автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Снижение энергозатрат при функционировании пропашного агрегата за счет изменения структуры шин трактора класса 1,4

На правах рукописи

СЕРГЕЕВ НИКОЛАИ ВИКТОРОВИЧ

СНИЖЕНИЕ ЭНЕРГОЗАТРАТ ПРИ ФУНКЦИОНИРОВАНИИ ПРОПАШНОГО АГРЕГАТА ЗА СЧЕТ ИЗМЕНЕНИЯ СТРУКТУРЫ ШИН ТРАКТОРА КЛАССА 1,4

□□3458545

Специальность 05.20.01 - Технологии и средства механизации

сельского хозяйства (по техническим наукам)

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

1 / С!"П

Зерноград - 2009

003458545

Диссертация выполнена в Федеральном государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования Азово-Черноморской государственной агроинженерной академии (ФГОУ ВПО АЧГАА).

Научный руководитель: кандидат технических наук, профессор

Яровой Виктор Григорьевич ФГОУ ВПО АЧГАА

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Черноволов Василий Александрович ФГОУ ВПО АЧГАА

доктор технических наук, старший научный сотрудник Рыков Виктор Борисович ГНУ ВНИПТИМЭСХ

Ведущая организация: ФГУ «Северо-Кавказская МИС»

(г. Зерноград)

Защита состоится января 2009 года в 10— часов на заседании дис-

сертационного совета Д 220.001.01 в ФГОУ ВПО АЧГАА по адресу: 347740, Ростовская область, г. Зерноград, ул. Ленина 21, в зале заседаний диссертационного совета.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГОУ ВПО АЧГАА.

Автореферат разослан <dÉó> декабря 2008 года

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор

Н.И. Шабанов

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Снижение энергозатрат при функционировании машинно-тракторных агрегатов (МТА) является неотъемлемой частью общей проблемы улучшения их эксплуатационных показателей и в целом машиноиспользования в сельскохозяйственном производстве. При этом значимая роль принадлежит агрегатам, связанным с возделыванием пропашных культур, и среди них - культиватор-ным агрегатам.

Движение этих агрегатов в междурядьях пропашных культур происходит при непрерывно изменяющихся воздействиях - возмущающих и управляющих. Возмущающие воздействия обусловлены взаимодействием рабочих органов культиватора с почвой, управляющие - действиями водителя для обеспечения заданной траектории движения агрегата в междурядьях.

В результате таких воздействий управляемое движение пропашного культи-ваторного агрегата с колесным трактором сопровождается переменными по величине и времени разворачивающими моментами и боковыми силами. Вследствие этого появляется боковой увод колес трактора и рабочих органов культиватора, от чего ухудшается и тяговая динамика, и боковая устойчивость агрегата.

Так как решающее влияние на указанные процессы оказывают пневматические шины трактора, то одним из способов снижения энергозатрат при функционировании пропашного агрегата следует считать оптимизацию тяговых характеристик шин с учетом бокового увода. При этом противоречия между потребностью в повышении эффективности функционирования МТА и уровнем научных знаний по её реализации требуют дальнейшего разрешения, которое и нашло определенное отражение в настоящей работе.

Цель работы - снижение энергозатрат при функционировании пропашного агрегата за счет изменения структуры шин трактора класса 1,4.

Объект исследования - процесс функционирования пропашного агрегата (МТЗ-80 + КРН-5,6) с тракторными шинами различного конструктивного исполнения.

Предмет исследования - закономерности функционирования пропашного агрегата при движении по заданной междурядьями траектории и характеристики шин ведущих колес трактора.

Научная гипотеза. Снижение энегозатрат при функционировании пропашного агрегата может быть достигнуто уменьшением бокового увода шин, за счет повышения его тяговых и динамических характеристик.

Рабочая гипотеза. Уменьшение бокового увода, повышение тяговых и динамических характеристик шин достигается изменением их внутренней структуры.

Методы исследований. Для достижения поставленной цели и решения комплекса задач применены теоретические и экспериментальные методы исследований. Теоретические исследования проведены на основе математического моделирования процесса качения ведущего колеса на сминаемом опорном основании в общем случае силового нагружения колеса и статистического моделирования динамических процессов при траекторном движении культиваторного агрегата как объекта и как замкнутой системы управления.

' Экспериментальные исследования проведены с использованием методов их планирования, регрессивно-дисперсионного анализа и статистической обработки результатов на ПЭВМ с использованием специальных программ. В исследованиях применялись типовые измерительные средства и аппаратура.

Научная новизна:

- закономерности тяговой динамики ведущего колеса в общем случае его на-гружения крутящим моментом, продольными и боковыми силами;

- модель бокового увода ведущего колеса на почве;

- математическая модель культиваторного агрегата как замкнутой системы управления в траекторном движении;

- метод определения рациональной величины коэффициентов сопротивления уводу колес трактора по тягово-энергетическому критерию функционирования агрегата.

Практическая значимость. Разработанные модели ведущего колеса и культиваторного агрегата позволяют согласовать характеристики шин трактора и параметры агрегата в целом для прогнозирования наилучших показателей функционирования МТА и в частности снижения энергозатрат в реальных условиях эксплуатации. Создана мобильная установка «шинный тестер» для испытания тракторных шин на агрофонах естественного залегания (патент ГШ 2221998), а также автосцепка для динамометрирования навесных сельскохозяйственных машин. Средства и методика испытания шин могут быть использованы МИС и НИИ шинной промышленности. Реализация предложенных мероприятий позволила снизить энергозатраты при функционировании пропашного агрегата. В результате погектарный расход топлива уменьшился на 6,6% при увеличении производительности на 8,7%. Годовой экономический эффект составил 8199 рублей.

Реализация и внедрение результатов. Мобильная установка «шинный тестер» используется ФГУ «Северо-Кавказская государственная машиноиспытательная станция» для испытания среднеразмерных тракторных шин. Теоретические разработки, элементы методики экспериментальных исследований и пакет программ анализа работы МТА используются в учебном процессе Азово-Черноморской государственной агроинженерной академии.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы были доложены, обсуждены и получили положительную оценку на научно-технических конференциях ФГОУ ВПО АЧГАА (Зерноград, 2003 - 2007 гг.), ГНУ ВНИПТИМЭСХ (Зерноград, 2004 г.), ФГОУ ВПО СтГСХА (Ставрополь, 2003 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 9 печатных работ, в том числе 1 статья в издании, указанном в «Перечне ВАК». Получен патент на изобретение. Одна статья опубликована без соавторов. Общий объем публикаций составляет 2,07 п.л., из них 1,35 п.л. принадлежит автору.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, 5 глав, общих выводов, списка литературы из 141 наименования, в том числе 7 на иностранном языке. Работа изложена на 136 страницах, содержит 42 рисунка и 8 таблиц.

На защиту выносятся следующие научные положения:

- Математическая модель процесса функционирования культиваторного МТА при криволинейном движении, учитывающая взаимодействие ведущего пневмоколеса с почвенным опорным основанием.

- Методика оценки влияния бокового увода шины на показатели функционирования - сопротивление качению, силу тяги, буксование и тяговый КПД ведущего колеса трактора.

- Рекомендации по выбору оптимальных параметров пневматических шин для ведущих колес.

- Способ улучшения функционирования МТА путем комплектации ведущих колес трактора шинами нового, диагонально-параллельного типа, конструктивного исполнения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, дана характеристика работы, изложены научные положения, которые выносятся на защиту.

В первой главе «Обзор и анализ исследований процесса функционирования МТА. Постановка задач исследования» рассмотрены способы решения общей проблемы повышения производительности машинно-тракторных агрегатов.

Отмечено, что весомый вклад в решение проблемы внесли В.Н. Болтинский, JI.B. Гячев, Ю.А. Ганькин, С.А. Иофинов, И.П. Ксеневич, Г.М. Кутьков, А.Б. Лурье, А.Б. Свирщевский, A.B. Рославцев, H.H. Кузнецов, B.JI, Строков, В.В. Коптев, Н.М. Беспамятнова, В.Б. Рыков, В.В. Котляров, В.Г. Яровой, В.А. Оберемок, В.А. Кравченко, А.Ф. Шкарлет, Ю.С. Толстоухов, С.Г. Пархоменко и другие ученые.

