автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Повышение эффективности работы ротационных рабочих органов и колесных движителей мобильных машин в системе "движители - опорная поверхность"

На правах рукописи

АКИМОВ АЛЕКСАНДР ПЕТРОВИЧ

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ РОТАЦИОННЫХ РАБОЧИХ ОРГАНОВ И КОЛЕСНЫХ ДВИЖИТЕЛЕЙ МОБИЛЬНЫХ МАШИН В СИСТЕМЕ «ДВИЖИТЕЛИ - ОПОРНАЯ ПОВЕРХНОСТЬ»

Специальность 05.20.01 - Технологии н средства механизации

сельского хозяйства

Автореферат диссертации иа соискание ученой степени доктора технических наук

Чебоксары - 2005

На правах рукописи

АКИМОВ АЛЕКСАНДР ПЕТРОВИЧ

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ РОТАЦИОННЫХ РАБОЧИХ ОРГАНОВ И КОЛЕСНЫХ ДВИЖИТЕЛЕЙ МОБИЛЬНЫХ МАШИН В СИСТЕМЕ «ДВИЖИТЕЛИ - ОПОРНАЯ ПОВЕРХНОСТЬ»

Специальность 05.20.01 - Технологии и средства механизации

сельского хозяйства

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Чебоксары -2005

Работа выполнена в Чувашской государственной сельскохозяйственной академии (ГОУ ВПО ЧГСХА) и Чебоксарском институте (филиале) Московского государственного открытого университета

Научный консультант: Заслуженный деятель науки и техники РСФСР,

доктор технических наук, профессор МЕДВЕДЕВ В.И. Официальные оппоненты: Доктор технических наук, профессор

ИНШАКОВ А.П.

Доктор технических наук, профессор КОРМЩИКОВ А.Д.

Заслуженный деятель науки Республики Татарстан, доктор технических наук, профессор МАТЯШИН Ю.И. Ведущая организация - ГНУ «Татарский научно-исследовательский

институт сельского хозяйства РАСХН»

Защита состоится <с^5>> декабря 2005 г. в часов на заседании диссертационного совета Д 212.117.06 при ГОУ ВПО «Мордовский государственный университет им. Н.П.Огарева» по адресу: 430904, г. Саранск, пос. Ялга, ул. Российская, 5. С диссертацией можно ознакомится в библиотеке ГОУ ВПО «Мордовский государственный университет им. Н.П.Огарева».

Автореферат разослан » Ок-Тл&рл, 2005 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор тех. наук, профессор

А.В. Котин

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Одним из эффективных путей повышения технико-экономических показателей мобильных агрегатов является применение активных рабочих органов, у которых горизонтальные составляющие реакций почвы направлены в сторону движения агрегата, и, таким образом, помимо технологических выполняют еще и функции движителей.

Данное направление наиболее актуально для почвообрабатывающих агрегатов с энергонасыщенными колесными тракторами, поскольку, с одной стороны, доля колесных тракторов в общем тракторном парке непрерывно увеличивается, а с другой - у энергонасыщенных колесных тракторов при выполнении энергоемких работ с тяговой нагрузкой (таких, как пахота) узким местом в реализации мощности двигателя является звено «движители трактора - почва».

Результаты исследования ротационных рабочих органов-движителей позволили установить аналогичные закономерности взаимодействия колесных движителей мобильных машин с поверхностями малой несущей способности.

Все это позволило разработать общий методический подход к изучению широкого класса исполнительных рабочих органов ротационного типа, взаимодействующих с опорной поверхностью в процессе перемещения по ней мобильных машин и машинных агрегатов, характеризуемых системой «движитель - опорная поверхность».

При попытке загрузить двигатель полностью через тяговый крюк, как правило, не удается вследствие повышенного буксования движителей трактора.

Анализ выполненных ранее научно-исследовательских работ по повышению эффективности работы почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями (РОД) показал, что эти исследования проводились без должного учета взаимосвязи между режимом работы рабочих органов-движителей, их геометрическими и энергетическими параметрами.

В настоящей работе представлены результаты теоретических и экспериментальных исследований почвообрабатывающих и транспортных агрегатов с ротационными движителями, с обоснованием их компоновочных и конструктивных схем. Раскрыта качественная картина взаимодействия ротационных рабочих органов-движителей с почвой и произведена количественная оценка их работы на разных режимах по силовому и скоростному загружению. Изложена методика определения силовых параметров ротационных рабочих органов-движителей, исследованы зависимости силовых и энергетических параметров их от режима движения, геометрических размеров и глубины обработки почвы. Предложена концепция использования неполнокруглых колесных движите-

лей на мобильных машинах при движении в сложных дорожных условиях.

Исследования проводились в соответствии с научно-техническим заданием Министерства сельского хозяйства и продовольствия Чувашской Республики О.С.Х.Ю9 «Разработать и внедрить машины и орудия для защиты почв от водной, ветровой и других видов эрозии, предусмотренные системой машин на 1981-1990 г.г., и обосновать новые технологические процессы и средства механизации, удовлетворяющие требованиям почвозащитного земледелия», согласно государственной программе 16.01 «Разработка и внедрение технологий и комбинированных агрегатов для совмещения операций на возделывании зерновых и пропашных культур при агрегатировании с энергонасыщенными тракторами класса 2, 3 и 5», а также в соответствии с планами НИР Чувашской ГСХА и Чебоксарского института МГОУ.

Цель работы. Повышение эффективности работы почвообрабатывающих и транспортных агрегатов путем оптимизации конструктивных и эксплуатационных параметров рабочих органов в системе «движитель - опорная поверхность».

Объекты исследований. Конструктивно-технологические схемы ротационных почвообрабатывающих рабочих органов (плоские диски, плоские диски под углом к направлению движения, шнековые с винтовой спиралью, роторы с эллипсовидными лопастями); неполнокруглые колесные движители; экспериментальные установки и опытно-производственные образцы орудий для основной обработки почвы, мобильные машины (автомобиль и трактор с неполнокруглыми колесными движителями).

Предмет исследования. Определение параметров и режимов работы исполнительных рабочих органов мобильных машин в системе «движители - опорная поверхность (среда)».

Методы исследований. Теоретические исследования проведены с использованием теории подобия и размерностей, теории эллиптических интегралов, методов многокритериальной оценки при выборе оптимальных параметров почвообрабатывающих агрегатов, методов математического программирования с решением уравнений на ПЭВМ.

Экспериментальные исследования выполнены с использованием отраслевых и частных методик, тензометрирования. Обработка экспериментальных данных осуществлялась методами математической статистики.

Научная новизна работы заключается в том, что на основе теоретических и экспериментальных исследований:

- сформулированы и обоснованы теоретические предпосылки по улучшению эксплуатационных показателей почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями;

- разработана обобщенная методика расчета силовых параметров ротационных рабочих органов-движителей;

- предложено дифференциальное уравнение движения почвообрабатывающего агрегата с рабочими органами-движителями;

- обоснована эффективность применения ротационных рабочих движителей на почвообрабатывающих агрегатах;

- произведен кинематический и силовой анализ работы неполнокруг-лых колесных движителей;

- обоснована эффективность применения неполнокруглых колес на тракторе и автомобиле на поверхностях с малой несущей способностью.

Практическая ценность работы. Результаты теоретических и экспериментальных исследований являются основой выбора оптимальных конструктивных и эксплуатационных параметров ротационных рабочих органов-движителей и неполнокруглых колес.

Опытно-конструкторские разработки орудий с РОД для основной обработки почвы значительно превосходят аналоги по технико-экономической эффективности, стабильности выполнения технологического процесса. Новые конструктивные схемы неполнокруглых колес имеют значительные преимущества по проходимости, в сравнении с традиционными круглыми колесами, при движении автомобилей по поверхности с малой несущей способностью и существенно повышают тягово-сцепные параметры колесных тракторов.

Реализация результатов исследований. Комбинированный плуг с дисками-движителями вошел в перечень перспективных комбинированных агрегатов и технологического оборудования к ним, предлагаемых для включения в Систему машин на 1976-1980 г.г. (раздел 3.3). Опытный образец комбинированного плуга был внедрен в СХПК «Рассвет» Цивильского района Чувашской Республики.

Результаты исследований комбинированных плугов с дисками-движителями в агрегате с энергонасыщенными колесными тракторами и рекомендации по улучшению их тягово-сцепных свойств переданы в ГСКБ Липецкого, Минского и Харьковского тракторных заводов.

Модельные образцы орудий с лопастными эллипсовидными РОД и трактор М73-80 с неполнокруглыми колесными движителями прошли успешные испытания в 2004 г. на Кировской МИС.

Ротационный рыхлитель с эллипсовидными лопастями принят для широких производственных испытаний и использования для междурядной обработки хмельников в ГНУ «Научно-исследовательский и про-ектно-технологический институт хмелеводства» Россельхозакадемии (г. Цивильск Чувашской Республики).

Материалы исследований используются в учебном процессе и, в частности, при курсовом и дипломном проектировании на факультетах механизации сельского хозяйства сельскохозяйственных вузов.

Апробация работы. Основные результаты исследований доложены, обсуждены и одобрены на зональных научно-практических конференциях кафедр «Тракторы и автомобили» сельхозвузов Поволжья и Предуралья в 1976-2004 г.г. (Чебоксары, Киров, Нижний Новгород, Ижевск, Пермь, Казань, Кострома, Рязань), Всесоюзной научной конференции по земледельческой механике (Москва, 1974), научно-техническом совете ГСКБ Минского тракторного завода (Минск, 1979), Международной научной конференции «Земледельческая механика на рубеже столетий» (Мелитополь, 2001), научных конференциях профессорско-преподавательского состава и аспирантов Чувашской ГСХА (1974-2003) и Пермского СХИ (1974-1977), Международной научно-практической конференции, посвященной 75-летию заслуженного деятеля науки и техники РФ, доктора технических наук, профессора Медведева В.И. «Совершенствование технологий, средств механизации и технического обслуживания в АПК» (Чебоксары, 2003), научно-практических конференциях Чебоксарского института МГОУ (Чебоксары, 2002-2005).

Публикации. Всего автором опубликовано 105 научных работ общим объемом 365 п.л., в том числе 15 книг, учебников и учебных пособий. По теме диссертации опубликовано 42 научных работы, в том числе монография, получены авторское свидетельство и патент на изобретения. Без соавторов опубликовано 13 работ.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, общих выводов, списка литературы и приложений. При общем объеме 487 страниц работа включает 395 страниц основного текста, 162 рисунка и 17 таблиц. В приложениях приведены 34 рисунка и 36 таблиц. Список литературы включает 242 наименования, в том числе 14 - на иностранных языках.

Научные положения и результаты исследований, выносимые на защиту:

1. Теоретические предпосылки по разрешению проблемы несоответствия уровня энергонасыщенности колесных тракторов технологическим возможностям исполнительных рабочих органов почвообрабатывающих орудий.

2. Процессы взаимодействия плоского диска-движителя с почвой и количественная оценка его работы на разных режимах по силовому и скоростному нагружению.

3. Методика и обобщенные математические модели для расчета силовых параметров ротационных РОД различного типа (дисковые, шнековые, лопастные).

4. Теоретические зависимости движущей силы и момента сопротивления от глубины хода рабочего органа-движителя, его диаметра и режима работы.

5. Методика выбора оптимальных параметров рабочих органов при наличии многих критериев оценки.

6. Результаты экспериментальных исследований почвообрабатывающего агрегата с дисками-движителями.

7. Теоретические предпосылки исследований кинематики и динамики неполнокруглых колесных движителей.

8. Результаты экспериментальных исследований новых конструкций и опытных образцов почвообрабатывающих орудий с рабочими органами-движителями и оценка их технического уровня.

9. Результаты испытаний макетных образцов неполнокруглых колесных движителей автомобиля и трактора и оценки тягово-сцепных свойств.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

ВВЕДЕНИЕ. Обоснована актуальность проблемы повышения эффективности почвообрабатывающих агрегатов с РОД и транспортных агрегатов с колесными движителями. Кратко изложена общая характеристика работы.

ГЛАВА 1. Состояние проблемы и задачи исследования. Посвящена анализу процесса энергонасыщения мобильной тяговой техники, установлению статистических связей между основными параметрами, определению граничных условий движения машинных сельскохозяйственных агрегатов.

Большинство мобильных процессов в сельском хозяйстве выполняется системой «трактор - сельскохозяйственное орудие» по принципу тяги.

Характерной особенностью современных энергонасыщенных тракторов является нарушение условий движения по сцеплению движителей с почвой на низших передачах. Анализ процесса энергонасыщения тракторов с использованием законов механического подобия показывает, что дальнейший рост энергонасыщенности тракторов (особенно колесных) приходит в противоречие с классической схемой передачи энергии от двигателя к рабочим органам сельскохозяйственных орудий. Узким местом в цепи передачи энергии является звено «движители трактора -почва». По мере дальнейшего энергонасыщения тракторов следует ожидать более интенсивных потерь скорости от буксования движителей при работе на пониженных передачах при полной подаче топлива или низкую загрузку двигателя на частичных режимах работы. В обоих случаях ухудшаются технико-экономические показатели агрегатов.

Таким образом, необходимо иметь такие рабочие машины, которые позволяют производить полную загрузку двигателя во всем диапазоне

рабочих скоростей движения агрегата, минуя узкое звено в цепи передачи энергии «движители трактора - почва».

Этому условию в наибольшей степени удовлетворяют орудия с РОД.

С момента появления первого ротационного плуга (Англия, 1859) было предложено множество самых разнообразных конструкций почвообрабатывающих агрегатов с активными рабочими органами, в том числе и с РОД: на цепных носителях, шнековые, лопаточные, фрезерного типа, дисковые, комбинированные и др.

Наибольшее внимание ученых и изобретателей было отдано дисковым рабочим органам, как наиболее конструктивно простым. Большой вклад в теорию взаимодействия дисковых рабочих органов с почвой внесли: Н. Нерли, В.П. Горячкин, Г.Н. Синеоков, Е.М. Гутьяр, Ф.М. Ка-нарев, П.С. Нартов, В.И. Медведев, В.В. Кацыгин, В.Ф. Стрельбицкий, М.П. Набатян и др.

С развитием теории взаимодействия дисковых рабочих органов получили развитие и теоретические исследования других ротационных рабочих органов. Изучению процесса взаимодействия ротационных рабочих органов с почвой посвящено большое количество работ: Н.Б. Бока, А.Д. Лукьянова, А.Г. Нагорного, X. Цабельтица, Ю.И. Матяшина, А.Д. Кормщикова, А.И. Лещанкина, М.Н. Чаткина и др.

Анализ научных исследований в области повышения эффективности работы почвообрабатывающих агрегатов с РОД показал, что эти исследования проводились без должного учета взаимосвязи между диаметром рабочих органов-движителей, режимом их работы, глубины обработки и энергетическими параметрами почвообрабатывающего агрегата, не разработана обобщенная методика определения силовых параметров ротационных РОД, не исследованы зависимости силовых и энергетических параметров ротационных РОД от режима движения, геометрических параметров и глубины обработки, недостаточно исследована динамика системы «двигатель - рабочие органы - движители - обрабатываемая среда - остов трактора».

Транспортным агрегатам с колесными движителями в сельскохозяйственном производстве приходится работать в условиях бездорожья, на поверхностях с малой несущей способностью (сыпучий песок, снежная целина, заболоченный грунт, почва высокой влажности) и преодолевать профильные препятствия.

Поэтому как к тяговым, так и к транспортным средствам с колесными движителями предъявляются повышенные требования по проходимости. Они, кроме хорошей опорно-сцепной и профильной проходимости, должны удовлетворять требованиям агротехники и экологической безопасности. Повышенное буксование полнокруглых колесных движителей с образованием глубокой непрерывной колеи является источником возникновения водной и ветровой эрозии почв.

Изучению процессов взаимодействия колес с деформируемой опорной поверхностью и совершенствованию ходовых систем транспортных средств посвящены исследования Я.С. Агейкина, И.И. Водяника, А.Ф. Полетаева, A.C. Литвинова, Д.А. Чудакова, М.Э. Кнороза, М.С. Горбунова и др. Однако большинство исследований посвящено взаимодействию беговой дорожки колеса и в меньшей степени боковой поверхности его с почвой при образовании глубокой колеи. Исследование процессов взаимодействия боковой поверхности ведущего колеса с почвой имеет важное значение в оценке тяговых возможностей колес и проходимости транспортных мобильных машин.

В условиях широкого многообразия свойств опорных поверхностей, по которым могут перемещаться мобильные машины, наиболее реальными для практического использования могут быть колесно-шагающие движители.

Нами предложена концепция использования неполнокруглых движителей как на автомобилях, так и на колесных тракторах, работающих в особо тяжелых условиях проходимости на поверхностях с малой несущей способностью и неспокойного микрорельефа.

Работа колесных движителей на поверхностях с малой несущей способностью и образованием глубокой колеи в плане функциональных возможностей аналогична работе ротационных почвообрабатывающих РОД. Поэтому, используя методику расчета и проектирования РОД, можно существенно уточнить качественную и количественную оценку работы колесных движителей в условиях бездорожья.

На основании анализа состояния проблемы и в соответствии с поставленной целью определены следующие задачи исследования:

1. Разработать теоретические предпосылки по улучшению эксплуатационных показателей почвообрабатывающих агрегатов с РОД.

2. Определить кинематические параметры агрегатов с РОД.

3. Разработать методику и обобщенные математические модели для расчета силовых и энергетических параметров РОД в системе «движители — опорная поверхность».

