автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Снижение динамической нагруженности силового привода сочлененной машины на шинах низкого давления

НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи УДК 629.113.028

0 ц

ДМИТРИЕВ Павел Евгеньевич

СНИЖЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВОГО ПРИВОДА СОЧЛЕНЕННОЙ МАШИНЫ НА ШИНАХ НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ

Специальность 05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидита технических наук

Работа выполнена в СКТБ ТТМ при Нижегородском государственном техническом университете.

Научный руководитель Официальные оппоненты

Ведущая организация

- Кандидат технических наук, академик А Г РФ Н.Б. Веселов

- доктор технических наук, профессор В.Н. Наумов

- кандидат технических наук, доцент В.Е. Колотилин

Верхневолжское управление магистральными нефтепроводами

Защита состоится Л/А'/'Г/^ 2000 года в часов на заседании специализированного Совета К063.85.10 при Нижегородском государственном техническом университете по адресу: 603600, г. Нижний Новгород, ГСП-41, ул. Минина, 24, ауд.-г&ау

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке 11пжегородского государственного технического университета.

Автореферат разослан 2000г.

О1 зывы на автореферат в двух экземплярах с подписями, закоренными печатью, просим направлять по выше указанному адресу па имя ученого секретаря специализированного Совета.

Ученый секретарь специализированного_Содета

Л.Н. Орлов

I . I .п., чомсиг

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. В настоящее время акционерная компания но транспорту нефти АК «Транснефть» эксплуатирует 49,6 тыс. км. магистральных нефтепроводов диаметром от 400 до 1220 мм. и 404 насосные станции. Основная задача АК «Транснефть» в современных условиях заключается в поддержании действующей сети магистраль-!, ных трубопроводов в работоспособном состоянии. Ранее обслуживание л контроль нефтяных трубопроводов осуществлялся с использованием воздушного транспорта, а многочисленные попытки приспособить для работы на грунтах с низкой несущей способностью обычные (дорожные) машины пока не дали положительных результатов. Настоящая экономическая ситуация в стране сложилась таким образом, что использование воздушного транспорта для обслуживанияи нефтяных трубопроводов, стало крайне дорогим мероприятием. Кроме того, положение усугубляется повышением среднего, возраста всех нефтяных трасс. В связи с этим, для оперативного выполнения работ по контролю и обслуживашпо нефтяных трубопроводов, при соблюдении международных стандартов безопасности и охраны окружающей среды акционерной компанией «Транснефть» было принято решение о необходимости создания специального наземного транспортного средства - машины обходчика нефтяных трасс с высокоэкологичным типом движителя.

Для решения возникшей задачи, ЗАО «Транспорт» совместно с СКТБ ТТМ (НГТУ) создано сочленённое транспортное средство на шинах 1шзкого давления ТТМ-2902.

В процессе эксплуатации первых опытных образцов была выявлена высокая динамическая нагруженность силового привода таких машин. Об этом свидетельствовали преждевременные выходы из строя отдельных элементов трансмиссии: поломки деталей КПП и карданных шарниров, быстрый износ сцепления. Эта проблема побудила к дальнейшему, более углубленному анализу причин высокой динамической нагруженности силового привода.

Таким образом, важность проблемы эффективного обслуживания и контроля нефтяных трасс при соблюдении международных стандартов безопасности и охраны окружающей среды, необходимость создания машины обходчика нефтяных трасс, как ключа к решению данной задачи, а также выявленная при эксплуатации первых опытных образцов техническая проблема в совокупности делают данную работу актуальной.

Цель работы. Снижение динамической нагруженности трансмиссий полпоприводпых сочленённых транспортных средств на шинах низкого давления.

Объект исследования. Сочлененное транспортное средство на шинах низкого давления ТТМ-2902.

Научная поннзнп работы. Применены новые, в рамках исследова-\ пия динамической нагруженности силовых приводов транспортных машин, методы и модели, которые позволили:

определить условия возникновения самовозбуждения крутящих моментов в силовом приводе машин на шинах низкого давления - автоколебаний близких к синусоидальным, релаксационных автоколебаний, явления «захватывания»;

оценить зависимость основных характеристик автоколебаний крутящих моментов (амплитуды, частоты, близости к синусоиде) и силовом приводе от параметров машины: крутизны статической характеристики двигателя; силы трения скольжения в пятне контакта колеса с дорогой; демпфирования колебаний крутящих моментов в силовом приводе;

оценить эффективность снижения динамической нагруженности трансмиссии машины на шинах низкого давления по каждому параметру в отдельности и в их сочетании. Основные положения, выносимые на защиту.

определение динамических характеристик трансмиссии; нелинейная математическая модель силового привода, методики и алгоритмы позволяющие выявить причины самовозбуждения и снизить динамическую нагруженность силового привода машин па шинах низкого давления;

экспериментальная проверка результатов теоретического исследования.

Практическая значимость. Изложенные в диссертационной работе методики позволили:

предложить на стадиях доводки и модернизации образцов конкретные решения;

определить физические параметры корректирующих элементов и места их установки. Реализация результатов работы. Программы и методики расчётов, изложенные в работе, внедрены в практику СКТБ ТТМ. Результаты работы использованы при доводке и модернизации выпускаемых машин ТТМ-2902 в ЗАО «Транспорт». Материалы диссертации используются в учебном процессе кафедры «Автомобили и тракторы» Нижегородского государственного технического университета. Расчет-но-теоретические исследования доведены до инженерных методик и могут бьггь использованы в конструкторских бюро и других научных организациях, связанных с вопросами проектирования транспортных средств высокой проходимости.

Апробация работы. Отдельные этапы и основные результаты работы докладывались на научно-технических конференциях: -международной научно-технической конференции «Развитие транс-портно-технологических систем в современных условиях», Н.Новгород, НГТУ - 1997г.;

-международной научно-технической конференции «Состояние и перспективы автомобильного транспорта в России», Н.Новгород, НГТУ - 1998г.;

-научном семинаре по колёсным и гусеничным машинам высокой проходимости, Москва, МАДИ - 1999г.

