автореферат диссертации по технологии, машинам и оборудованию лесозаготовок, лесного хозяйства, деревопереработки и химической переработки биомассы дерева, 05.21.01, диссертация на тему:Повышение эффективности функционирования колесных трелевочных машин снижением вибронагруженности

Гусейнов Ренат Эльдарович

0034В2975

На правах рукописи

Повышение эффективности функционирования колесных трелевочных машин снижением вибронагруженности

05.21.01 - Технология и машины лесозаготовок и лесного хозяйства

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

1 2

Архангельск 2009

003482975

Работа выполнена в Санкт-Петербургской государственной лесотехнической академии им. С. М. Кирова.

Научный руководители:

доктор технических наук, профессор Варава Владимир Иванович доктор технических наук, профессор Патякин Василий Иванович

Официальные оппоненты:

Ведущая организация:

доктор технических наук, профессор Мясищев Дмитрий Геннадьевич кандидат технических наук, ведущий научный сотрудник Немкович Евгений Григорьевич

ГОУ ВПО Петрозаводский государственный университет (185910, Республика Карелия, г. Петрозаводск, пр. Ленина, д. 33, ПетрГУ)

Защита диссертации состоится 4 декабря 2009 года в 10 часов на заседании диссертационного совета Д212.008.01 при Архангельском государственном техническом университете по адресу: 163002, г. Архангельск, наб. Северной Двины, 17, ауд. 1228.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Архангельского государственного технического университета.

Автореферат разослан 30 октября.2009 года.

Ученый секретарь диссертационного совета кандидат технических наук, доцент

А. Е. Земцовский

I. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Современная тенденция лесозаготовок в малолесных районах Российской Федерации — сохранение лесных ресурсов путем проведения несплошных рубок и рубок ухода за лесом колесными машинами малой и средней мощности с выполнением лесоводственных требований. Основное требование к лесозаготовительным машинам — эффективное функционирование с минимальной динамической нагруженностью, определяющее их долговечность, производительность, экономичность, воздействие на почву и экологию. Вибронагруженность этих машин определяется структурой приводных и рессорных систем, параметрами и характеристиками их упруго-диссипативных связей, а также внешним воздействием пути.

Оптимизация параметров и управления машин — научный радикальный путь обеспечения минимума их вибронагруженности, максимума долговечности и экологичности, а в целом — квазиоптимального их функционирования. Поэтому целью исследования ставится обеспечение эффективности функционирования лесозаготовительных машин на примере совершенствования трелевочной системы.

Задачи исследования, соответствующие поставленной цели:

1. Разработка обобщенной модели трелевочной системы и ее декомпозиция на подсистемы для исследования закономерностей функционирования различных структур привода и подвеса и сравнительного их анализа.

2. Предварительная оценка функционирования подсистем сравнительным анализом частот и форм их колебаний.

3. Определение интегральных критериев вибронагруженности различных структур привода и подвеса и оптимизация управляемых параметров.

4. Расчет и анализ однопараметрических функций реакций связей различных подсистем с выделением квазиоптимального интервала их функционирования.

5. Определение и оценка влияния упруго-диссипативных связей на вибронагруженность приводной и рессорной систем.

6. Обработка и анализ экспериментальной нагруженности привода и подвеса МТА в различных процессах функционирования.

7. Технико-экономическая оценка результатов исследования.

Научная новизна исследования:

1. Обоснованы обобщенная и декомпозиционные модели привода и подвеса трелевочной системы для выявления основных закономерностей их функционирования.

2. Предложена декомпозиционная теория вибронагруженности трелевочной системы, определяемая покоординатными реакциями связей с помощью эффективных методов расчета и интегрально-экстремальной оптимизации управляемых параметров.

3. Развит эффективный однопараметрический анализ реакций упруго-диссипативных связей с выявлением квазиоптимальных интервалов управляемых параметров.

4. Предложена сравнительная оценка характеристик упруго-диссипативных связей в приводе и подвесе МТА и выявлены условия и сферы их реализации.

Практическая значимость работы

1. Определены рациональные структуры и характеристики связей привода и подвеса трелевочной системы.

2. Определены квазиоптимальные параметры привода и подвеса, исключающие критические режимы и минимизирующие вибронагруженность.

3. Предложена конструкция простого и надежного фрикционного телескопического демпфера с улучшенной мягкой характеристикой, снижающая вибронагруженность до уровня линейного сопротивления.

4. Исследованы реакции сцепки МТА—пачка с различными характеристиками связи. Предложена конструкция сцепки с мягкой характеристикой амортизатора.

5. Теоретические положения апробированы техническими решениями и результатами экспериментальных исследований различных структур привода и подвеса трелевочной системы.

Достоверность результатов. Расхождение результатов теории и практики находится в пределах 5...20% в зависимости от принятого показателя нагруженности и реализуемого процесса. Большее различие в нестационарных процессах.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на научно-технических конференциях Санкт-Петербургской государственной лесотехнической академии им. С.М. Кирова в 2008—2009 гг. Основные результаты исследований рекомендованы к внедрению в ГОУ ВПО «Петрозаводский государственный университет», а развитая теория вибронагруженности трелевочных систем (машин) — в учебном процессе лесотехнических вузов.

Публикация. Основные положения диссертации опубликованы в 7 печатных работах, в том числе 4 в изданиях по перечню ВАК.

Структура и объем работы. Диссертация включает введение, 4 главы, заключение и приложения. Изложена на 160 стр. машинописного текста, включая 5 таблиц и 31 рисунка. Список используемых источников состоит из 105 наименований.

Содержание работы

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, определены задачи, научная новизна и практическая значимость работы.

В первой главе приведены основные требования к функционированию колесно-трелевочных машин и анализ исследований по нагруженности колесных тракторов и автомобилей, в основном кратко по книгам, монографиям и диссертациям. Основы динамики последних заложены в работах И.Б. Барского, В.И. Варавы, Э.М. Гусейнова, С.И. Морозова, P.A. Ротен-берга, A.A. Хачатурова, B.C. Шуплякова, H.H. Яценко и др. Динамическая нагруженность лесохозяйственных машин с учетом пачки (дерева) и технологического оборудования развита в работах С. Ф. Орлова, В. А. Александрова, Г.М. Анисимова, В.И. Варавы, О.М. Ведерникова, Б.Г. Гастева, Э.М. Гусейнова, Ю.А. Добрынина, A.B. Жукова, В.М. Котикова, A.M. Кочнева, В.И. Патякина, М.Ф. Семенова, B.C. Сюнёва, A.M. Цыпука, И.Р.Шегель-мана и др. Задачи моделирования пачки (дерева) и оптимизации параметров колесных машин отражены в работах В.А. Александрова, Б. Г. Гастева, В. И. Варавы, Э. М. Гусейнова, Ю.А. Добрынина, A.M. Кочнева и др.

Из анализа выполненных работ по вибронагруженности колесных МТА определена по нашему мнению наименее изученная актуальная тема: влияние основных факторов на вибронагруженность МТА и почвы на примере совершенствования конкретной колесно-трелевочной машины. Во второй главе дается обоснование структуры и параметров трелевочной системы. На рис. 1 приведены структурные модели системы на базе трактора T40-JI с двухосным шинным подвесом и исходными параметрами в табл. 2.1 диссертации. Шины дополняются вариантами связи рама—коник: 1 — шарнирной (сх, cz = оо), 2 — продольно-амортизированной (сх Ф 3 — вертикально-амортизированной (с2 * cf), 4 — амортизированной (сг, сх). Пачка хлыстов принимается изгибно-жесткой (с = °о) и гибкой (с). При сх = <х> имеем двухмассовую модель привода (рис. 3.1, б), а при (сх, 2ст) — трехмассовую. Декомпозиция обосновывалась на квазисимметрии и квазилинейности блочной структуры связей, а также на числе связей (степеней свободы).

'"zu ^"^гЦ^^р-"

я.

m«

vw

2с,

и.

mv

р,

2Р,

Ид - - f—

ЛЛАА mz

2с, й

V

Рис. 1. Расчетные модели колесно-трелевочной машины:

а — обобщенная; б — эквивалентные привода; в — одномерные подвеса.

Анализ частот и форм введенных подсистем являлся предварительной оценкой качества их функционирования. Он исходил из следующих основных положений:

- гибкость системы определяет ее низшая частота;

- для исключения кратности частот обязательна не менее чем удвоенная их раздвижка, + ] < +2,

- диссипация эффективна лишь в гибких связях системы; - большая амплитуда деформации связи требует диссипации в ней или увеличения жесткости, в т.ч. в виде упругого упора;

- большая амплитуда деформации шин — большая вероятность их буксования или проскальзывания.

