непрерывной работы оператора по санитарно-гигиеническим нормам на основе оптимизации параметров конструкции 29

-снижение нагруженности трансмиссий при трогании и повышение использования мощности двигателя на основе

применение бесступенчатых импульсных передач 39

1.5. Задачи исследования 43

2. МЕТОДИКА ИССЛЕДОВАНИЯ 45

2.1. Объекты исследований 45

-малоразмерные двигатели 45

-механические трансмиссии мини-тракторов 49

-малогабаритные машины и сельхозорудия 54

2.2. Испытательные стенды и измерительно-регистрирующая

аппаратура 57

- стенд испытаний малоразмерных двигателей 57

- стенд испытаний мини-тракторных трансмиссий 58 -оборудование для тяговых испытаний мини-тракторов 61

2.3. Методы проведения испытаний и обработки результатов

экспериментов 65

- стендовые испытания двигателей 65

- полевые испытания мини-МТА 67

- тяговые испытания мини-тракторов 71 3. УМЕНЬШЕНИЕ ВИБРАЦИОННОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ

МАЛОРАЗМЕРНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ 73

3.1. Уравновешенность малоразмерных двигателей 74

-уравновешенность существующих ДВС 74

-уравновешенность перспективных ДВС 80 3.2. Гармонический анализ крутящего момента малоразмерных

двигателей 84

3.3. Описание вибровоздействия малоразмерных двигателей на остов машины 89

3.4. Анализ вибронагруженности остова 94 -влияние неуравновешенности двигателей 95 -влияние опрокидывающего момента двигателей 98 -влияние конструктивной схемы двигателя 100

3.5. Результаты экспериментального исследования

вибронагруженности остова трактора КМЗ-012 101 -стендовые исследования вибрационных характеристик

двигателей 102

-спектральные характеристики виброускорений остова трактора107

-сопоставление результатов теоретического и

экспериментального исследований 109

3.6. Выводы 111

4. СНИЖЕНИЕ НИЗКОЧАСТОТНЫХ КОЛЕБАНИЙ ОСТОВА МАЛОГАБАРИТНОЙ МАШИНЫ 113

4.1. Математические модели ходовых систем 113 -расчетные схемы подвесок остова 113 -уравнения колебаний остова и алгоритмы их решения 117

4.2. Статистические характеристики микропрофилей агрофонов и их взаимосвязь с нагрузочными режимами 121 -микропрофиль дороги и плавность хода 123 -микропрофиль агрофона и тяговые сопротивления 124 -кинематическое возмущение подвески остова 128 -силовое воздействие крюковой нагрузки на остов 130

4.3. Анализ низкочастотных колебаний остова 135 -влияние скорости движения на плавность хода 136 -влияние крюковой нагрузки на колебания остова 140 -влияние параметров подвески остова на плавность хода 145

4.4. Результаты экспериментальных исследований 158 -упруго-диссипативные характеристики шин 158 -полевые испытания мини-МТА 162

-сопоставление результатов теоретического и

экспериментального исследований 168

4.5. Выводы 172

5. ПОВЫШЕНИЕ ВИБРОБЕЗОПАСНОСТИ ОПЕРАТОРА МАЛОГАБАРИТНЫХ МАШИН 176

5.1. Математические модели подвесок сидений оператора 176 -уравнения колебаний оператора на сиденьи с линейной и

нелинейными характеристиками подвесок 176

-алгоритм решения нелинейных дифференциальных уравнений 180

5.2. Анализ низкочастотных колебаний оператора на сиденьи с линейной характеристикой подвески 185 -влияние жесткости упругих элементов подвески 186 -влияние демпфирования в подвеске 189

5.3. Анализ низкочастотных колебаний оператора на сиденьи с нелинейной характеристикой подвески 192 -влияние нелинейного демпфирования 193 -влияние нелинейной восстанавливающей силы 196

5.4. Анализ локальных вибраций на органах управления 201

5.5. Результаты экспериментальных исследований вибронагруженности оператора 204 -спектральные характеристики виброускорений оператора 204 -сопоставление результатов теоретического и

экспериментального исследований 207

5.6. Выводы 210

6. СНИЖЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ НАГРУЗОК В МЕХАНИЧЕСКИХ