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 5 печатных работ, получено свидетельство на «полезную модель». Объем и структура работы. Работа состоет из введения, четырех глав, основных выводов, списка литературы из 93 наименований и 7-ти приложений. Общий объем работы 190 страниц, из них основной материал изложен на 144-ех страницах, список литературы на 7-ми страницах, приложения на 39-ти страницах. Основной материал

включает 91 рисунок и 5 таблиц. В приложении представлены акт внедрения материалов работы, программа и методика испытаний, протоколы испытаний, данные об объекте исследования, а также программы для ЭВМ.

Работа проведена в Специальном конструкторско-техиологическом бюро транспортных и технологических машин (СКТБ ТТМ) при Нижегородском государственном техническом университете (ШТУ) и является продолжением одного из экспериментально-теоретических направлений кафедры «Автомобили и ■факторы» НГТУ, в котором трудились И.Н. Успенский, Н.Б. Веселой, JI.B. Барахтанов, Б.В. Савинов, В.В. Шатилов.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе «Предпосылки к исследованию динамической на-груженности силовых приводов сочлененных машин на шинах низкого давления. Постановка задач» выполнен обзор работ посвященных динамической нагруженности силовых приводов транспортных средств, проведен анализ известных методов исследования применительно к данному направлению и сформулированы основные задачи исследования.

В обзоре литературных источников отмечено, что исследованию динамической нагруженности силовых приводов машин высокой проходимости, в частности машин на шинах низкого давления, посвящены работы Семёнова В.М., Петрушова В.А., Бочарова Н.Ф., Гусева В.И., Крадинова Е.Б., Макарова С.Г. Рассмотрению общих и частных вопросов динамики силовых приводов, в которых затронута проблема нагруженности трансмиссий машин на шинах низкого давления, посвящены работы Агеева JI.C., Агейкина Я.С., Аксенова II.В., Бпдсрмапа В.Л., Кнороза В.И., Ксеневича И.П., Мельникова A.A., Пархиловского И.Г., Платонова В.Ф., Ротенберга Р.В., Успенского И.Н., Хачатурова A.A., Цимбалина В.Б., Шуплякова B.C., Яценко H.H.. Особо отмечены исследования Вейца В.Л., Кочуры А.Е., Цитовича И.С, Альгина В.Б., Силаева A.A., Шуплякова B.C., Яценко H.H., Фурунжиева Р.И., результаты которых прямо

повлияли на методологическую основу диссертационной работы. Анализ работ выполненных в направлении исследования динамической нагруженности силовых приводов транспортных машин с шинами низкого давления показал недостаточную освещенность автокот лебательных процессов в трансмиссиях, которые обусловлены нелинейными свойствами отдельных элементов и в ряде аспектов эта задача не доведена до практических решений. В данной работе представлена методика выявления причин автоколебательных режимов и приводятся рекомендации по их устранению.

В результате анализа методов исследования автоколебательных систем сделано заключение о том, что наиболее рациональным методом достижения поставленной цели являются метод малого параметра (метод Пуанкаре), также указывается несколько причин, ограничивающих практические возможности данного метода:

метод позволяет найти периодическое решение, но не рассматривает вопрос об устойчивости найденного решения. В связи с этим, для анализа устойчивости требуется дополнительное исследование, выходящее за рамки данного метода (глава 3); метод не позволяет анализировать процесс установления периодического (стационарного) режима;

точность решения прикладной задачи методом Пуанкаре достигается лишь при достаточно малых значениях параметра; трудность возникает в решении вопроса о том, какие именно значения параметра можно считать малыми, в рамках исследуемой модели при недостатке априорной информации. Все это подчеркивает необходимость проведения дополнительных (контрольных) расчетов на ЭВМ (глава 3) и подтверждения физическим экспериментом (глава 4).

На основе всего изложенного, в заключении данной главы сформулированы следующие задачи исследования:

Выявление причин высокой динамической нагруженности силового привода; • Разработка расчетно-теоретической методики исследования динамической нагруженности в силовом приводе и анализ параметров дииамических процессов;

Выработка рекомендаций по снижению динамической нагру-женности силового привода;

Проведение экспериментальных исследований с целыо проверки адекватности используемых моделей и достоверности результатов теоретических исследований; Внедрение материалов работы. Во второй главе «Определение динамических характеристик силового привода» представлен этап идентификации силового привода, который выполнялся на стадии предварительного экспериментального исследования и определение амплитудночастотных характеристик трансмиссии. Основные задачи идентификации силового привода представлены на рис.1.

В первом блоке «определение характеристик динамических процессов» было выяснено, что ири большом сопротивлении движению машины (более 4000Н), как правило, на низконесущих грунтах или на дорогах с низкими сцепными качествами (коэфф. сцепления менее 0,4) и удельной силе тяги более 0.15С, динамическая составляющая крутящих моментов, передаваемых трансмиссией, равна или превышает статическую (расчетную) составляющую. Причем возникновение столь высокой динамической составляющей обусловлено самовозбуждением силового привода. Во втором блоке «идентификация модели» было установлено, что для трансмиссии машины корректна линейная постановка задачи для всех типичных эксплуатационных режимов, поэтому она принята линейной частью в идентифицируемой схеме. Кроме того, при движении по дорогам с высокими сцепными качествами (коэфф. сцепления более 0,5) и малой удельной силе тяги (менее 0.1 в) линейная постановка задачи корректна для всего силового привода. Выло выяснено, что самовозбуждение силового привода, в указанных ранее условиях, обусловленно нелинейной характеристикой сисчемы «движитель-грунт». При проверке линейности системы использовался тот факт, что при воздействии на линейную систему нормальнораспределенного возмущения, её реакция должна представлять также нормально распределенный процесс. Поэтому в качестве критериев линейности принимались известные характеристи

Рис. 1. Этапы проверки гипотез и идентификации элементов силового привода

ки отклонения плотностей вероятностей процессов от теоретического нормальнораспредсленного процесса: асснметрия; эксцесс; сред-неквадратическое отклонение ординат плотностей вероятностей.