Расчет нестационарной вибронагруженности МТА осуществлялся операционным исчислением Лапласа. Методику расчета проследим на простей-

шей модели привода (рис. 1, б). Уравнение относительных колебаний (хд -хт = = х, тх = тт + тп, сх = со, л:т = хп)

jc + v2x = w0, w0 = /ms + (Р60 + P°)/m¡ » mí, (la)

v2 = 2cz!m, т = тд ■ + m-¿)~x.

Вводя оператор Лапласа р и скорость подключения двигателя через муфту сцепления к трактору х0 = пв0 / г, = и„, получим решение по Карсону

x(p)(p2+v2) = w0+pv0, = + (16)

Р +V Р +V

Оригинал решения обратным преобразованием Карсона

x(t) = (w0 / v2 )(1 - cos vi) + (u0 / v) sin vi, 2 = 2czx(t) = mv2x{t) = w(w0 - w0 cos vi + u0v sin vt). (2a)

Максимум реакции шин

W0+Vwo+(uov)2

(25)

в т.ч. ударного включения силы тяги mwori(i) при vii = к и импульса скорости и = Uo6(f) при v?2 = 7г/2:

б, = 2mw0, Qt = m(w0 + u0v). (3)

Очевидно, что реакция снижается с уменьшением массы т, внешнего воздействия wo, скорости пуска и0 и частоты v.

Методику аналитического расчета стационарного процесса вибронаг-руженности МТА проследим по трехмассовой модели привода (рис. 1,6) с упругими связями сх и 2ст, их деформациями хд - хт = и, хт - хп = х при возмущении от волока на пачку типа <белого шума> S\ =S0= cnt. Уравнения относительных колебаний

1т2й + 2ptii + 2 czu - ца (пхх + (^х) = О

(4а)

щх + fixx + схх - 2ц, (пи + р,й) = ц'6£>, (/), тж т„ • mh т, т, , т.

1П.1Г1, шя ''' \ ' ' i " Ш,

«i=-ÍLJ~, m2= —-Ца=-Ц, =-—, Ц6="

т6 + /и, ms + m6 та + ть т6 + тх ть ■+■ т,

в т. ч. в операторно-матричной форме дляp = d!dt (при wj « »12 = w = 1,7 • 103 кг)

, -2ц,(РхР + ст) тр2+$хр + сх

О

Введем обозначения cj = сх + 2ст, ps = Р, + 2рт, 1 + cJ2cT = Е, и определим по матрице и Крамеру передаточную функцию (при сх=10, ст= 210 кН/м):

Л» = Л»/ЧР) 'РЛд) = 0,21(Р хР + сх)/А(р), Д(р) = т2р* + Утр, + p2Cncz + 2p,pt) + р • 2(ctP, + сД) + 2сЛ. (5) Тогда дисперсии деформации и реакции шин будут равны

" " 2л_£|1,Л Ц 2 it i | A(icu) |

n =Ac2D - O.SP'+PAS + ^A^^ + Pk/g. f6)

1 ' " (2-c^/c,)2

На рис. 2, а приведены зависимости (6) реакции шин от управляемых параметров. Получен весьма важный результат: близость парциальных масс

гп\ -m-i = т и жесткостей сх = 2ст обусловливает близость парциальных частот

v2 = 2ct / т = сх / m и критический режим по кратности частот, при котором Д.= аз. Кроме того, здесь обязательна двойная диссипация (2рт, р,), при которой демпфирование в шинах не регулируется и ограничено, а в сцепке должно быть расчетным квазиоптимальным для всей системы.

Минимизацией функционала (6) A(Pi) выявляется оптимум диссипации:

5Д / ар, = 0, + Р^о = тсхрт / Р*. (7а)

Примем за первое приближение £, = 1 + 70/420 = 1,17, pt = 2,7. кНс/м;

тогда

Р* = + РЛГ1 = 0,3тсх, р, = 0,55фпс^ = 6,2 кНс/м, (76) а дисперсия реакции шин —

Д° = 0,8150, о, =0,9^- (8)

Рис. 2. Зависимости а(а) покоординатных реакций шин от управляемых параметров привода (а) и подвеса (б) КТМ.

Это решение для рационального соотношения жесткостей системы

2ст/ сх» тг! ти сх&Ъсх (9)

ниже двухмассового привода (цд = 0,29, т = 1,7 ■ 103 кг)

2Р, т

, а,2> 1,24^.

(10)

Кроме того, при малом усложнении конструкции трехмассовой структуры привода снижаются реакции переходного пускового процесса при частых разгонах на волоке (лесосеке).

Уравнения подрессоривания жесткой пачки (с = со, д = 0), составим по расчетной модели (рис. 1, б) в координатах Х\ = г\ - 2г, х%- гг- т.е. деформациях шинной и рессорной ступени подвеса (г2 = х2+ гк, г\ = х\ + х2 + гк) также в наглядной операторно-матричной форме:

-т2р\{сI)

(11«)

Д (р) = о хтгр4 + р\т$п + ргт,) + р\т1сп + с2тг) + ПФ реакции шин подвеса

Ь = с" = д2(° 1°2<12 + ° Л)/Л(р),

а дисперсия, для спектра неровности пути = В4о3 / со4 —

2

= 0 5В +сг(т2/т,)гфп

(1 -сгщ1щся)2

(П б) (12)

(13)

На рис. 2, б построены зависимости (13) реакции шин от управляемых параметров.

Диссипация в шинах ограничена

Р„« 0,2 ^с^д

2>

(14)

а по условию Д,(Р2) = тт,

ЭД,/ЭВ,= 0, р 1=фХ/т2, (15)

вт. ч. для о,/о2 =0,5; п, = 6/12 ё! /пх , ^ = 3„=р°/рм =0,35

20

Р„ = 6,4/9, р2 = 16 ё! М , а, = ■

(16)

При сп = 600 кН/м реакция ст„ больше, а о„ = 1200 кН/м — меньше шинного подвеса. Основные причины — обязательная двойная диссипация (Рг = Р°, р„ > ршщ) и исключение кратных частот:

с„ » сгт2 / /и,, сг « / ?

(17)

Без них лучший подвес широкопрофильными шинами низкого давления. Уравнения состояния переднего подвеса трактора в координатах г, х = г - гм по схеме рис. 1, в для р = сИ Ж

^ трг Рр + с 2 , _ ,.....„2

Но тР +се +се)

0

(18)

Дисперсии ускорения г и скорости х по стандартным интегралам для р = гсо и воздействия волока = Л4и3 /со4:

Д. =

Ли3

-ч 4 (

рВ>+£

/и р

. с 1 + Цо —

се J

\

Д,и

' 2 Р "

(19)

Оптимум диссипации по критерию плавности хода ст5 = -уДЗГ :

аД/5р = 0, Р*=с7и/ц0(1 + ^с/с8), Р0 = 24 кНс/м, (20)

а минимум критерия а? = ^В^^р/т =1,8 м/с2.

В шинном подвесе диссипация ограничена сверху, а жесткость снизу, плавность хода хуже двухступенчатого подвеса.

В третьей главе анализируется влияние управляемых параметров а и характеристик связей Г(х), (3(х) на вибронагруженность МТА и почвы: а, (а), ое = схих. По выявленным дисперсиям реакций шин и связи рама— коник строятся однопараметрические функции управляемых параметров (2с„

с„, с2, с,, о, 2рт, рг, р,) различных структур привода и подвеса. Кривые (см. рис. 2) наглядно иллюстрируют характер и уровень функций. По экстремальным кривым о(Р,) выявляются не только минимумы вибронагруженности, но и оптимумы и квазиоптимальные интервалы управляемых параметров.

Нелинейные связи ограничены только распространенными аппроксимациями (рис. 3) в тягово-транспортных машинах, дающими эффект в пере-а) б)

Рис. 3. Распространенные характеристики упругих (а) и диссипативных (б) сил в тягово-транспортных машинах: а) 1 — линейная, 2 — параболическая, 3 — кусочно-линейная; б) — линейная, ,РТ — квадратичная, ^ — корнеквадратная, /о — релейная; /•"д, — релейная с одним и двумя люфтами.

ходном (пусковом) или установившемся (стационарном) режимах движения. Решение нелинейных уравнений в стационарных процессах эффективно в относительных координатах (деформациях связей) в окрестности средней скорости (сос, ис) установившегося движения. Линеаризованные параметры вычисляются минимизацией дисперсии отклонения нелинейных функций от линейной. В результате для симметричных диссипативных сил /<о, ^ (рис. 3,6) и известной дисперсии скорости с^

^=1,670^ = 0,8^/0,. (20а)

Для несимметричных упругих сил 2,3 (рис. 3 ,а) & = ЛпМ + 3<ф + с,«,, с' = с,+ Ъй{т\ + с2х), $ = в, + с,тх, с' = с,. (206)

Нелинейная система уравнений привода по схеме рис. 1,6 в координатах Хд, хп:

+ 2с,« = Р/ + £>г (0, и = хл-хь ■ m4x6 - 2с,и + + F(x) = -Р6" (21)

mtx, -Q(x)-F(x) = -Р*-ЦУ).