4. Разработать методику выбора оптимальных параметров дисковых рабочих органов при наличии многих критериев оценки.

5. Провести лабораторно-полевые исследования влияния глубины хода и режима работы РОД на силовые и энергетические параметры машинного агрегата.

6. Разработать и создать новые конструкции и макетные образцы почвообрабатывающих орудий с РОД для основной обработки почвы.

7. Провести полевые испытания макетных образцов орудий с РОД и определить технико-экономические и качественные показатели.

8. Провести кинематический и силовой анализ работы неполнокруглых колесных движителей, используя обобщенные математические мо-

дели расчета силовых и энергетических параметров РОД в системе «движители - опорная поверхность».

9. Провести полевые испытания макетных образцов неполнокруг-лых колес автомобиля и колесного трактора на поверхностях с малой несущей способностью и определить технические и энергетические показатели.

ГЛАВА 2. Теоретические предпосылки по улучшению эксплуатационных показателей почвообрабатывающих агрегатов с РОД.

Для оценки конструкций мобильных агрегатов наиболее важными являются следующие показатели: коэффициент полезного действия, скорость движения, ширина захвата и масса.

2.1. Коэффициент полезного действия машинного агрегата

где t]m - КПД трактора; г\ор - КПД сельскохозяйственного орудия.

При выполнении энергоемких работ рабочие органы-движители могут обеспечить поступательное движение всего агрегата за счет суммарных технологических реакций, возникающих в почве и действующих в горизонтальной плоскости. В этом случае вся энергия двигателя трактора направляется через ВОМ к рабочим органам, и КПД будет равен

Чагр =Ч„рор Р > (2)

где цтрор - КПД привода рабочих органов-движителей; р - коэффициент, учитывающий суммарные технологические потери мощности при взаимодействии активных рабочих органов с почвой.

В машинных агрегатах с РОД наибольшие «вредные» потери мощности образуются при холостом ходе рабочих органов, то есть за счет большей разницы их абсолютных скоростей движения холостым ходом и в почве. Введя понятие кинематического КПД рабочего органа-движителя за один полный цикл (>/«,), получим

здесь 1к - кинематический коэффициент, равный отношению окружной скорости РОД к поступательной.

В уравнении (3) нет показателя, который учитывал бы потери мощности на собственное перемещение масс и на буксование. Здесь вся масса агрегата используется для формирования движущей силы на рабочих органах, осуществления полезных технологических деформаций почвы и подачи всего агрегата на очередной рабочий цикл. Необходимое количество движений контролируется коэффициентом ЛК, и отклонение от заданного значения должно регулироваться путем изменения режима работы агрегата.

2.2. Масса энергонасыщенных агрегатов. При наличии в почвообрабатывающем агрегате только пассивных рабочих органов для преодо-

„Р

(1)

(3)

ления сопротивления в горизонтальной плоскости трактор должен иметь достаточную сцепную массу, то есть с учетом формулы В. П. Горячкина должно соблюдаться условие

тё(Л ср-/)>тпё/п+аЬ п(к + еУ2). (4)

Исходное уравнение для определения силы тяжести трактора в агрегатах, имеющих еще и РОД, будет иметь вид

тг(Х(р- /)>т'„ё /'„+аЬп(к + еУ^-к'а'Ь'п', (5)

где т„ я - сила тяжести плуга с учетом РОД.

Если отношение силы тяжести плуга к силе тяжести трактора обозначить х, то сила тяжести трактора будет равна аЬп(к + еУг)-к'а'Ь'п'

-Ч-т—-р-• (6)

Из уравнения (6) видно, что величина массы трактора не имеет существенного значения для преодоления суммарного сопротивления перемещению агрегата, если численная величина каЬп может регулироваться в достаточно широких пределах. А в случае аЬп(к + еУ2)=к'а'Ь'п' при любых значениях х масса трактора не участвует в формировании движущей силы агрегата. Изложенное свидетельствует о том, что энергонасыщение тракторов в агрегатах с РОД не имеет ограничений по сцеплению движителей тракторов с почвой.

2.3. Скорость движения и ширина захвата агрегата. На основании анализа исследований влияния скорости движения и ширины захвата агрегата на производительность мобильных сельскохозяйственных агрегатов обосновано утверждение о том, что использование машин с РОД позволит свести к минимуму потери скорости на буксование движителей трактора. При этом повышение производительности машинных агрегатов может осуществляться как за счет повышения рабочих скоростей движения, так и увеличения ширины захвата, так как снимаются ограничения по сцеплению движителей агрегата с почвой.

2.4. Дифференциальные уравнения движения. Для агрегатов, составленных из машин с пассивными рабочими органами, в сочетании с энергонасыщенными тракторами в большинстве случаев загрузка двигателей ограничивается сцепными возможностями движителей тракторов. Для таких агрегатов дифференциальное уравнение движения будет иметь вид

Л "*„„

пр

где тпр - приведенная масса агрегата; 27? - сумма сопротивлений агрегата.

Из уравнения видно, что динамические качества агрегата значительно ухудшаются при малой сцепной массе трактора и относительной большой суммарной массе всего агрегата.

Эквивалентная схема агрегата с РОД (рис. 1) для составления дифференциального уравнения движения была воплощена в натуре (в виде динамометрической тележки, перемещающейся по рельсам в почвенном канале).

(8)

Рис. 1. Эквивалентная схема агрегата с рабочими органами-движителями.

Решение дифференциального уравнения агрегата с РОД произведено в обобщенных координатах и обобщенных силах. За обобщенную координату принят угол <р поворота диска-движителя. Дифференциальное уравнение агрегата с РОД имеет вид

¿у рк

Л2 гк ■ тпр

где РК - касательное усилие, подводимое к диску-движителю от двигателя; гк - кинематический радиус перекатывания.

Из сопоставления формул (8) и (7) видно, что принципиальной разницы в дифференциальных уравнениях движения агрегатов с пассивными рабочими органами с РОД не наблюдается. Существенная разница имеет место лишь в знаках действующих сопротивлений. Определение составляющих суммарных сопротивлений движению, трению и резанию почвы позволит установить влияние различных факторов на условия движения агрегата с РОД.

ГЛАВА 3. Методика расчета силовых параметров ротационных рабочих органов-движителей и неполнокруглых колесных движителей. Поставленная задача по разработке методики расчета силовых параметров ротационных РОД выполнялась поэтапно.

Первый этап. Принимая во внимание исследования Н. Нерли по определению момента сопротивления заторможенного диска, были определены сначала суммарные величины горизонтальных реакций почвы активного диска для достаточно больших значений коэффициента Х„, когда неподвижная центроида располагается вблизи горизонтального диа-

метра, а заглубление диска при этом максимальное, равное величине его конструктивного радиуса.

Второй этап включает определение движущей и выглубляющей сил, а также момента сопротивления диска-движителя для 1К>\ при любой глубине хода.

3.1. Определение движущей и выглубляющей сил. При работе плоского диска в режиме движителя (Як>1) движущая сила будет равна сумме всех реакций почвы

(9)

где - движущая сила от реакций трения и прилипания почвы о боковые поверхности диска; Лхр — движущая сила от реакций резания почвы режущей кромкой диска; и - движущая сила от реакций трения почвы о фаску и лезвие диска.

Первые две составляющие уравнения (9), как наиболее значимые, определены при следующих допущениях: удельное давление почвы (р) на боковые поверхности диска и удельное сопротивление почвы (д), приходящееся на единицу площади его лезвия, сохраняются постоянными по всей глубине погружения; мгновенный центр вращения (МЦВ) не изменяет своего положения в процессе работы (рис. 2).

Суммарная движущая сила от реакций трения почвы о боковые поверхности диска будет равна (рис. 2, б)

9с Р

Ялг=4Л> $ ¡р(со$<р)арс!<р. (10)

о о

После решения (10) с использованием теории эллиптических интегралов и преобразований получим окончательно (. ¡Яп3<рА -1)

ли <рЕ--— + ——' 51л

= 4 ^ 4г

lSin<pE -

®n—sin<pE cos<pE -(4-i)FL£;-L]+(4 + I);

iAK A.K \ ÁK J

A-Kj

]-

c2 , \ 71 <p'r

--lníg\ —+ —

2 l 4 2

где / - коэффициент трения почвы о сталь; г - геометрический радиус

диска; F \ч>Е-, — \ и Е \<рЕ-,

J

- эллиптические интегралы первого и вто-

рого ряда в нормальной форме.

Выделим на режущей кромке диска элементарную площадку т (рис. 2, в) и определим элементарную составляющую движущей силы от реакций резания (без учета реакций трения почвы о фаску)

dRxp = qbr(Costp)da, (12)

где b - толщина диска.

Рис. 2. Схема к определению движущей силы диска-движителя

Суммарная горизонтальная составляющая движущей силы от реакций резания будет равна

Rч, =qbr jCos<pda. (13)

о

После решения интеграла и преобразований получим

й„ = чЬг Япр, • О4)

Аналогично определяется и выглубляющая сила диска-движителя кг = -<1Ьг{]л1 - 5т- Со5<г> - Як +1). (15)

Полученные выражения (11), (14), (15) позволяют проанализировать изменения движущей и выглубляющей сил в зависимости от геометрических размеров, глубины хода и режима работы диска-движителя. Так как конечные формулы довольно громоздки, то вычисления проводились с использованием ПЭВМ и прикладной компьютерной программы. Задавшись начальными численными значениями параметров (г = 250 мм; Ь = 3 мм; Хк = 1,8; А = 12,5;/= 0,5;р = 20 кПа; ? = 500 кПа) и принимая постоянными г и Хк, получим изменение сил Л, и йг в зависимости от глубины хода А диска-движителя (рис.3).

Кхр, Я,„ «ь Яг;

400

200

-200

-400

у' ' \ w \ !

/ Lbz \ \ V

5 10 15 20 R*г/ / V \ !

s !

, И, см

Рис. 3. Теоретическое изменение движущей и выглубляющей сил диска-движителя в зависимости от глубины хода.

Таким же образом приняв постоянными h и Хк, найдем изменение сил Rx и Rz в зависимости от радиуса диска-движителя, а при г и А = const определим изменение сил Rx и Rz в зависимости от кинематического коэффициента Хк (рис.4).

Из графика на рисунке 3 следует, что результирующая горизонтальных реакций Rx (движущая сила) и ее составляющие Rxm и Rxp с увеличением глубины хода диска-движителя возрастают и достигают максимума при h = 11 см, что соответствует глубине погружения диска до линии неподвижной центроиды, проходящей через МЦВ.

Кхр> ^гт • 800 400

о

-400 -800

Рис. 4. Теоретическое изменение движущей и выглубляющей сил диска-движителя в зависимости от

График, изображенный на рисунке 4, показывает, что с увеличением Хк движущая сила и ее составляющие возрастают, а выглубляющая сила убывает по кривым гиперболического типа. Наибольшая интенсивность изменения сил Ях, Яхт и Яхр наблюдается при значениях Хк от 1,5 до 3. При значениях Хк, близких к 1, результирующая реакций Ях изменяет знак на противоположный и становится силой сопротивления движению диска.

3.2. Определение момента сопротивления. При работе плоского диска в режиме движителя с увеличением Хк МЦВ перемещается в сторону его геометрического центра О (см. рис. 2, а). Горизонтальная составляющая реакций трения о боковые поверхности выше линии Ц-Ц будет направлена против движения, а ниже этой линии - по направлению движения. Иное соотношение имеет место в элементарных моментах сопротивления трению в различных точках боковой поверхности диска относительно геометрического центра О (рис. 5). Из графических построений следует, что моменты сопротивления трению на элементарных площадках, расположенных внутри круга радиусом г0, имеют то же направление, что и ведущий момент Мжд , то есть способствуют вращению диска. Моменты сопротивления трению на элементарных площадках, расположенных вне этого круга, имеют противоположный знак, то есть препятствуют вращению.

По аналогичной методике получены аналитические выражения для определения суммарного момента сопротивления трению и резанию при взаимодействии диска-движителя с почвой

Мс = Мт + Мр = 4/р(а1КА±с1В) + —^——Д , (16)

-ч<Л + и

Я*

____

7 < м

I }к2 3 4 Хк

г=250 мм А= 12,5 см

где А = ——+——¿Й Р\— -——И р\— - для Ь<г-а;

6 9 у Лк) 9ЛХ ^ Лк)

А = - *—Ц2Соьав -8т^Е) + —-'-

Рш' Т-

Е Р+

4-1

- для Ь > т-а.

Рис. 5. Схема элементарных моментов сопротивления от реакций трения, действующих в различных точках боковой поверхности диска-движителя.

В--

Д =

3 2 [4 2

с &л <рЕ с $ш<рЕ а + с ЗС<м>£ 2 Со5>£ 2

я(<5;п2;л)

с — расстояние от МЦВ до линии дневной поверхности; <р'Е - угол между вертикальным диаметром диска и радиусом, соединяющим МЦВ с точкой Е, который при И> г-а отсчитываегся по часовой стрелке, а при И < г-а - против часовой стрелки; К — поправочный коэффициент, который принимается равным 1,1 при И < г - а и 1,2 при И > г - а; Р(б;п) и п(д;п2;п) - эллиптические интегралы первого и третьего рода в нормальной форме; здесь

I 1 - Соэа, _ 2т[аг

) 2{г: +а2 -2агСоваЕ)

д = агсБт

Подставляя численные значения параметров (аналогично определению движущей силы) и принимая г и Хк ~ const; h и Хк = const; г и h = const, получаем соответственно изменение моментов сопротивления в зависимости от глубины хода (рис. 6), радиуса диска-движителя и кинематического коэффициента Хк (рис. 7).

Мр; Мг; Мс,

Н м

15010050-

0 5 10 15 20 Кем

Рис. 6. Теоретическое изменение момента сопротивления на валу диска-движителя в зависимости от его глубины хода.

Из графика (рис. 6) следует, что момент сопротивления трению Мт по мере заглубления диска возрастает до И = 15 см, а затем значение его уменьшается. Это объясняется тем, что при этой глубине начинает увеличиваться момент, создаваемый элементарными реакциями трения, расположенными в пределах круга радиусом г0 (см.рис. 5). Суммарный момент сопротивления Мс с увеличением глубины хода также возрастает, но до Л = 16,5 см. Смещение максимума в сторону большей глубины хода происходит из-за влияния момента сопротивления резанию.

Мр; МТ; Мс: Нм

200 -100-

0

-100 ■

-200■

Рис. 7. Теоретическое изменение момента сопротивления на валу диска-движителя в зависимости от Хк.

Мс

---- ----

/ /; 1 '// ]мр

1 /•' 2 3 4 Я,

г=250 мм h= ¡2,5 см

По мере возрастания Хк (рис. 7) момент сопротивления резанию Мр увеличивается по кривой параболического типа, а момент сопротивления трению Мт и суммарный момент Мс - по кривым гиперболического типа. При этом гиперболы имеют очень близкое расположение одной из асимптот к оси координат, что свидетельствует о существенном изменении моментов Мт и Мс при относительно малом изменении А*. В данном случае моменты сопротивления Мт и Мс существенно изменяются при Хк от 1 до 3. Для свободно перекатывающегося диска (Як= 1) моменты сопротивления Мт и Мс имеют отрицательные значения. Это объясняется тем, реакции трения на боковых площадках, расположенных внутри круга радиусом г0, создают момент по направлению вращения, который больше момента, от реакций трения на площадках, расположенных вне круга радиусом г0 и направлен против вращения.

Третий этап посвящен рассмотрению обобщенной математической модели взаимодействия дискового ножа с почвой.

3.3. Определение суммарной горизонтальной составляющей главного вектора сил трения почвы о боковые поверхности и фаску лезвия диска, работающего как в режиме движителя (Х„ > 1), так и в пассивном режиме (Хк < 1).

Горизонтальная составляющая главного вектора сил трения почвы о боковые поверхности диска (рис. 8, а) определится по формуле

4fpr>

, 1+Л:

(17)

(l - Xcf(F(k) - " (l + 4~ Е«.^-))

cos90-\2)¡ Як sin&c + +4 - 2ХК cos90 sinfy^/l+4 - 2ЛГ cos90 24 |Л£ cos90 -1| бГж

где fnp — коэффициент трения и давление почвы на боковые поверхности; 50= arceos (1-£); t,= h/r — безразмерное относительное заглубление

ДИСКОВОГО ножа; к = 2ЛД7/(1 + 4) F(k),E(k\F[k,(n-90)l2] и Е[к,(я-9ц)/2] - полный и неполный эллиптические интегралы соответственно первого и второго рода. Формула (17) справедлива при любом значении кК.

Горизонтальная составляющая главного вектора сил трения на лезвии диска (рис. 8, б) определяется из выражения

(18)

Формулы (17) и (18) позволяют определить составляющие главного вектора реакций почвы на диск-движитель для любых значений ХК, то есть всех режимов работы диска: с буксованием (Хк> 1), со скольжением (Хк< 1), без скольжения и буксования (Як= 1).

а)

Рис. 8. Схема для определения суммарной силы трения почвы о боковые поверхности и лезвие диска.

Графики зависимости составляющих Ях и Я2 в безразмерном виде (рис. 9) от кинематического коэффициента Ак и относительного заглубления показывают, что характер их изменения при 1К> 1 совпадает с характером изменения кривых на рис. 4. При изменении Хк от 1 до 0 составляющая Л, имеет отрицательное значение, и по мере уменьшения Хк величина ее возрастает.