Выделены основные направления работ. Одним из них является совершенствование конструкции колесного движителя путем улучшения характеристик основного его элемента - пневматической шины.

Выявлено, что ряд вопросов по данной проблеме требует дальнейших разработок по улучшению показателей управляемого движения пропашного культиваторного агрегата в горизонтальной плоскости в связи с его тяговой динамикой и боковой устойчивостью.

Научная гипотеза. Снижение энегозатрат при функционировании пропашного агрегата может быть достигнуто уменьшением бокового увода шин, за счет повышения его тяговых и динамических характеристик.

На основе проведенного анализа было предусмотрено решение следующих задач:

1. Провести теоретические исследования движения пропашного агрегата по заданной междурядьями траектории на основе моделирования бокового увода ведущих колес трактора.

2. Изучить тяговые показатели ведущего колеса при боковом уводе шины.

3. Осуществить оптимизацию внутреннего строения шин с измененной структурой и с учетом совместного действия на ведущее колесо продольных и боковых сил.

4. Определить статистические и энергетические показатели функционирования пропашного культиваторного агрегата и оценить эффективность функционирования по качеству технологического процесса.

Во второй главе «Тягово-энергетические показатели функционирования культиваторного агрегата в траекторном движении» разработана математическая модель агрегата как объекта управления и как замкнутой системы управления, где интегрирующим звеном является водитель.

Для расчета и анализа показателей движения агрегата предварительно рассмотрены закономерности бокового увода шин на почвенном основании и установлено влияние увода на тяговые свойства ведущих колес трактора. При этом исходили из того, что увод ведущего колеса, качение которого на почве происходит с буксованием, обусловлен не только боковой эластичностью шины, но и скольжением в боковом направлении контактной площадки.

Усредненные скорости буксования и бокового скольжения элементов контактной площадки считались пропорциональными продольной Рх и боковой Ру силам, тогда оценочный показатель - коэффициент сопротивления уводу Ку как отношение боковой силы Ру к углу увода ау - равен

к.Ч

где 5- коэффициент буксования; к0- коэффициент сопротивления уводу из-за боковой эластичности шины; Рх- продольная сила на колесе.

Данная зависимость показывает уменьшение сопротивляемости уводу при увеличении буксования ведущего колеса. Возрастание буксования с нуля до 15-20% приводит к снижению величины Ку в 2,0-2,5 раза, что ухудшает боковую устойчивость агрегата.

Влияние бокового увода на силу тяги и КПД ведущего колеса однозначно. Чем увод больше, тем эти тяговые показатели хуже. Согласно схеме, представленной на рисунке 1, сила тяги Рт - сила в направлении движения колеса, равна Рт = Рх cos ау - Ру sin ау-Рх- Руау (2)

или, с учетом зависимости (1),

Pm=fo-Pf)- 1 (3)

где Рк и Pf - касательная сила тяги и сила сопротивления качению колеса.

Следовательно, уменьшение и силы тяги и КПД ведущего колеса при боковом уводе обусловлено квадратом угла увода. Причем эти зависимости усугубляются еще и тем, что дополнительное влияние на характер их протекания оказывает увеличение от увода как сопротивления качению, так буксования колеса.

В итоге подтвержденный экспериментальными исследованиями качественный анализ показывает, что явное снижение Рт и г|т наступает при увеличении бокового угла более 0,8-1,0°. Исходя из этого, и была принята, по соображениям

приемлемой тяговой энергетики агрегата, такая предельно допустимая величина угла увода ведущих колес трактора.

Для определения условий, при которых увод не превысит оговоренной величины, рассмотрено траекторное движение агрегата.

Дифференциальные уравнения движения в горизонтальной плоскости куль-тиваторного агрегата получены, согласно схеме на рисунке 2.

>1

Рщ

V, м, и

п ^с

У"/

Рисунок 1 - Схема качения ведущего Рисунок 2 - Схема движения

колеса с боковым уводом пропашного агрегата

В соответствии с решаемой задачей они представлены в следующем виде: У+ Уф -уа + вГ2 = 0, ф- О = О,

У+ Аа -вП+ (В-вА)-С2 = 1, • 0, Г2+ (С - вД) ■ О + УДа = 12 • © + 13 • М

(4)

. К +к, + К „ вК3 + сК -аК где А = —-2--, В = —2---

Д

ту

вК. + сК - аК

ту

-V,

с=

в2К + с2К +а"'К

IV

1.=

Р.-К , К-Р, ,1

_£_^ 1 п ' п 1 -- _

> 2 J 3 > 3 ~

IV Ш

а, в, с — координаты центра инерции агрегата в горизонтальной плоскости; ап, а3 = аь ам и Кп, К3, Км - углы бокового увода передних, задних колес трактора и рабочих органов культиватора и соответствующие коэффициенты сопротивления уводу; 0 и М - угол поворота управляемых колес (управляющее воздействие) и разворачивающий момент (возмущающее воздействие); у и ср - линейное центра инерции и угловое отклонение агрегата относительно заданной траектории; V - скорость агрегата в направлении его продольной оси (принято допущение, что она является постоянной, так как её изменение при обработке междурядий пропашных культур не превышает 1,5%).

Для агрегата как замкнутой системы управления принята наиболее распространенная модель водителя. Его передаточная функция описывается известным уравнением

р

где т - время реакции водителя (0,2-0,3 с); Т - постоянная времени, характеризующая его нервно-мышечную инерционность (0,1-0,3 с); 1у - показатель реакции водителя на отработку сигнала от линейного и углового отклонений трактора от заданной траектории.

Передаточная функция \У° (р) системы агрегат-водитель была получена общепринятым способом после преобразований Лапласа и записи уравнений (4) в алгебраическом виде (предварительно е"трв формуле (5) разложена в функциональный ряд). После анализа переходных процессов установлено, что с достаточной для практических расчетов точностью эта функция упрощается

(б)

алр) а1Р+ао

где вв = 1, -1з, ао=У-(-1,Д + 12А),

а, = [12 • (В + V) -1, V + V • (т + Т) • (12А -1, Д)].

Для решения поставленной задачи об ограничении предельной величины угла увода ведущих колес трактора а применены методы статической динамики, так как движение культиваторного агрегата по заданной междурядьями пропашных культур траектории представляет собой случайный процесс. Как показали экспериментальные исследования, проведенные в АЧГАА, этот процесс является стационарным и центрированным с нормальным законом распределения плотности вероятности показателей траекторного движения агрегата.

Тогда искомое среднее квадратическое отклонение угла бокового увода ведущих колес трактора о определяется зависимостью

°2=^К(<»)1оэ, (7)

где спектральная плотность этого угла 8о (со) равна произведению квадрата модуля частотной передаточной функции \¥°0<в) (замена р = .¡ю) на спектральную плотность внешнего воздействия, то есть разворачивающего момента 8м(со)

(8)

На основе наших и предшествующих исследований

8>)- я (Р2+Г-Ш2)+4Р2со2' (9)

где Дм - дисперсия разворачивающего момента; См, |3, у - экспериментальные коэффициенты; О. - круговая частота процесса.

После подстановки выражений (8) и (9) в исходный интеграл (7) получено по таблицам статистической динамики решение:

Д.,СХ(а0+а,р) |7гаЛ(ао+а,Р)3+аУ]- 1 >

Параметры агрегата, величину которых необходимо обосновать по приемлемому значению тягово-энергетического критерия функционирования, - это коэф-

фициенты сопротивления уводу передних управляемых К„ и задних ведущих К3 колес трактора.

Расчетные зависимости среднего квадратического отклонения угла бокового увода задних ведущих колес трактора а от коэффициентов сопротивления уводу К3 и Кп (рисунки 3, 4) показывают неоднозначное влияние этих коэффи-

от коэффициента сопротивления от коэффициента сопротивления

уводу задних колес уводу передних управляемых колес

С увеличением сопротивления уводу задних ведущих колес величина а естественно, уменьшается. Наоборот, повышение сопротивляемости уводу передних управляемых колес трактора приводит к возрастанию о. Это можно объяснить тем, что управляющее воздействие 0 в таком случае становится более интенсивным и, значит, влияние на агрегат боковых сил увеличивается.