При 2ст = оо, хт - хп = х, тА + тТ = получаем одно уравнение относительного состояния трактор—пачка

тх + F(x) + Q(x) = 1,2 • if + £}(') + hi (0, (22)

где т = W,Ql = 1,8 • 103 кг, м.к= —^—=0,45, цп= =0,75.

тх + оъ 6L+mf о s + m,

Деформации связей х - хТ - хп, и = хл - хт в линеаризованной системе (21) отражаются уравнениями (4д) или матрицей (46), а реакция шин — дисперсией (6). Влияние различной диссипации в сцепке трактор—пачка иллюстрируется на рис. А,а ее среднеквадратичной реакцией аг(Р,). Функция аг(сх) линейная, остальные параболические. Одна общая точка их пересечения cj°= 0,425 кН определяется одинаковым эквивалентным параметром диссипации Ро= 12 кНс/м при заданной доминирующей скорости движения.

Относительно этой точки диссипативные кривые изменяются по параболе: у гидрогасителей (Р, у) с весьма пологим минимумом на интервале ДР = 7—18 кНс/м, а у фрикционного демпфера — с более крутым на интервале AFa = 03...0,5 кН. Эти интервалы необходимы для задания минимума вибронагруженности, контроля и ремонта демпфера сцепки. Сопоставление графиков реакций сцепки в двух- и трехмассовом приводе показывает их одинаковый характер. Минимум вибронагруженности во втором случае ниже на 0,25 кН. Явное его преимущество в пусковом процессе. В этом приводе успешнее функционирует фрикционный демпфер за счет упругости шин. В целом необходимо улучшение его характеристики. Характер кривых стг(Р;) в подвесе коника аналогичен рис. 4. При одинаковой эквивалентной диссипации в режиме Оо = 2,5 м/с реакции одинаковы, а при u ^ 2,5 м/с незначительно возрастают для гидрогасителей в интервале ДР2 = 7...16 кНс/м, а фрикционного — Дф0 = 0,4...0,8. Рекомендуется конструкция последнего демпфера с улучшенной характеристикой. Предложена также структура амортизатора сцепки с мягкой характеристикой: Q(x) = Qi + с\х,

<2(х) = /^¡§11 х, Т бе |х[ < о- /ЗГ"<Р0/2. Она дает эффект в стационарном режиме работы сцепки, когда сила тяги уравновешивается сопротивлением движению МТА, а относительные колебания происходят на участке малой

Рис. 4. Однопараметрические реакции сцепки трехмассового привода.

жесткости. Билинейная жесткая характеристика подвеса коника из пружин различной высоты целесообразна при движении МТА в порожнем и груженом режиме. В целом, из выражения эквивалентной жесткости с' = с (20б), следует, что со скоростью движения МТА она и реакция упругой связи при жесткой характеристике (с/ > 0) возрастают, а при мягкой (с1 < 0) убывают по сравнению с линейным случаем {<1 = 0).

В четвертой главе анализируется расчетно-экспериментальное исследование нагруженности трелевочной машины различной структуры (см. рис. 1, гл. 2 и табл. 1). В числителе табл. 1 приведены сх, а знаменателе тх при и =2,5 м/с, ах/тх = V представляет коэффициент вариации. Максимальные значения ах по закону двух сигм нормального распределения вдвое выше (ат = 2пх) с вероятностью Р = 0,954.

По табличным данным наихудший вариант продольной связи сцепки шарнирный (1), явно лучший (4) с двумя связями жесткостью 2ст, сх. На карданный вал почти не влияет вертикальная неровность. В варианте (2, сх) наименьшее ахр тягового усилия Рх. Минимальные ускорения моста полуприцепа

Таблица 1

Критерии нагруженности Варианты связи рама—пачка

1 2 3 4

Усилие рама—пачка Ср/тяр, кН 1,7/3,4 0,65/3,46 1,9/3,45 0,85/2,7

Крутящие моменты, кНм:

полуосей трактора аг/тг 0,56/1,4 0,53/1,4 0,68/0,93 0,68/0,83

и полуприцепа ав/тп 1,06/1,8 1,04/1,7 1,07/1,3 1/1,3

карданного вала ак/тк 0,13/0,3 0,14/0,3 0,14/0,26 0,15/0,23

и коника при с2 = 75... 150 кН/м, Р_, = 6... 12 кНс/м. Расхождение расчетных и экспериментальных значений статистических критериев нагруженности (а, т) составляет 4... 8 %, по техносиле Рх — 7 %, по крутящему моменту Мк< 20%.

Наглядными и универсальными оценками нагруженности трелевочной системы служат среднеквадратичные реакции связей, ускорения массивных блоков и долговечность МТА. На рис. 2 приведены зависимости реакций шин в приводе (а) и подвесе (б) от параметров систем. При сх « 70 кН/м К'(сТ) = Дст), а при ст я 200 кН/м К\сх) = 1,5Дст). В двухмассовом приводе требуется большая диссипация 2(3Т > 8, а в трехмассовом — малая, Дрх = 3...10 кНс/м. Рациональные значения жесткостей лучшей трехмассовой системы привода сх« 50 кН/м, ст ~ 150 кН/м, а их соотношение сх ~ 3сх при

Др* = 3...10 кНс/м. На радиальную реакцию шин двухступенчатого подвеса (рис. 2,6) существенно влияют ограничения на диссипацию и жесткость в

шинах и удаление от критического режима с„ £ 5с2. Поэтому реализуемая на-груженность двух структур подвеса близка. Минимум реакции в шинном подвесе достигается при с„ 5 500 кН/м, Р„ й 8 кНс/м, т. е. широкопрофильных шинах низкого давления, а в двухступенчатом подвесе — при с2 5 160 кН/м, с2 < 0,2с„, с„ > 800 кН/м ДР2 = 10...30 кНс/м. Для малых скоростей трелевки и £ 5 м/с предпочтителен шинный подвес.

Долговечность привода и подвеса просто и наглядно оценивается эффективным периодом нагружения Ге, с: Т = Те№()в, где Л^о — базовое число циклов, б — показатель прочности.

На рис. 5, а построены функции Гс(с„), Ге(2ст) одноступенчатого подвеса. При увеличении жесткости в 3 раза Ге уменьшается в 1,74 раза. В целом оценки по Ге и аг сходятся, а критерии долговечности и вибронагруженности непротиворечивы. На рис. 5,6 отражены зависимости Ге(с,) от управляемых

параметров трехмассового привода. Диссипация (Р), как и в подвесе, весьма

3 4 5 6 7 2 3 4 5 с^ р

100' 50' 1 50'20' I ' 2' I

Рис. 5. Зависимости эффективного периода нагружения от параметров связей одномассового подвеса (а) и трехмассового привода (б) МТА—пачка.

мало влияет на Т = Щ)Тс. С увеличением сх / 2ст в 3 раза почти линейно в 1,17/1,4 раза снижается Те, утверждая лучшей гибкую систему.

Заключение

1. Разработана аналитическая теория вибронагруженности КТМ, определяемой ее структурой, управляемыми параметрами и характеристиками упруго-диссипативных связей.

2. Обоснованы обобщенная структурная модель КТМ и ее декомпозиция на эффективные подсистемы для аналитического исследования закономерностей их вибронагруженности.

3. Определены функционалы интегральной вибронагруженности подсистем и развита эффективная интегрально-экстремальная оптимизация параметров диссипации с получением расчетных формул и числовых значений.

4. Выявлены критические режимы двойных упругих связей подсистем по кратности парциальных частот и установлены квазиоптимальные соотношения жесткостей, минимизирующие их влияние.

5. Развит эффективный однопараметрический анализ интегральной вибронагруженности КТМ с выявлением квазиоптимальных интервалов управляемых параметров.

6. Разработана оценка эффективности нелинейных упруго-диссипативных связей и определены сферы их применимости. Предложен фрикционный телескопический демпфер и упруго-фрикционный амортизатор с улучшенными мягкими характеристиками.

7. Установлена наименее нагруженная гибкая (с*, 2ст) трехмассовая структура привода с плавным пуском и квазиоптимальными параметрами связей и их соотношений: с* < 10О, 2ет = 260...520 кНУм, ст « Зс*, ДР* = = 4...9 кНс/м.