Алгоритм идентификации диссипативных параметров высокоэластичных шин, а именно коэффициента демпфирования при вертикальной деформации и коэффициента демпфирования при скручивании в плоскости колеса, основан на минимизации суммы квадратов невязок между экспериментально полученной выходной переменной и её оценкой, записанной в виде зависимости от входной переменной/(р) и определяемых параметров:

л=0 >

сИ ¿к

где: п - число наблюдений;

Цк) - оперетор с известной структурой и уточняемыми параметрами;

к - уточняемые диссипативные параметры.

Определение диссипативных параметров осуществлялось по экспериментальным данным, полученным в процессе движения объекта в типичных условиях эксплуатации. Выбранный критерий идентификации позволил существенно уточнить диссипативные параметры, а также интегрально учесть в них много факторов влияющих на их величины: специфику конструктивного исполнения шины, развесовку машины, амплитуды деформации движителей, частоты деформации и т.д.

Анализ динамических характеристик силового привода в данной главе представлен следующими этапами:

построение по реальному объекту и рабочим чертежам структурно-кинематической (или механической) модели. С1 рукгурно-кинематическая модель (рис. 2) - это объектная модель, которая счроится из элементов с простейшими механическими свойствами и содержит исследуемые кинематические и динамические связи рассматриваемого объекта;

19Ще9

Рис. 2. Механическая модель силового привода полноприводной сочлененной машины

переход к динамической схеме. Динамическая схема — это модель, состоящая из инерционных и квазиупругих звеньев, отражающая динамические связи рассматриваемого объекта (его топологию);

преобразование (упрощение) динамической схемы и получение расчётной схемы. На данном этапе осуществлялось эквивалентное преобразование полных подграфов динамической схемы в разветвленные подграфы, в частности, преобразование «треугольника» в «звезду»;

составление математической модели. Формирование системы уравнений, описывающих динамику силового привода осуществлялось на основе матрично-топологического метода, что позволило значительно формализовать, а значит, и автоматизировать этапы составления и ввода параметров математической модели в ЭВМ;

численное решение. Определение АЧХ выполнялось методами статистической динамики линейных систем в терминах крутящих моментов:

M" + P-M' + Q-M = F, [р1 + Р■ р + q]m(P) = F(p) + г или,

L- М(р) = F(p) + r (1)

i л с: М- вектор искомых моментов; P.Q- параметрические матрицы. /■(/,) - изображение входной вектор-функции F{t) ; ,!/(,,) - изображение выходной вектор-функции; г - матрица начальных значений.

L^[P2 + P-P + Q].

<шаииз динамических характеристик. По результатам численного решения математической модели (1) составлен полный каталог из 60 АЧХ на основе которого были сделаны следующие заключения, важные для построения нелинейной модели силового привода (глава 3):

Наибольшей связанностью обладает канал передачи «крутящий момент на колесе-крутящнй момент на двигателе».

но сравнению с которым, влиянием других указанных возмущений, можно пренебреч и рассматривать линейное звено как двуполюсник;

Линейная часть силового привода является низкочастотной системой и может рассматриваться как ФНЧ с частотой среза 5 Гц рис. 3;

В диапазоне частот от 0 до 10Гц привод от двигателя до колеса может рассматриваться как абсолютно жесткий по сравне-шпо с крутильной жескостью высокоэластичного движителя. Полученные теоретически и экспериментально АЧХ звена между карданным валом задней секции и двигателя, рис. 4. приближённо равны передаточному отношению между этими деталями с учётом деления крутящего момента в дифференциале, тоесть трансмиссия представляет собой безынерционный редуктор с абсолютно жесткими валами. В третьей главе «Анализ автоколебательных процессов в силовом приводе» на основе результатов идентификации и результатов исследования отдельный элементов силового привода, построена расчетная схема и нелинейная математическая модель сотового привода:

Г шх" + сх = -Я20') + Т(у - *'); (2)

\1<р" = Мр(<р')-гТЬ>-д-'). '

где: / - суммарный приведённый к полуоси момент инерции вращающихся деталей силового привода; т - масса машины;

с - суммарная приведённая жёсткость шины и грунта; Мр{(р') " статическая характеристика двигателя, приведённая к полуоси;

г - динамический радиус колеса;

Т(у — х') - сила трения скольжения;

//, (У) - сила сопротивления колебательному движению.

Учитывая ограничения практического применения метода «малого параметра», представленные в первой главе, исследование нелинейной системы уравнений (2) выполнено в несколько этапов: Решение методом малого параметра.

Система (2), преобразованная к медленно меняющимся переменным, представлена в виде:

0.001

0.0005

1

/

10

15 20

0.001 Гц 0

Гц

0 5 10 15 20

0

5

Рис. 3. Частоты среза АЧХ

1 - АЧХ «крутящий момент на карданном валу задней секции--крутящий момент в продольной плоскости машины»;

2 - АЧХ «крутящий момент на карданном валу двигателя--крутящий момент на задней секции машины»;

3 - АЧХ «крутящий момент на карданном валу двигателя--крутящий момент на передней секции машины»

2

1.5 1

0.5

° 0 5 10 15 20 Гц

1 . и

1-

Рис. 4. Теоретическая и экспериментальная АЧХ «двигатель-трансмиссионный тормоз»

с/А

Л

ав _ £

Л /

с/С

- = со

Л

т-со

= у [М(5) - г ■ Т(г ■ В + А ■ со ■ БШ^))];

_ р-са*(у)г А(о + Т(г.в + А.т. 81п(^))1

т-со-А 1

где: х = А- соз(^); — = -А-а>- эт(^);^ = В; у/ = р-г + С

Л ш

Усредненная по / система уравнений (3) имеет следующую форму:

ал /1-А

Н1+к[ + 2-к1-В-г + 3-к3-В2-г2 +^кг-А2-со2)

М(В)-г-А-со-Т(г-В--(к2+3-к}- В-г)

(4)

Л 2-т <№_ _£ с11 ~ I (¡С

— - со-р,

Стационарные режимы автоколебаний, близких к, синусоидальным определяются из условия = _ ^ _ о:

А Л Ж

т • Л • (съ

М(В) - • В)---—(к2 + 3 к3-г-В) = 0;

2 }

Н1+к1+2к2-В-г + 2-к3-В2-г2 +^к3-А2-й)2 =0

где: А,В — полярные координаты в фазовой плоскости «Ван-дер-Поля».