3.4. Определение движущей силы плоского диска-движителя, установленного под углом к направлению движения. Уравнение тягового баланса для этого случая будет иметь вид

где у - угол установки диска к направлению движения. Поскольку составляющие Яхт и Яхр определены по изложенной выше методике, решение задачи сводится к определению равнодействующей реакций сдвига

л,

г,,гь

.i-o.«

I'M

TfiT

У \J

~ - -\ »1 —-=

7

«) С»

Рис. 9. Графики зависимости составляющих главного вектора реакций почвы на дисковый нож от кинематического коэффициента: а - горизонтальной; б - вертикальной

Расчетная формула для определения равнодействующей реакций сдвига имеет вид

K=f-P-

2 л-cosy

1801

п-Г -cosy-(В

In-+

180- Я -кг

1--

1

ch

rtr cosy -q> 180A. -к.

e{e;<P)

(20)

где кх - коэффициент деформации почвы; Е (е; <р') - эллиптический интеграл второго рода; е - эксцентриситет эллипса (проекция диска, установленного под углом к направлению движения, на продольно-вертикальную плоскость); (рг—угол между радиусами, проведенными из центра эллипса в точки пересечения дуги эллипса с линией дневной поверхности.

На рисунке 10 показаны зависимости движущей силы Рдв = Rx, ее составляющих Rxm, Rxp и сил сопротивлений RXf и Rxc от глубины хода диска-движителя, рассчитанные для начальных условий: г = 250 мм; b = 3 мм; Хк= 1,8;/= 0,5; q = 100 Н/см2; у = 30°;fnp= 1,5; кт = 2,0; е = 0,86; m = 0,1 т; fnep = 0,15; р = 8 Н/см2. Из графика следует, что по мере заглубления диска горизонтальные составляющие реакций трения и резания возрастают до значений глубины хода 11,1 см, совпадающей с линией неподвижной центроиды. Сопротивление сдвигу Rsc изменяется по закону гиперболического косинуса, и поэтому максимум суммарной движущей силы диска смещается в сторону меньших значений глубины хода и соответствует 9-10 см.

Силовой анализ работы плоского диска-движителя, установленного под углом к направлению движения дает возможность перейти по аналогичной методике к анализу роторно-винтовых рабочих органов-движителей и роторного РОД с эллипсовидными лопастями для основной обработки почвы.

движущей силы диска-движителя в зависимости от его заглубления.

1 - наклонная плоскость; 2 - плоскость вращения; 3 - эллипс; 4 - цилиндр; 5 - лопасть; ¡3- угол наклона плоскости; Ь - ширина захвата ротора; г - радиус основания цилиндра; О А = г = а- малая полуось эллипса; ОВ = Я - большая полуось эллипса.

3.5. Определение силовых параметров роторного РОД с эллипсовидными лопастями. Если выполнить косое сечение цилиндра, то плоскость сечения будет иметь форму эллипса (рис. 11). Ширина дна обрабатываемой полосы

Ь = л/л2 -г2 или Ь = г%р (21)

Движущая сила рабочего органа с эллипсовидными лопастями

(22)

где Яхт - результирующая реакций трения о боковую поверхность лопасти; Яхр - результирующая реакций резания почвы лезвием лопасти; Яхм„ - результирующая реакций резания почвы режущей кромкой малой полуоси эллипса; Яхс - результирующая реакций сдвига почвы лопастью.

I

Рис. 12. Схема к определению силовых параметров рабочего органа-движителя с эллипсовидными лопастями.

3.5.1. Определение движущей силы от реакций трения и сдвига.

Суммарная движущая сила одной лопасти от реакций трения от входа в почву малой полуоси эллипса до выхода большой полуоси из почвы (от точки Е до точки Д) (рис. 12)

Оа Г

Р со$<Рр<1рйа , (23)

о Г-А

где Р - текущее значение угла отклонения большой полуоси эллипса от ее проекции на продольно-вертикальную плоскость О^Х. После решения интегралов и преобразований

/Р

ге2 ^Д+Р^ш2^ +А/1+Р2 г'

1п , =—-————[п(Р 51гке +

ч/г2 -ег +с2 ^1+Р2811Г!аЕ-Л+РГ81гаЕ р

1В2

Д.1/1+Р2 гЛ+р2

,/1+Р2 8и&*Е

Л VI + Я2 вша,,

© = агс8ш-

п)-

(24)

где

81п а£

л/ГТр1'

г/Я, = а;

аг = агссов-

г-й

е = г- А; с = г-(И +а);

здесь Р - начальный угол отклонения большой полуоси эллипса от ее проекции на продольно-вертикальную плоскость О/IX.

Рис. 13. Схема для определения момента сопротивления трению почвы о боковую поверхность эллипсовидной лопасти рабочего органа-

движителя.

Движущая сила от реакций сдвига почвы одной лопастью

Л„ =

лгв-/ р

180А,

1+-

Г

-> пр

сИ-

180Я,АГГ

/А-

180АД,

(25)

где аЕ= агссоз(е/).

3.5.2. Определение момента сопротивления трению. Суммарный момент сопротивления от реакций трения почвы о боковую поверхность лопасти (рис. 13)

"е г

МТ = 2/р $ • Ому • рг(1р<1а.

(26)

О г-к Сова

После решения интегралов и преобразований

М.

2/р

'З т1г2-е2 + с2

^1 + Р2

ге'д/1 + Р2 яп2 аЕ япаЕ ге^гР2+1) } -^й^Р^О^а^-л!й~Р2 зтаЕ 2(1 + Рг)соз2аЕ 4(1 + Р'Уйр2 "^1 + Р2 5й2ак + *таЕ

ЯД1 + Р2)

Г\—\ Р зтаЕ-созаЕ г—„2 . 2- ,

VI+ Р Е{9;п)--! _ * + Р т аЕ -гга£

.(27)

д/1 + р2 ЯП2 аЕ

Для практических расчетов разработаны прикладные компьютерные программы, которые значительно ускорили анализ зависимостей силовых параметров от глубины хода, радиуса, режима работы рабочего органа и угла отклонения большой полуоси эллипса.

25 Ь, см

Рис. 14. Зависимость движущей силы от глубины хода рабочего органа-

движителя

Из графика (рис. 14) следует, что по мере увеличения глубины обработки движущая сила от реакций трения возрастает и достигает максимума при И = 20-22 см (у плоского диска максимум наблюдался при И = 12,5 см, то есть когда заглубление достигало линии, проходящей через

МЦВ). У эллипсовидной лопасти произошло смещение точки максимума движущей силы в сторону большей глубины из-за отклонения боковой поверхности лопасти на угол /? и перераспределения горизонтальных составляющих реакций трения Rxm.

График зависимости движущей силы от кинематического коэффициента кк (при г; A; P\f,p = const) (рис. 15) показывает, что с увеличением Хк движущая сила от реакций трения почвы о боковые поверхности эллипсовидной лопасти возрастает также как и у плоского диска по кривой гиперболического типа с асимптотами, параллельными осям координат. Наибольшая интенсивность изменения движущей силы наблюдается при значениях Лк от 1 до 3. При Лк= 1,1 движущая сила меняет знак на противоположный и становится силой сопротивления поступательному движению рабочего органа. Приведены также графики зависимости движущей силы от радиуса рабочего органа и угла отклонения большой полуоси эллипса.

RTL, н 600

0 200 1 / / г 3 4 5

600 800

/

Рис. 15. Зависимость движущей силы от кинематического коэффициента.

Представлены также графики зависимости момента сопротивления трению от глубины хода, режима работы (рис.16) и угла отклонения большой полуоси эллипса лопасти.

С увеличением кинематического коэффициента Лк (рис. 16) момент сопротивления трению возрастает по кривой гиперболического типа. При этом максимальная скорость нарастания момента сопротивления наблюдается (также как и у плоского диска) при значениях Хк от 1 до 3, а при Ак, близком к 1, момент сопротивления равен нулю. В зоне значений

Хк от 0 до 1 рабочий орган работает в пассивном режиме и не выполняет функции движителя.

Рис. 16. Изменение момента сопротивления трению от кинематического

коэффициента.

Таким образом, предложенная методика позволяет определить силовые параметры ротационных РОД разнообразных конструктивных схем и провести теоретический анализ влияния на эти параметры различных факторов, таких как глубина обработки, геометрические размеры, режим работы.

3.6. К выбору оптимальных параметров рабочих органов при наличии многих критериев оценки. Проектирование почвообрабатывающих рабочих органов всегда связано с выбором варианта решений. Сложность этого выбора заключается в отсутствии единого обобщенного критерия, учитывающего несколько показателей. Проектируемая конструкция должна быть наилучшей по целому ряду критериев, часто взаимно противоречивых. Поэтому в основе проектирования рабочих органов почвообрабатывающих машин должна лежать концепция многокритериальной оптимизации.

Рассмотрим задачу оптимального проектирования рабочих органов ( на примере дискового лущильника), взяв за основу методы виброреологии и многокритериальной оценки.

Будем считать глубину обработки h заданной. В качестве оптимизируемых параметров примем: D - диаметр диска, b - расстояние между дисками и у - угол атаки дисков. Качество обработки определяется высотой гребней he. Поэтому в качестве первого критерия примем минимум Ьг, отнесенной к h, в качестве второго критерия - минимум отношения площади сечения гребня к А2 (степень крошения почвы) и в качестве третьего критерия - минимум отношения D/h.

Эти критерии могут быть выражены как функции параметров

■ шш,

Ф, =--> тт.

А

4Л

(28)

Для выполнения агротехнических требований параметры лущильника должны соответствовать следующим параметрическим ограничениям

5< — ->1,5, 15° <,у <,35°.

А А

(29)

Агротехнические требования Иг < 0,5И формализуется в виде функционального ограничения

0,5. (30)

Многокритериальная задача оптимального проектирования состоит в нахождении Парето оптимальных значений параметров, минимизирующих значения критериев, заданных соотношениями (28), а также удовлетворяющих параметрическим ограничениям (29) и функциональному ограничению (30).

В результате зондирования пространства параметров ЛП,-последовательностью из 1024 случайных равномерно распределенных в параллелепипеде ж точек оказалось, что только 114 из них удовлетворяют функциональному ограничению (30), причем приближенно эффективными оказались всего 8 точек (табл.1)

Таблица 1

Значения критериев и параметров в точках, удовлетворяющих

№ Л/А ЬПг У Ф, Ф2 Ф1

080 5,039 1,699 33,594 0,349 0,247 5,039

136 5,066 1,588 34,922 0,270 0,175 5,066

461 5,701 1,532 33,867 0,239 0,152 5,701

480 5,029 1,649 31,680 0,384 0,270 5,029

514 5,251 1,504 34,082 0,247 0,154 5,251

640 5,005 1,874 34,629 0,400 0,308 5,005

816 5,050 1,525 30,059 0,371 0,245 5,050

839 5,886 1,560 34,590 0,226 0,145 5,886

Из таблицы 1 следует, что значения параметра для приближенно эффективных точек близки к предельному значению, так как критерии Ф/ и Ф2 монотонно убывают с ростом у, а критерий Ф2 не зависит от этого параметра.

Анализ таблицы показывает, что если главными критериями считать Ф1 и Ф2, то в качестве наилучшей точки следует считать точку № 514, обеспечивающую достаточно малые значения этих критериев и приемлемое значение для третьего критерия.

Таким образом, в качестве наилучших значений параметров лущильника по всем критериям выбираются следующие: £> = 5,25И; Ь = 1,5й и у = 34°.

3.7. Кинематика и динамика неполнокруглых колесных движителей. Для повышения эффективности работы ведущих колес транспортных агрегатов на поверхностях с малой несущей способностью и преодоления единичных препятствий, предложено прервать беговую дорожку колеса в нескольких местах (рис. 17) и установить его в паре с другим, таким же колесом на одной полуоси в противофазе с перекрытием в 10... 15° оставшихся круглых частей беговых дорожек. В этом случае каждое из спаренных колес при движении образует прерывистую колею, и вместо непрерывного качения реализуется принцип «шагания».

-Ш1______ 1- ?

Ш_ I У ■

Рис. 17. Неполнокруглые колеса: а) схема конструкции; б) след

1 - ступица; 2 - шина; 3 - радиальный выступ; 4 - протектор;

5 - ось симметрии протектора; 6 - образующая окружность;

7 - ось вращения; 8, 9, 10 - углубление; 11 - боковая кромка выступов;

12 - проставка; 13 - полуось; 14 - ступица.

Работа полнокруглых колес достаточно полно раскрыта и изучена при взаимодействии беговой дорожки протектора с опорной поверхностью и в меньшей степени при взаимодействии боковин колес с контактной поверхностью в условиях колееобразования.

Оптимальные условия для формирования наибольшей движущей силы колеса в условиях колееобразования, также как и при работе ротационных РОД, будут обеспечиваться в случае, когда линия неподвижной центроиды, проходящей через МЦВ, совпадает с линией дневной поверхности. Следовательно, необходимо поддерживать такой скоростной режим работы круглой части колеса, при котором соблюдается условие

г-Н

(31)

где гиг,- конструктивный и кинематический радиусы жесткого колеса; А - глубина колеи.

Взаимодействие беговой дорожки неполнокруглых колес с опорной поверхностью показано на совмещенной кинематической и динамической циклограммах (рис. 18).

и

ж

ШНШЪ-

и

л

д 1 П=тах

ШШШ

Л=тах

и;

~п=о~~

~ШГТТЖЗ л

П=тах | Л~тах

Л=0

П^О

2пгд

Рис. 18. Совмещенные кинематическая и динамическая циклограммы в пределах одного оборота двух спаренных правого - П и левого - Л неполнокруглых колес.

Из динамической циклограммы видно, что в фазе перекрытия удельное давление на опорную поверхность в два раза уменьшается. При этом в начальный момент вхождения в контакт с опорной поверхностью второго колеса возникает динамический удар вследствие того, что шина работающего колеса под действием нормальной нагрузки имеет меньший радиус перекатывания по сравнению с ненагруженным вторым колесом.

В общем случае тягово-сцепные свойства движителя можно представить уравнением вида:

Рк=Р-<ро-у,+Ы-Со-у2; (32)

где Рк - продольная тяговая сила в зоне контакта движителя с опорной поверхностью; Р - площадь поверхности, по которой происходит сдвиг почвогрунта; <ро и с0 - соответствующие коэффициенты внутреннего сцепления и трения частиц почвогрунта между собой; N - нормальная

суммарная нагрузка на поверхность сдвига почвогрунта; у/ и у2 - передаточные функции.

Передаточная функция yi характеризует параметры движителя, определяющие сцепные свойства, а у2 характеризует параметры движителя, определяющие силы трения его с опорной поверхностью. Поскольку коэффициенты сцепления <р и трения с движителя с опорной поверхностью находятся в пределах от 0 до 1, то и функции^ иу2 изменяются в тех же пределах. Поэтому величина продольной силы тяги Рк зависит от переменных: F, N, у/, у2, с ростом которых будут улучшаться тягово-сцепные свойства движителя.

б)

Рис. 19. Схема действующих сил при преодолении единичного препятствия неполнокруглым колесом с прямолинейными перемычками (а) и схема неполнокруглого колеса с криволинейными перемычками (б)

Рассмотрим схему действующих сил и моментов при преодолении единичного препятствия неполнокруглым колесом с прямолинейными перемычками (рис. 19).

Для установившегося движения

где Р¿ц - движущая сила; гс - радиус круглой части колеса; Н — высота порогового препятствия; Я, - вертикальная составляющая реакции препятствия; а - плечо сопротивления перекатыванию. Из уравнения (33) получаем

(34)

Анализ (34) показывает, что чем больше радиус колеса гс и меньше плечо сопротивления перекатыванию а при известной весовой нагрузке QK и подводимого крутящего момента Мжд, тем больше высота единичного препятствия, которое может преодолеть неполнокруглое колесо.

График зависимости плеча сопротивления перекатыванию при Н = const от расположения точки контакта некруглой части колеса с ребром единичного препятствия показан на рисунке 20.

50

Л

20

прямолинейная

1 \

\ ч ч

V \ ч

N ч ч \

криволинейная

30

40

50

60

7О

80 1,см

Рис. 20. График функции а =/(7) для неполнокруглого колеса с прямолинейными (1) и криволинейными (2) перемычками.

Графическое решение функции а=/(1) произведено для следующих конструктивных параметров: г0 = 700 мм; / = 820 мм; Н = 200 мм, где / - длина перемычки неполнокруглой части колеса; / - длина опорной части перемычки. Перемычки некруглой части колеса выполнены в двух вариантах: прямолинейная (кривая 1) и криволинейная радиусом г„ (кривая 2).

Из графика следует, что при любом значении I плечо сопротивления перекатыванию колеса с криволинейной перемычкой меньше, чем у колеса с прямолинейной перемычкой. При оптимальном значении / = 35 см плечо сопротивления перекатыванию неполнокруглого колеса с криволинейной перемычкой на 13...15 % меньше по сравнению с колесом,

имеющим прямолинейную перемычку. Следовательно, такое колесо обладает лучшей профильной проходимостью.

Качественная картина взаимодействия прямолинейной и криволинейной перемычек с жестким ребром препятствия рассмотрена в предположении, что второе колесо пары отсутствует. В действительности неполнокруглая и круглая части спаренных колес работаю одновременно, и эффективность неполнокруглой части будет возрастать при проскальзывании (буксовании) круглой части колеса по ребру порогового препятствия.

Анализ работы неполнокруглого колеса с криволинейной перемычкой в процессе преодоления порогового препятствия показал, что по сравнению с полнокруглым колесом проходимость его увеличивается на 35-40 %.