8. Выявлен предпочтительным для малых скоростей трелевки и S 5 м/с шинный подвес КТМ с ограниченной вверху жесткостью с„ £ 500 кН/м, а

снизу диссипацией, Р„> 29пф„ть> 9„ >0,1; PnS 8 ei n/i .

9. Эквивалентная жесткость и среднеквадратичная реакция жесткой нелинейной связи интенсивно нарастают с ее деформацией (скоростью движения) и меньше при мягкой по сравнению с линейным случаем. Отсюда следует целесообразность мягкой характеристики сцепки в установившемся движении, когда средняя реакция уравновешивается силой тяги, а относительные колебания происходят в окрестности меньшей жесткости. Жесткая характеристика подвеса снижает вибронагруженность КТМ в холостом режиме движения, а сцепки — увеличивает тяговое усилие в пусковом режиме разгона. Жесткость сцепки с„(х = тх) корректируется за счет й,' » с'.

10. Расчетные параметры нелинейной диссипации, в отличие от линейной, зависят от внешнего воздействия. Поэтому не могут быть оптимальными для различных скоростей движения и состояния пути, а линейная (до ограничения) F(x) ~ ~Рх является наилучшей. Рациональный интервал линеаризованного параметра диссипации ДР„ = (1,3...0,7)р0 от opt рл = р0, где верхний предел при выпуске из завода или депо, а нижний — браковочный при наработке для настройки или ремонта демпфера. При этом наиболее простой и надежный фрикционный демпфер должен быть с улучшенной мягкой характеристикой.

11. Критерием вибронагруженности переднего подвеса КТМ принята плавность хода, т.е. среднеквадратичное ускорение. В одноступенчатом подвесе (v = 13 с"1) = 2,9 м/с2, а в двухступенчатом а, < 1,8 м/с2, т.е. в 1,6 раз меньше. В нем отсутствует обязательность двойной диссипации и критические режимы по кратности частот. Амортизированный подвес сиденья оператора недопустим по условию vo ? Vi, достаточны поролоновые прокладки.

12. Теоретические положения подтверждаются расчетными результатами эксперимента. Среднеквадратичные и средние значения усилия в четырех

, 1,7 0,65 1,9 0,85 вариантах сцепки при и = 2,5 м/с составили: -JL = —, -,-, -, кН.

/Ир 3,4 3,46 3,45 2,7

Экспериментом утверждаются расчетные параметры сцепки (сх » 75 кН/м, Р, » 6 кНс/м) и соотношения жесткостей, ст « 3сх.

13. Технико-экономическая оценка КТМ производилась по графикам интегральной однопараметрической вибронагруженности (стг = ^/Д, óéñ. 2) шин различных структур привода и подвеса с учетом управляемых параметров, а также их долговечности Тсл = TeNaQ (рис. 5) в функции этих параметров. По жесткости связей эти оценки сходятся. Параметры диссипации в допускаемых интервалах практически не влияют на долговечность, определяемую эффективным периодом нагружения Те.

Основные результаты диссертации изложены в работах:

1. Гусейнов Р.Э. Исследование нагруженности трелевочной системы [Текст] / Р.Э. Гусейнов // Известия Санкт-Петербургской лесотехнической академии. — СПб.: СПбГЛТА, 2007. —Вып. 181. —С. 105—110.

2. Гусейнов Э.М. Эффективность функционирования автомобильного сортиментовоза с двухступенчатым подвесом [Текст] / Э.М. Гусейнов, Р.Э. Гусейнов // Изв. высш. учеб. заведений: «Лесной журнал». — Архангельск: Изд-во АГТУ, 2008, № 3. — С. 57—60.

3. Варава В.И. Исследование подрессоривания трелевочной системы // [Текст] / В.И. Варава, Р.Э. Гусейнов // Труды лесоинженерного факультета ПетрГУ. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2008. — Вып. 7. — С. 13—17.

4. Гусейнов Э.М. Исследование устойчивости машины рубок ухода [Текст] / Э. М. Гусейнов, Р.Э. Гусейнов // Технология и оборудование лесопромышленного комплекса: Сб. науч. тр. — СПб.: СПбГЛТА, 2008. — Вып. 1. —С. 20—22.

5. Варава В.И. Нагруженность и оптимизация трелевочной системы [Текст] / В.И. Варава, Р.Э. Гусейнов // Известия Санкт-Петербургской лесотехнической академии. — СПб.: СПбГЛТА, 2008. — Вып. 184. — С. 63—70.

6. Варава В.И. Декомпозиция модели трелевочной системы [Текст] / В.И. Варава, Р.Э. Гусейнов // Известия Санкт-Петербургской лесотехнической академии, —СПб.: СПбГЛТА, 2008. —Вып. 185, —С. 142—145.

7. Гусейнов Э.М. Эколого-экономическая оценка эффективности системы «машина — предмет труда — природная среда» [Текст] / Э.М. Гусейнов, Р.Э. Гусейнов // Современные проблемы лесозаготовительных производств, производства материалов и изделий из древесины: пиломатериалы, фанера, деревянные дома заводского изготовления, столярно-строительные изделия. Материалы Междунар. науч.-практ. конф. — СПб.: НП «НЦО МТД», 2009. — С. 208—213.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах с заверенными гербовой печатью подписями просим отправлять по адресу: 163002, г. Архангельск, наб. Северной Двины, 17, Архангельский государственный технический университет, диссертационный совет Д 212.008.01.

Подписано в печать 23.10.2009. Формат 70x84/16. Усл. печ. л. 1,0. Тираж 100 экз. Заказ № 200.

Отпечатано в полном соответствии с качеством предоставленного оригинал-макета в типографии ГОУ ВПО «Архангельский государственный технический университет»

163002, г. Архангельск, наб. Северной Двины, 17

Введение.

Глава 1. Состояние проблемы функционирования колесных трелевочных машин.

1.1. Основные требования к функционированию трелевочных машин

1.2. Краткий анализ работ по исследованию нагруженности колесных тягово-транспортных машин.

1.3. Постановка задачи исследования вибронагруженности колесных трелевочных машин.

Глава 2. Обоснование структуры и параметров колесно-трелевочной системы.

2.1. Обоснование структурной модели трелевочной системы.

2.2. Декомпозиция модели трелевочной системы.

2.3. Анализ частот и форм приводных и рессорных систем трелевочных МТА.

2.4. Вибронагруженностъ и оптимизация управляемых параметров привода МТА.

2.5. Вибронагруженностъ и оптимизация управляемых параметров подвеса МТА.

2.6. Вибронагруженностъ и оптимизация параметров переднего подвеса МТА.

2.7. Выводы по теме главы.

Глава 3. Влияние управляемых параметров и характеристик связей на вибронагруженностъ МТА и почвы.

3.1. Расчет и анализ однопараметрических функций вибронагру-эюенности трелевочной системы.

3.2. Характеристики нелинейных связей МТА, их линеаризация и анализ.:.

3.3. Влияние характеристик связей на вибронагруэюенностъ приводной системы.

3.4. Влияние характеристик связей на вибронагруженностъ рессорной системы.

3.5. Вибронагруженностъ сцепки трактор—пачка при различных характеристиках связи.

3.6. Выводы по теме главы.

Глава 4. Расчетно-экспериментальный анализ трелевочной машины.

4.1. Характеристика экспериментальной КТМ.

4.2. Частотные характеристики привода и подвеса.

4.3. Оценка боковой устойчивости КТМ.

4.4. Экспериментальная оценка нагруженности КТМ.

4.5. Интегральная оценка вибронагруженности.

4.6. Выводы по теме главы.

Современная тенденция лесозаготовок в малолесных регионах Российской Федерации — сохранение лесных ресурсов путем проведения несплошных рубок и рубок ухода за лесом колесными машинами малой и средней мощности с выполнением лесоводственных требований. Основное требование к лесозаготовительным машинам — эффективное функционирование с минимальной динамической нагруженностью, определяющими их долговечность, производительность, экономичность, воздействие на почву и экологию. Вибронагруженность этих машин определяется структурой приводных (крутильных) и рессорных систем, параметрами и характеристиками их уп-руго-диссипативных связей, а также внешним воздействием пути.

Оптимизация параметров и управления машин — научный радикальный путь обеспечения минимума их вибронагруженности, максимума долговечности и экологичности, а в целом — квазиоптимального их функционирования. Поэтому целью исследования ставится обеспечение эффективности функционирования лесозаготовительных машин на примере совершенствования трелевочной системы.