Однако в реальных пределах изменения коэффициентов сопротивления уводу колес величина Кп не может быть больше 25 кН/рад, а К, - меньше 20 кН/рад, тогда требования в отношении предельной величины среднего квадратического отклонения угла увода ведущих колес трактора оговариваются и указанными ограничениями, и заданной вероятностью получения необходимого значения а. Так как максимальная величина угла увода не должна превышать 0,8-1,0°, а 95% вероятности такого угла будет, как известно, при 2а, то допустимое [а] равно 0,4°.

Из полученных расчетных зависимостей следует, что указанные требования выполняются, если коэффициент сопротивления уводу задних ведущих колес трактора будет не ниже 25-30 кНУрад, а передних - на уровне 17-18 кН/рад. Такая величина К3 будет достигнута, если коэффициент увода К0, обусловленный только боковой эластичностью шин, составит 50 кН/рад, а буксование ведущих колес не превысит 18% при силе тяги 9 кН, характерной для пропашного агрегата типа МТЗ-80 + КРН-5,6.

В третьей главе «Программа и методика экспериментальных исследований шин и пропашного агрегата» приведены программа и методика тестерных исследований шин и полевых исследований пропашного культиваторного агрегата, которые соответствуют основным положениям теоретических исследований.

Тестерные исследования шин с целью сравнения их выходных показателей и определения оптимального внутреннего строения с учетом бокового увода были проведены на специальной мобильной установке (рисунок 5). Опорное основание - асфальтобетон и агрофоны: стерня озимой пшеницы и пар.

Рисуйок 5 - Шинный тестер Рисунок 6 - Динамометрическая

автосцепка

Режим силового нагружения испытуемого колеса - ведомый и ведущий с бесступенчатым регулированием силы тяги. Определяемые показатели колеса -крутящий момент и силы: тяги, боковая, сопротивления качению, а также коэффициент буксования, давление в контакте. Аппаратура, регистрирующая показания тензодатчиков - измерительный комплекс ЭМА-П и осциллограф К-20-22. Длина зачетного участка пути 80-100 м.

Полевые испытания культиваторного агрегата (МТЗ-80 + КРН-5,6) с целью определения его статистических, энергетических и других показателей качества процесса проведены на пару. Междурядья пропашной культуры имитировались вешками. Измерительный комплекс состоял из динамометрической автосцепки с датчиками силы тяги (рисунок 6), путемерного колеса с датчиками угла увода ведущих колес трактора, бачка-расходомера топлива, датчиков контактного давления и регистрирующего осциллографа. Длина зачетного участка пути составляла 600 м.

Объект исследований - пневматические шины 16,9-30 ведущих колес трактора были представлены двумя вариантами: уже обработанной конструкцией серийной шины радиального исполнения и опытной диагонально-параллельной шиной (рисунок 7), на которую имеется два патента. Для оптимизации внутреннего строения опытной шины она была изготовлена в количестве девяти штук с разным по латинскому (3x3) квадрату строением оболочки - слойности, угла наклона нитей корда и давления воздуха.

Рисунок 7 - Схема диагонально-параллельной шины

В четвертой главе «Результаты экспериментальных исследований процесса функционирования пропашного кулыпиваторного агрегата» доказана адекватность результатов аналитических расчетов и натурных испытаний шин и агрегата в целом. Относительная погрешность при их сравнении по среднему квадратическому отклонению находилась в пределах 2,8-7,5%.

Решена задача оптимизации тяговых характеристик шин ведущих колес трактора в результате определения оптимального внутреннего строения диагонально-параллельных шин. Для этого проведены тестерные исследования каждой из девяти таких шин, а для сравнения и радиальной шины в общем режиме силового нагружения, когда на ведущее колесо одновременно действуют и продольные, и боковые силы, а к его оси приложен крутящий момент.

Получены соотношения боковых и продольных сил при качении с уводом ведущего колеса (рисунок 8). Характерно, чем больше угол увода, тем уменьшение боковой силы с ростом продольной происходит быстрее. Предел, к которому стремится боковая сила, при этом снижается. И то, и другое обусловлено совокупным действием буксования из-за продольной силы Рх и боковым скольжением контактной площади из-за боковой силы Ру. Реализуя требуемую для преодоления внешнего сопротивления силу тяги, ведущее колесо, тем самым, исчерпывает запас силы сцепления, остающийся на долю боковых сил. Чем больше сила тяги, тем меньше боковая сила, а с увеличением угла увода больше темп её снижения. И наоборот, чем больше боковая сила, тем меньше создаваемая колесом сила тяги.

Тяговая характеристика шин (рисунок 9) как зависимость их тягового КПД !]„, от силы тяги Рт, построенные по изложенной в работе методике с использованием графиков на рисунке 8, показывает следующее.

В подтверждение аналитической зависимости (4) КПД существенно уменьшается с увеличением угла бокового увода, а его максимум смещается при этом в сторону меньшей силы тяги, то есть, согласно выражениям (3) и (4), при одинаковом крутящем моменте Мк и, следовательно, касательной силе Рк снижение силы тяги Рт и КПД Г1т тем значительней, чем больше угол увода. Справедливо и другое. Реализация заданной силы тяги Рт требует тем больше увеличения касательной силы Рк и коэффициента буксования 5, чем значительнее увод.

Причиной сказанного является увеличение при боковом уводе и сопротивления качению (рисунок 10), и буксования колеса (рисунок 11). Первое происходит из-за того, что одновременное деформирование шины при уводе в радиальном, боковом и угловом направлениях увеличивает внутренние гистерезис-ные потери в её резинокордной оболочке.

Сопутствующее скольжение элементов беговой дорожки в начале контактной площадки к центру, а затем к её периферии усугубляется вследствие восприятия не только радиальной, но и боковой и угловой нагрузками. Невосполнимые потери энергии на внутреннее трение в оболочке и внешнее трение скольжения элементов контактной площадки по опорному основанию при уводе возрастают, отчего увеличивается работа трения качения и, следовательно, - сила сопротивления качения. На сминаемом опорном основании сказывается влияние дополнительных затрат энергии на прессование почвы, которое при уводе происходит не только в продольной плоскости колеса, но и в боковом направлении.

1 х

X \

\ \ ау=7*

а \

о п .__о □ К

о

6 Р*,кН

Рисунок 8 - Соотношение боковых и продольных сил при качении с уводом ведущего колеса (шина 16,9-30 ДП № 6, агрофон - пар)

Рт, кН

Рисунок 9 - Тяговая характеристика диагонально-параллельной шины 16,9-30 ДП № 6 на пару

Буксование при уводе возрастает из-за повышенного деформирования и уменьшения связности почвы от одновременно действующих продольных и боковых сил. Влияние увода' на величину буксования неодинаковое у разных по конструктивному исполнению шин.

Оно менее выражено у той шины, сцепные свойства которой лучше. Пример этого - шина диагонально-параллельной конструкции. По сравнению с радиальной шиной её контактная площадка за счет длины больше. В итоге скольжение элементов контактной площадки этой шины в боковом направлении менее вероятно при тех же углах увода, как и у радиальной шины. Тогда и буксование диагонально-параллельной шины и темп его нарастания с увеличением увода меньше.

Характерно резкое ухудшение тяговых показателей шины при углах бокового увода более 0,8-1,0°. Если этот угол достигает 2,5-3,0°, то оказывается, что преимущество по тяговым показателям более совершенной шины теряется. Такая величина угла увода, согласно приведенным расчетам и результатам испытаний, будет, если нарушено ранее установленное рациональное сочетание коэффициентов сопротивления уводу передних и задних колес трактора.