Наличие криволинейной перемычки увеличивает площадь поверхности сдвига спаренных колес, что приводит на связных почвогрунтах к росту первого члена уравнения (32), а на почвогрунтах с хорошими фрикционными свойствами - к росту второй составляющей за счет передаточной функции у2, то есть за счет уменьшения просадки и лучшего взаимодействия перемычки с опорной поверхностью. В результате тяго-во-сцепные свойства движителя увеличиваются.

Испытания модельных образцов неполнокруглых спаренных колес по снежному насту и песчаным почвогрунтам подтвердили правильность изложенной концепции.

ГЛАВА 4. Экспериментальная оценка влияния конструктивных и эксплуатационных параметров рабочих органов-движителей на силовые и энергетические параметры агрегата.

4.1. Программа экспериментальных исследований включала:

1. Проектирование и изготовление полевой экспериментальной установки с дисками-движителями.

2. Проведение полевых испытаний с целью определения функциональных зависимостей

Rx, Rz, Мд, Мк, Nd, Nk =f(h) при г и Хк = const

Rx, Rz, M¡> Mk, Nd, Nk =/(X¡) при г и Xk = const.

4.2. Приборы и оборудование. В качестве регистрирующих приборов применялись: осциллограф К-1221, усилитель ТА-5, ротационный динамограф «ДЭК» и тяговые динамографы «КЭД» конструкции ВИС-ХОМ, импульсные датчики оборотов ДВ-2, импульсные счетчики МЭС-54, секундомеры.

Контрольно-измерительная аппаратура монтировалась непосредственно на полевой экспериментальной установке (рис. 21).

В процессе испытаний определялись следующие параметры: крутящие моменты на ведущих колесах М„, Мп и валу дисков-движителей Мд, силы Rx и Rz, действующие на диски-движители при взаимодействии

РОС S ' ИЛЬНАЯ

г. < ' Г ГКА

ш

их с почвой, крюковое усилие Рщ,, пройденный путь, частота вращения дисков-движителей п0 и ведущих колес пл и п„, продолжительность опыта. Предельная относительная погрешность измерений показателей не превышала 4,75 %.

4 - ратацитныО динатяроф ДЖ

Рис. 21. Блок-схема измерительных приборов: 1,5- тяговые динамографы КЭД; 2 - тензоступицы;

3 - датчики частоты вращения; 4 - ротационный динамограф ДЭК.

4.3. Результаты экспериментальных исследований и их анализ.

После проведения серии испытаний, в которой изменялась глубина хода дисков-движителей при Хк = const получены графики изменения крутящих моментов на дисках-движителях Мд и ведущих колесах Мк от глубины хода дисков-движителей (рис. 22).

На этом же графике нанесены кривые буксования 8 и суммарного крутящего момента ЕМ Для лучшей сопоставимости значений параметры отнесены к величине крюкового усилия Рщ,.

Из графика следует, что по мере заглубления дисков-движителей крутящий момент Мд возрастает по кривой гиперболического типа с положительным ускорением, а крутящий момент Мк и буксование <5 ведущих колес снижаются, но только до глубины хода 13 см, а далее возрастают. Следовательно, до h = 13 см при кк = 2,1 движущая сила дисков-движителей возрастает, разгружая силовой поток «ведущие колеса -почва», а затем уменьшается. Тем самым результаты испытаний подтверждают теоретические исследования.

Правильность теоретических исследований и математических зависимостей по определению силовых параметров также подтверждает график, изображенный на рисунке 23.

Рис. 22. Изменение крутящего момента на ведущих колесах экспериментальной установки и момента сопротивления на валу дисков-движителей в зависимости от их глубины хода.

Рис. 23. Изменение сил и Яг в зависимости от Л: теоретическое и экспериментальное (пунктирные линии).

Изменение сил Ях и Яг на дисках-движителях по теории и эксперименту подчиняются одной закономерности. Обе кривые имеют, что очень важно, точку перегиба при И = 12-13 см. По абсолютной величине силы Ях и /?2 имеют расхождения на 17 % и 22 % соответственно главным образом из-за нестабильности физико-механических свойств почвы.

Изменения указанных параметров от кинематического коэффициента Хк при И = 10 см представлены на рисунках 24 и 25.

Характер изменения кривых, полученных аналитически и экспериментально так же одинаков с незначительным (до 7 %) расхождением в абсолютной величине.

Рис. 24. Изменение крутящего момента на ведущих колесах экспериментальной установки и момента сопротивления на валу дисков-движителей в зависимости от

теоретическое; -------по экспериментальным данным.

4.4. Мощностной баланс агрегата. Мощность от двигателей распределяется по следующему закону:

+ + */ + *,+ А^, + ЛГ„ + + N»4 (35)

где Л^иЛГй-мощность двигателей для привода ведущих колес и дисков-движителей;

И/, Мтр, Клр, Ыйеф - потери мощности на перекатывание агрегата, буксование ведущих колес, в трансмиссии ведущих колес, в трансмиссии привода дисков-движителей, на излишнюю (ненужную) деформацию почвы дисками-движителями (то есть на преодоление реакций трения, возникающих на боковых площадках, расположенных выше линии неподвижной центроиды Ц-Ц); запас мощности, создавае-

мый ведущими колесами и дисками-движителями, которым располагает агрегат на преодоление тягового сопротивления почвообрабатывающих орудий, преодоление подъемов и на его разгон.

Рис. 26. Изменение энергетических параметров в зависимости от глубины хода дисков-движителей

Изменение указанных составляющих мощностного баланса в зависимости от глубины хода дисков-движителей (при Хк = const) представлено на рисунке 26. Из графика следует, что запас мощности создаваемый ведущими колесами, уменьшается, а запас мощности Nded, создаваемый дисками-движителями, увеличивается. Однако, это увеличение наблюдается лишь до глубины хода 13 см. При дальнейшем заглублении дисков-движителей запас мощности Л^а начинает уменьшаться при продолжающемся росте мощности Nd , подводимой к дискам-движителям. Следовательно, до глубины хода 13 см вся мощность Nd . подведенная к дискам-движителям, используется на формирование дви-

жущей силы, а при h> 13 см часть мощности расходуется на ненужную (излишнюю) деформацию почвы Ыдеф.

КПД агрегата имеет максимальное значение при глубине хода дисков-движителей (те же 13 см), где Л^ = 0, то есть когда потери на излишнюю деформацию почвы отсутствуют.

ГЛАВА 5. Технико-экономические показатели работы почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями и мобильных машин с неполнокруглыми колесными движителями.

5.1. Оценка эффективности пахотных агрегатов с дисками-движителями по суммарным энергозатратам. В соответствии с поставленными задачами проведены полевые испытания плугов с РОД в агрегате с колесными тракторами классов 0,9 и 1,4. Контрольный вариант испытаний проводился тем же плугом и трактором без РОД. Привод РОД обеспечивал три варианта передаточного отношения при независимом ВОМ трактора (6,15; 5,125; 4,28), четвертый вариант испытаний проведен при синхронном приводе РОД. По удельным затратам энергии

кВт '41 для всех передаточных отношений независимого привода ВОМ м )

оптимальными значениями кинематического коэффициента Хк оказались от 1,5 до 2,5. Этому значению Хк в большинстве случаев соответствует и наименьшая величина буксования ведущих колес трактора.

5.2. Оценка эффективности пахотных агрегатов с РОД по производительности. За оценочный показатель производительности агрегатов принят м3/ч. Этот показатель дает возможность сопоставлять различные пахотные агрегаты независимо от средней глубины хода плуга и ширины захвата.

Из результатов испытаний следует, что увеличение скорости движения на 1 км/ч дает прирост производительности на 200 м3/ч. По мере перехода на высшие передачи фактическая производительность агрегата с РОД и контрольного увеличивается по кривым с отрицательным ускорением. Производительность контрольного агрегата на 1 и 2 передачах нормального диапазона оказалась на 45 % меньше по сравнению со всеми остальными вариантами привода РОД. Такое значительное преимущество в производительности объясняется главным образом потерями скорости поступательного движения агрегата вследствие буксования ведущих колес трактора в контрольном варианте.

5.3. Оценка работы пахотного агрегата MT3-80+TIH-3-35 с дисками-движителями. На основе проведенных теоретических и экспериментальных исследований изготовлено приспособление с дисками-движителями к навесному плугу ПН-3-35 для агрегатирования с тракторами МТЗ-80 и МТЗ-1221. Перед каждым корпусом плуга в плоскости их полевых обрезов установлены плоские стальные диски (рис. 27).

Привод дисков-движителей обеспечивал изменение Хк от 1,5 3,0 при поступательной скорости агрегата от 4 до 8 км/ч. В процессе испытаний замерялись следующие параметры: глубина обработки, ширина захвата, буксование ведущих колес, расход топлива, скорость движения.

Рис. 27. Общий вид плуга ПН-3-35 с дисками-движителями.

Движение экспериментального и контрольного агрегатов осуществлялось со 2-ой передачи рабочего диапазона до предельно возможной скорости при полной подаче топлива.

Результаты полевых испытаний представлены графически на рисунке 28. Пахотный агрегат с РОД мог производить вспашку до 6-ой передачи включительно.

Максимальная скорость с учетом буксования составила 7,75 км/ч на пятой передаче. На шестой передаче двигатель перегружался, и поэтому скорость движения была 6,12 км/ч. Контрольный агрегат без РОД мог производить вспашку до 4-ой передачи включительно. В этом случае ^шах = 5,28 км/ч была на третьей передаче. На 4-ой передаче в результате увеличения буксования скорость составила 4,17 км/ч. На 5-ой передаче возникла перегрузка двигателя в момент трогания агрегата, которая продолжалась на протяжении всего контрольного участка, так как двигатель не мог выйти на регуляторную ветвь характеристики.

Из графика следует, что по мере включения более высокой передачи производительность обоих агрегатов вначале увеличивается, а затем падает. Однако падение производительности агрегата с РОД обусловлена перегрузкой двигателя на шестой передаче, о чем свидетельствует кривая часового расхода топлива. В связи с резким падением частоты вращения часовой расход топлива уменьшается. Падение же производительности контрольного агрегата вызвано увеличением буксования.

Рис. 28. Изменение производительности fV4, буксования S, часового GT и погектарного g расхода топлива в зависимости от действительной скорости движения агрегата и включаемой передачи.

Буксование ведущих колес трактора при работе агрегата с РОД не превышает 22 %, тогда как у контрольного агрегата оно достигает 35 %. В пределах допускаемого буксования 15-18 % производительность агрегата с РОД была выше на 35 %, а погектарный расход топлива меньше на 18%.

5.4. Оценка работы модельного образца роторного рыхлителя с эллипсовидными лопастями для основной обработки почвы. Основная обработка почвы сопряжена с большими затратами энергии, причем при традиционной лемешно-отвальной вспашке мощность энергоисточника передается только через крюк трактора. Такой процесс, как известно, сопровождается большим буксованием движителей трактора. Обработка малых участков с жесткими границами приводит также к резкому снижению качества обработки, производительности и увеличению расхода топлива.

Нами предлагается производить основную обработку таких участков ротационным рыхлителем с эллипсовидными лопастями, работающим в режиме движителя (рис. 29).

Вращение ротора осуществляется от ВОМ трактора. Пласты почвы отрезаются лопастями на заданную глубину, крошатся и отбрасываются назад и в сторону. В макетном образце орудия отбрасывание происходит в стороны от редуктора, что вполне удовлетворяет задаче проверки работоспособности орудия и определения основных агротехнических и энергетических показателей.

Рис. 29. Ротационный рыхлитель для основной обработки почвы

При изготовлении опытного образца орудия в дальнейшем необходимо комплектовать агрегат так, чтобы лопасти были размещены справа от редуктора и отбрасывали почву направо, обрабатывая след правого колеса трактора.

Лабораторно-полевые испытания рыхлителя проведены на полигоне ФГУ «Кировская государственная зональная машиноиспытательная станция» в агрегате с трактором Т-25. Агротехнические показатели определены по ОСТ 10.1.1-2001, энергетические показатели - по ОСТ 10.2.2-2002.

Испытания показали полезную работоспособность орудия как по агротехническим, так и по энергетическим показателям.

Ротационный рыхлитель обеспечил обработку почвы на глубину 19,8 см.

Потребляемая мощность агрегата была равна 8,7 кВт. Однако основной поток мощности (7,2 кВт, что составляет 82,8 %) был направлен через ВОМ трактора на привод РОД. Агрегат фактически осуществлял поступательное движение за счет реакций, возникающих при воздействии РОД. Это подтверждает показатель тягового сопротивления орудия, которое было отрицательным (- 0,34 кН), то есть орудие подталкивало трактор. Буксование при этом было равно всего 2,7 %, что в пределах ошибки опыта.

После основной обработки почвы роторным рыхлителем практически не требуется дополнительная обработка почвы, поскольку крошение пластов было вполне достаточным. Так наличие фракций почвы размерами от 0 до 10 мм включительно составило 99,4 %, размерами свыше 10 до 25 мм - только 0,5 %, а размерами свыше 25 до 50 мм - всего 0,1 %.

Вместе с тем выяснилось, что провести испытания рыхлителя на более высоких скоростях движения оказалось невозможно из-за недостаточного передаточного числа редуктора привода роторов.

5.5. Оценка работы мобильных машин с неполнокруглыми колесными движителями. Для подтверждения теоретических предпосылок, проверки работоспособности, определения технико-экономических показателей мобильных машин неполнокруглые колеса были установлены на грузовом автомобиле ГАЭ-3307 и колесном тракторе МТЗ-82.

На грузовой автомобиль были установлены неполнокруглые колеса, спаренные в противофазе, на каждой из задних полуосей (рис. 30).

Испытания проводились на учебном автодроме по снежному насту глубиной 18 см с полезной нагрузкой 1 т. При движении на первой передаче автомобиль с неполнокруглыми ведущими колесами устойчиво двигался со скоростью 1,4 м/с, буксование при этом составило 15 %. Автомобиль со стандартными колесами при тех же условиях испытаний осуществлять движение не мог из-за 100 % буксования движителей. Движение автомобиля оказалось невозможным и в случае предварительного его разгона по уплотненному снежному насту, так как при въезде на контрольный участок наблюдалось также 100 % буксование ведущих круглых колес.

Рис. 30. Модельные образцы неполнокруглых колес грузового автомобиля.

На рис. 31 показан график изменения поступательной скорости автомобиля и буксования неполнокруглых колесных движителей в зависимости от глубины снежного покрова.

8,% У,М/С

20

10

2.0+ 1.5 1.0 0.5

5 /

\

►Ь, см

10 15 20 25 30 Рис. 31. Изменение скорости и буксования неполнокруглых движителей в зависимости от глубины снежного покрова.

Неполнокруглые спаренные колеса также были установлены на каждую ступицу задних ведущих полуосей трактора МТЗ-82 (рис.32).

Сравнительные тяговые испытания трактора с неполнокруглыми и круглыми колесными движителями проведены в ОПХ ФГУ «Кировская МИС» на супесчаном поле, подготовленном под посев, в соответствии с ГОСТ 30745-2001 и рабочей программой-методикой исследовательских испытаний.

Рис. 32. Спаренные неполнокруглые колеса 9,0-42.

На основании результатов испытаний построена совмещенная тяговая характеристика трактора МТЗ-82 с неполнокруглыми и круглыми спаренными колесными движителями (рис. 33).

Рис. 33. Тяговая характеристика трактора МТЗ-82 на супесчаном фоне с неполнокруглыми и круглыми ведущими колесами.

- - использование неполнокруглых движителей;

.....использование круглых движителей.

Из характеристики видно, что вследствие малой несущей способности супесчаной почвы, подготовленной под посев, загрузить трактор на номинальное тяговое усилие не удалось в обоих случаях. Но тягово-сцепные качества трактора с неполнокруглыми колесами повысились. Тяговое усилие возросло при буксовании 15 % с 5,0-5,1 кН до 6,3-6,7 кН, то есть на 26-34 %, и при буксовании 30 % с 7,2-7,3 кН до 8,8-9,1 кН, или на 21-26%.

На сопоставимых передачах возросли соответственно максимальная тяговая мощность на 31 %, скорость движения на 13%, буксование движителей уменьшилось на 51 %, а удельный тяговый расход топлива (при максимальной тяговой мощности) - на 21 %.

Таким образом, испытания подтвердили теоретические предпосылки эффективности использования неполнокруглых колесных движителей на мобильных транспортных агрегатах в сложных дорожных условиях, при движении по поверхностям с малой несущей способностью.

Общие выводы

1. Установлено, что характерной особенностью современных энергонасыщенных тракторов (особенно колесных) является нарушение условий движения по сцеплению движителей на почвах с малой несущей способностью и при работе на низших передачах. Поэтому для постоянного удовлетворения уровня энергонасыщенности тракторов необходимо иметь сельскохозяйственные орудия с рабочими органами-движителями, которые снимают ограничения по сцеплению в системе «движители — опорная поверхность».

2. Для обеспечения работы почвообрабатывающего агрегата с дисками-движителями с наименьшими энергетическими затратами необходимо обеспечить строго определенное значение кинематического коэффициента >.к для заданной глубины хода. Так, при глубине хода 12 см кинематический коэффициент должен быть равен 2.

3. Поддержание оптимального значения необходимо обеспечивать путем изменения частоты вращения рабочих органов-движителей. Поэтому возникает необходимость создания многорежимных ВОМ тракторов или разработки автономных многоступенчатых редукторов на сельскохозяйственных орудиях с активными рабочими органами.