Общая характеристика работы

Цель и задачи исследования. Цель работы — повышение эффективности функционирования трелевочной системы снижением ее вибронагруженности. Соответствующие этой цели задачи исследования:

-разработка обобщенной модели трелевочной системы и ее декомпозиция на подсистемы для исследования закономерностей функционирования различных структур привода и подвеса и сравнительного их анализа;

- выделение критериями эффективности функционирования подсистем покоординатных реакций их связей (шин ведущих колес и связи рама— пачка) в переходном пусковом и стационарном процессах установившегося движения;

-предварительная оценка функционирования подсистем сравнительным анализом частот и форм их колебаний;

-определение интегральных критериев вибронагруженности (функционалов) различных структур привода и подвеса и оптимизация управляемых параметров;

-расчет и анализ однопараметрических функций реакций связей различных подсистем с выделением квазиоптимального интервала их функционирования;

- определение и оценка влияния характеристик упруго-диссипативных связей на вибронагруженность приводной и рессорной систем;

- обработка и анализ экспериментальной нагруженности силовой передачи МТА в нестационарном и стационарном процессах функционирования;

-обработка и анализ экспериментальной нагруженности рессорного подвешивания МТА в стационарном процессе установившегося движения;

- технико-экономическая оценка результатов исследования.

Объекты и методы исследований. Объектом экспериментальных исследований была усовершенствованная конструкция колесного трактора Т-40Л. Основным техническим решением было введение покоординатных упруго-диссипативных связей рама—коник в рессорный подвес (|Зг, сг) и силовую передачу (сх, рх) трактора. В результате были получены четыре интересных экспериментальных варианта связи рама—пачка. На этой основе объектом теоретических исследований была различные структуры приводных и рессорных систем МТА: двух- и трехмассовый привод,одно- и двухступенчатый подвес коника с упругой и жесткой полупогруженной частью пачки при жестких и гибких шинах.

Аналитический расчет основывался на применении и развитии методов системного исследования декомпозиционных расчетных моделей: функционального и параметрического анализа, параметрической оптимизации и синтеза управления. Аналитическое решение переходных процессов в линейной или линеаризованной системе осуществлялось эффективным методом операционного исчисления Лапласа в форме Карсона (см. п.1), а нелинейных — с помощью эквивалентных параметров, получаемых методами гармонической и статистической линеаризации. Для изучения стационарных- случайных процессов использовались спектральная теория с интегральными преобразованиями Винера—Хинчина, стандартные интегралы (см. п.2) и интегрально-экстремальная параметрическая оптимизация. В нелинейных системах использовалась статистическая линеаризация, а в сложных случаях — решение с помощью ЭВМ.

Экспериментальные исследования базировались на тензометрических и других датчиках с подачей сигналов на шлейфы осциллографа. Обработка осциллограмм осуществлялась на ЭВМ по стандартным программам. Основными показателями нагруженности являлись технологические усилия и крутящие моменты в упруго-диссипативных связях и ускорения инерционных блоков.

Научная новизна работы

1. Обоснованы обобщенная и декомпозиционные модели привода и подвеса трелевочной системы для выявления основных закономерностей их вибронагруженности.

2. Предложена декомпозиционная теория нагруженности трелевочной системы в переходных и стационарных процессах, определяемой покоординатными реакциями шин и связи рама—пачка с помощью эффективных методов аналитического решения и оптимизации.

3. Развита эффективная интегрально-экстремальная оптимизация управляемых параметров трелевочной системы с получением расчетных формул и числовых значений.

4. Развит эффективный однопараметрический анализ реакций трелевочной системы с выявлением квазиоптимальных интервалов управляемых параметров и их ограничений.

5. Предложена сравнительная оценка характеристик упругих и дисси-пативных связей в приводе и подвесе МТА и выявлены условия и сферы их реализации.

Практическая значимость работы

1. Определены рациональные структуры и характеристики связей привода и подвеса трелевочной системы.

2. Установлены расчетные выражения и квазиоптимальные значения управляемых параметров диссипативной трелевочной системы и рациональные соотношения жесткостей, исключающие критический режим и минимизирующие вибронагруженность.

3. Предложена конструкция простого и надежного фрикционного телескопического демпфера с улучшенной мягкой характеристикой, снижающая вибронагруженность до уровня линейного сопротивления.

4. Исследованы реакции сцепки МТА—пачка с различными характеристиками связи. Предложена конструкция сцепки с мягкой характеристикой амортизатора.

5. Теоретические положения апробированы техническими решениями и результатами экспериментальных исследований различных структур привода и подвеса трелевочной системы. Расхождение результатов теории и практики находится в пределах 5.20% в зависимости от принятого показателя нагру-женности и реализуемого процесса.

Научные положения, выносимые на защиту

1. Обоснование обобщенной и декомпозиционных моделей, определяющих закономерности и оценку функционирования различных структур трелевочной системы.

2. Развитие декомпозиционной теории нагруженности привода и подвеса трелевочной системы критериями качества функционирования, эффективными методами решения, параметрического анализа и оптимизации.

3. Обоснование рациональных структур и характеристик связей привода и подвеса, аналитически-расчетная оптимизация параметров с выявлением квазиоптимального их интервала.

4. Интегрально-параметрическая оптимизация линейных и нелинейных связей с доведением до расчетных формул и числовых значений.

Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на научно-технических конференциях Санкт-Петербургской государственной лесотехнической академии им. С. М. Кирова в 2008—2009 гг. Основные результаты исследований рекомендованы к внедрению в ГОУ ВПО «Петрозаводский государственный университет», а развитая теория вибронагружен-ности трелевочных систем (машин) — в учебный процесс лесотехнических вузов.

Публикация. Основные положения диссертации опубликованы в 7 печатных работах.

Структура и объем работы. Диссертация включает введение, 4 главы, заключение и приложения. Изложена на 160 страницах машинописного текста, включая 5 таблиц и 31 рисунка. Список используемых- источников состоит из 105 наименований.

4.6. Выводы по теме главы

1. Экспериментальный трактор Т-40ЛБ кафедры ПСЛМ СПбГЛТА отличался от базовой машины электроизмерительной аппаратурой, датчиками измерения нагруженности и сменяемой структурой покоординатной связи рама—коник (КЗУ). Спектральная плотность микронеровности волока реализуется в зоне низких частот Асо = 0.10 с-1 с возможной простейшей аппроксимацией.

2. Графики АЧХ ускорений моста и коника трактора с различной жесткостью и диссипацией подвеса наглядно (площадью под кривыми и условием экстремумов « и>2) определяют рациональные интервалы диссипации А(3 = 3.8 кНс/м и упругости. Энергетические спектры реакций связи рама— пачка различных структур отличаются наглядно пиковыми значениями и в меньшей степени — площадью под кривыми 5^(00), т.е. дисперсией процесса.

3. Оценка боковой устойчивости симметричного КТМ по условию Л,- = Кщ <0, у = 1, 2, ^ весьма проста и наглядна,/= Ъ2 / 1ф, к3 > 2,5. По критерию пнп шах К.еру = тах \к\\ выявляется покоординатное соотношение жеЛ сткостей су - с1 - тф / Ъ , доставляющее максимум устойчивости.

4. При проезде КТМ единичной неровности реакции полуосей и карданного вала возрастают интенсивно со скоростью движения. Средний уровень реакций структур с двойной амортизацией воздействия пути вдвое ниже шинного подвеса КТМ. В установившемся режиме КТМ по волоку уровень реакции в сцепке <тр = с гибкой связью (сх = схр) вдвое ниже, чем с жесткой (сх = Расхождение вертикальных реакций шин с одной (с„) и двойной (сп, сг) связью малое.

5. Интегральная сцепка вибронагруженности привода КТМ по комплексу сг-функций определяет предпочтительным:

- трехмассовый привод с жесткостью связей сх ~ 0,5; 2сх ~ 2 кН/см и диссипацией Ар* = 9. .3 кНс/м;

- мягкую билинейную характеристику сцепки и возможный фрикционный демпфер с улучшенной характеристикой.

Оценка подвеса КТМ для ограниченной скорости и < 5 м/с движения отдает предпочтение более простому и надежному шинному подвесу с ограничениями жесткости сверху сп< 5 кН/см, а (3„> 7 кНс/м снизу.

6. Интегральная оценка диссипации привода и подвеса КТМ определяет лучшей линейную характеристику с opt J3 = (30, не зависящим от возмущения. Расчетные параметры нелинейного сопротивления зависят от возмущения и рассчитываются на эквивалентное значение при контрольной скорости

Do = 2,5.3 м/с. При отклонении от нее (г) ^ D0) вибронагруженность возрастает по параболе ввиду недостатка или избытка демпфирования. В гибком подвесе даже релейное трение имеет пологий минимум вибронагруженности.