По тяговым характеристикам каждой из девяти диагонально-параллельных шин определены выходные показатели ири угле увода 1°. Проведен регрессионно-дисперсионный анализ и сформулирована задача оптимизации внутреннего строения шины 16,9-30 ДП: определить такое сочетание слойности Х[, угла наклона нитей корда каркаса Х2 и внутреннего давления воздуха в шине Х3, которое создает максимум тягового КПД г|т сгна стерне, то есть на агрофоне, принятом для определения класса тяги трактора по существующему ГОСТу. При ограничениях выходных показателей шины для пропашного трактора - тяговому КПД г|га.п и площади контакта FK.n на пару; коэффициентов сопротивления качению на пару f„, стерне fCI

и асфальтобетону Г^; неравномерности давления по контакту К; относительной деформации шины Д5.

f 0,12

0,11 0,10 0,09 0,08 0,07 0,06 0,05 0,04 0,03 0,02

/

^ар

У > /

р/ / /

А стерня /

1 Л

ъ □н

О Г

у

0 2 и 6 8 10 12 ОС.гроа

-шина ДП № 6,

шина Р Рисунок 10 - Зависимость коэффициента качения колеса от угла увода шины 16,9-30

7 Ку,граЗ

Рисунок 11 - Зависимость тягового КПД, касательной силы и коэффициента буксования колеса от угла увода шины 16,9-30 (сила тяги 4,5 кН, агрофон-пар)

По регрессионным зависимостям функция цели— максимум КПД: r|mci = -0,013 + 0,09908х, +0,0301х, + 0,359х3 - 0,011887х^ -

- 0,0005Xj - 0,21667х3, ограничения:

r)m li = 0,8892- 0,02042х, - 0,04119х, - 0,32056х3 + 0,00237x1* + + 0,00132х; + 0,1500х* > 0,70;

Fkn = 0,04131 - 0,0055х, + 0,01971х, - 0,22981х3 + 0,00067х^ -

- 0,0003 lx; + 0,07963х3 > 0,20;

f„ = 0,834 + 0,00914х, - 0,04752х, + 0,00231х3 - 0,00093х^ + + 0,0071x2 + 0,00648х3 < 0,07;

fcm = 0,36564+ 0,0386х, + 0,0204х, -0,1305х3 - 0,00418х* + + 0,0003х^ + 0,07259х, < 0,05; f, = 0,0907- 0,00082х, -0,00132х2 - 0,0235х3 < 0,025; К = 1,789 + 0,13175х, + 0,0091х2 - 2,41759х3 - 0,01596х^ + + 0,252х3; 1,0 < К <1,5;

4 = 33,789 - 0,2083х, + 0,0003х2 - 10,444х3; 28 > Аг > 0,05.

(П)

В алгоритме оптимизации предусмотрена постановка функции цели, ограничений, отмеченных выходных показателей шины и пределов варьирования её конструктивных факторов. Результаты расчетов были переданы в электронную таблицу Excel для построения поверхностей отклика (рисунки 12, 13). На их основе определено оптимальное внутреннее строение диагонально-параллельной шине 16,9-30 ДП: норма слойности 4, угол наклона нитей корда каркаса 32°, внутри-шинное давление воздуха 0,9 кгс/см2 (0,088 МПа). При этом тяговый КПД на стерне - 0,790; на пару - 0,712; площадь контакта на пару - 0,201 м2; коэффициент сопротивления качению на пару - 0,069; стерне - 0,049; бетоне - 0,024; неравномерность давления по контакту - 1,36; относительная деформация шины - 23,6%.

Оценка функционирования пропашного культиваторного агрегата выполнена после исследований по комплексу показателей, характеризующих статистическую динамику при движении по заданной междурядьями траектории и связанную с этим управляемым движением тяговую энергетику и качество технологического процесса. Рассмотрены два варианта комплектования шинами ведущих колес трактора. Первый - серийными радиальными с оптимальным, как считается, строением. Второй - опытными диагонально-параллельными шинами с близким к оптимальному внутренним строением.

Предварительно на основе тестерных исследований произведено сравнение сопротивляемости боковому уводу диагонально-параллельной шины со строением, близким к оптимальному, и серийной радиальной силы. График на рисунке 13 показывает, что при реализации одной и той же необходимой для движения агрегата силы тяги буксование колеса с этими шинами разное. Оно меньше на опытных диагонально-параллельных шинах на 36%, от чего их сопротивляемость уводу на 14% больше.

[ЩЭ 0.759 I i 0.755 I I 0.773 ЁЭ 0.781

Рисунок 12 - Зависимость КПД от нормы слойности и угла нитей корда в каркасе

Рисунок 13 - Зависимость КПД от давления воздуха в шине и угла нитей корда в каркасе

Следствием этого явилось уменьшение среднего квадратического отклонения угла бокового увода ведущих колес трактора на 14,2% при их комплектовании опытными шинами.

Если при обоих вариантах комплектации среднее квадратическое отклонение

разворачивающего момента оказывалось практически одинаковым 1,17-1,18 кН'м, то среднее квадратическое отклонение угла бокового увода ведущих колес трактора а составило 0,40° при радиальных и 0,35° при диагонально-параллельных шинах.

Теоретическая величина о, рассчитанная по формуле (10), равна соответственно 0,36° и 0,32°.

То есть для 5% уровня значимости 2 а составляет (0,72-0,80)° и (0,64-0,70)°, что меньше допустимого угла увода (0,8-1,0)°.

Применение диагонально-параллельных шин вместо радиальных в данном отношении более предпочтительно, так как увод ведущих колес трактора с ними меньше на 14-15%. Следовательно, меньше и отрицательное влияние увода на тя-гово-энергетические показатели агрегата.

Аналогичное заключение следует также в результате анализа спектральной плотности угла а.

Она практически на ту же величину меньше при комплектации колес опытными шинами, так как спектральная плотность представляет собой частную функцию для средних значений квадратов амплитуд гармоник, на которые может быть разложен случайных процесс, то, чем меньше величина спектральной плотности, тем менее интенсивный колебательный процесс. Значит, изменение действительной траектории движения агрегата относительно заданной становится менее интенсивным и отрицательное влияние увода на тяговую динамику агрегата и качество культивации менее выражено (рисунок 14, 15).

Показатели качества работы отражены в таблице 1.

Таблица 1 - Показатели качества работы агрегата

~——-—Варианты комплектации -------шинами Показатели " "—---___ Средняя глубина обработки, см Опытная 16,9ДП30 9,52 Серийная 16,9Р30 9,68

Среднее квадратическое отклонение, см 1,20 1,48

Коэффициент вариации, % 12,6 15,3

Рисунок 14 - Зависимость тягового КПД от слойности и давления воздуха в шине

На опытных шинах среднее квадратическое отклонение глубины культивации и коэффициент вариации меньше. В результате стабильность глубины обработки почвы на 21-23% выше.

Рисунок 14 - Соотношение Рисунок 15 - Спектральные

коэффициентов буксования плотности разворачивающегося момента

и сопротивления боковому и угла увода ведущих колес трактора уводу ведущего колеса

Получены также общие энергетические показатели функционирования с учетом бокового увода и опытных, и серийных шин (таблица 2). Из нее следует, что культиваторный агрегат при компетенции ведущих колес трактора диагонально-параллельными шинами имеет на 8,7% большую производительность и на 2% большой часовой, но меньший на 6,6% погектарный расход топлива.

Таблица 2 - Общие энергетические показатели функционирования агрегата

----___Ва£ианты комплектации Показатели —__ Диагонально-параллельные шины Радиальные шины

1. Сила тяги на крюке трактора, кН 9,10 8,85

2. Скорость движения агрегата, м/с 2,30 2,12

3. Коэффициент буксования ведущих 12,0 16,5

колес трактора, %

4. Часовой расход топлива, кг/ч 10,50 10,29

5. Производительность агрегата за 1 час, га 4,64 4,27

6. Погектарный расход топлива, кг/га 2,26 2,41

Основным фактором явилось повышение рабочей скорости агрегата вследствие того, что у диагонально-параллельных шин, как показали предыдущие исследования, меньшее, по сравнению с радиальными шинами, сжатие беговой дорожки и, значит, больший радиус качения (на пару - 0,727 м против 0,710 м), меньше буксование из-за большей площади контакта и меньше влияние на тяговую динамику бокового увода.

Расчетный экономический эффект от внедрения на пропашных культива-торных агрегатах опытных диагонально-параллельных шин взамен серийных радиальных составляет 16249 руб. чистого дисконтированного дохода. Общая годовая экономия равна 8199 руб.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

Результаты выполненных в настоящей работе исследований позволяют сделать следующие выводы и предложения.