ТРАНСМИССИЯХ МИНИ-ТРАКТОРОВ 212

6.1. Нагруженность ступенчатой и бесступенчатой импульсной трансмиссий на стационарных режимах 213

-математическое моделирование крутильных колебаний в трансмиссии 213

-анализ собственных крутильных колебаний 221

-анализ вынужденных крутильных колебаний 229

6.2. Нагруженность ступенчатой и бесступенчатой импульсной трансмиссий при трогании и разгоне мини-МТА 237

-математическое моделирование крутильных колебаний 237

-анализ динамической нагруженности трансмиссий 242

6.3. Экспериментальные исследования динамики трогания трактора КМЗ-012 254 -ступенчатая трансмиссия 254 -бесступенчатая импульсная трансмиссия 257 -сопоставление результатов теоретических и

экспериментальных исследований 259

6.4. Выводы 262 7. ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ мини-МТА 264

7.1. Увеличение продолжительности непрерывной работы оператора по санитарно-гигиеническим нормам 264 -методы оптимизации 264 -многопараметрическая оптимизация параметров МТ 270

7.2. Улучшение использования мощности двигателя 279 -снижение потерь мощности на буксование МС 280 -увеличение средней крюковой мощности мини-МТА 282

7.3. Выводы 289

ЗАКЛЮЧЕНИЕ 291

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 294 ПРИЛОЖЕНИЯ: Приложение 1. Эквивалентная динамическая схема

ступенчатой трансмиссии трактора КМЗ-012 303 Приложение 2. Модули и фазы составляющих гармоник

крутящих моментов малоразмерных двигателей 307 Приложение 3. Внешние и частичные характеристики

малолитражных ДВС 309 Приложение 4. Эквивалентная динамическая схема

бесступенчатой импульсной трансмиссии трактора КМЗ-012 312 Приложение 5. Акт об использовании результатов НИР в опытно-конструкторской работе 315

ВВЕДЕНИЕ

Продолжительное время конструкторская мысль и промышленность были ориентированы на создание мощных крупногабаритных машин. Считалось, чем мощнее двигатель, тем шире захват и больше производительность. Гигантомания в машиностроении привела к тому, что появился дефицит в малогабаритной высокопроизводительной технике, которая способна работать на мелкоконтурных и переувлажненных полях, что явилось серьезным тормозом в развитии сельского хозяйства.

Важным резервом производства продуктов питания являются личные подсобные хозяйства, подсобные хозяйства предприятий и учреждений страны. Их характерной особенностью является то, что они обычно являются малоконтурными и поэтому могут располагаться на холмистых, горных, лесных и прочих залежных землях. Такие "неудобия" в СНГ составляют около 90 млн. га / 69 / и использовать на них традиционную высокопроизводительную сельскохозяйственную технику либо экономически неоправдано, либо технически невозможно. Поэтому увеличение производства продуктов питания на базе таких земель может быть осуществлено при условии широкого применения малогабаритных колесных тракторов (МТ) малой мощности классов 2 - 4 кН с универсальными наборами орудий.

Технической особенностью малогабаритных машин является использование одно- и двухцилиндровых двигателей, имеющих повышенный уровень вибрации вследствие неуравновешенности сил инерции возвратно-поступательно движущихся масс КШМ и неравномерности крутящего момента. Вибрации двигателя, жестко соединенного с остовом трактора, передаются на рабочее место оператора, способствуя повышению среднечастотных локальных

вибраций на органах управления. Другой особенностью малогабаритной техники является отсутствие систем подрессоривания остова и сиденья оператора. В результате этого при движении по агро-фонам на рабочем месте оператора возбуждаются низкочастотные колебания, значительно превышающие предельно-допустимые значения (ПДЗ). Средне- и низко-частотные вибрации ограничивают по санитарно-гигиеническим (СГ) нормам продолжительность непрерывной работы оператора, что снижает общую производительность мини-тракторных агрегатов (МТА). Для определения факторов, влияющих на уровень вибронагруженности оператора малогабаритных машин, и обоснования технических показателей, обеспечивающих соблюдение ПДЗ виброускорений на рабочем месте, необходимо проведение теоретических и экспериментальных исследований.