На данном этапе были получены аналитические зависимости двух главных характеристик автоколебательных процессов - амплитуды и частоты от параметров машины (упругих и диссита-тивных параметров силового привода; статической характеристики двигателя; характеристики силы трения в пятне контакта колеса с дорогой);

Численный метод решения.

Исходная система (2) после преобразований записана в следующей «стандартной» форме:

2 (5) с,'=--(Н2-х1-Т(г-х0-х1))-со -х2;

т

где: <р =х0,х = х^х2=х{

Численное решение системы нелинейных уравнений (5) подтвердило результаты решения методом «малого параметра» и показало, тем самым, возможность применения данного метода к автоколебательным системам транспортных машин. Кроме того, метод численного решения позволил: оценить эффективность мероприятий по снижению динамической нагруженности силового привода рис. 5; выявить три формы автоколебаний и установить причины и условия возникновения каждого режима. Эго автоколебания, близкие к синусоидальным, автоколебания срывные или релаксационные, являение синхронизации силового привода, представленные на рис 6. Проверка устойчивости автоколебательных режимов.

Систему уравнений (2) в первом приближении:

(!и

Л

с/а (II

ди. ди

¿Г,

да

0-Яо)+/п

(и-и0) +

й{Л) =

Уда.

££ ди

ЁЬ.

ди

■Л

т

да

дК

(У а

-Л

где: «О» указывает на значение соответствующей производной в

точк с(и0;а„)\

Г<\, - ряд 1.1 по степеням более высокого порядка; 1ц Л) - харак герпетический определитель системы.

ч

0,001 0,002

0,001

о

о $ 10 15 20

Д| 2 - демпферы крутильных колебаний;

Рис. 5. АЧХ силового привода с корректирующими элементами: Д| - демпфер крутильных колебаний, установленный в приводе

задней секции машины; Д2 - демпфер крутилып.тх колебаний, установленный в узле сочленения машины

500 М, [Нм]

-500

0.25 0.5

2.25

2.5

200 М, [Нм]

-200

«.[с]

Рис. 6. Автоколебательные режимы в силовом приводе:

1 - автоколебания крутящих моментов, близкие к синусоиде;

2 - релаксационные или срывные автоколебания кр. моментов;

3 - явление «захватывания» или принудительной синхронизации

силового привода

ДА) = Л'+Л

2 I д^ дРг дР2 дР, дР2

ди да да ди,

( д1\ + ^ ( д^ дР7 ^

>0 (6)

, ди да)^ \ди да да ди У

Второй критерий (6) записан в несколько более удобной эквивалентной форме:

д^дР2 дКдК дР2 <1 , чч Л т

Л/ да да ди да ¿и

Учитывая. что ^^г _ а* ^ ^ >о), критерий (7) да 4/м 3

представиться: в виде _^(и>а(г/)) <0,

и

1^с:Г,(и,а) = м(^-гТ(и)-^{к2 + Зк3и)аг

Проверка удовлетворения этому неравенству осуществлялась I рафически рис. 7.

В четвертой главе «Методика и результаты расчетно-экснериментального исследования динамических характеристик силового привода» представлены экспериментальные исследования объекта, которые имели многоэтапный характер и проводились параллельно с развигием теоретической части. Результата первого этапа - предварительного эксперимента, целью которого являлась идентификация элементов силового привода, частично представлены пи втрой главе. В ходе второго этапа экспериментального исследования опредялись передаточные функции силового привода с целью проверки адекватности модели силового привода в линейной постановке задачи. Определение экспериментальных передаточных функций осуществлялось частотным методом. Система уравнений для определения экспериментальных передаточных функции имеет вид:

8,М,[Н]

4000

2000

/

> /т

шж

0 А 8 12 16

Ж

Область устойчивости

и, [км/ч]

Рис. 7. Графический признак устойчивости

0.25 0.2 0.15 0.1 0.05 0

1

11

1 V

0 5 Ю 15 20 Гц

Рис. 8. Сопоставление теоретической и экспериментальной АЧХ

или

= (8) где: л,(/),у(.(/) - соответственно входной и выходной сигналы;

(со),8х ^ ^ (<у) - спектральные и взаимные спектраль-

ные плотности входных и выходных сигналов; ф (/со),..., Ф„ О со) - искомые передаточные функции;

столбец взаимных спектральных плотностей Хк (со)', квадратная 5x5 эрмитова матрица спектральных плотностей

[ ф} - столбец искомых передаточных функций

Ф ,(]со),..., Ф„ Ц а).

Решая систему (8) уравнений т раз (с разными выходами) относительно Ф,(у7о),...,Фп(у*у), можно найти все пхт передаточных функций объекта. Для решения векторно-матричного уравнения относительно |ф| необходтш найти обратную матрицу

Алгоритм решения системы уравнений (8) на ЭВМ строился на арифметике с действительными числами, что потребовало в связи с этим представления комплексной матрицы 5 через действительную

и мнимую её части:

Я=А + УВ, .Г'

где:

А,=(А + В-А'1-В)'1, В,=А.-В-А'1.

В результате решения представленной системы уравнений на ЭВМ, были определены вещественная Р(со) и мнимая 0,{со) части передаточных функций. Для построения амплитудночастотных

Нм

Нм

Рис. 9. Осциллограммы автоколебаний крутящих моментов

(АЧХ) А(ш) и фазочастогных (ФЧХ) (р{(0) характеристик системы, использовались следующие преобразования:

Пример экспериментальной и теоретической АЧХ представлены на рис. 8.