1. На снижение энергозатрат при функционировании пропашного культива-торного агрегата МТЗ-80 + КРН-5,6 решающее влияние оказывают динамические характеристики шин: тягово-сцепные и боковой устойчивости. Вследствие бокового увода характеристики шин и показатели функционирования агрегата ухудшаются. С увеличением угла увода до 3° сопротивление качению колес трактора возрастает на 6-13%, буксование - на 21-27%, а тяговый КПД снижается на 0,04-0,06. Предельное значение угла увода не должно превышать 0,9-1,0°.

2. Анализ показал, что из двух факторов, определяющих величину увода колес - боковой эластичности шин и скольжения их контактных площадок, преобладающим становится скольжение, если движение агрегата происходит на агро-фоне с плотностью сложения верхних слоев почвы менее 1,14 г/см3 и при силе тяги более 80% от номинальной. При буксовании ведущих колес трактора 16-20% коэффициент сопротивления уводу на пару уменьшается в 1,5-1,9 раза.

3. В результате изменения структуры шин и последующей оптимизации внутреннего строения опытных диагонально-параллельных шин 16,9 ДП 30 по критерию максимума КПД определено с учетом бокового увода рациональное сочетание конструктивных факторов: нормы слойности - 4, угла наклона нитей корда в каркасе - 32° и внутреннего давления воздуха 0,9 кгс/см2 (88,2 КПа). Выходные показатели шины оптимальной конструкции: тяговый КПД на стерне и пару соответственно 0,790 и 0,712; площадь контакта на пару 0,201 м2; коэффициент неравномерности распределения давления по контакту 23,6%; коэффициент сопротивления качению на стерне, пару и асфальтобетоне соответственно 0,049, 0,0694 и 0,024.

4. Сравнение тягово-энергетических показателей, оптимальных по исполнению диагонально-параллельных и радиальных шин 16,9-30, свидетельствует о преимуществе опытных шин. При прочих равных условиях сопротивление качению на пару у них меньше на 7,5%, буксование - на 14%, а тяговый КПД больше на 0,035. Также меньше отрицательное влияние бокового увода — темп нарастания сопротивления качению, буксования и снижения тягового КПД у диагонально-параллельных шин меньше на 10-22%.

5. Аналитическими расчетами установлены минимально допустимые значения коэффициентов сопротивления уводу задних ведущих и передних ведомых и управляемых колес пропашного трактора класса 1,4. По тягово-энергетическому критерию функционирования культиваторного агрегата они равны для задних колес - 28 кН/рад, для передних колес - 17 кН/рад.

6. На основе теоретических и экспериментальных исследований определены статистические показатели управляемого движения агрегата по заданной траек-

тории. Среднее квадратическое отклонение углов бокового увода ведущих колес трактора на серийных радиальных шинах равно 0,40°, на опытных диагонально-параллельных шинах - 0,35° и соответственно среднее квадратическое отклонение управляемых колес трактора составляет 2,13° и 2,10°. Согласно полученным спектральным плотностям максимум средних значений квадратов амплитуд случайного процесса изменения углов бокового увода ведущих колес трактора находятся в интервале частот 0-1,3 рад/с, то есть преобладающие гармоники в управляемом движении агрегата низкочастотные,

7. Сравнение статистических показателей, полученных при расчетах и натурных испытаниях свидетельствует об адекватности математической модели управляемого движения агрегата, так как отклонения не превышают 2,8-7,5%.

Статистические показатели функционирования лучше у агрегата с диагонально-параллельными шинами. По сравнению с комплектацией агрегата ради-■ альными шинами средние квадратические отклонения углов увода задних ведущих колес трактора меньше на 14-15%. Соответственно на 14,3% меньше и значения спектральных плотностей.

8. Наиболее качественные показатели выполнения технологического процесса агрегата МТЗ-80+КРН-5,6 обеспечивают опытные диагонально-параллельные шины. При комплектации ими ведущих колес трактора взамен серийных радиальной конструкции шин среднее квадратическое отклонение глубины обработки почвы от заданной меньше - на 23,3%, изменчивость процесса, оцениваемую коэффициентом вариации - на 21,4%.

9. Энергетические показатели управляемого движения культиваторного агрегата по траектории, заданной междурядьями пропашных культур, свидетельствуют о лучшем функционировании агрегата, если ведущие колеса трактора класса 1,4 укомплектовать вместо радиальных 16,9R30 диагонально-параллельными шинами того же размера. При несколько возросшей на 2,7% силе тяги, вследствие увеличения на 8,5% рабочей скорости агрегата на диагонально-параллельных шинах (меньше окружное сжатие беговой дорожки, буксование и увод ведущих колес), увеличение часового расхода топлива составляет 2%, производительности 8,7%) и снижение погектарного расхода, ' то есть энергозатрат 6,6%. Экономический эффект от применения диагонально-параллельных шин составляет 8199 рублей.

ОСНОВНЫЕ ПОЛОЖЕНИЯ ДИССЕРТАЦИИ ИЗЛОЖЕНЫ В СЛЕДУЮЩИХ РАБОТАХ:

В изданиях, рекомендованных ВАК

1. Сергеев, Н.В. Обоснование коэффициентов сопротивления боковому уводу колес пропашного трактора [Текст]/ В.Г. Яровой, М.А. Мирошников, Н.В. Сергеев //Механизация и электрификация сельского хозяйства - 2007. № 11. - С. 24-25.

В сборниках научных трудов вузов

2. Сергеев, Н.В. Показатели бокового увода ведущего колеса на грунтовых основаниях [Текст]/ Н.В. Сергеев //Научная молодежь - агропромышленному комплексу: сб. науч. тр. /ФГОУ ВПО АЧГАА. - Зерноград, 2003. - С. 166-169.

3. Сергеев, H.B. Показатели бокового увода пневматической тракторной шины [Текст] / В.Г. Яровой, Н.В. Сергеев, М.А. Мирошников //Физико-технические проблемы создания новых технологий в агропромышленном комплексе: сб. науч. тр. /ФГОУ ВПО СтГАУ. -Ставрополь, 2003. - С. 759-762.

4. Сергеев, Н.В. Влияние бокового увода на сопротивление качению шин 16,9-30 [Текст]/ В.Г. Яровой, С.Г. Пархоменко, Н.В. Сергеев, A.B. Чайковский, М.А. Мирошников //Физико-технические проблемы создания новых технологий в агропромышленном комплексе: сб. науч. тр. /ФГОУ ВПО СтГАУ. - Ставрополь, 2003. - С. 757-759.

5. Сергеев, Н.В. Тяговая динамика ведущего колеса при боковом уводе шины [Текст] / В.Г. Яровой, Н.В. Сергеев, A.B. Чайковский //Результаты исследований и разработка новых технологий и комплексов машины для возделывания сельскохозяйственных культур в условиях засушливого земледелия: сб. науч. тр. //ГНУ ВНИПТИМЭСХ. - Зерноград,

2004.-С. 50-55.

6. Сергеев, Н.В. Результаты исследований и тестерных испытаний пневматической тракторной шины 16,9-30 [Текст] / В.Г. Яровой, Н.В. Сергеев, М.А. Мирошников, A.B. Чайковский //Проблемы эксплуатации транспортных и транспортно-технологических колесных и гусеничных машин: сб. науч. тр. /ФГОУ ВПО АЧГАА. - Зерноград, 2004. -С. 121-124.

7. Сергеев, Н.В. Показатели эксплуатационных качеств МТА при криволинейном движении [Текст]/ В.Г. Яровой, М.А. Мирошников, Н.В. Сергеев, В.П. Шоколов //Пути повышения эффективности функционирования колесных и гусеничных машин в сельскохозяйственном производстве: сб. науч. тр. /ФГОУ ВПО АЧГАА. - Зерноград, 2005. - С. 104-107.

8. Сергеев, Н.В. Улучшение показателей траекторного движения пропашного агрегата [Текст]/ В.Г. Яровой, С.Г. Пархоменко, М.А. Мирошников, Н.В. Сергеев //Актуальные проблемы агропромышленного комплекса: сб. науч. тр. /ФГОУ ВПО АЧГАА. - Зерноград,

2005.-С. 96-102.