Другим фактором, ограничивающим производительность малогабаритной техники, является использование в трансмиссиях упрощенных коробок передач с малым числом ступеней, что снижает потенциальные тяговые свойства трактора, ухудшает динамику тро-гания с места и, соответственно, занижает коэффициент использования мощности двигателя (А,). Широкое применение бесступенчатых трансмиссий на основе гидрообъемных и гидродинамических передач на мини-тракторной технике не эффективно по причине значительного усложнения конструкции, увеличения объемно-весовых показателей, ухудшения топливной экономичности и существенного удорожания. С другой стороны, применение бесступенчатых передач является одним из главных рычагов повышения эффективности малогабаритной техники. Исходя из этого, целесообразно проведение исследований в области практического использования в мини-тракторной технике механических бесступенчатых импульс-

ных передач, достоинством которых является возможность плавного автоматического и принудительного регулирования передаточного числа в широком диапазоне с высокими значениями КПД. Наряду с простотой конструкции, малыми габаритами и большой нагрузочной способностью ее рабочих элементов, такие трансмиссии могут обеспечить значительное повышение производительности малогабаритных машин.

Таким образом, в качестве основных направлений в области повышения эффективности WIT целесообразно выделить следующие:

- увеличение продолжительности непрерывной работы оператора по СГ нормам на основе снижения низко- и средне- частотных колебаний на рабочем месте;

- увеличение коэффициента использования мощности двигателя на основе применения механических бесступенчатых импульсных передач.

НАУЧНАЯ НОВИЗНА работы заключается в том, что на основе теоретических и экспериментальных исследований:

- предложена методика расчета локальных и общих вибраций на рабочем месте оператора МТ с учетом параметров уравновешенности существующих и перспективных малолитражных ДВС (МД);

- разработана математическая модель оптимизации параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек" по низкочастотным колебаниям оператора на рабочем месте;

- создана методика, связывающая параметры конструкции МТ с продолжительностью непрерывной работы оператора по СГ нормам;

- разработан алгоритм расчета динамических характеристик бесступенчатой трансмиссии на основе "простейшей" импульсной передачи с повышенной податливостью выходного звена (ИП);

- обоснована эффективность применения бесступенчатых ИП в трансмиссиях МТ по коэффициенту использования мощности двигателя и динамической нагруженности трансмиссии при трогании.

ПРАКТИЧЕСКАЯ ЦЕННОСТЬ РАБОТЫ. Основная часть экспериментальных исследований выполнялась в содружестве с ОАО "Курганмашзавод" на основе хоздоговоров с 1990 года с целью улучшения эксплуатационных показателей МТА на базе колесных тракторов КМЗ-012 и КМЗ-020.

Результаты исследования вибровоздействия МД на остов тракторов явились основной для выбора рациональных параметров виброзащиты рабочего места оператора.

Предложенная методика оценки продолжительности непрерывной работы оператора по СГ нормам позволяет на ранних стадиях проектирования выбирать оптимальные параметры МТ.

По результатам исследования бесступенчатой ИП получены тя-гово-динамические характеристики МТ с бесступенчатой трансмиссией на стационарных и переходных режимах.

Данные полевых испытаний шлейфа сельхозорудий и тяговых испытаний МТ использованы при оценке эксплуатационных показателей мини-тракторных агрегатов (МТА).

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ, ВЫНОСИМЫЕ НА ЗАЩИТУ:

- постановка проблемы повышения эффективности МТ и обоснование путей ее решения;

- научные положения по выбору рациональных параметров МД и прогнозированию вибронагруженности остовов МТ;

- методика расчета продолжительности работы оператора МТ по СГ нормам на основе оптимизации параметров системы "Агрофон-Трактор-Человек";

- алгоритм моделирования рабочих процессов в ИП и расчета тягово-динамических характеристик МТ с бесступенчатой трансмиссией;

результаты экспериментальных исследований МП" (двигателей, трансмиссий, тракторов и шлейфа сельхозорудий) на испытательных стендах и в условиях эксплуатации.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Область применения и характеристики современной

Рост числа крестьянских фермерских хозяйств в России, садо-во-огороднических кооперативов, дальнейшее развитие подсобного сектора промышленных предприятий, тепличных хозяйств поставило на повестку дня вопрос об эффективном использовании уже существующей и выпуске новой техники. Анализ показывает, что приме-