Заключительный этап экспериментального исследования, проводился с целью проверки адекватности нелинейной модели силового привода. В ходе данной проверки было необходимо:

определить возможность применения метода «малого параметра» для исследования автоколебаний крутящих моментов в силовых приводах транспортных машин;

определить расхождение основных параметров автоколебаний полученных теоретически и экспериментально - частот и амплитуд, с целью определения адекватности нелинейной модели силового привода;

подтвердить возможность возникновения релаксационных автоколебаний и являения захватывания, которую предсказывала нелинейная модель рис.9;

1. Установлено, что высокая динамическая нагруженность узлов силового привода машины на шинах низкого давления обусловлена высоким уровнем автоколебаний крутящих моментов. Динамическая составляющая моментов при этом равна или превышает статическую (расчетную) составляющую;

2. Причиной возникновения автоколебательных режимов является нелинейность силы трения скольжения в пятне контакта колеса с опорной поверхностью и большая величина (до 0.01 кГс м сек) производной моментной характеристики двигателя;

3. Снижение уровня динамической нагруженное™ силового привода осуществляется по следующим направлениям:

ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ

Применение шины с более высокими сцепными качествами -даже при незначительном изменении характеристики силы трения скольжения (что достигается применением шины с более глубоким протектором), область автоколебательных режимов выводится за пределы эксплуатационной зоны для многих типов грунтов,

Применение демпферов крутильных колебаний - увеличение диссипации в трансмиссии (с вязким демпфированием от 5кГ м до 15кГ м) позволяет снизить амплитуды автоколебаний, по дисперсии ординат АЧХ, до 12%, установка демпфера кр. колебаний между передней и задней секциями машины позволяет снизить АЧХ до 5%;

Применение дизельного двигателя - снижение величины производной моментной характеристики двигателя позволяет не только вывести режимы самовозбуждения силового привода за эксплуатационные границы, но и значительно снизить амплитуду автоколебаний не зависимо от типа грунта;

4. Результаты эксперимента показали, что при движении машины по твердым дорогам с малой удельной силой тяги (до 0,1 G) корректна линейная постановка задачи исследования динамической на-груженности силового привода. При движении по опорным поверхностям с низкими сцепными качествами, с низкой несущей способностью, с удельной силой тяги более 0.15G следует рассматривать нелинейную модель;

5. Величины основных параметров автоколебаний крутящих моментов передаваемых трансмиссией полученные теоретически и экспериментально совпадают с точностью до 20%;

6. Результаты работы внедрены в практику ЗАО «Транспорт».

Публикации. Основное содержание диссертационной работы изложено в следующих публикациях:

1. Дмитриев П.Е., Антонец В.А. Экспериментальное исследование пагруженности трансмиссии сочленённой машины на шинах низкого давления./ Материалы международной научно-технической конференции, посвящённой 35-летию кафедры «Автомобили и

транспорт»: 'Состояние и перспективы автомобильного транспорта в России' -Н.Новгород.: Изд-во Н1ТУ, 1998. -413с.

2 Дмитриев П.Е. Плоская математическая модель системы «движитель-грунт» и решение её методом конечных разностей./ Материалы международной научно-технической конференции, по-свящённой 35-летию кафедры «Автомобили и транспорт»: 'Состояние и перспективы автомобильного транспорта в России' -Н.Новгород.: Изд-во НГТУ, 1998. -413с.

3. Дмитриев П.Е. Исследование напряженного состояния водонасыщенного глинистого грунта под воздействием высокоэластичного колесного движителя./Нижегород. техн. унт. - Н.Новгород, 1999. -8с. (Деп. в ВИНИТИ 28.04.99. №1364-В99).

4. Дмитриев П.Е. Определение динамических характеристик силового привода вездехода на шинах сверхнизкого давления с сочлененной рамой без подвески./Нижегород. техн. ун-т. -Н.Новгород, 1999. -12с. (Деп. в ВИНИТИ 28.04.99 №1365-В99).

5. Дмитриев П.Е. О перспективных направлениях в исследовании динамики системы «движитель-грунт»./ Материалы международной научно-технической конференции, посвященной 25-летию кафедры «Строительные и дорожные машины. -Н.Новгород, 1997.-265с.

1. ПРЕДПОСЫЛКИ К ИССЛЕДОВАНИЮ ДИНАМИЧЕСКОЙ

НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ СОЧЛЕНЕННЫХ МАШИН

НА ШИНАХ НИЗКОГО ДАВЛЕНИЯ. ПОСТАНОВКА ЗАДАЧ

1.1. Основные понятия. Особенности динамической нагруженности силовых приводов сочленённых машин на шинах низкого давления

1.2. Краткий обзор работ посвящённых динамической нагруженности силовых приводов транспортных машин

1.3. Методы исследования вибронагруженности силовых приводов транспортных машин;

1.3.1. Методологическая основа задачи снижения динамической нагруженности силового привода

1.3. 2. Математические модели

1.3.3. Методы определения параметров

1.3.4. Методы решения

1.4. Постановка задач

1.5. Краткие выводы

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК СИЛОВОГО ПРИВОДА

2.1. Построение расчётной схемы силового привода

2.1.1. Проверка принимаемых гипотез

2.1.2. Принципы построения расчётной схемы

2.1.3. Математическая запись расчётной схемы

2.2. Построение математической модели

2.2.1. Общие принципы построения

2.2.2. Обоснование и методика численной реализации принятой модели

2.3. Краткие выводы

3. АНАЛИЗ АВТОКОЛЕБАТЕЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ В

СИЛОВОМ ПРИВОДЕ

3.1. Разработка математической модели

3.2. Определение исходных характеристик

3.2.1. Определение момента сопротивления вращению

3.2.2. Определение статической характеристики двигателя

3.2.3. Определение силы сопротивления движению

3.2.4. Определение силы трения скольжения

3.3. Исследование автоколебательных процессов

3.3.1. Исследование почти синусоидальных автоколебаний при движении машины по твёрдому опорному основанию