9. Сергеев, Н.В. Влияние бокового увода шин на точность вождения пропашного агрегата [Текст]/ В.Г. Яровой, Н.В. Сергеев, М.А. Мирошников //Совершенствование конструкций и повышение эффективности функционирования колесных, и гусеничных машин в АПК: сб. науч. тр. /ФГОУ ВПО АЧГАА. - Зерноград, 2007. - С. 141-146.

Запатентованные изобретения

10. Пат. 2221998 Российская Федерация, 7G01M17/02. Шинный тестер [Текст] / В.Г. Яровой, В.А. Кравченко, М.В. Годунов, М.А. Мирошников, Н.В. Сергеев, A.B. Чайковский. -№ 2002125848; заявление 27.09.2002; опубл. 20.01.2004, Бюл. № 2.

JIP 65-13 от 15.02.99. Подписано в печать 10.12.2008 г. Формат 60x84/16. Уч.-изд. л. 1,1. Тираж 100 экз. Заказ № 580 © РИО ФГОУ ВПО АЧГАА 347740, Зерноград Ростовской области, ул. Советская, 15.

Введение.

Глава 1. Обзор и анализ работ ио исследованию процесса функционирования МТА. Постановка задач исследования.

1.1 Работы по исследованию функционирования колесных машин и МТА.:.

1.2 Обзор и анализ моделей качения колеса с пневматической шиной.

1.3 Задачи исследования.

Глава 2. Тягово-энергстические показатели культиваторного агрегата при криволинейном движении.

2.1 Закономерности бокового увода ведущих колес трактора на сминаемом опорном основании.

2.2 Тяговая динамика в процессе функционирования ведущего колеса при боковом уводе шины

2.3 Расчет коэффициентов сопротивления уводу шин по тягово-энергстическому критерию функционирования агрегата

Глава 3. Программа и методика экспериментальных исследований шин и пропашного агрегата.

3.1 Про1рамма исследования.

3.2 Методика тестерпых исследований шип.

3.3 Методика экспериментальных исследований пропашного агрегата

3.4 Методика определения параметров контакта шин с опорным основанием.

3.5 Определение показателей качества работы агрегата.

3.6 Характеристика шин и агрофопов.

Глава 4. Результаты экспериментальных исследований процесса функционирования пропашного культи в агор но го агрегата

4.1 Проверка адекватности результатов аналитических расчетов и экспериментальных исследований.

4.2 Характеристики бокового увода пневматических шин 16,9-30.

4.3 Тяговые показатели ведущего колеса с уче том бокового увода шины.

4.4 Оптимизация внутреннего строения диагонально-параллельных шин 16,9-30.

4.5 Статистические показатели функционирования агрегата.

4.6 Показатели качества работы и энергооценка культиваторного агрегата.

5. Оценка экономической эффективности результатов исследований.

Повышение эффективности функционирования машинно-тракторных агрегатов (МТА) является неотъемлемой частью общей проблемы увеличения производства сельскохозяйственной продукции и снижения энергозатрат на ее получение. При этом весьма значимая роль принадлежит агрегатам, связанным с возделыванием пропашных культур, и среди них — культиватор-ным агрегатам.

Общим в работе всех агрегатов является их управляемое водителем движение при выполнении полевых технологических операций с непрерывно изменяющимися внешними воздействиями. Воздействия особенно выражены при фронтальном расположении рабочих органов машины-орудия, что характерно для культиваторных агрегатов.

Также общее при работе агрегатов — это их криволинейное движение (движение по траектории). Зачастую такая траектория не обусловлена технологическим процессом выполняемой операции. Она, как правило, является следствием воздействия различных возмущающих факторов, в том числе и ошибок водителя, управляющего агрегатом. Его труд становится более напряженным, качество работы ухудшается, а производительность агрегата снижается. В отдельных случаях снижение производительности в результате криволинейного движения составляет до 10%.

Для агрегата с колесным трактором решающее значение в движении по . заданной траектории приобретают характеристики пневматических шин трактора. Это особенно актуально в связи с тем, что в настоящее время коI лесные движетели сельскохозяйственных тракторов получили преимущественное распространение. В Российской Федерации они составляют более 65%, в других странах мира - более 85%. Вместе с тем, пневматическая шина представляет собой дорогостоящую продукцию, .в производстве которой используется различные дефицитные сырье и материалы. Затраты на шины в сельскохозяйственных предприятиях достигают 17% от общих затрат на эксплуатацию всего машинно-тракторного парка.

Одним из факторов, отрицательно влияющих на показатели функционирования агрегатов с колесными тракторами при криволинейном движении, в том числе и культиваторных, является увод пневматических шин ведущих и направляющих колес трактора. Влияние увода шин усугубляется в связи с установившейся тенденцией повышения рабочих скоростей агрегатов. Из-за бокового увода шин ухудшаются тяговые характеристики ведущих колес и трактора в целом, и, естественно, устойчивость движения, качество работы и управляемость агрегата. Чтобы обеспечить требования, предъявляемые к качеству работы машинно-тракторных агрегатов, необходимо выполнение комплекса основных показателей функционирования. Для культиваторного агрегата, выполняющего обработку междурядий пропашных культур, этот комплекс составляют такие основные показатели: технико-экономические — сопротивление качению, тяговый КПД, расход топлива на движение агрегата; общетехнические — устойчивость движения, управляемость; агротехнические — давление в контакте шин с почвой, показатели ее агрофизических свойств.

Улучшение функционирования агрегата и, значит, комплекса указанных показателей возможно (среди других общепризнанных мероприятий [42]) на основе разработок, связанных с совершенствованием конструкции и, следовательно, характеристик шин. Основные из них тяговые характеристики, полученные в реальных условиях эксплуатации, с учетом бокового увода. Это тем более важно, что шина является конечным звеном динамической системы при реализации силы тяги и начальным звеном при восприятии внешних воздействий на трактор.

Очевидно, следует признать более совершенными те шины которые обеспечивают лучшие показатели функционирования культиваторного агрегата, и меньшее ухудшение их тяговых характеристик вследствие бокового увода. Поэтому оптимизация параметров армирования шин, определяющих их характеристики, и является одним из мероприятий повышения эффективности функционирования указанного агрегата.

В соответствии с выше изложенным, целью настоящей работы является снижение энергозатрат при функционировании пропашного агрегата за счет изменения структуры шин трактора класса 1,4.

В представляемой к защите диссертационной работе выполнены теоретические и экспериментальные исследования закономерностей процесса функционирования культиваторного МТА при его движении по криволинейной траектории. Разработаны корректорные математические модели агрегата как объекта управления и как замкнутой системы управления со звеном «водитель». Учтены особенности характеристик бокового увода шин ведущих колес трактора на сминаемом опорном основании (почве). Показано влияние увода шин на тягово-энергетические свойства ведущих колес трактора и установлены допустимые значения углов увода. Определено оптимальное по тяговым свойствам сочетание конструктивных факторов опытной пневматической шины с учетом ее бокового увода. Разработаны устройства и приспособления для проведения исследований и испытаний пневматических шин, динамометрирования навесных сельскохозяйственных машин. Для 1ВМ-совместимого персонального компьютера разработаны программы обработки экспериментальных данных.

На защиту выносятся следующие основные положения:

- Математическая модель процесса функционирования культиваторного МТА при криволинейном движении, учитывающая взаимодействие ведущего пневмоколеса с почвенным опорным основанием.

- Методика оценки влияния бокового увода шины на показатели функционирования - сопротивление качению, силу тяги, буксование и тяговый КПД ведущего колеса трактора.

- Рекомендации по выбору оптимальных параметров пневматических шин для ведущих колес.

- Способ улучшения функционирования МТА путем комплектации ведущих колес трактора шинами нового, диагонально-параллельного типа,. конструктивного исполнения.

Работа выполнена на кафедре тракторов и автомобилей Азово-Черно-морской государственной агроинженерной академии в соответствии с научно-технической программной фундаментальных и приоритетных прикладных исследований по научному обеспечению развития АПК Российской Федерации на 2001-2005 и 2006-2010 гг., координационной программой РАСХН и планом НИР АЧГАА 03.23.04 «Способы повышения технико-экономических показателей мобильной сельскохозяйственной техники».