4. Разработана методика и обобщенные математические модели для расчета силовых и энергетических параметров РОД различного типа (дисковых, шнековых, лопастных и колесных движителей) в системе «движители - опорная поверхность».

5. Раскрыта качественная картина взаимодействия РОД с обрабатываемой средой и установлено, что движущая сила достигает максимума при заглублении рабочего органа до линии неподвижной центроиды, проходящей через МЦВ.

6. Решена задача по выбору оптимальных параметров дисковых рабочих органов для поверхностной обработки почвы при наличии многих критериев оценки на основе методов виброреологии и многокритериальной оценки.

7. Установлено, что неполнокруглые колесные движители обладают лучшей проходимостью по поверхностям с малой несущей способностью по сравнению с круглыми колесами. При этом, также как и при работе ротационных рабочих органов-движителей, оптимальные условия для формирования наибольшей движущей силы колеса в условиях ко-лееобразования будут обеспечены в случае, когда линия неподвижной центроиды будет совпадать с линией дневной поверхности.

8. Профильная проходимость (преодоление порогового препятствия) неполнокруглого колеса с криволинейной перемычкой на 13-15% выше по сравнению с неполнокруглым колесом, имеющим прямолинейную перемычку, при этом проходимость по сравнению с круглым колесом увеличивается на 35-40%.

9. Теоретические зависимости силовых параметров РОД от глубины хода, радиуса и режима работы совпадают с экспериментальными. Индекс корреляции составил 0,77 по движущей силе и 0,83 по моменту сопротивления.

10. Работа почвообрабатывающего агрегата с дисками-движителями с максимальным КПД (г\а « 0,59-0,7) обеспечивается при таких значениях глубины хода и кинематического коэффициента, когда линия дневной поверхности совпадает с линией неподвижной центроиды, проходящей через МЦВ.

11. Разработана необходимая техническая и конструкторская документация и созданы опытный образец навесного плуга ПЛН-3-35Д с дисками-движителями и макетный образец роторного рыхлителя с эллипсовидными лопастями для основной обработки почвы. Проведены полевые производственные испытания плуга, которые показали, что производительность агрегата увеличилась на 46%, удельный расход топлива уменьшился на 18,3%, себестоимость единицы работы снизилась на 11,2% при тех же качественных показателях. Функциональные испытания макетного образца роторного рыхлителя показали стабильность технологического процесса при хорошем крошении почвы (содержание фракций размером от 0 до 10 мм составляет 99,4%).

12. Созданы макетные образцы неполнокруглых колес для автомобиля ГАЗ-3307 и трактора МТЗ-82, проведены их функциональные испытания на поверхностях с малой несущей способностью. Крюковое усилие трактора МТЗ-82 с неполнокруглыми ведущими колесами на вспаханном поле возросло на 25,8%, буксование снизилось на 37,5%, удельный тяговый расход топлива (кг/кВт-ч) уменьшился на 21,6%, а удельный путевой расход топлива (кг/км) - на 20,7% по сравнению с круглыми колесами.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Акимов А.П. К анализу работы плоского диска-движителя/ А.ГТ. Акимов, А.И. Веденеев// Тр. Ульяновского СХИ. - Ульяновск, 1974. -Т. 19. - Вып.4.

2. Акимов А.П. Определение движущей силы диска-движителя от реакций трения и прилипания почвы/ А.П. Акимов, А.И. Веденеев// Тр. Пермского СХИ. - Пермь, 1973. - Т. 100.

3. Акимов А.П. Определение момента сопротивления резанию при взаимодействии диска-движителя с почвой/ А.П. Акимов// Тр. Пермского СХИ. - Пермь, 1974. - Т. 107.

4. Акимов А.П. Выбор оптимального режима работы рабочих органов-движителей/ А.П. Акимов// Тр. Пермского СХИ. - Пермь, 1974. -Т. 107.

5. Акимов А.П. Методика расчета движущей силы на плоском диске-движителе/ А.П. Акимов, В.И. Медведев, А.И. Веденеев// Тракторы и сельхозмашины. - 1974. - № 8.

6. Акимов А.П. Определение реакций резания/ А.П. Акимов// Тр. Горьковского СХИ. - Горький, 1975. - Т.72.

7. Акимов А.П. Проходимость жестокого колеса при образовании глубокой колеи/ А.П. Акимов, В.И. Медведев// Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства. - 1976. - №8.

8. Акимов А.П. Эффективность использования плуга ПН-3-35 с приводными дисками/ А.П. Акимов, В.И. Медведев// Тракторы и сельхозмашины. - 1976. -№ 8.

9. Акимов А.П. Влияние режимов работы дисков-движителей на энергетические показатели почвообрабатывающего агрегата/ А.П. Акимов// Вопросы теории и эксплуатации тракторов и автомобилей: тр. Ижевского СХИ. - Ижевск, 1976.

10. Акимов А.П. Приспособление к навесному плугу/ А.П. Акимов, В.И. Медведев, Н.В. Кузьмин // Земля родная. - 1977. - № 4.

11. Акимов А.П. Исследование силовых и энергетических параметров пахотного агрегата с дисками-движителями на примере агрегата МТЭ-80+ПН-3-35: Автореф. дис.... канд.тех.наук. - Воронеж, 1979.

12. Акимов А.П. Сравнительная оценка пахотных агрегатов с энергонасыщенными колесными тракторами/ А.П. Акимов, В.И. Медведев, B.C. Макаров// Интенсификация механизированных процессов в земледелии: Тр. Казанского СХИ. - Казань, 1980.

13. Акимов А.П. Энергетическая оценка работы агрегата с дисками-движителями/ А.П. Акимов// Тр. Горьковского СХИ. - Горький, 1979. -Т. 138.

14. Акимов А.П. Результаты испытаний пахотного агрегата с дисками-движителями/ А.П. Акимов, В.И. Медведев// Межвузовский сб. науч. тр.: Тр. Пермского СХИ. - Пермь, 1981.

15 Акимов А.П. К обоснованию режимов работы почвообрабатывающего агрегата с рабочими органами-движителями/ А.П. Акимов// Анализ работы и пути повышения эффективности использования тракторов и автомобилей в условиях с/х производства Предуралья и Поволжья: Сб. науч. тр. Горьковского СХИ. - Горький, 1983.

16. Акимов А.П. Краткие итоги и перспективы исследований энергетики машинных агрегатов с активными рабочими органами/ А.П. Акимов, В.И. Медведев// Тр. Горьковского СХИ. - Горький, 1981. - Т. 156.

17. Акимов А.П. Обобщенная математическая модель взаимодействия дискового ножа с почвой/ А.П. Акимов, Ю.В. Константинов // Тракторы и сельхозмашины. - 2001. - № 2.

18. Акимов А.П. Анализ энергозатрат лопастного рабочего органа-движителя для основной обработки почвы/ А.П. Акимов// Сб. науч. тр./ Таврич. гос. академ. - Мелитополь, 2001. - Вып. 2. - Т .16.

19. Акимов А.П. Выбор оптимальных параметров объектов исследований при наличии многих критериев оценки/ А.П. Акимов, В.И. Медведев, Ю.В. Константинов// Улучшение эксплуатационных показателей мобильной энергетики: материалы 12-ой научно-практ. конференции вузов Поволжья и Предуралья. - Киров, 2001.

20. Акимов А.П. Анализ энергозатрат лопастного органа-движителя для основной обработки почвы// Известия инженерно-технологической академии Чувашской Республики. - № 4. - 2001.

21. Акимов А.П. Кинематика работы неполнокруглых колес при работе по глубокой колее/ А.П. Акимов, В.И. Медведев, A.B. Филиппов// Тр. Чувашской ГСХА. - Чебоксары, 2002. - Т. XVII.

22. Акимов А.П. Применение автоматизированных систем по поддержанию оптимального режима работы ведущих колес при работе по поверхностям с малой несущей способностью/ А.П.Акимов, В.И. Медведев, A.B. Филиппов // Тр. Чувашской ГСХА. - Чебоксары, 2002. - Т. XVII.

23. Акимов А.П. О динамике работы неполнокруглых колесных движителей/ А.П. Акимов и др.// Улучшение технико-эксплуатационных показателей мобильной техники: материалы 13-ой научно-практ. конференции вузов Поволжья и Предуралья. - Н. Новгород, 2003.

24. Акимов А.П. Преодоление порогового препятствия неполно-круглым колесным движителем/ А.П. Акимов и др.// Улучшение технико-эксплуатационных показателей мобильной техники: материалы 13-ой научно-практ. конференции вузов Поволжья и Предуралья. - Н. Новгород, 2003.

25. Акимов А.П. Преодоление порогового препятствия неполно-круглыми колесными движителями с криволинейной перемычкой/ А.П. Акимов и др.// Улучшение технико-эксплуатационных показателей мобильной техники: материалы 13-ой научно-практ. конференции вузов Поволжья и Предуралья. - Н.Новгород, 2003.

26. Акимов А.П. Обобщенная методика силового анализа ротационных почвообрабатывающих рабочих органов и колесных движителей/ А.П. Акимов и др.// Улучшение технико-эксплуатационных показателей мобильной техники: материалы 13-ой научно-практ. конференции вузов Поволжья и Предуралья. - Н.Новгород, 2003.

27. Акимов А.П. Расчет движущей силы рабочего органа-движителя с эллипсовидными лопастями от реакций трения почвы// Совершенствование технологий, средств механизации и технического обслуживания АПК: сб. тр. международной научно-практической конференции, посвященной 75-летию Медведева В.И. - Чебоксары, 2003.

28. Акимов А.П. Ротационные рабочие органы-движители/ А.П. Акимов, В.И. Медведев - М.: Изд-во МГОУ, 2004.

29. Акимов А.П. Основы расчета движущей силы рабочего органа-движителя/ А.П. Акимов // Тракторы и сельхозмашины. - 2004. - № 4.

30. Акимов А.П. Расчет момента сопротивления трению почвы о боковую поверхность эллипсовидной лопасти рабочего органа-движителя/ А.П.Акимов, И.Н. Аквильянова, A.B. Щипцова// Сб.научных трудов. - М.: Изд-во МГОУ, 2004. - Вып. 2.

31. Акимов А.П. Результаты испытаний модельного образца орудия с эллипсовидными лопастными рабочими органами на основной обработке почвы/ А.П. Акимов и др.// Межвузовский сб. науч. тр. юбилейной XV региональной научно-практической конференции вузов Поволжья и Предуралья. - Киров, 2004.

32. Акимов А.П. Тяговая характеристика трактора класса 1,4 с не-полнокруглыми ведущими колесами/ Медведев В.И., Чегулов В.В., Батманов В.Н.// Совершенствование конструкции, теории и расчета тракторов, автомобилей и ДВС: межвуз. сб. науч. тр. XV региональной научно-практической конференции вузов Поволжья и Предуралья. - Киров, 2004.

33. Акимов А.П. Скольжение-буксование дискового ножа в почве и его силовые характеристики / А.П. Акимов, Ю.В. Константинов // Тракторы и сельхозмашины. - 2005. - № 4.

34. Акимов А.П. Эффективность неполнокруглых тракторных пневмошин на поверхностях с малой несущей способностью и неспокойным микрорельефом / В.И. Медведев, А.П. Акимов, В.Н. Батманов // Тракторы и сельхозмашины. - 2005. -№ 5.

35. Акимов А.П. Оптимальный режим рабочего органа-движителя с эллипсовидной лопастью / А.П. Акимов // Тракторы и сельхозмашины. -2005.-№8.

36. Акимов А.П. Сопротивление трению почвы о боковую поверхность рабочего органа-движителя / Акимов А.П. // Тракторы и сельхозмашины. - 2005. - № 9.

37. Акимов А.П. Испытания энергонасыщенного трактора 1,4 в агрегате с плугами, имеющими РОД: отчет о хоздоговорной НИР с Мин-

ским тракторным заводом. / Медведев В.И., Акимов А.П., Макаров B.C. и др. - 1972.-№ГР10.

38. Акимов А.П. Проектирование, изготовление и использование шестикорпусных плугов с РОД в агрегате с трактором ЛТЗ-100: отчет о хоздоговорной НИР с Липецким тракторным заводом. / Медведев В.И., Акимов А.П., Макаров B.C. и др. - 1973. - № ГР 11420.

39. Акимов А.П. Приспособление с дисками-движителями на переднюю навеску трактора J1T3-145 для работы в агрегате с плугом: отчет о хоздоговорной НИР с Липецким тракторным заводом. / Медведев В.И., Акимов А.П., Макаров B.C. и др. - 1980. - № ГР 76062476.

40. Акимов А.П. Технико-экономическая оценка работы плуга в агрегате с трактором Т-150К: отчет о хоздоговорной НИР с Харьковским тракторным заводом. / Медведев В.И., Акимов А.П., Макаров B.C. и др. - 1981. -№ГР 76076987.

41. A.c. 858589 Россия. Сельскохозяйственный агрегат для работы на склонах/ А.П. Акимов, В.И. Медведев, B.C. Макаров, Ю.Ф. Казаков, А.Ф, Фадеев (Россия). - Бюлл. № 32.-1981.

42. Пат. № 2056303 Россия. Механическая коробка передач для изменения передаточного отношения без разрыва потока мощности/ А.П. Акимов, B.C. Макаров, В.И. Медведев, В.А. Григорьев, В.П. Мазя-ров.-20.03.1996.

f

Александр Петрович АКИМОВ

Повышение эффективности работы ротационных рабочих органов и колесных движителей мобильных машин в системе «движители - опорная поверхность»

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Подписано в печать 05 10 05 Формат 60x84 1/16 Бумага вуеюсору. Усл. печ. л. 1,93 Тираж 120 экз Заказ № 16.

Чебоксарский институт (филиал) Московского государственного открытого университета Редакционно-издательский отдел 428000, г. Чебоксары, ул. К. Маркса, 54 Тел (8352)63-60-85

QfS?

/

РНБ Русский фонд

2007-4 2456

Получено 3 1 Г!ИВ ¿006

FO'T'!- V-!. 1Я

'¡ai' ч >" ' -\м'а

Г-.' • ' п i-

Введение

1. Состояние проблемы и задачи исследования

1.1. Анализ процесса энергонасыщения машинных агрегатов

1.1.1. Методологические основы оценки состояния и развития мобильной техники

1.1.2. Статистические связи между основными параметрами мобильных сельскохозяйственных машинных агрегатов

1.1.3. Оценка процесса энергонасыщения тракторов

1.1.4. Определение граничных условий движения машинных агрегатов

1.2. Анализ конструктивных решений почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями

1.2.1. Классификация почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями

1.2.2. Агрегаты с цепными носителями рабочих органов-движителей

1.2.3. Почвообрабатывающие фрезы, работающие в режиме движителей

1.2.4. Агрегаты с дисками-движителями

1.2.5. Агрегаты со шнековыми рабочими органами-движителями

1.2.6. Агрегаты с лопаточными рабочими органами-движителями

1.2.7. Агрегаты с комбинированным набором рабочих органов

1.3. Анализ теоретических исследований взаимодействия дисковых рабочих органов с почвой

1.4. Задачи исследования

2. Теоретические предпосылки по улучшению эксплуатационных показателей почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями

2.1. О понятиях «орудие», «машина», «агрегат»

2.2. Коэффициент полезного действия машинных агрегатов

2.3. Масса энергонасыщенных агрегатов

2.4. Скорость движения агрегатов

2.5. Ширина захвата агрегатов

2.6. Кинематика агрегатов с рабочими органами-движителями

2.7. Динамика системы «двигатель - движители трактора - остов трактора - остов рабочей машины - пассивные рабочие органы»

2.8. Динамика системы «двигатель - рабочие органы - движители

- обрабатываемая среда - остов агрегата»

2.9. Дифференциальные уравнения движения агрегата с рабочими органами-движителями, моделированного как двухмассовая динамическая система

3. Методика расчета силовых параметров ротационных рабочих органов-движителей и неполнокруглых колесных движителей

3.1. Силы сопротивления, действующие на дисковый рабочий орган-движитель

3.2. Определение движущей и выглубляющей сил диска-движителя в общем виде

3.2.1. Определение движущей силы диска-движителя от реакций трения и прилипания почвы

3.2.2. Определение движущей силы диска-движителя от реакций резания почвы

3.2.3. Определение выглубляющей силы диска-движителя

3.2.4. Анализ теоретических зависимостей влияния конструктивных и эксплуатационных параметров дисков-движителей на формирование движущей и выглубляющей сил

3.3. Определение момента сопротивления при взаимодействии диска-движителя с почвой

3.3.1. Определение момента сопротивления трению

3.3.2. Определение момента сопротивления резанию

3.3.3. Анализ теоретических зависимостей влияния конструктивных и эксплуатационных параметров дисков-движителей на момент сопротивления

3.4. Влияние удельного давления почвы на силовые параметры диска-движителя

3.5. Обобщенная математическая модель взаимодействия дискового ножа с почвой

3.6. Определение движущей силы плоского диска-движителя, установленного под углом к направлению движения

3.7. Определение движущей силы на роторно-винтовом рабочем органе-движителе

3.8. Определение силовых параметров роторного рабочего органа-движителя с эллипсовидными лопастями

3.8.1. Основные параметры

3.8.2. Определение движущей силы от реакций трения почвы

3.8.3. Определение движущей силы от реакций сдвига почвы

3.8.4. Анализ теоретических зависимостей влияния конструктивных и эксплуатационных параметров рабочих органов-движителей с эллипсовидными лопастями на формирование движущей силы