3.3.2. Исследование релаксационных автоколебаний при движении по грунту с низкой несущей способностью

3.3.3. Исследование устойчивости стационарных режимов

3.4. Явление захватывания в автоколебательной системе силового привода

3.5. Краткие выводы

4. МЕТОДИКА И РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕШО-ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОГО

ИССЛЕДОВАНИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК СИЛОВОГО ПРИВОДА

4.1. Планирование эксперимента

4.2. Техника экспериментальных исследований

4.3. Обработка экспериментальных данных и определение динамических характеристик силового привода

4.4. Краткие выводы

Актуальность работы. В настоящее время акционерная компания по транспорту нефти АК «Транснефть» эксплуатирует 49,6 тыс. км. магистральных нефтепроводов диаметром от 400 до 1220 мм. и 404 насосные станции. Основная задача АК «Транснефть» в современных условиях заключается в поддержании действующей сети магистральных трубопроводов в работоспособном состоянии. Дело в том, что ранее обслуживание и контроль нефтяных трубопроводов осуществлялся с использованием воздушного транспорта, а многочисленные попытки приспособить для работы на грунтах с низкой несущей способностью обычные (дорожные) машины пока не дали положительных результатов. Настоящая экономическая ситуация в стране сложилась таким образом, что использование воздушного транспорта для обслуживания нефтяных трубопроводов, стало крайне дорогим мероприятием. Кроме того, положение усугубляется повышением среднего возраста всех нефтяных трасс: на данном этапе 46% нефтепроводов России имеют возраст до 20 лет, 29% - от 20 до 30 лет, а 25% - эксплуатируются свыше 30 лет. Аварийность на магистральных трубопроводах составляет приблизительно 0.34 на 1000 км и имеет тенденцию к росту. Для оперативного выполнения работ по контролю и обслуживанию нефтяных трубопроводов при соблюдении международных стандартов безопасности и охраны окружающей среды акционерной компанией «Транснефть» было принято решение о необходимости создания специального наземного транспортного средства - машины обходчика нефтяных трасс с высокоэкологичным типом движителя.

Для решения возникшей задачи, ЗАО «Транспорт» совместно с СКТБ ТТМ (НГТУ) создано сочленённое транспортное средство на шинах низкого давления ТТМ-2902 {подробнее - приложение №1).

В процессе эксплуатации первых опытных образцов была выявлена высокая динамическая нагруженность силового привода таких машин. Об этом свидетельствовали преждевременные выходы из строя отдельных элементов трансмиссии: поломки деталей КПП и карданных шарниров, быстрый износ сцепления. Эта проблема побудила к дальнейшему, более углубленному анализу причин высокой динамической нагруженности силового привода.

Таким образом, важность проблемы эффективного обслуживания и контроля нефтяных трасс при соблюдении международных стандартов безопасности и охраны окружающей среды, необходимость создания машины обходчика нефтяных трасс, как ключа к решению данной задачи, а также выявленная при эксплуатации первых опытных образцов техническая проблема в совокупности делают данную работу актуальной. Цель работы. Снижение динамической нагруженности трансмиссии полноприводного сочленённого транспортного средства на шинах низкого давления.

Научная новизна работы. Применены новые, в рамках исследования динамической нагруженности силовых приводов транспортных машин, методы и модели, которые позволили:

- определить условия возникновения самовозбуждения крутящих моментов в силовом приводе машин на шинах низкого давления - автоколебаний близких к синусоидальным, релаксационных автоколебаний, явления «захватывания»;

- оценить зависимость основных характеристик автоколебаний крутящих моментов (амплитуды, частоты, близости к синусоиде) в силовом приводе от параметров машины: крутизны статической характеристики двигателя; силы трения скольжения в пятне контакта колеса с дорогой; демпфирования колебаний крутящих моментов в силовом приводе

- оценить эффективность снижения динамической нагруженности трансмиссии машины на шинах низкого давления по каждому параметру в отдельности и в их сочетании.

Объект исследования - сочлененное транспортное средство на шинах низкого давления ТТМ-2902.

Практическая значимость работы. Изложенные в диссертационной работе методики позволили:

- предложить на стадиях доводки и модернизации образцов конкретные решения;

- определить физические параметры корректирующих элементов и места их установки.

Реализация результатов работы. Программы и методики расчётов, изложенные в работе, внедрены в практику СКТБ ТТМ. Результаты работы использованы при доводке и модернизации выпускаемых машин ТТМ-2902 в ЗАО «Транспорт» (приложение №2). Материалы диссертации используются в учебном процессе кафедры «Автомобили и тракторы» Нижегородского государственного технического университета. Расчетно-теоретические исследования доведены до инженерных методик и могут быть использованы в конструкторских бюро и других научных организациях, связанных с вопросами проектирования транспортных средств высокой проходимости.

Апробация работы. Отдельные этапы и основное содержание работы докладывались на научно-технических конференциях: -международной научно-технической конференции «Развитие транспорт-но-технологических систем в современных условиях», Н.Новгород, НГТУ

- 1997г.;

-международной научно-технической конференции «Состояние и перспективы автомобильного транспорта в России», Н.Новгород, НГТУ - 1998г.; -научном семинаре по колёсным и гусеничным машинам высокой проходимости, Москва, МАДИ - 1999г.

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 5 печатных работ, получено свидетельство на «полезную модель».

8. Результаты работы внедрены в практику СКТБ ТТМ. Данные рекомендации по снижению динамической нагруженности силового привода использованы при доводке и модернизации сочленённого транспортного средства на шинах низкого давления ТТМ-2902.

1. Агейкин Я.С. Вездеходные колесные и комбинированные движители. -• М.: Машиностроение, 1972.-184с.

2. Агейкин A.C. Проходимость автомобилей. М.: Машиностроение, 1981.-232с.

3. Аксёнов П.В. Многоосные автомобили. -М.: Машиностроение, 1989. -280с.