Элементы методики исследований характеристик пневматических шин . и экспериментальная установка «шинный тестер» внедрены в испытательном центре ФГУ «Северо-Кавказская машиноиспытательная станция». Теоретические разработки и элементы методики экспериментальных исследований, а также пакет программ анализа работы МТА используется в учебном процессе на кафедре тракторов и автомобилей Азово-Черноморской государственной агроинженерной академии.

ВЫВОДЫ И ПРЕДЛОЖЕНИЯ

Результаты выполненных в настоящей работе исследований позволяют сделать следующие выводы и предложения.

1. На снижение энергозатрат при функционировании пропашного культи-ваторного агрегата МТЗ-80 + КРН-5,6 решающее влияние оказывают динамические характеристики шин: тягово-сцепные и боковой устойчивости. Вследствие бокового увода характеристики шин и показатели функционирования агрегата ухудшаются. С увеличением угла увода до 3° сопротивление качению колес трактора возрастает на 6-13%, буксование на 21-27%, а тяговый КПД снижается на 0,04-0,06. Предельное значение угла увода не должно превышать 0,9-1,0°.

2. Анализ показал, что из двух факторов, определяющих величину увода колес — боковой эластичности шин и скольжения их контактных площадок, преобладающим становится скольжение, если движение агрегата происходит на агрофоне с плотностью сложения верхних слоев почвы менее 1,14 г/см и при силе тяги более 80% от номинальной. При буксовании ведущих колес трактора 16-20% коэффициент сопротивления уводу на пару уменьшается в 1,5-1,9 раза.

3. В результате изменения структуры шин и последующей оптимизации внутреннего строения опытных диагонально-параллельных шин 16,9 ДП 30 по критерию максимума КПД определено с учетом бокового увода рациональное сочетание конструктивных факторов: нормы слойности - 4, угла наклона нитей корда в каркасе - 32° и внутреннего давления воздуха 0,9 кгс/см (88,2 КПа). Выходные показатели шины оптимальной конструкции: тяговый КПД на стерне и пару соответственно 0,790 и 0,712; площадь контакта на пару 0,201 м2; коэффициент неравномерности распределения давления по контакту 23,6%; коэффициент сопротивления качению на стерне, пару и асфальтобетоне соответственно 0,049, 0,0694 и 0,024.

4. Сравнение тягово-энергетических показателей оптимальных по исполнению диагонально-параллельных и радиальных шин 16,9-30 свидетельствует о преимуществе опытных шин. При прочих равных условиях сопротивление качению на пару у них меньше на 7,5%, буксование -на 14%, а тяговый КПД больше на 0,035. Также меньше отрицательное влияние бокового увода - темп нарастания сопротивления качению, буксования и снижения тягового КПД у диагонально-параллельных шин меньше на 10-22%.

5. Аналитическими расчетами установлены минимально допустимые значения коэффициентов сопротивления уводу задних ведущих и передних ведомых и управляемых колес пропашного трактора класса 1,4. По тягово-энергетическому критерию функционирования культиватор-ного агрегата они равны для задних колес 28 кН/рад, для передних колес 17 кН/рад.

6. На основе теоретических и экспериментальных исследований определены статистические показатели управляемого движения агрегата по заданной траектории. Среднее квадратическое отклонение углов бокового увода ведущих колес трактора на серийных радиальных шинах равно 0,40°, на опытных диагонально-параллельных шинах 0,35° и соответственно среднее квадратическое отклонение управляемых колес трактора составляет 2,13° и 2,10°. Согласно полученным спектральным плотностям максимум средних значений квадратов амплитуд случайного процесса изменения углов бокового увода ведущих колес трактора находятся в интервале частот 0-1,3 рад/с. То есть преобладающие гармоники в, управляемом движении агрегата низкочастотные.

7. Сравнение статистических показателей, полученных при расчетах и натурных испытаниях свидетельствует об адекватности математической модели управляемого движения агрегата, так как отклонения не превышают 2,8-7,5%.

Статистические показатели функционирования лучше у агрегата с диагонально-параллельными шинами. По сравнению с комплектацией агрегата радиальными шинами средние квадратические отклонения углов увода задних ведущих колес трактора меньше на 14—15%. Соответственно на 14,3% меньше и значения спектральных плотностей.

8. Наиболее качественные показатели выполнения технологического процесса агрегата МТЗ-80+КРН-5,б обеспечивают опытные диагонально-параллельные шины. При комплектации ими ведущих колес трактора взамен серийных радиальной конструкции шин среднее квадратиче-ское отклонение глубины обработки почвы от заданной меньше на 23,3%, изменчивость процесса, оцениваемую коэффициентом вариации -на 21,4%.

9. Энергетические показатели управляемого движения культиваторного агрегата по траектории, заданной междурядьями пропашных культур, свидетельствуют о лучшем функционировании агрегата, если ведущие колеса трактора класса 1,4 укомплектовать вместо радиальных 16,91130 диагонально-параллельными шинами того же размера. При несколько возросшей на 2,7% силе тяги вследствие увеличения на 8,5% рабочей скорости агрегата на диагонально-параллельных шинах (меньше окружное сжатие беговой дорожки, буксование и увод ведущих колес) увеличение часового расхода топлива составляет 2%, производительности 8,7% и снижение погектарного расхода, то есть энергозатрат - 6,6%. Экономический эффект от применения диагонально-параллельных шин составляет 8199 рублей.

123

1. Антонов Д.А. Теория устойчивости движения многоосных автомобилей. М.: Машиностроение, 1987. 216 с.

2. Аврамов В.И. Повышение эффективности работы МТА на базе колесного трактора класса 1,4 с пневматическим эластичным приводом ведущих колес: Автореф. дис. . канд. наук. Волгоград, 1988. - 20 с.

3. Агеев Л.И. Основы расчета оптимальных и допускаемых режимов работы машинно-тракторных агрегатов / Агеев Л.И. Л.: Колос, 1978. -295 е., ил.

4. Анилович В.Я. Основы статистической теории линейных колебаний скоростных машинно-тракторных агрегатов / Анилович В.Я. // Тр. ВИМ. -1967.-Т. 37.-С. 45-48.

5. Атаманов Ю.Е. Аналитическое исследование криволинейного движения тракторного агрегата / Ю.Е. Атаманов, В.А. Ким, Г.А. Таяновский. -Автотракторостроение, 1979, вып. 13, с. 63-69.

6. Барский И.Б. Динамика трактора / Барский И.Б., Анилович В.Я., Кутьков Г.М. М.: Машиностроение, 1973. - 280 с.

7. Беспамятнова Н.М. Научно-методические основы адаптации почво-' обрабатывающих и посевных машин / Н.М. Беспамятнова. Ростов н/Д: ООО «Терра», НПК «Гефест», 2002. - 176 С.

8. Бобровский В.М. Экономическая оценка конструкторской части дипломных проектов, выполняемых на кафедре сельскохозяйственных машин и эксплуатации машинно-тракторного парка. Методические указания. Зерно-град: АЧГАА, 2001.-е.

9. Бойков В.П., Левин М.А. Определение некоторых показателей взаимодействия колесного движителя трактора с почвогрунтом / Бойков В.П., Левин М.А. // Тракторы и с.-х. машины. 1986. - № 6. - С. 6-10.

10. Болтинский В.Н. Мощность тракторного двигателя при работе с неустановившейся нагрузкой и ее определение / Болтинский В.Н. // Механизация и электрификация соц. сел. хоз-ва. 1959. - № 4. - С. 13-16.

11. Болтинский В.Н. Работа тракторного двигателя при неустановившейся нагрузке / Болтинский В.Н. — М.: ОГИЗ Сельхозгиз, 1949. — 216 с.

12. Болтинский В.Н. Развитие научных исследований по созданию скоростных машинно-тракторных агрегатов и внедрение их в производство // Механизация и электрификация соц. сел. хоз-ва. 1969. - № 9. - С. 3-9; № 10.-С. 21-25.