3.8.5. Определение момента сопротивления трению

3.8.6. Анализ теоретических зависимостей влияния конструктивных и эксплуатационных параметров рабочих органов-движителей с эллипсовидными лопастями на момент сопротивления трению

3.9. К выбору оптимальных параметров объектов исследований при наличии многих критериев оценки

3.10. Кинематика и динамика неполнокруглых колесных движителей

3.10.1. Кинематика неполнокруглого колесного движителя

3.10.2. О динамике работы неполнокруглых колесных движителей 280 4. Экспериментальная оценка влияния конструктивных и эксплуатационных параметров рабочих органов-движителей на силовые и энергетические параметры агрегата

4.1. Программа экспериментальных исследований

4.2. Эспериментальная установка с дисками-движителями

4.3. Приборы и оборудование

4.4. Тарировка тензоизмерительных узлов

4.5. Обработка результатов экспериментальных данных и погрешности измерений

4.6. Результаты экспериментальных исследований и их анализ

4.6.1. Влияние глубины хода рабочих органов-движителей на силовые параметры экспериментальной установки

4.6.2. Влияние режима работы рабочих органов-движителей на силовые параметры экспериментальной установки

4.6.3. Влияние глубины хода и режима работы рабочих органов-движителей на энергетические параметры агрегата

4.6.4. Влияние глубины хода рабочих органов-движителей на составляющие энергетического баланса агрегата

5. Технико-экономические и агротехнические показатели работы почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями и мобильных машин с неполнокруглыми колесными движителями

5.1. Оценка эффективности пахотных агрегатов с рабочими органами-движителями по суммарным энергозатратам

5.2. Оценка эффективности пахотных агрегатов с рабочими органами-движителями по производительности

5.3. Оценка работы пахотного агрегата МТЗ-80 ПН-3-35 с дисками-движителями

5.3.1. Конструкция плуга и методика испытаний

5.3.2. Результаты полевых испытаний и их анализ

5.3.3. Экономическая эффективность применения дисков-движителей в пахотном агрегате

5.4. Оценка работы модельного образца роторного рыхлителя с эллипсовидными лопастями на основной обработке почвы

5.4.1. Конструкция рыхлителя

5.4.2. Методика испытаний. Приборы и оборудование

5.4.3. Результаты лабораторно-полевых испытаний и их анализ

5.5. Оценка работы мобильных машин с неполнокруглыми колесными движителями

5.5.1. Результаты испытаний автомобиля с неполнокруглыми ведущими колесами

5.5.2. Результаты испытаний трактора МТЗ-82 с неполнокруглыми ведущими колесами

Поступательное развитие человеческого общества обеспечивается непрерывным ростом производительности труда. При этом если на ранних стадиях формирования производительных сил испытывался количественный недостаток энергии, необходимой для производства работ, то в дальнейшем энерговооруженность рабочего возросла настолько, что возникли сложные задачи по лучшему использованию энергии, предоставленной в распоряжение человека. Сказанное справедливо как для промышленного, так и для сельскохозяйственного производства.

В соответствии с общей концепцией экономического развития производства суммарные затратные прошлого и овеществленного труда, отнесенные к единице готовой продукции, должны непрерывно снижаться. Тенденция повышения этих затрат, свидетельствует о проявлении кризиса производства, снижения рентабельности его и необходимости принятия мер по их снижению.

Для мобильной техники одним из наиболее эффективных способов непрерывного развития производительных возможностей ее является энергонасыщение, которое выражается в опережающем росте во времени мощности энергоисточника по отношению к массе машин.

В сельскохозяйственном производстве создание энергонасыщенной мобильной техники вызвало проблему несоответствия достигнутого уровня энергонасыщенности с технологическими возможностями исполнительных рабочих органов орудий, рассчитанных в большинстве своем на небольшие скорости движения.

Это несоответствие особенно остро проявляется при формировании сельскохозяйственных агрегатов на базе энергонасыщенных колесных тракторов при выполнении энергоемких работ и, прежде всего на обработке почвы. Узким местом в реализации мощности двигателя энергонасыщенного трактора является звено «движители трактора - почва». При попытке загрузить его полностью через тяговый крюк в большинстве случаев не удается вследствие повышенного буксования движителей трактора. Поэтому появилась необходимость создавать дополнительные силовые потоки, идущие от двигателя к исполнительным рабочим органам, например, через систему вала отбора мощности (ВОМ).

Поскольку энергонасыщение тракторов осуществляется, не выходя за пределы заданного тягового класса, мощность двигателя преимущественно наращивают путем форсирования двигателя по частоте вращения без изменения кинематического ряда трансмиссии с соответствующим повышением скоростного диапазона трактора. Такой способ энергонасыщения более простой и менее затратный. Ожидалось, что повышение рабочих скоростей энергонасыщенных тракторов приведет к пропорциональному росту производительности мобильных агрегатов. Однако при неизменных рабочих органах сельскохозяйственных орудий по мере роста рабочих скоростей увеличивается их сопротивление по кривым с положительным ускорением, что приводит к необходимости уменьшения ширины захвата агрегата или работе на пониженных передачах с неполной загрузкой двигателя и повышенным буксованием движителей. Увеличение рабочих скоростей во многих случаях ограничивается макро- и микрорельефом поверхности поля, агротехническими требованиями, физиологическими возможностями обслуживающего персонала. Введение дополнительного силового потока с приводом активных рабочих органов через систему ВОМ разгружает основной силовой поток идущий через звено «движители трактора - почва» и обеспечивает более полную загрузку двигателя без больших потерь скорости агрегата на буксование колесных движителей.

Применение активных рабочих органов, у которых горизонтальные составляющие реакций почвы направлены в сторону движения агрегата, и, таким образом, помимо технологических выполняют еще и функции движителей, является одним из эффективных путей повышения технико-экономических проказателей мобильных агрегатов.

Несовершенство передачи энергии классическим способом, то есть через звено «ведущее колесо — почва» наиболее ярко проявляются на энергоемких почвообрабатывающих операциях, таких, как пахота. Еще В.П. Горячкин писал [1]: «. В настоящее время, когда появилась возможность пользоваться механическими двигателями любой мощности при любой скорости, вопрос о наиболее экономическом производстве сельскохозяйственных работ возбуждает особые надежды и расчеты на удешевление в первую очередь самой важной, самой продолжительной, самой дорогой и самой тяжелой работы - пахоты».

Существует множество способов снижения тягового сопротивления пахотных орудий, которые можно подразделить на три группы.

Первая группа - это усовершенствование пассивных рабочих органов (покрытие поверхности отвала полимерами, пластмассами, подача воды к отвалу, вибрация корпуса, замена полевой доски и крыла отвала роликами или сферическим диском и т.д., а также корпуса с изменяемой геометрией).

Вторая — установка дополнительных активных рабочих органов (вертикальный ротор вместо крыла отвала, фрезерная секция вместо предплужника, плоские диски перед каждым корпусом плуга и т.д.). Другими словами, вторая группа характеризуется созданием комбинированных рабочих органов, основой которых остается лемех.

Третья группа характеризуется созданием орудий нового типа, у которых отсутствуют лемешно-отвальные рабочие органы. Сюда относятся роторные плуги самых различных конструкций, червячные и винтовые плуги и т.п.

Анализ предложенных конструкций орудий основной обработки почвы показал, что по качественным показателям обычный лемешный плуг пока является лучшим. Вместе с тем, он является самым энергоемким орудием. Рост энергонасыщенности предопределяет увеличение рабочей скорости движения тракторов и интенсивного возрастания сопротивления плугов. Поэтому для того, чтобы уровень возрастающих энергетических возможностей тракторов соответствовал технологическим возможностям плугов на повышенных скоростях, необходимо изыскивать пути существенного уменьшения сопротивления движению плуга без изменения его основных технологических функций и без снижения качества выполняемых работ. Этим требованиям в наилучшей степени удовлетворяют плуги в комбинации с дисками-движителями. Плуг в комбинации с дисками-движителями (плоские диски, установленные в плоскости полевых обрезов корпусов и работающие в режиме движителей) может работать на скоростях движения в 2-3 раза больших самого быстроходного ротационного плуга и в то же время имеет значительные преимущества в производительности и удельных затратах энергии при хорошем качестве работы по сравнению с обычными лемешными плугами.

Плуги с дисками-движителями позволяют эффективно использовать энергонасыщенные колесные тракторы на пахоте. Значительно уменьшается буксование ведущих колес, повышается производительность, уменьшается погектарный расход топлива, открывается возможность полной загрузки двигателя и дальнейшего энергонасыщения тракторов.

В настоящее время наблюдается устойчивая тенденция увеличения доли колесных тракторов в общем тракторном парке и эта доля будет возрастать. Рост доли колесных тракторов вызван, во-первых, его универсальностью, более эффективным использованием в течение всего года, а также мелкоконтурностью полей в связи с реструктуризацией агропромышленного комплекса в целом и организацией фермерских и крестьянских хозяйств, в частности, а также развитием предпринимательства, малого и среднего бизнеса. В Нечерноземной зоне Российской Федерации, например, более половины площади пахотных земель приходится на участки, площадь которых менее 8 га, и использование пахотных агрегатов с колесными тракторами в этих условиях более рационально, чем с гусеничными. Поэтому проблема повышения эффективности работы почвообрабатывающих агрегатов остается довольно острой.

Применение лемешно-отвальных плугов на полях небольшой площади и сложной конфигурации ведет к снижению качества вспашки из-за большого количества огрехов, непропашки, плохого оборота и крошения пласта.

Следовательно, направление по созданию орудий нового типа является также актуальным. Результаты испытаний почвообрабатывающего орудия роторного типа с лопастными эллипсовидными рабочими органами, работающими в режиме движителей, показали преимущества перед лемешно-отвальным плугом, как по качественным, так и по основным технико-экономическим показателям.

В настоящей работе обобщен многолетний опыт работы по созданию рабочих органов-движителей и, на их основе, машинных агрегатов с колесными энергонасыщенными тракторами выполненной коллективом сотрудников кафедры «Тракторы и автомобили»

Чувашской государственной сельскохозяйственной академии и кафедры «Автомобили и автомобильное хозяйство» Чебоксарского института (филиала) Московского государственного открытого университета.

На защиту вынесены следующие научные положения и результаты исследований:

- теоретические предпосылки по разрешению проблемы несоответствия уровня энергонасыщенности колесных тракторов технологическим возможностям исполнительных рабочих органов почвообрабатывающих орудий;

- процессы взаимодействия плоского диска-движителя с почвой и количественная оценка его работы на разных режимах по силовому и скоростному нагружению;

- методика и обобщенные математические модели для расчета силовых параметров ротационных РОД различного типа (дисковые, шнековые, лопастные);

- теоретические зависимости движущей силы и момента сопротивления от глубины хода рабочего органа-движителя, его диаметра и режима работы;

- методика выбора оптимальных параметров рабочих органов при наличии многих критериев оценки;

- результаты экспериментальных исследований почвообрабатывающего агрегата с дисками-движителями;

- теоретические предпосылки исследований кинематики и динамики неполнокруглых колесных движителей;

- результаты экспериментальных исследований новых конструкций и опытных образцов почвообрабатывающих орудий с рабочими органами-движителями и оценка их технического уровня;

- результаты испытаний макетных образцов неполнокруглых колесных движителей автомобиля и трактора и оценки тягово-сцепных свойств.

Общие выводы

1. Установлено, что характерной особенностью современных энергонасыщенных тракторов (особенно колесных) является нарушение условий движения по сцеплению движителей на почвах с малой несущей способностью и при работе на низших передачах. Поэтому для постоянного удовлетворения уровня энергонасыщенности тракторов необходимо иметь сельскохозяйственные орудия с рабочими органами-движителями, которые снимают ограничения по сцеплению в системе «движители - опорная поверхность».

2. Для обеспечения работы почвообрабатывающего агрегата с дисками-движителями с наименьшими энергетическими затратами необходимо обеспечить строго определенное значение кинематического коэффициента Хк для заданной глубины хода. Так, при глубине хода 12 см кинематический коэффициент должен быть равен 2.

3. Поддержание оптимального значения Лк необходимо обеспечивать путем изменения частоты вращения рабочих органов-движителей. Поэтому возникает необходимость создания многорежимных ВОМ тракторов или разработки автономных многоступенчатых редукторов на сельскохозяйственных орудиях с активными рабочими органами.

4. Разработана методика и обобщенные математические модели для расчета силовых и энергетических параметров РОД различного типа (дисковых, шнековых, лопастных и колесных движителей) в системе «движители - опорная поверхность».

5. Раскрыта качественная картина взаимодействия РОД с обрабатываемой средой и установлено, что движущая сила достигает максимума при заглублении рабочего органа до линии неподвижной центроиды, проходящей через МЦВ.

6. Решена задача по выбору оптимальных параметров дисковых рабочих органов для поверхностной обработки почвы при наличии многих критериев оценки на основе методов виброреологии и многокритериальной оценки.

7. Установлено, что неполнокруглые колесные движители обладают лучшей проходимостью по поверхностям с малой несущей способностью по сравнению с круглыми колесами. При этом, также как и при работе ротационных рабочих органов-движителей, оптимальные условия для формирования наибольшей движущей силы колеса в условиях колееобразования будут обеспечены в случае, когда линия неподвижной центроиды будет совпадать с линией дневной поверхности.

8. Профильная проходимость (преодоление порогового препятствия) неполнокруглого колеса с криволинейной перемычкой на 13. 15% выше по сравнению с неполнокруглым колесом, имеющим прямолинейную перемычку, при этом проходимость по сравнению с круглым колесом увеличивается на 35 - 40%.

9. Теоретические зависимости силовых параметров РОД от глубины хода, радиуса и режима работы совпадают с экспериментальными. Индекс корреляции составил 0,77 по движущей силе и 0,83 по моменту сопротивления.

10. Работа почвообрабатывающего агрегата с дисками-движителями с максимальным КПД (rja «0,59 - 0,7) обеспечивается при таких значениях глубины хода и кинематического коэффициента, когда линия дневной поверхности совпадает с линией неподвижной центроиды, проходящей через МЦВ.

И. Разработана необходимая техническая и конструкторская документация и созданы опытный образец навесного плуга ПЛН-3-35Д с дисками-движителями и макетный образец роторного рыхлителя с эллипсовидными лопастями для основной обработки почвы. Проведены полевые производственные испытания плуга, которые показали, что производительность агрегата увеличилась на 46%, удельный расход топлива уменьшился на 18,3%, себестоимость единицы работы снизилась на 11,2% при тех же качественных показателях. Функциональные испытания макетного образца роторного рыхлителя показали стабильность технологического процесса при хорошем крошении почвы (содержание фракций размером от 0 до 10 мм составляет 99,4%).

12. Созданы макетные образцы неполнокруглых колес для автомобиля ГАЭ-3307 и трактора МТЗ-82, проведены их функциональные испытания на поверхностях с малой несущей способностью. Крюковое усилие трактора МТЗ-82 с неполнокруглыми ведущими колесами на вспаханном поле возросло на 25,8%, буксование снизилось на 37,5%, удельный тяговый расход топлива (кг/кВт-ч) уменьшился на 21,6%, а удельный путевой расход топлива (кг/км) - на 20,7% по сравнению с круглыми колесами.

1. Горячкин В.П. Собрание сочинений. Т.2., изд. 2. М.: «Колос», 1968.

2. Ксеневич И.П., Мининзон В.И. О разработке методологии обоснования оптимальных уровней единичной мощности сельскохозяйственных тракторов и сельскохозяйственных машин. «Тракторы и сельхозмашины», 1985, № 6.

3. Маркс К., Фридрих Э. Сочинения, том 25, ч.1, М.: 1961, с.286.

4. Медведев В.И. Энергетика машинных агрегатов с рабочими органами-движителями.- Чебоксары, 1972.

5. Горячкин В.П. Общая схема процессов. Собрание сочинений, том I,- М.: Колос, 1965.

6. Желиговский В.А. Современные проблемы земледельческой механики. Сборник «Итоги и перспективы развития сельскохозяйственной науки в СССР».- М.: 1969.

7. Андреев П.А. Основные направления прогресса сельскохозяйственной техники./Труды Уральского научно-исследовательского института сельского хозяйства, том 10, 1971.

8. Миндаль Е.М. О мощностных параметрах тракторов для работы на повышенных скоростях. «Тракторы и сельхозмашины», 1960, №5.

9. Мининзон В.И. О номинальном тяговом усилии сельскохозяйственного трактора. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1965, № 5.

10. Харитончик Е.М. Оптимальные параметры тракторов при повышении рабочих скоростей. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1959, № 4.

11. Murat H. Evolution de la pussance des tracteuzs. "Genie ryral", 1969, 62, №3, 153-159.

12. Ковригин В.Д. и др. Тракторы капиталистических стран. М., 1963.

13. Григорьева А.С. и др. Определение состава машин для комплексной механизации в сельском хозяйстве.- М.: 1968.

14. Матлин A.M. Цены и экономическая эффективность машин.-М.: 1968.

15. Болтинский В.Н. Перспективный типаж тракторов и его анализ. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства». 1963, № 5.

16. Алабужев М.М. и др. Теория подобия и разномерностей. Моделирование.-М.: 1968.

17. Баловнев В.И. Вопросы подобия и физического моделирования землеройно-транспортных машин.- М.: 1968.

18. Гухман А.А. Введение в теорию подобия.- М.: 1963.

19. Кирпичев М.В. Теория подобия.- М.: 1953.

20. Седов Л.И. Методы подобия и разномерностей в технике.- М.: 1965.