Минимально допустимая площадь пашни НеНИе СуЩвСТВуЮЩИХ МЭ-

малогабаритной техники

в зависимости от мощности двигателя

Рис. 1.1

Мощность двигателя, кВт

шин в небольших хозяйствах сейчас экономически невыгодно. Например, если у фермера 4 га пашни, то удельные затраты на вспашку 1 га увеличиваются по сравнению с затратами в колхозах в 19 раз, на посадке картофеля в 140 раз /82/. Из-за этого у фермеров резко возрастает себе-

стоимость продукции растениеводства и животноводства. На рис. 1.1 показаны графики зависимости минимально допустимой (по экономической эффективности) площади пашни от мощности колесного трактора для Уральского и Западно-Сибирского регионов, а также в среднем по России /112/.

Специалистам сельского хозяйства достаточно хорошо известна зависимость между размерами хозяйства и потребностью в технике, приходящейся на единицу обрабатываемой земли. По данным исследований, выполненных Институтом механизации РАСХН и НАТИ /67/, эта зависимость выведена для условий России (табл. 1.1).

Таблица 1.1

Потребность в технике на единицу обрабатываемой земли

Средняя площадь пашни в хозяйств., га Среднее количество тракторов в одном хозяйстве, шт. Средняя мощность одного трактора в хозяйстве, кВт.

50 2.1 43

25 1.8 32

12 1.5 23

6 1.3 16

3 1.0 11

Формирование парка по классам тракторов определяется размерами хозяйств, которых насчитывается около 25 тыс. К концу 1991 г. в России было создано около 50 тыс. фермерских хозяйств со средней площадью 40 га, более 20 млн. личных подсобных хозяйств с площадью до 0.5 га, имелось около 12 млн. садовых и огородных участков размером 0.06 - 0.10 га /116/. В 1993 году в Российской Федерации образовано 265.3 тыс. крестьянских (фермерских) хозяйств /111, 46/, на середину 1996 года - около 280 тысяч. По данным Минсельхоза и Главсельхозмаша для укомплектования вновь образуемых фермерских хозяйств требуется около 40 тыс. шт. в год

МТ мощностью 7-14 кВт/54/. По другим данным, для нормального функционирования фермерских и личных подсобных хозяйств необходимо иметь 1.8...2.0 млн. МТ и мотоблоков с набором машин и орудий /112/. Для этого ежегодный выпуск МТ должен составлять не менее 100 тыс. и агрегатируемых с ними машин и орудий - 200 тыс. шт. В настоящее время из-за недостаточной технической оснащенности многие с/х операции выполняются по устаревшим, неэкономичным технологическим схемам, с грубыми нарушениями агрозоотехнических сроков работ, значительными затратами труда и потерями продукции.

Малогабаритные тракторы (ГОСТ 28523-90) в зависимости от массы и мощности двигателя делятся на три типа: легкие (мощность двигателя до 10 кВт, масса до 500 кг), средние (до 14 кВт и до 650 кг) и тяжелые (до 25 кВт и более 650 кг). Предприятиями России и СНГ выпускаются малогабаритные тракторы, основные технические характеристики которых представлены в таблице 1.2 /8/.

Таблица 1.2

Технические характеристики отечественных мини-тракторов

Модель Колес Констр. Ном.мощн. Диапазон Колея пер. Прод.

(изгот.) форм. масса, двигат., скорост., (задн.)кол. База,

кг кВт км/ч мм мм

МТЗ-080 4x2 280 3.7 2.2-9.6 600 1150

(ПО МТЗ) (700-800)

МТЗ-082 4x4 390 7.2 2.4-14.8 600 1000

(ПО МТЗ) (700-840)

УТТС ЗДК 4x2 480 8.1 2.7 -20.0 1250

4.903, г.Ковров

АМЖК-8 4x2 465 8.8 2.1 -18.7 750 1100

(ПО Гомсельмаш) (900)

Кутаиси-718 4x4 605 10.0 1.1 -17.7 696 995

окончание табл. 1.2

(ПО КЗМТ) (806)

КМЗ-012 (