4. Андронов A.A., Витт A.A., Хайкин С.Э. Теория колебаний. -М.: Физмат-гиз, 1959.-915с.

5. Антонов A.C. Силовые передачи колесных и гусеничных машин. Л.: Машиностроение, 1975.-480с.

6. Бабков В.Ф., Бируля А.К., Сиденко В.М. Проходимость колесных машин по грунту. -М.: Автотрансиздат, 1959.-189с.

7. Барахтанов Л.В., Беляков В.В., КравецН.Н. Проходимость автомобиля. -Н.Новгород.: НГТУ, 1996.-200с.

8. Беккер М.Г. Введение в теорию местность-машина. М.: Машиностроение, 1973.-520с.

9. Бендат Дж., Пирсол А. Измерение и анализ случайных процессов. М.: Мир, 1971.-408с.Ю.Бессекерский В.А., Попов Е.П. Теория систем автоматического регулирования. М.: «Наука», 1966.-992с.

10. Бидерман В.Л. Теория механических колебаний. М.: Высш.шк., 1980.-408с.

11. Биркгов Г. Динамические системы. М.-Л.:ОГИЗ, 1941.-320с.

12. Бочаров Н.Ф., Гусев В.И., Семенов В.М. и др. Транспортные средства на высокоэластичных движителях. М.: Машиностроение, 1974.-208с.

13. Вейц В.Л., Кочура А.Е., Мартыненко A.M. Динамические расчеты приводов машин. -Л.: Машиностроение, 1971.-354с.

14. Вейц В.Л. Динамика машинных агрегатов. Л.: Машиностроение, 1969.-370с.тJ: 145

15. Вейц B.JI., Кочура А.Е., Федотов А.И. Колебательные системы машинных агрегатов. -JL: ЛГУ, 1979.-255с.

16. Вибрации в технике: Справочник в 6-ти т.1 под ред. ИЖБлехмана. М.: Машиностроение, 1979.-351с.

17. Вибрации в технике: Справочник в 6-ти т.1 под ред. Ф.М.Диментберга, К.С.Колесникова. М.: Машиностроение, 1980.т.3.-544с.

18. Вибрации в технике: Справочник в 6-ти т.1 под ред. К.В.Фролова. -М.: Машиностроение, 1981.т.6.-456с.

19. Вонг Дж. Теория наземных транспортных средств. Пер.с англ. М.: Машиностроение, 1982.-283с.

20. ГерсевановН.М. Собрание сочинений. Т.2-Л.: Стройвоенмориздат, 1948-374с.

21. Динамика планетохода./Под ред. А.Л.Кемурджиана. М.: Наука, 1979.-458с.

22. Кнороз В.Н. Работа автомобильной шины. М.: Транспорт, 1976.-238с.

23. Кардашевский C.B., Погорелый Л.В., Фудиман Г.М. Исследование сельскохозяйственной техники.- М.: Машиностроение,!979.-288с.

24. Кононенко В.О. Колебательные системы с ограниченным возбуждением. М.: Наука, 1964.-254с.

25. Котельников Р.Б. Анализ результатов наблюдений. М.: Энергоатомиз-дат., 1986.-144с.

26. Левин М.А., Фуфаев H.A. Теория качения деформируемого колеса. М.: Наука, 1989.-272с.31 .Малиновский Е.Ю., Гайцгори М.М. Динамика самоходных машин с шарнирной рамой. М.: Машиностроение, 1974.-175с.

27. Маслов Г.С. Расчеты колебаний валов: Справочник. М.: Машиностроение, 1980.-151с.

28. Неймарк Ю.И., Фуфаев H.A. Динайика неголономных систем. М.: нау• ка, 1967.-519с.34.0строверхов H.JI., Русецкий Н.Л., Бойко Л.И. Динамическая нагружен-ность трансмиссий колесных машин. -Минск: «Наука и техника», 1977. -152с.

29. Платонов В.Ф. Полноприводные автомобили. М.: Машиностроение, 1981.-279с.

30. Платонов В.Ф., Леиашвили Г.Р. Гусеничные и колёсные транспортно-тяговые мапшны.-М.: Машиностроение, 1986.-296с.

31. Попов Е.П., Пальтов И.П. Приближенные методы исследования нелинейных автоматических систем. -М.: Физматгиз,1960. -792с.

32. Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля. М.: Машиностроение, 1972.-246с.

33. Силаев A.A. Спектральная теория подрессоривания транспортных машин. М.: Машиностроение, 1963.-165с.

34. Скляревич A.M. Операторные методы в статистической динамике автоматических систем. -М.:Физматгиз.

35. Скотников В.А., Тетеркин А.Е. Основы теории проходимости гусеничных мелиоративных тракторов. Минск: Выш. шк., 1973 -256с.

36. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. М.: Машиностроение, 1981.-271с.

37. Солодовников В.В. Статистическая динамика линейных систем автоматического управления. -М: Физматгиз, 1960. -653с.

38. Теория и расчет трактора «кировец». под. ред. Бойкова A.B. -Л.: Машиностроение, 1980.-208с.

39. Тракторы: Проектирование, конструирование и расчет, под. ред. Ксене-вича И.П. М.: Машиностроение, 1991. 544с.

40. Ульянов H.A. Основы теории и расчета колесного движителя землеройных машин. М.: Машгиз, 1962.-206с.т47 .Ульянов H.A. Колесные движители строительных и дорожных машин: Теория и расчет. М.: Машиностроение, 1982.-279с.

41. Ульянов Ф.Г. Повышение проходимости и тяговых свойств колесных тракторов на пневматических шинах. М.: Машиностроение, 1964.-136с.

42. Успенский И.Н. Проектирование трансмисии автомобиля. Горький: 1971.-64с.

43. Успенский И.Н., Савинов Б.В., Шатилов В.В. Расчёт крутильных и из-гибных колебаний в трансмиссии. Горький: 1978. - 53с.

44. Филиппов А.П. Колебания механических систем. Киев: Наук.думка, 1965.-716с.