21. Эйгесон JI.C. Моделирование,- М.: 1952.

22. Медведев В.И. Активный привод рабочих органов в энергонасыщеных агрегатах. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1970, № 1.

23. Соловейчик А.Г. Влияние скорости на эксплуатационные показатели машинно-тракторных агрегатов. Сборник «Научные основы повышения рабочих скоростей машинно-тракторных агрегатов».- М.: 1965.

24. Чудаков Д.А. Основы теории трактора и автомобиля.- М.: 1962.

25. Зеглер Г. Плуг будущего. Сборник иностранной сельскохозяйственной информации.- М.: 1959, № 10.

26. Патент № 230824 от 24 января 1911г. (Германия).

27. Патент № 245584 от 12 апреля 1912 г. (Германия).

28. Патент № 256914 от 22 февраля 1913 г. (Германия)

29. Патент № 19417 класс 45 а, группа 28, 1957 г. (ФРГ).

30. Тимофеев А.И., Гришин М.Д. Вопросы теории рабочего процесса самоходного реактивного почвообрабатывающего агрегата с полным совмещением функций рабочих органов и движителей. Труды МИИСП, т. 10, вып.1. М., 1973.

31. Панов И.М. Перспективные направления создания почвообрабатывающих машин с активными рабочими органами. М., 1971.

32. Бухарин Н.П. Фрезерные, почвообрабатывающие машины. Малая сельскохозяйственная энциклопедия, т.З. JL, 1928.

33. Василенко П.М. и др. Механико-технологиеческие основы выбора конструктивных и кинематических параметров ротационных рабочих органов машин поверхностной обработки почвы. Труды Укр. НИИМЭСХ, т.2, 1960.

34. Канев Н.Ф. Механика почвообрабатывающей фрезы. ВНИИ лесоводства и механизации лесного хозяйства. М., 1957.

35. Яцук Е.П. Ротационные почвообрабатывающие машины. Машиностроение. М., 1971.

36. Бини Д.М. Выгодна ли обработка почвы ротационными машинами? Механизация сельского хозяйства. Англия, № 10, 1964.

37. Панов И.М., Мелихов В.В. Ротационные почвообрабатывающие машины и орудия. Обзор ЦИНТИАМ, серия 3. Новые машины, обрудование и средства автоматизации. М., 1963.

38. Сергеев М.П., Докин Б.Д. Исследование взаимодействия фрезы с почвой. Труды ЧИМЭСХ, вып. 27, 1967.

39. Далин А.Д., Павлов П.В. Ротационные грунтообрабатывающие и землеройные машины. М., Машгиз, 1950.

40. Докин Б.Д. Исследование зависимости усилия от скорости при резании. Труды ЧИМЭСХ, вып. 27, 1967.

41. Жук Я.Е. Исследование фрезерования почвы. Труды ВИМ, т. 15, 1952.

42. Патент № 840023, класс 45 а, группа 12 от 26 мая 1952 г. (ФРГ).

43. Патент № 650141, класс 45 а, группа 12 от 9 августа 1927 г. (Франция).

44. Канарев Ф.М. Классификация рабочих положений дисковых почвообрабатывающих рабочих органов. Труды Кубанского СХИ, вып. 44 (72). Краснодар, 1971.

45. Кулебакин П.Г., Аржаных А.И. Оценка работы лущильников с наклонными плоскими дисками. Техническая диагностика и механизация сельского хозяйства. Труды Сиб. ВИМ, вып. 6. Новосибирск, 1969.

46. Синеоков Г.Н. Дисковые рабочие органы почвообрабатывающих машин. М.: Машгиз, 1949.

47. Шехурдин А.П. Некоторые результаты исследования работы вырезных сферических дисков с приводом от ВОМ трактора. Доклады МИИСП, т. 4, вып. 1. М., 1968.

48. Виленский Д.Г., Афанасьев АЛ. Новый принцип механического подъема почвы. МГУ, 1946.

49. Болдвин Г.Г. Дисковые плуги. Сб. переводов статетй из иностранной периодической литературы. Селькохозяйственное машиностроение. Изд-во иностранной литературы. М., 1954.

50. Гордон Е.Д. Физические реакции почвы на диски плугов. Перевод с английского (США).

51. Нартов П.С. Методика расчета силовых характеристик рабочих органов дисковых почвообрабатывающих орудий. Труды Воронежского СХИ, т. 62. Воронеж, 1974.

52. Гетцлаф Г. Силы, действующие на лемешные и дисковые плуги. Сельское хозяйство за рубежом. Сборник переводов и обзор иностранной периодической литературы, 1957, № 2.

53. Еден Буцолич. Исследование работы дисковых орудий. Доклады МИИСП, т. 1, вып. 1. М., 1964.

54. Казимек Мелец. Влияние соотношения cor/Vn на среднее сопротивление дискового плуга с действующими дисками. Перевод с польского (Польша).

55. Новейшие сельскохозяйственные машины Европы и Америки. M.-JL: Сельхозгиз, 1931. Вып. 2.

56. Почвообрабатывающие орудия с приводом от ВОМ. Сборник иностранной сельскохозяйственной информации. М., 1959, №1.

57. Крамаренко Л.П. Сельскохозяйственные машины. Теория, конструкция и расчет. Т. 1, ОНТИ. Харьков, 1937.

58. Ротационный спиральный культиватор (Г.К.Калентьева). «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1937, № 6.

59. Ефименко М.П. Исследование движения почвы под действием ротационного рабочего органа реактивного рыхлителя. Доклады МИИСП, т. 7, вып. 1. М., 1971.

60. Тимофеев А.И., Флайшер Н.М. Движение самоходного ротационного рыхлителя при высоких оборотах рабочих секций. Труды МИИСП, т. 10, вып. 1, ч.1. М., 1973.

61. Fisher-Schlem W.E., Moser Е. Untersuchungen an einem Schneken-pflug «Landtechnische Forschung», 1958, №8.

62. Konig A. Neue Pflug. «Technische Landwirtschaft», 1957, № 2.

63. Вильяме B.P. Собрание сочинений, том 6. M.: 1953.

64. Littoy J. The rotary plow nvention of G.M.Hamshaw Chicago, 1923.

65. Завалишин Ф.С., Нагорнов В.И., Рубцов C.B. Вес идвижущая сила агрегата. Труды Воронежского СХИ, т. 53. Воронеж, 1972.

66. Завалишин Ф.С., Рубцов С.В. Обоснование параметров рабочих органов роторного рыхлителя. Труды Воронежского СХИ, т. 62. Воронеж, 1974.

67. Зайков А. Пчоучване възможостите за миханизиране надъдбоката почвообработка в оранжерейното зеленчукопроизводство. «Селскостопанска техника», 1969, № 4.

68. Панов И.М. Новое в почвообработке и борьбе с сорняками. Сельскохозяйственное машиностроение за рубежом. М., 1961.

69. Sohne W., Eggenmiiller A. Schnellaufende Bodenfrasen und langsamlaufende Rotorgraler. «Grundlagen der Landtechnik», 1959, Nr. 11.

70. Панов И.М., Мелихов B.B. Ротационные плуги. «Тракторы сельхозмашины», 1964, № 10.

71. Гаспаретто Э. Испытание почвообрабатывающих машинокопателей.- «Riso», 1966, т. 15, № 3.

72. Патент № 14035 от 14 ноября 1957 г. (ГДР).

73. Мировский 3. Результаты полевых испытаний плуго-фрез. «Maszyny i ciagnica rolnieze», 1966, том 8, № 10.

74. Шмонин В.А. Исследование работы плугов с введением второго потока энергии. Труды ВИСХОМ, вып. 78. М., 1974.

75. Дебу К.И. О новом почвооброабатывающем орудии. «Вестник металлопромышленности», 1925. № 11-12.77. «Farm mtchanization», 1960, № 5.

76. Далин А.Д. Ротационные почвообрабатывающие машины. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1935.

77. Noboru Kawamura. Ein neuer rotierende Pflug. «Landtechnik», 1969, Nr. 10.

78. Том Д. Машины для обработки почвы с ротационными рабочими органами с приводом от вала отбора мощности. Доклад ООН, Нью-Йорк, 1969.

79. Cornlies van der Jely Rotary cutters und plows. Патент США, № 32529 от 26 июня 1964 г.

80. Plowrotor Canadian. «Farm Implement», 1960, N 9.

81. Wismer Robert D., Wegscheid E.L., Luth H.J., Romig Bernard E. New techniques are being studied to increase prodactivity of farm and earthmoving tractors. SAE Jourrnal, 1969, 77, № 3, 56-60.

82. Медведев В.И., Веденеев А.И. Лемешные плуги с активными дисковыми фрезами. «Техника в сельском хозяйстве», 1968, №11.

83. Медведев В.И., Веденеев А.И. Лемешный плуг с реактивными дисковыми ножами. Информационный листок Чувашского ЦНТИ, № 127 (395), 1969.

84. Медведев В.И., Веденеев А.И. Экспериментальное исследование реактивных рабочих органов на лемешном плуге. Труды Чувашского СХИ, т. 8, вып. 3, 1970.

85. Акимов А.П., Медведев В.И., Иванов В.М. Приспособление для установки дисков-движителей на плуг ПЛН-3-35. Информационный листок Чувашского ЦНТИ, № 96, 1975.

86. Акимов А.П., Медведев В.И. Эффективность использования плуга ПН-3-35 с приводными дисками. «Тракторы и сельхозмашины», № 8, 1976.

87. Акимов А.П. Влияние режимов работы дисков-движителей на энергетические показатели почвообрабатывающего агрегата. Труды Ижевского СХИ «Вопросы теории и эксплуатации тракторов и автомобилей». Ижевск, 1976.

88. Акимов А.П., Медведев В.И., Кузьмин Н.В. Приспособление к навесному плугу. «Земля родная», № 4, 1977.

89. Nerli N. Sul Problema dinamico dell aratro a disco istratto del Bollentino del R. Institute. Supereire Agrogro di Pisa, 1930, 5. VI.

90. Гутьяр E.M. Кинематика дискового гожа. «Сельхозмашина», 1938, №8/9.

91. Канарев Ф.М. Исследование взаимодействия плоского диска с почвой. Труды Кубанского СХИ, вып. 44. Краснодар, 1971.

92. Нартов П.С. Методика расчета основных параметров и кинематики дисковых рабочих органов лесных почвообрабатывающих орудий. Сборник «Вопросы механизации лесохозяйственных работ». Воронеж, 1966.

93. Нартов П.С., Литвинков С.С. Влияние сложного движения рабочих органов лесных дисковых орудий на характер перемещения почвенной массы. Известия высших учебных заведений. Лесной журнал, 1967, №3.

94. Нартов П.С. Силовые характеристики свободно вращающегося и заторможенного сферического диска. «Тракторы и сельхозмашины», № 5.

95. Нартов П.С. Расчет силовых характеристик дисковых рабочих органов. «Механизация и электрификация соц. сельского хозяйства, 1967, №9.

96. Кацыгин В.В. Вопросы технологии механизированного сельскохозяйственного производства. Минск, 1963.

97. Набатян М.П. К теоретическому обоснованию параметров дисковых сощников зерновых скоростных сеялок. Сборник «повышение рабочих скоростей МГА», «Колос». М., 1973.

98. Стрельбицкий В.Ф., Марченко О.С. Повышение рабочих скоростей дисковых и фрезерных почвообрабатывающих машин. Сборник «Повышение рабочих скоростей машино-тракторных агрегатов». М., «Колос», 1973.

99. Лукьянов А.Д. Кинематика почвообрабатывающей фрезы. Вопросы сельскохозяйственной механики, т. 20, Урожай, Минск, 1971.

100. Нагорный А.Г. Некоторые элементы кинематики ротационных органов сельскохозяйственных машин. Сборник «Механизация и электрификация сельского хозяйства». Вып. 18, «Урожай», Киев, 1971.

101. Рубцов С.В. Некоторые вопросы кинематики и динамики роторного рыхлителя. Труды Воронежского СХИ, т. 62, Воронеж, 1974.

102. Бок Н.Б. Технологический расчет почвообрабатывающих фрез. Земледельческая механика. Т. 10, «Машиностроение», М., 1968.

103. Бок Н.Б. К теории ротационных органов сельскохозяйственных машин. Земледельческая механика. Т.9, «Машиностроение», М., 1966.

104. Цабельтиц X. Направление развития методов и орудий для обработки почвы. Международная выставка современных сельхозмашин и оборудования. М., 1966.

105. Маматов Ф.М. К процессу резания почвы дисковым ножом. Доклады МИИСП, т. 11, вып. 1. М., 1974.

106. Маматов Ф.М., Сизов О.А. Силы трения при различных режимах работы дискового ножа. Научно-технический бюллетень ВИМ, вып. 23. М., 1974.

107. Gettzlaff G. Krafte an Pluscheiben mit Fremdantrieb. «Grundlagen der Landtechnik», 1953, Nr.5.

108. Медведев В.И., Елабужских B.B. О тяговом сопротивлении плуга с пассивными дисковыми ножами. Труды Чувашского СХИ, том 7, вып. 3. Чебоксары, 1968.

109. Медведев В.И. К определению реактивных сил ведущих дисков комбинированного плуга. Труды Чувашского СХИ, т. 8, вып. 3. Чебоксары, 1970.

110. Акимов А.П., Веденеев А.И. Определение движущей силы диска-движителя от реакций трения и прилипания почвы. Тр.Пермского СХИ, т. 100. Пермь, 1973, с. 10-19.

111. Акимов А.П., Веденеев А.И. К анализу плоского диска-движителя. Труды Ульяновского СХИ, т. 19, вып. 4. Ульяновск, 1974.

112. Акимов А.П. Определение момента сопротивления резанию при взаимодействии диска-движителя с почвой. Труды Пермского СХИ, т. 107. Пермь, 1974, с. 74-80.

113. Акимов А.П. Выбор оптимального режима работы рабочих органов-движителей. Тр. Пермского СХИ, т. 107. Пермь. 1974. с. 81-85.

114. Акимов А.П., Медведев В.И., Кузьмин Н. В. Определение реакций резания при взаимодействии диска-движителя с почвой. Тр. Горьковского СХИ, т. 72. Горький, 1975, с. 14-19.

115. Акимов А.П., Медведев В.И., Макаров B.C. Сравнительная оценка пахотных агрегатов с энергонасыщенными колесными тракторами. Труды Казанского СХИ,' «Интенсификация механизированных процессов в земледелии». Казань, 1980.

116. Акимов А.П. Энергетическая оценка работы агрегата с дисками-движителями. Труды Горьковского СХИ, т. 138. Горький, 1979.

117. Акимов А.П., Медведев В.И. Результаты испытаний пахотного агрегата с дисками-движителями. Труды Пермского СХИ, межвузовский сборник научных трудов. Пермь, 1981.

118. Акимов А.П., Медведев В.И. Краткие итоги и перспективы исследований энергетики машинных агрегатов с активными рабочими органами. Труды Горьковского СХИ, т. 156. Горький, 1981.

119. Акимов А.П., Константинов Ю.В. Обощенная математическая модель взаимодействия дискового ножа с почвой. Тракторы и сельскохозяйственные машины, 2001, №2, с.34-37.

120. Акимов А.П. Анализ энергозатрат лопастного рабочего органа-движителя для основной обработки почвы. Сб. научных трудов Таврической государственной агроинженерной академии, вып. 2, т. 16. Мелитополь: ТДАТА, 2001. с. 73-77.

121. Акимов А.П. Анализ энергозатрат лопастного органа движителя для основной обработки почвы. Известия инженерно-технологической академии Чувашской Республики, № 4, 2001, с. 329333.

122. Акимов А.П., Медведев В.И. Ротационные рабочие органы-движители. М.: Изд-во МГОУ, 2004.

123. Акимов А.П. Основы расчета движущей силы рабочего органа-движителя. «Тракторы и сельскохозяйственные машины», 2004, № 4, с. 26-27.

124. Акимов А.П., Аквильянова И.Н., Щипцова А.В. Расчет момента сопротивления трению почвы о боковую поверхность эллипсовидной лопасти рабочего органа-движителя. Сб. научных трудов Чебоксарского института МГОУ, вып. 2. М.: Изд-во МГОУ, 2004.

125. Маркс К. Машины. Применение природных сил и науки. (Из рукописи 1861-1863 гг. «К критике политической экономии»). «Вопросы истории естествознания и техники». Вып. 25, «Наука», М., 1965.

126. Артоболевский И.И. Теория механизмов.- М.: 1965.

127. Артоболевский С.И. Теория механизмов и машин.- М.: 1965.

128. Вербовский Г.Г. Теория механизмов и машин.- Харьков, 1961.

129. Волский Б.Г. и др. Теория механизмов и машин и детали машин.-М.: 1963.

130. Дмитриев В.А. и др. Теория механизмов и машин и подъемно-транспортные машины.- Ленинград, 1963.

131. Добровольский В.А., Эрлих А.Б. Основные принципы конструирования современных машин. Машгиз, 1956.

132. Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин.- М.: 1969.

133. Конфедератов И.Я. Машины. «Вопросы истории естествознания и техники», вып.8. Изд. АН СССР, 1959.

134. Малышев М.М. Теория механизмов и машин и детали машин.-М.: 1963.

135. Полканов И.П. Теория и расчет машинно-тракторных агрегатов. М., 1964.

136. Турбин Б.И., Карлин В.Д. Теория механизмов и машин. «Высшая школа», 1965.

137. Лотте Д.С. Основы построения научно-технической терминологии. Изд. АН СССР, 1961.