7. Интегральная оценка долговечности привода и подвеса определяет интенсивность ее изменения в функции от управляемых параметров и ограничения последних. Для шинного подвеса сп < 4 кН/см, а трехмассового привода — сх < 50, 2сх < 150 кН/м. Наибольшая интенсивность изменения Т= TeN$ при одной связи. В целом требования минимизации вибронагру-женности и максимизации долговечности непротиворечивы.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Разработана аналитическая теория вибронагруженности колесно-трелевочной системы, определяемой ее структурой, управляемыми параметрами и характеристиками упруго-диссипативных связей.

2. Обоснованы обобщенная структурная модель тяговой колесно-трелевочной системы и ее декомпозиция на слабозависимые характерные подсистемы для аналитического исследования основных закономерностей их вибронагруженности и путей ее снижения.

3. Выполнен анализ частот и форм колебаний подсистем для предварительной оценки качества их функционирования.

4. Обоснованы эффективные уравнения состояния подсистем КТМ учетом инерционной квазисимметрии машины, деформации связей, разложения сложного движения на простые, упрощенной аппроксимации внешнего воздействия и интегральных критериев качества функционирования.

5. Разработан комплекс методик расчета вибронагруженности подсистем и ее минимизации квазиоптимальными управляемыми параметрами.

6. Определены функционалы интегральной вибронагруженности подсистем и развита эффективная интегрально-экстремальная оптимизация параметров диссипации с получением расчетных формул и числовых значений.

7. Выявлены критические режимы подсистем с двойными упругими связями по кратности парциальных частот и установлены квазиоптимальные соотношения жесткостей, минимизирующие вибронагруженность КТМ.

8. Развит эффективный однопараметрический анализ интегральной вибронагруженности КТМ с выявлением квазиоптимальных интервалов управляемых параметров в окрестности пологих минимумов. Определены также допустимые ограничения сверху или снизу на управляемые параметры по уровню допускаемой вибронагруженности.

9. Разработана оценка эффективности нелинейных упругодиссипатив-ных связей и определены сферы их применимости. Предложены фрикционный телескопический демпфер-и-упруго-фрикционный амортизатор сцепки КТМ с улучшенными мягкими характеристиками.

10. Установлена наименее нагруженная гибкая (сх, 2сх) трехмассовая структура привода с плавным пуском (разгоном), квазиоптимальными параметрами связей и их соотношений: сх < 1, 2сх- 2,60.5,20 кНУсм, ст ~ 3сх, Aß^ 4.9 кНс/м.

11. Выявлен предпочтительным для малых скоростей трелевки и< 5 м/с шинный подвес КТМ с ограниченной сверху жесткостью сп<5 кН/см, m^g/Cn = 5.7 см, а снизу диссипацией, ß„ > 2Ьп^сптт, Ьп >0,1.

12. Определены простейшие условия боковой устойчивости КТМ и покоординатные соотношения жесткостей шин по критериям A.M. Ляпунова RQpj < 0, min max Re^- = max|/ii(0, se)|, j = 1, 2, ., s: f = b2/k3h,k3>%5-,f{2)=b2/k3h f , лЛ

-1 c =cn- mgh/b2, f = 5.7 см, где 2Ь, к — поперечная база и высота ЦТ над плоскостью упругих опор. о

13. Для реакции связи ()(х) = С\х + йх эквивалентная жесткость с = С\ + + Ъс1(т2х + а2): при с1> 0 она выше, а с1 < 0 ниже линейного случая й - 0. Поэтому жесткая характеристика подвеса {й > 0) снижает реакцию в ходостом режиме КТМ, а сцепки — увеличивает тяговое усилие при пуске. В установившееся движении переносная реакция сцепки уравновешивается силой тяги, а относительная при <1 > 0 выше, а < 0 ниже линейного варианта. Однако корректировку соотношений (сл, сГ) вносит расчетный максимум реакции.

14. Расчетные параметры нелинейной диссипации, в отличие от линейной, зависят от внешнего воздействия. Поэтому не могут быть оптимальными для различных скоростей движения и состояний пути, а линейная характеристика (до ограничения F(x) = J3jc < лр2$<зх) является наилучшей. Расчетный интервал линеаризованного (эквивалентного) параметра диссипации для контрольной скорости D0 ~ 2,5 м/с средней бальности пути АР„= (1,35.0,65)Р0 от optpn = (30, где верхний предел устанавливается при выпуске из завода или депо, а нижний для регулирования или ремонта демпфера. При этом наиболее простой, дешевый и надежный фрикционный демпфер должен быть с улучшенной мягкой характеристикой.

15. Критерием вибронагруженности переднего подвеса КТМ введена плавность хода, т.е. среднеквадратичное ускорение. В одноступенчатом подвесе (v = 13 с ) стн = 2,9 м/с , а в двухступенчатом — ст. <1,8 м/с , т.е. в 1,6 раз меньше. Амортизированный подвес сиденья оператора (тракториста) недопустим по условию v0 ^ Vp достаточны поролоновые прокладки.

16. Наглядную и интересную характеристику подвеса дают частотные функции: ПФ —» АЧХ и энергетический спектр ускорения подвеса = |г|г(г'ш)|2ш4£к(со). Помимо динамики амплитуд с их помощью выявляются рациональные параметры по площади под кривыми и условию w\ < w2 в резонансных режимах. Однако спектр Sp(со) малочувствителен к изменению параметров.

17. При разгоне КТМ тягой Рк = Р0Л(0 максимумы реакции шин Qc пропорциональны жесткостям сх, 2ст и внешней нагрузке. При плавном разгоне они пропорциональны сопротивлению движения и интенсивности нарастания тяги, к = Рк° / т, обратны времени разгона т. В трехмассовом приводе сх, 2ст) реакции шин в 1,2 раза ниже двухмассового (сх = <*>).

В установившемся движении двухмассового привода при спектре воздействия волок—пачка S ~ 0,1 ¿о дисперсия реакции шин пропорциональна возмущению, обратна парциальной массе т и имеет минимум при (Зх = 0,7 Jcjn, =Р/Ркр =0,35. Ввиду ограничения ит < 0,1, ат > 1,24 Js^. В трехмасосвой структуре привода (сх « ст) (3° =0,55<Jcxm = б кНс/м от = = 1,1кН.

18. Дисперсия реакции шин Dn = а2 при жесткой полупогруженной пачке (с = и шинном подвесе (cz = °о) пропорциональна возмущению волока /?4и3, сомножителю спт^ при opt ~ 0,5. Для реальных < 0,1; сп = 6 кН/см аи > l6^B4v?, кН.

В двухступенчатом подвесе (cz « сп, тх1 т2~ 0,5, (3Z < 16 кНс/м, с„ = = 6/12 кН/см) су„ =' jDn = (20/12,8)7^7, кН.

Существенным недостатком двойной связи подвеса и привода являются критические режимы по кратности парциальных частот, обязывающие трехкратное расхождение их жесткостей.

19. Среднеквадратичная реакция сцепки трехмассового привода пропорциональна ее жесткости сх и имеет пологий минимум по диссипации: для вязкого трения в интервале А|3Л = 7. .18 кНс/м, а релейного AF0 = 0,3. .0,6 кН.

В подвесе КЗУ жесткостью cz и трении F = Fo signi для opt Ф = = 0,5, 12 кНс/м эквивалентные параметры нелинейного Fq = 0,52 кН, % = = Fo/mig = 0,06, t>o = 2,5 м/с при пологом минимуме в интервале Аф = 0,04.0,1. Однако это трение блокирует малые амплитуды в дорезо-нансных скоростях Х> = 0.2,5 м/с и дает неустойчивое демпфирование в резонансной зоне. Поэтому обязательно приближение его характеристики до гармонической функции времени, например люфтом А = 0,3(7* в одной из двух колодок трения с упругим включением с^ 5 с (см. рис. 3.11а).

20. Сравнение реакций подвеса КЗУ аг(и) с различными характеристиками диссипативного сопротивления (Ф° = 0,5; Y = Yo> М^ 2,9(3°, ф0=0,4) показывает их изменение по параболам с одной расчетной точкой (и0 = 2,5 м/с) при одинаковых эквивалентных параметрах. При этом кривые аг(г>) первых трех типов сопротивления сливаются на малом интервале доре-зонансной скорости г) = 0.5 м/с. Только при релейном трении кривая ст^и) более крутая ввиду избыточной диссипации при и < 2,5 м/с и недостаточной — при I) > 2,5 м/с.

21. Теоретические положения и закономерности подтверждаются расчетными результатами эксперимента: интенсивное возрастание реакций со скоростью движения, явное преимущество (в 1,4. 1,8 раз) двух продольных связей (сх, 2сх, вар. 2; 4) и малое — двух вертикальных (сг, с„, вар. 3; 4), близкие уровни нагруженности (расхождение аг и 4.8 %) и расчетных значений управляемых параметров привода (сх ~ 70 кН/м, сх ~ 3сх, (3Л = 6,2 кНс/м) и подвеса: Асг = 50. 100 кН/м, Д|Зг = 4. 10 кНс/м.