45. Флорин В.А. Основы механики грунтов. М.: Стройиздат, 1961.Т.2.-420с.

46. Фурунжиев Р.И. Автоматизированное проектирование колебательных систем. Мн.: Вышейш. шк., 1977.-452с.

47. Цитович И.С., Альгин В.Б. Динамика автомобиля. Минск: Наука и техника, 1981.-191с.

48. Чудаков Е.А. Теория автомобиля. М.: Изд-во АН СССР, 1961.-463. (избранные труды, т. 1.).

49. Штейнберг Ш.Е. Идентификация в системах управления.-М.: Энерго-атомиздат, 1987.-80с.

50. Шупляков B.C. Колебания и нагруженность трансмиссии автомобиля. -М.: Транспорт, 1974.-328с.

51. Яценко H.H., Шупляков B.C. Нагруженность трансмиссии автомобиля и ровность дороги. М.: Транспорт, 1967.-164с.

52. Hecht Н. Schaltschema und differentialgleichungen elektrischer und mechanischer schwingungsgebilde. Leipzig., J.A. Barth, 1959. 176s.

53. Hart H. Einfurung in die Messtechnik. Berlin., VER, 1989. 391s.Статьи

54. Бочаров Н.Ф.Распределение крутящих моментов в трансмиссии многоприводных колесных машин на твердых дорогах. «Известия вузов», №12,1964г. »- ■ - Í I

55. Бочаров Н.Ф., Макаров С.Г. Особенности работы блокированной трансмиссии автомобиля с колесной формулой 4x4. «Автомобильная промышленность», №2,1970г.

56. Веселов П.Н. Результаты расчётно-теоретических исследований вынужденных колебаний автотранспортного средства./ Нижегород. гос. ун-т. -Н.Новгород, 1996,-Юс. -деп. В ВИНИТИ, №1859-В96.

57. Геккер Ф.Р. К методике определения оптимального момента трения демпфера крутильных колебаний трансмиссий автомобилей. «Автомобильная промьппленность»,№2,1969г.

58. Дик А.Б., Зобов В.П., Задворнов В.Н. Модель колеса для расчёта режимов движения автомобиля / НАМИ, 1991, вып.№1, с.58-70.

59. Дмитриев П.Е. Исследование напряженного состояния водонасыщенного глинистого грунта под воздействием высокоэластичного колесного движителя./Нижегород. техн. ун-т. Н.Новгород, 1999. -8с. (Деп. в ВИНИТИ 28.04.99. №1364-В99);

60. Дмитриев П.Е. Определение динамических характеристик силового привода вездехода на шинах сверхнизкого давления с сочлененной рамой без подвески./Нижегород. техн. ун-т. Н.Новгород, 1999. -12с. (Деп. в ВИНИТИ 28.04.99 №1365-В99);

61. Лукин П.П. К методике расчета гасителя крутильных колебаний в трансмиссии автомобилей. «Автомобильная промышленность», №11,1964г.

62. Маркелов В.П., Иванов В.А., Вафин Р.К. Крутильные колебания в замкнутых контурах силовых передач. «Известия вузов», №2, 1964г.

63. Москалев В.Н. К методике расчета гасителя крутильных колебаний. «Автомобильная промышленность», №4, 1962г.78.«Применение теории графов связей в технике». Сборник статей. -М.:Мир,1973.-94с.

64. Семенов В.М., Армадеров Р.Г. Динамические нагрузки трансмиссии автомобиля. «Автомобильная промышленность», №11,1959г.80. «Строительные и дорожные машины». Сборник 25 лет кафедре -Н.Новгород,1997.-265с.

65. Успенский И.Н., Савинов Б.В. Крутильные колебания в трансмиссии грузовых автомобилей Горьковского автозавода. «Автомобильная промышленность», №9,1970г.

66. Успенский И.Н., Нефедов В.А., Родичев И.С. Влияние конструктивныхпараметров на частоты собственных колебаний трансмиссии автомоби-fлей. «Автомобильная промышленность», №5,1971г.

67. Физико-технические приложения краевых задач. Сборник статей.-Киев: Наук. Думк.,1978.-244с.

68. Яценко H.H., Шупляков B.C. Переменная нагруженность трансмиссии автомобиля. «Автомобильная промышленность», №5,1969г.Диссертации

69. Барахтанов JI.B. Исследование статистических характеристик микропрофиля пересечённой местности и колебаний корпуса вездеходных машин: Дис. канд.техн.наук. -Горький.: 1972.-216с.

70. Брегадзе М.Д. Разработка методики расчета нагрузочных режимов полноприводных автомобилей при эксплуатации в условиях сельскохозяйственного производства: Дис. .канд.тех.наук. М.: 1989.-158с.

71. Вермеюк В.Н. Нелинейные колебания в трансмиссии автомобиля: Дисс. к.т.н. Тольятти: 1978. -156с.

72. Водяник И.И. Прикладная теория и методы расчета взаимодействия колес с грунтом: Дисс.д.т.н. Каменец-Подольский.: 1985.-399с.

73. Гусев В.И. Исследование влияния пневмокатков на проходимость и работу трансмиссии автомобилей типа 4x4: Дисс. к.т.н. М.: 1965.-190с.

74. Киршин В.Г. Снижение динамических нагрузок в системе «двигатель-трансмиссия-ходовая часть» автомобилей самосвалов с колесной формулой 6x4: Дисс. к.т.н.- М.: 1984. -156с.

75. Леликов О.П. Исследование влияния конструктивной схемы силового привода на его нагруженность и на тягово-сцепные качества автомобилей с колесной формулой 4x4: Дисс. к.т.н. М.: 1969.-146с.

76. Соколов М.О. Обоснование способов и средств повышения опорной проходимости базового лесопромышленного транспорта: Дисс. .канд. техн. наук. Химки: 1994.-154с.

77. Яуфман А.Ф.: Снижение уровня крутильных колебаний в трансмиссии легкового автомобиля: Дисс. к.т.н. М.: 1983. -252с