138. НЗ.Бачурина А.И. Об определении понятия «машина». Сборник научных работ, № 26, вып.2. Рязанский сельскохозяйственный институт, 1971.

139. Волков Б.Г. К вопросу о коэффициенте полезного действия машинно-тракторного агрегата. Научные труды научно-исследовательского института механизации и электрификации сельского хозяйства Северо-запада, вып.З. «Россельхозиздат».- М.: 1969.

140. Синеоков Г.Н. Полезные и вредные сопротивления плуга. «Тракторы и сельхозмашины», 1959, № 2.

141. Кацыгин В.В. О коэффициенте полезного действия сельскохозяйственных машин и орудий. Вопросы земледельческой механики, т. 5, Минск, 1964.

142. Кацыгин В.В. К вопросу изучения технологического коэффициента полезного действия плугов. Вопросы земледельческой механики, том 13. Минск, 1964.

143. Яцук Е.П. и др. Ротационные почвообрабатывающие машины. М., 1971.

144. Парфенов А.П. К вопросу о балластировании колесного сельскохозяйственного трактора. «Тракторы и сельхозмашины», 1970, №7.

145. Болтинский В.Н. Развитие научных исследований по созданию скоростных машинно-тракторных агрегатов и внедрение их в производство. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства». 1969, № 9, № 10.

146. Нагорнов В.И. Энергетика показателей плуга при работе на скоростях выше 9 км/час. «Механизация и электрификация социалистического хозяйства», 1964, № 5.

147. Линтварёв Б.А. Влияние некоторых условий работы трактора на себестоимость его использования. Сборник работ ГОСНИТИ, выпуск 8. 1958.

148. Медведев В.И. Анализ сменной выработки мобильных сельскохозяйственных машин с бункерными устройствами. Земледельческая механика, том 10. М., 1968.

149. Сабликов М.В. Сельскохозяйственные машины, том 2. М., 1968.155.3авалишин Ф.С. Грузооборот машин. Земледельческая механика (сборник трудов), том 13, М., 1971.

150. Коновалов В.Ф. Устойчивость и управляемость машинно-тракторных агрегатов. Пермь, 1969.

151. Холодова A.M. Основы динамики землеройно-транспортных машин. М., 1968.

152. Небеснов В.И. Динамика судовых комплексов. «Судпромгиз», Л., 1967.

153. Небеснов В.И. К исследованию режимов движения судовых машин. Современные проблемы теории механизмов и машин.- М.: 1965.

154. Небесное В.И. Динамика двигателя в системе корпус судна -винты двигатели. «Судпромгиз», JL, 1967.

155. Крамер Г., Лидбеттер М. Стационарные случайные процессы.-М.: 1969.

156. Пугачев B.C. Теория случайных функций и ее применение к задачам автоматического управления. Физматгиз, М., 1962.

157. Бать М.И. и др. Теоретическая механика в примерах и задачах, том 2. М., 1968.

158. Шевцов П.П. Исследование работы энергонасыщенных тракторных агрегатов на повышенных скоростях. Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук.-Волгоград, 1971.

159. Василенко П.М., Кузминский В.Г. Уравнения движения самоходных машинных агрегатов при трогании с места и разгоне. Земледельческая механика. Сб.трудов, т. 5, М., 1965.

160. Гайнанов Х.С. Применение теории подобия и размерностей для моделирования рабочих органов сельскохозяйственных машин. Труды Казанского СХИ, вып. 55, 1970.

161. Baganz К. Untersuchungen uber Modellbezieh-ungen bie Bogenbearbeit und swerkzeugen (l.Mittlilung). (Deutsche agrartechnik, 15, 1965, №12.

162. Гуськов B.B. Оптимальные параметры сельскохозяйственных тракторов.- М.: 1966.

163. Зельдович Я.Б., Мышкис А.Д. Элементы прикладной математики.-М.: 1967.

164. Вопросы земледельческой механики. Минск, 1961, № 7, с. 42.

165. Вопросы сельскохояйственной механики. Минск, 1964, т. 12, с. 152.

166. Градштейн И.С., Рыжик И. Таблицы интегралов, сумм, рядов и произведений.- М.: Физматгиз, 1963.

167. Горячкин В.П. Собрание сочинений.- М.: 1968, т. 1, с. 266.

168. Синеоков Г.Н., Панов И.М. Теория и расчет почвообрабатывающих машин.- М. Машиностроение, 1977.

169. Медведев В.И., Веденеев А.И., Акимов А.П. Методика расчета движущей силы на плоском диске-движителе. «Тракторы и сельхозмашины», 1974, № 8, с. 18-20.

170. Янке Е., Эмде Ф. Таблицы функций с формулами и кривыми.-М.-Л., ОГИЗ, 1948.

171. Медведев В.И., Акимов А.П. Проходимость жесткого колеса при образовании глубокой колеи. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1976, № 8, с. 43-44.

172. Беляков В.М., Кравцова Р.И., Раппопорт М.Г. Таблицы эллептических интегралов.- М.: Академия наук СССР, т. 2 , 1962.

173. Кононов A.M., Жарский М.А. Исследование некоторых прочностных характеристик дерново-подзолистой почвы Восточной Белоруссии. Сб. научных статей. Минск, 1966, с. 68-75.

174. Канарев Ф.М. Ротационные почвообрабатывающие машины и орудия.- М.: Машиностроение, 1983.

175. Лучинский Н.Д. Некоторые вопросы земледельческой механики/Тр. ВИМ, т. 75.- М., 1977.

176. Клен и н Н.И., Сакун В. А. Сельскохозяйственные и мелиоративные машины: элементы теории рабочих процессов, расчет регулировочных параметров и режимов работы.- М.: Колос, 1980.

177. Казаков Ю.Ф., Константинов Ю.В. К анализу явления скольжения-буксования дискового ножа в почве//Известия Национальной академии наук и искусств Чувашской республики,-Чебоксары, 1997, № 5.

178. Nerli N. Sul vantaggio dinamico del coltro rotante.

179. Нартов П.С. Дисковые почвообрабатывающие орудия.-Воронеж: ВГУ, 1972.

180. Кацыгин В.В. Основы выбора оптимальных параметров мобильных сельскохозяйственных машин и орудий//Вопросы земледельческой механики.-Минск, 1964, т. 13.

181. Кириллов В.В. Теоретическое и экспериментальное определение подталкивающего и бокового усилий роторного орудия.-Доклады ВАСХНИЛ, 1973, № 8.

182. Кириллов В.В., Листопад Г.Е. Кинематика рабочего органа роторного орудия.- Доклады ВАСХНИЛ, 1973, № 8.

183. Лещанкин А.И. Теоретические основы ротационных почвообрабатывающих рабочих органов с винтовыми поверхностями. -Саратов: СГУ, 1986.

184. Лещанкин А.И. Проектирование ротационных почвообрабатывающих рабочих органов/ Учебное пособие. Саранск: Мордовский ГУ, 1989.

185. Медведев В.И. и др. Бороздообразующий рабочий орган.А.с. № 1083940. Бюллетень изобретений, № 13, 1983.

186. Чаткин М.Н. Обоснование параметров и режимов работы активного предплужника для обработки склонов. Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук.-Рязань, 1986.

187. Медведев В.И., Казаков Ю.Ф. Выбор конструктивных параметров и режимов работы бороздовскрывателей дернинных сеялок. «Тракторы и сельхозмашины», 1984, № 9.

188. Медведев В.И., Лысков А.С. Бороздообразующий рабочий орган. А.с. № 1440390. Бюллетень изобретений, № 44, 1988.

189. Лурье А.Б., Любимов А.И. Широкозахватные почвообрабатывающие машины. Л.: Машиностроение, 1981. - 270 с.

190. Подиновский В.В., Ногин В.Д. Парето-оптимальные решения многокритериальных задач. -М.: Наука, 1989. 192 с.

191. Соболь И.М. Наилучшие решения где их искать. - М.: Знание, 1982.-64 с.

192. Медведев В.И. Выбор оптимальных параметров почвообрабатыващей техники на стадии проектирования с использованием методов виброреологии и многокритериальной оценки. Чебоксары, 2000. - 98 с.

193. Полетаев А.Ф. Качение ведомого колеса// Тракторы и сельхозмашины. 1963, № 2.

194. Полетаев А.Ф. Качение ведущего колеса// Тракторы и сельхозмашины. 1963, № 1.

195. Полетаев А.Ф. Основы теории сопротивления качению и тяги жесткого колеса по деформируемому основанию. М.: Машиностроение, 1971.

196. Агейкин Я.С. Вездеходные колесные и комбинированные . движители.-М.: Машиностроение, 1972.

197. Агейкин Я.С. Влияние тангенциальных и боковых сил на погружение колеса в почву// Тракторы и сельхозмашины. — 1974, № 8.

198. Горбунов М.С. и др. Распределение удельных давлений по поверхности контакта шины с почвой// Труды Ленинградского СХИ. -Ленинград, 1972.-Т.198.

199. Водяник И.И. К вопросу создания движителей для вездеходов// Известия вузов. -М.: Машиностроение, 1971, № 11.

200. Водяник И.И. Процессы взаимодействия тракторных ходовых систем с почвой/ Учебное пособие. Кишинев, 1986, 110 стр.

201. Водяник И.И. Воздействие ходовых систем на почву. — М.: Агропромиздат, 1990. 170 с.

202. Кемурджиан AJL, Громов В.В., Кажукало М.И. и др. Планетоходы. М.: Машиностроение, 1982.2Ю.Ксеневич И.П. Внедорожные тягово-транспортные системы: проблемы защиты окружающей среды // Тракторы и сельхозмашины. -1996.-№7.

203. Агейкин Я.С. Проходимость автомобилей. М.: Машиностроение, 1981.

204. Медведев В.И., Акимов А.П., Филиппов А.В. Кинематика работы неполнокруглых колес при работе по глубокой колее // Труды Чувашской ГСХА. Чебоксары, 2002. - Т. 17.

205. Медведев В.И., Акимов А.П., Филиппов А.В. Применение автоматизированных систем по поддержанию оптимального режима работы ведущих колес при работе по поверхностям с малой несущей способностью // Труды Чувашской ГСХА. Чебоксары, 2002. - Т. 17.

206. Медведев В.И., Акимов А.П., Филиппов А.В., Батманов В.Н.

207. Мишин С. Марш по бездорожью // За рулем. — 1988, № 3, с.30-31.

208. Васильев А.В., Раппопорт Д.М. Тензометрирование и его применение в исследованиях тракторов. М.: Машгиз, 1963.

209. Глаговский В.А., Пивен И.Д. Электротензометры сопротивления. -M.-JL: Энергия, 1964.

210. Перри К., Лисснер Г. Основы тензометрирования /Перевод с английского/ М.: Иностранная литература, 1957.

211. Высоцкий А.А. Динамометрирование сельскохозяйственных машин. М.: Машиностроение, 1968.

212. Веденянин Г.В. Общая методика экспериментального исследования и обработки опытных данных. М.: «Колос», 1965.

213. Гутер Р.С., Овчинский Б.В. Элементы численного анализа и математической обработки результатов опыта. — М.: Наука, 1970.

214. Полканов И.П. Автоматический контроль и учет работы машинно-тракторных агрегатов. — М. Машгиз, 1963.

215. Дронова Н.Ф., Ковальчук Б.И. Рекомендации по использованию скоростных тракторов. М.: Россельхозиздат, 1967.

216. Огрызков Е.П. О необходимости постановки дисковых ножей на плуги при пахоте целинных и залежных земель. «Сельхозмашина». 1955, № 1.

217. Ульянкин JI.M. Результаты испытания плугов с различными рабочими органами на вспашке целины. Труды Саратовского института с.х., вып. 22, 1961.

218. Кононенко А.Ф. В рабочей группе по механизации сельского хозяйства при Европейской экономической комиссии ООН. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1968, № 9.

219. Определение эффективности новой техники. «Техника в сельском хозяйстве», 1977, № 2.

220. Власов Н.С. Методика экономической оценки сельскохозяйственной техники. -М.: Колос, 1968.

221. Справочник по тарификации механизированных работ в совхозах и других государственных предприятиях сельского, водного, лесного хозяйства и «Сельхозтехники». М., 1972.

222. Рекомндации по оплате труда в совхозах. М.: Россельхозиздат, 1974.

223. Каталог тракторов сельскохозяйственных, землеройных и мелиоративных машин, транспортных средств, машин и оборудования для механизации животноводческих ферм.

224. Технологические карты возделывания сельскохозяйственных культур. Л., 1972.

225. Медведев В.И., Акимов А.П. и др. Испытания энергонасыщенного трактора класса 1,4 в агрегате с плугами, имеющими РОД. Отчет о хоздоговорной НИР с Минским тракторным заводом. Гос.рег.№ 10. 1972.

226. Медведев В.И., Акимов А.П. и др. Проектирование, изготовление и использование шестикорпусных плугов с РОД в агрегате с трактором JIT3-100. Отчет о хоздоговорной НИР с Липецким тракторным заводом. Гос.рег.№ 11420. 1973.

227. Медведев В.И., Акимов А.П. и др. Приспособление с дисками-движителями на переднюю навеску трактора ЛТЗ-145 для работы в агрегате с плугом. Отчет о хоздоговорной НИР с Липецким тракторным заводом. Гос.рег.№ 76062476. 1980.

228. Медведев В.И., Акимов А.П. и др. Технико-экономическая оценка работы плуга в агрегате с тарктором Т-150 К. Отчет о хоздоговорной НИР с Харьковским тракторным заводом. Гос.рег.№ 76076987.-1981.

229. Медведев В.И., Акимов А.П. и др. Сельскохозяйственный агрегат для работы на склонах. А.с. № 858589. Бюллетень изобретений №32, 1981.

230. Акимов А.П. Оптимальный режим рабочего органа-движителя с эллипсовидной лопастью/ А.П.Акимов/ Тракторы и сельхозмашины. -2005. № 8.

231. Акимов А.П. Сопротивление трению почвы о боковую поверхность рабочего органа-движителя/ А.П.Акимов/ Тракторы и сельхозмашины. 2005. - № 9.

232. Документы, подтверждающие актуальностьнаучно-исследовательских работ. Акты внедрения и документы о внедрении выполненных научно-исследовательских работ.

233. Согласовано: научной работе института МГОУ В.В.Чегулов ря 2004 г.рждаю:1. СХПК «Рассвет»1. Ю.А.Федотов 2004 г.

234. АКТ ВНЕДРЕНИЯ результатов научно-исследовательских, опытно-констукторских и технологических работ

235. Заказчик СХПК «Рассвет» Цивильского района Чувашской Республикинаименование организации)в лине директора Федотова Ю.А.

236. Ф.И.О. руководителя организации)

237. Настоящим актом подтверждается, что результаты работы

238. Вид внедренных результатов Эксплуатация комбинированного плугаэксплуатация изделий, работы, технологии); производство (изделия,

239. ПЛН-3-35 с дисками-движителями в агрегате с тракторами МТЗ-80 и МТЗ-82работы, технологии), функционирование (систем)

240. Характеристика масштаба внедрения.1. Единичное изделиеуникальное, единичное, партия, массовое, серийное)

241. Форма внедрения: Производственная эксплуатация нового изделия

242. Новизна результатов научно-исследовательских работНаучнопионерские,исследовательская работа содержит качественно новые направленияпринципиально новые, качественно новые, модификации, модернизация старых разработок)

243. Опытно-промышленная проверкауказать номер и дату актов испытаний,наименование предприятий, период)

244. Рассвет» Цивильского р-на ЧР- в проектные работы—указать объект, предприятие)

245. Годовой экономический эффектожидаемый от внедрения результатов НИР 15 (пятнадцать)тыс. руб.от внедрения проекта)фактический15 (пятнадцать)тыс.руб.в том числе долевое участиетыс.руб.цифрами и прописью)

246. Удельная экономическая эффективность внедренных результатов руб./руб.

247. Объем внедренияодин экземпляр рабочей машины,что составляет100 % от объема внедрения,положенного в основу расчета гарантированного экономического эффекта, рассчитанного по окончании НИР (Эгар = 15 тыс.руб.).

248. Декан автомобильного факультета, доцент В.П.Мазяров1. Руководитель профессор1. А.П.Акимов

249. От предприятия: Главный экономист-бухгалтер /vuclJ^tВ.Н.Антонов

250. Ответственный за внедрение, главный1.ИвановУ

251. ГНУ Научно-исследовательский и проектно-технологический институтхмелеводства Россельхозакадемиио внедрении (использовании) результатов научно-исследовательской иопытно-конструкторской работы

252. Представители ГНУ НИПТИХ Россельхозакадемии:

253. Научный консультант, канд.техн.наук-Юрьев В.И.

254. Представители Чебоксарского института (филиала) МГОУ:

255. Канд.техн.наук, профессор Канд.техн.наук, доцент1. Мазяров В.П.1. Акимов А.П.

256. ГОУ ВПО «Нижегородская государственная сельскохозяйственнаяакадемия»

257. Согласовано: Первый прорек^рр^ло^ебной работе профессор /fti^v М.Б.Терехов « ft » cdMuJi*, 2005 г.ринкин 2005 г.1. АКТиспользования (внедрения) научно-исследовательской работыв учебном процессе

258. ГОУ ВПО «Нижегородская государственная сельскохозяйственная академия»1. JfOO

259. ФГОУ ВПО «Вятская государственная се^ьсЗШХОзя^ственная академия»1. Согласовано»:

260. Проректор по учебной работедоцент ft \ С.П.Медведев