22. Технико-экономическая оценка динамической системы по комплексу сг-функций определяет ее рациональную структуру, управляемые параметры, их интервалы и ограничения, уровень и характер вибронагруженности. Оценка долговечности системы Т = ГеА/оО в функции управляемых параметров определяет интенсивность ее изменения и ограничения параметров. Обе оценки непротиворечивы и сходятся по жесткости связей. Параметры диссипации в допускаемых интервалах практически не влияют на долговечность, определяемую эффективным периодом нагружения.

1. Яценко Н. Н., Прутчиков О. К. Плавность хода грузовых автомобилей. — М.: Машиностроение, 1969. — 200 с.

2. Шупляков В. С. Колебания и нагруженность трансмиссии автомобиля. — М.: Транспорт, 1974. — 328 с.

3. Коловский М. 3. Динамика машин. — Л.: Машиностроение, 1989. —265 с.

4. Гастев Б. Г., Мельников В. И. Основы динамики лесовозного подвижного состава. — М.-: Лесная промышленность, 1967. — 220 с.

5. Варава В. И. Расчет и конструирование упругих систем транспортных машин. — М.: Лесная промышленность, 1975. — 144 с.

6. Жуков А. В., Леонович И. И. Колебания лесотранспортных машин. — Минск: Изд-во БГУ, 1973. — 240 с.

7. Варава В.И., Гусейнов Э.М. Снижение динамической нагруженности колесных лесохозяйственных машин и лесной почвы: Научное издание. — СПб.: Изд-во С.-Петерб. гос. ун-та, 2005. — 324 с.

8. Варава В.И., Гусейнов Э.М., Гусейнова Н.Э. /Прикладная теория приводов лесозаготовительных машин: Учебное издание. — СПб.: Изд-во С.-Петерб. гос. ун-та, 2008. — 144 с.

9. Александров В. А. Динамические нагрузки в лесосечных машинах. — Л.: ЛГУ, 1984. — 152 с.

10. Сюнев В. С. Динамическая нагруженность опорных элементов лесных колесных подборочно-транспортных машин и ее снижение: Дис. . канд. техн. наук. — Л.: ЛТА, 1984. — 216 с.

11. Добрынин Ю. А. Исследование вертикальной динамики колесного трактора на трелевке леса в условиях рубок промежуточного лесопользования // Дис. канд. техн. наук. — Л.: ЛТА, 1973. — 205 с.

12. Ведерников О. М. Снижение нагруженности лесохозяйственного трактора при трелевке леса амортизацией технологического оборудования: Дис. канд. техн. наук. — Л.: ЛТА, 1987. — 327 с.

13. Кочнев А. М. Повышение эксплуатационных свойств колесных трелевочных тракторов путем обоснования их основных параметров: Дис. . докт. техн. наук. — СПб.: ЛТА, 1995. — 424 с.

14. Гусейнов Э. М. Определение динамических усилий в узлах крепления технологического оборудования лесохозяйственного трактора // Машины и орудия для механизации лесозаготовок и лесного хозяйства: Межвуз. сб. науч. тр. — Л.: ЛТА, 1986. — С. 40—43.

15. Гусейнов Р.Э. Исследование нагруженности трелевочной системы / Известия Санкт-Петербургской лесотехнической академии. — СПб.: СПбГЛТА, 2007. Вып. 181. — С. 105—110.

16. Варава В.И., Гусейнов Р.Э. Нагруженность и оптимизация трелевочной системы / Известия Санкт-Петербургской лесотехнической академии.— СПб.: СПбЛТА, 2008. Вып. 184. — С. 63—70.

17. Варава В.И., Гусейнов Р.Э. Исследование подрессоривания трелевочной системы / Труды лесоинженерного факультета ПетрГУ. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2008. Вып. 7. — С. 13—17.

18. Варава В .И., Гусейнов Р.Э. Декомпозиция модели трелевочной системы / Известия Санкт-Петербургской лесотехнической академии. — СПб.: СПбЛТА, 2008. Вып. 185. — С. 142—145.

19. Гусейнов Э.М., Гусейнов Р.Э. Эффективность функционирования автомобильного сортиментовоза с двухступенчатым подвесом // ИВУЗ «Лесной журнал». — Архангельск: Изд-во АГТУ, 2008. № 3. — С. 57—60.

20. Гусейнов Э.М., Гусейнов Р.Э. Исследование устойчивости машины рубок ухода // Технология и оборудование лесопромышленного комплекса: -Сб. науч. тр. — СПб.: СПбГЛТА, 2008. Вып. 1. — С. 20—22.

21. Механика машин: Учеб. пособие для вузов / И. И. Вульфсон, М. Л. Ерихов, М. 3. Коловский и др.; под ред. Г.А. Смирнова. — М.: Высш. шк., 1996. —511 с.

22. Бидерман В. Л. Теория механических колебаний. — М., 1980. —408 с.

23. Вейц В. Л. Динамика машинных агрегатов. — Л., 1969. — 370 с.

24. Вибрации в технике / Под ред. чл.-кор. АН СССР К. В. Фролова: Справочник. В 6 т. Т. 6. — М.: Машиностроение, 1981. — 456 с.

25. Ротенберг Р. В. Подвеска автомобиля. Изд.-е 3-е, перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1972. — 372 с.

26. Герасимов Ю. Ю., Сюнёв В. С. Лесосечные машины для рубок ухода: Компьютерная система принятия решений. — Петрозаводск: Изд-во Петр. ГУ, 1998. —236 с.

27. Анисимов Г. М. Условия эксплуатации и нагруженность трансмиссии трелевочного трактора. — М.: Лесная промышленность, 1975. — 168 с.

28. Семенов М. Ф. Эффективность функционирования лесосечных модульных машин. — СПб.: ЛТА, 1996. — 224 с.

29. Гусейнов Э. М. Влияние трелевки на природную среду // Эколого-экономические проблемы лесного комплекса: Тезисы докладов. — СПб.: ЛТА, 1997. —С. 46—48.

30. Андреев В. Н., Гусейнов Э. М. Эколого-экономическая эффективность применения лесных тракторов // Эколого-экономические проблемы лесного комплекса: Тезисы докладов. — СПб.: ЛТА, 1997. — С. 45.

31. Александров В. А., Гусейнов Э. М. Исследование динамики взаимодействия манипулятора лесосечной машины с пакетируемым деревом при повороте // Машины и орудия для механизации лесозаготовок: Межвуз. сб. науч. тр. — Л.: ЛТА, 1976. Вып. 5. — С. 37—39.

32. Петров А. П., Гусейнов Э. М., Иевинь И. К., Эпалт А. М. К вопросу о колесном тракторе // Лесная промышленность. — 1981. — № 11. — С. 25—26.

33. Андреев В. Н., Гусейнов Э. М. Об эколого-экономической эффективности лесосечных работ // Лесоинженерное дело: Межвуз. сб. науч. тр. — СПб.: ЛТА, 1997. — С. 71—77.

34. Гусейнов Э. М. К вопросу оценки эффективности лесных колесных машин на основе теории дискретных марковских цепей // Пути повышения производительности лесов и их рациональное использование: Тезисы докладов. — Рига: ЛатНИИНТИ, 1981. — С. 53.

35. Андреев В. Н., Гусейнов Э. М. Оценка эффективности функционирования лесных машин на основе марковских цепей // Эксплуатация лесовозного подвижного состава: Межвуз. сб. — Свердловск: Изд.-во УПИ им. Кирова, 1987. — С. 97—103.

36. Гусейнов Э. М., Седов Ю. А. О динамике поворота колесных машин // Машины и орудия для механизации лесозаготовок: Межвуз. сб. науч. тр. — Л.: ЛТА, 1978. — С. 56—58.

37. Гусейнов Э. М. Экспериментальные исследования тягово-сцепных параметров колесного трактора T-40JI // Машины и орудия для механизации лесозаготовок: Межвуз. сб. науч. тр. — Л.: JITA, 1975. Вып. 4. — С. 66—69.

38. Анисимов Г.М., Кочнев A.M. Испытания лесосечных машин: Учебное пособие. — СПб.: СПбГЛТА, 2008. — 488 с.

39. Кочнев A.M. Рабочие режимы отечественных колесных трелевочных тракторов. — СПб.: Изд-во Политехи, ун-та, 2008. — 520 с.

40. Ильичев A.B. Эффективность проектируемой техники. — М.: Машиностроение, 1991. — 336 с.

41. Надежность и эффективность в технике: Справочник: В 10 т. — М.: Машиностроение, 1990.

42. Трухаев Р.И. Модели принятия решений в условиях неопределенности. — М.: Наука, 198L — 258 с.

43. Мушик Э., Мюллер П. Методы принятия технических решений: Пер. с нем. — М.: Мир, 1990. — 208 с.

44. Борисов В.И. Проблемы векторной оптимизации // Исследование операций. Методологические аспекты. — М.: Наука, 1972.

45. Шкаленко А.Г. Снижение металлоемкости самоходной сучкорезной машины путем оптимизации конструкции элементов технологического оборудования: Автореф. дис. канд. техн. наук. — Л.: Изд-во ЛТА, 1990. — 17 с.

46. Руа Б. Проблемы и методы принятия решения в задачах со многими целевыми функциями // Вопросы анализа и процедуры принятия решений. — М.: Мир, 1976. — С. 80—107.

47. Андреев В.Н. Приложение методов теории чувствительности к задачам оптимального проектирования // Теория инвариантности и ее применение. Часть 1. — Киев: Наукова думка, 1979. — С. 416—424.

48. Гермейер Ю.Б. Введение в теорию исследования операций. — М.: Наука, 1971. —383 с.

49. Штойер Р. Многокритериальная оптимизация. Теория, вычисления, приложения: Пер. с англ. — М.: Радио и связь, 1992. — 504 с.

50. Кравченко В.А. Алгоритмы решения задач многокритериальной оптимизации. — М.: Изд-во МИЭИ, 1988. — 74 с.

51. Беляев Л.С. Решение сложных оптимизационных задач в условиях неопределенности. — Новосибирск: Наука, 1978. — 126 с.

52. Повышение качества и надежности манипуляторного технологического оборудования лесных машин при проектировании. Часть 2 / В.Н. Андреев, Ю.Ю. Герасимов. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 1995. — 151 с.

53. Сеннов С.Н. Рубки ухода за лесом. — М.: Лесн. пром-сть, 1977. —160 с.

54. Колесников И.В. и др. Рубки ухода в лесах РСФСР: Сборник объемных показателей. —М.: Лесн. пром-сть, 1985. — 136 с.

55. Грабовский А.Г. Повышение эффективности трелевки леса колесными тракторами путем обоснования основных конструктивных параметров: Автореф. дис. канд. техн. наук. — Л.: Изд-во ЛТА, 1992. — 18 с.

56. Захариков В.М., Буянов Я.В. Эксплуатационная и лесохозяйствен-ная оценка систем лесосечных машин на несплошных рубках и рубках ухода // Вопросы теории и конструирования машин лесного комплекса: Тр. МЛТИ. Вып. 247. — М.: Изд-во МЛТИ, 1992. — С. 76—79.

57. Типизация природно-производственных условий лесозаготовит-леьных районов. — Химки: Изд-во ЦНИИМЭ, 1986. — 23 с.

58. Виногоров Г.К. Лесосечные работы. —М.: Лесн. пром-сть, 1981. —272 с.

59. Храмцов Г.Ф. О форме хлыстов в технических расчетах машинной валки // Лесосечные, лесоскладские работы и транспорт леса: Межвуз. сб. науч. тр. — Л.: Изд-во ЛТА, 1980. — С. 47—51.

60. Бредберг К.И. Разработка машин для рубок ухода, наносящих наименьший ущерб насаждениям // Проблемы рубок ухода. — М.: Лесн. пром-сть, 1987.

61. Меньшиков В.Н. Основы технологии заготовки леса с сохранением и воспроизводством природной среды. — Л.: Изд-во ЛГУ, 1987. — 220 с.

62. Столяров Д.П., Полянский Е.В. Как решать лесосырьевую проблему Европейско-Уральской // Комплексное использование и воспроизводство лесных ресурсов Карельской АССР // КФ АН СССР. — Петрозаводск, 1985. —С. 66—82.

63. Бойков С.П., Меньшиков В.Н., Бит Ю.А., Сотонин С.Н., Демин К.К. О работоспособности манипуляторных лесозаготовительных машин на несплошных рубках // Лесной журнал, 1987. № 5. — С. 30—34.

64. Артамонов Ю.Г. Проектирование технологического оборудования манипуляторных лесных машин. — Л.: Изд-во ЛТА, 1985. — 84 с.

65. Баринов К.Н., Александров В.А. Проектирование лесопромышленного оборудования: Учебное пособие. — Л.: Изд-во ЛГУ, 1988. — 240 с.

66. Третьков В.И. Повышение эффективности лесопосадочных машин снижением динамических нагрузок: Автореф. дис. . канд. техн. наук. — Л.: Изд-во ЛТА, 1992. — 16 с.

67. Демаков В.М. Повышение эффективности передвижных рубитель-ных установок снижением динамических нагрузок: Автореф. дис. . канд. техн. наук. — Л.: Изд-во ЛТА, 1992. — 20 с.

68. Кундаков М.В. К расчету динамического нагружения конструкции манипулятора при переходных процессах // Лесной журнал, 1989. № 2. — С. 38—43.

69. Иванова B.C., Терентьев В.Ф. Природа усталости металлов. — М.: Металлургия, 1975. — 456 с.

70. Хеллан К. Введение в механику разрушения: Пер. с англ. — М.: Мир, 1980, —364 с.

71. Броек Д. Введение в механику разрушения: Пер. с англ. — М.: Мир, 1980, —368 с.

72. Павлов П.А. Основы инженерных расчетов элементов машин на усталость и длительную прочность. — Л.: Машиностроение, 1988. — 252 с.

73. Экспериментальная механика: В 2 кн. Кн. 2: Пер. с англ. / Под ред. Кобаяки. — М.: Мир, 1990. — 552 с.

74. Марков О.Б. Испытания в производственных условиях динамического лункообразователя для посадки лесных культур. — Петрозаводск: ПетрГУ, 2006. — Деп. в ВИНИТИ 11.05.2006, № 618-В2006.

75. Цыпук A.M. Лесохозяйственные машины и их применение: Учебное пособие: в 3 ч. Ч. 2. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2000.

76. Шегельман И.Р. Лесная промышленность и лесное хозяйство: Словарь. — 2-е изд., перераб. и доп. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2004.

77. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин: Учеб. для студентов автомобильных специальностей вузов. —М.: Машиностроение, 1981.

78. Бартенев И.М., Родин С.А. Экологизация технологий и машин лесного комплекса. —Пушкино: Изд-во ВНИИЛМ, 2001.

79. Чистов М.П. Математическое описание качения деформируемого колеса по деформируемому грунту // Известия вузов. — 1986. № 4. — С. 12—38.

80. Цыпук A.M. Повышение эффективности лесовосстановительных работ ресурсосберегающей технологией: Автореф. дис. . д-ра техн. наук. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 1996.

81. Андреев В.Н. Принятие оптимальных решений: теория и применение в лесном комплексе. — Йоэнсуу: Изд-во ун-та Йоэнсуу, 1999. — 200 с.

82. Васильев С.Б. Техника и технология производства щепы в леспромхозе / С.Б. Васильев, В.И. Патякин, И.Р. Шегельман. — Мин обр. РФ. Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2001. — 97 с.

83. Герасимов Ю.Ю. Экологическая оптимизация технологических процессов и машин для лесозаготовок. — Йоэнсуу: Изд-во ун-та Йоэнсуу, 1998. — 178 с.

84. Герц Э.Ф. Теоретическое обоснование технологий рубок с сохранением лесной среды: на примере Уральского региона: Дис. . д-ра техн. наук. — Екатеринбург, 2004. — 279 с.

85. ГОСТ 27.203—83. Надежность в технике. Технологические системы. Общие требования к методам оценки надежности.

86. Гусейнова Н.Э. Экономическая оценка технологий лесозаготовительного производства с комплексным использованием биомассы заготовляемых деревьев: Дис. . канд. экон. наук: 08.00.05. — М., 2006. — 199 с.

87. Лесоводственные требования к технологическим процессам рубок ухода / Федеральная служба лесного хозяйства России. — М., 1993. — 26 с.

88. Лесоэксплуатация: Учеб. для студ. высш. учеб. заведений / В.И. Патякин, Э.О. Салминен, Ю.А. Бит и др. — М.: Изд. центр «Академия», 2006. — 320 с.

89. Производительность лесосечных машин и оборудования: Учеб. пособие / И.Р. Шегельман, О.Н. Галактионов. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2001. —72 с.

90. Экономика и менеджмент лесозаготовительного предприятия / Н.В. Мурашкин, Э.М. Гусейнов, Н.Э. Гусейнова и др.; под ред. Н.В. Мурашкина, Э.М. Гусейнова. — СПб.: Изд-во С.-Петерб. ун-та, 2007. — 963 с.