13. Братушков В.Н. Устойчивость движения и тяговое сопротивление прицепной части культиваторных машинно-тракторных агрегатов при увеличении ширины захвата, дисс. на соиск. учен. степ. канд. тех. наук. М., 1983.

14. Вентцель Е.С. Теория вероятностей / Вентцель Е.С. — 2-е изд., пере-раб. и доп. — М.: Физматгиз, 1962. 564 с.

15. Воздействие движителей тракторов на почву и ее плодородие / В.А. Русанов, A.Ii. Садовников, Е.С. Юшков и др. // Механизация и электрификация сел. хоз-ва. 1983. - № 5. - С. 3-7.

16. Водяник И.И. Прикладная теория и методы расчета взаимодействие колес с грунтом: Автореферат дис. . докт. техн. наук. Л.-Пушкин, 1986. -33 с.

17. Водяник И.И. Воздействие ходовых систем на почву (научные основы). -М.: Агропромиздат, 1990. 172 е.: ил.

18. Ганькин Ю.А. Моделирование управляемого движения машинно-тракторного агрегата / Ю.А. Ганькин. М.: Изд-во МСХА, 1994, 84 с.

19. Ганькин Ю.А. Динамика управляемого движения мобильных машин. / Ю.А. Ганькин. Самара: Самар. Дом. печати, 1997. - 184 с.

20. Гусяцкий M.JI. Основы теории управляемости колесных навесных агрегатов. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства. 1968, № 2.

21. Гуськов В.В. Вопросы качения, тягового и мощностного баланса колеса // В.В. Гуськов, И.П. Ксенович // Тракторы и сельхозмашины, 1986, № 8, с. 22-25.

22. Гячев JI.B. Динамика машинно-тракторных агрегатов. Ростов: Изд-во Ростовского университета, 1976. 192 с.

23. Динамика системы дорога шина - автомобиль - водитель / Под ред. A.A. Хачатурова. - М.: Машиностроение, 1976. - 535 е., ил.

24. Дворцов Е.Ф. Оценка управляемости тракторов. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1960, № 4.

25. Дьяконов В.П. Справочник по алгоритмам и программам на языке бейсик для персональных ЭВМ: Справочник. М.: Наука, 1987. - 240 с.

26. Жаров В.П. Научные основы оптимизации колебательных систем мобильных сельскохозяйственных машин по их показателям качества: Авто-реф. дис. . д-ра техн. наук. Ростов н/Д, 1980. - 48 с.

27. Зажигаев Л.С., Кишьян A.A., Романиков Ю.И. Методы планирования и обработки результатов физического эксперимента М.: Атомиздат, 1978.-232 с.

28. Иофинов С.А. Влияние вероятностного характера нагрузки на средние значения показателей работы машинно-тракторных агрегатов / Иофинов С.А. // Вест. с.-х. науки. 1968. - № 12. - С. 73-77.

29. Исследование влияния конструктивных факторов на эксплуатационные показатели диагонально-параллельных шин: Отчет о НИР / АЧИМСХ;

30. Руководитель В.Г. Яровой. № ГР 01920011825; Инв. № 02920010482. - Зер-ноград, 1990. - 32 с.

31. Исследование выходных показателей перспективной шины 33R32: Отчет о НИР /АЧИМСХ; Руководитель В.Г. Яровой. № ГР 01920011823; Инв. № 02920010488. - Зерноград, 1991. - 29 с.

32. Исследование технологических качеств ходовых систем комбайнов «Дон»: Отчет о НИР / АЧИМСХ; Руководитель В.Г. Яровой. -№ ГР 01860099871; Инв. № 02880037869. Зерноград, 1991. - 39 с.

33. Исследовать эксплуатационные качества перспективных шин зер-' ноуборочных комбайнов «Дон»: Отчет о НИР / АЧИМСХ; Руководитель Яровой В.Г. № ГР 01880051460; Инв. № 02890040975. - Зерноград, 1988. -73 с.

34. Карсаков A.A. Исследование влияния эластичного привода ведущих колес на некоторые динамические показатели колесных тракторов: Ав-тореф. дис. . канд. техн. наук. Волгоград, 1974. - 24 с.

35. Калинов А.Я. Расчетная оценка и оптимизация управляемости машинно-тракторных агрегатов на базе колесных универсально-пропашных тракторов // Автореф. дисс. . канд. техн. наук. М.: 1989. — 24 с.

36. Коптев В.А. Повышение эффективности функционирования колесных энергосредств, работающих в составе машинно-тракторных агрегатов, за счет улучшения их тягово-сцепных свойств // Автореф. дисс. . канд. техн. наук. Вологда - Молочное, 2002. - 19 с.

37. Коптев В.В. Методология повышения эффективности сельскохозяйственных агрегатов оптимальным синтезированием машин и колесногодвижителя к ней, моделированием их динамики и процессов функционирования // Дис. . докт. техн. наук. Зерноград, 1997. - 107 с.

38. Коновалов В.Ф. К оценке управляемости тракторов и машинно-тракторных агрегатов. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1965, № 4.

39. Корнев А.И. Исследование влияния рабочей траектории на показатели работы сельскохозяйственного агрегата. Кандидатская диссертация, М., 1958.

40. Ксенович И.П. Тракторы. Проектирование, конструирование и расчет / Под общ. ред. И.П. Ксеновича. М.: Машиностроение, 1991. - 544 с.

41. Кожуханцев А.Н. Движение колесного трактора с учетом его вертикальных и горизонтальных колебаний (математическое описание) // Исследование динамических свойств сельскохозяйственных тракторов. М., 1975. — С. 21-34.

42. Кожуханцев А.Н. О влиянии вертикальных колебаний колесного трактора на снижение тягово-динамических показателей // Тракторы и с.-х. Машины. 1977. - № 7. - С. 10-12.

43. Кудинов П.А. Исследование влияния отклоняющего момента на тяговые свойства колесного трактора. Кандидатская диссертация, Киев, 1965.

44. Красильников В.Е. Качение колеса по деформируемой поверхности с боковым уводом. «Тракторы и сельхозмашины», 1966. № 6.

45. Котляров В.В. К вопросу о нестационарном движении тракторного агрегата. «Труды института», вып. 19, Россельхозиздат, 1968.

46. Кравченко В.А. Обоснование оптимальных режимов работы машинно-тракторного агрегата на базе трактора класса 5: Дис. . канд. техн. наук. Зерноград, 1982. - 234 с.

47. Кнороз В.И. Работа автомобильной шины. — М.: Автотрансиздат, 1960. 229 с.

48. Кнороз В.И., Петров И.П., Юрьев Ю.М. Исследование сопротивления боковому уводу шин. Труды / НАМИ, вып. 120. М., 1970, с. 38-61.

49. Котляров В.В., Яровой В.Г. К вопросу бокового увода тракторных шин. Труды института АЗЧИМСХ, вып. 19. М.: Россельхозиздат, 1968, с. 24-27. •

50. Котляров В.В., Яровой В.Г. исследование бокового движения агрегата с колесным трактором. Труды института АЗЧИМСХ, вып. 21. М.: Россельхозиздат, 1968, с. 24—27.

51. Кутьков Г.М. Технологические основы и тяговая динамика мобильных энергетических средств: Учеб. пособие для вузов / Кутьков Г.М. М.: МИИСП, 1993.-151 с.

52. Кутьков Г.М. Тяговая динамика тракторов / Кутьков Г.М. М.: Машиностроение, 1980. -215 с.

53. Лурье А.Б. Статистическая динамика навесных агрегатов в связи с -автоматизацией их работы / Лурье А.Б. // Современные проблемы механизации сельского хозяйства. М., 1965. - Т. 1. - С. 105-125.

54. Лурье А.Б. Статистическая динамика сельскохозяйственных агрегатов / Лурье А.Б. -2-е изд., перераб. и доп. М.: Колос, 1981. - 382 е., ил.

55. Лурье А.Б. Динамика регулирования навесных сельскохозяйственных агрегатов / Лурье А.Б. Л.: Машиностроение - 1969. - 287 с.

56. Лутаев И.М. Исследование тяговых свойств колесного трактора с навесными машинами на склонах. Автореферат кандидатской диссертации, Киев, 1960.

57. Литвинов A.C. Управляемость и устойчивость автомобиля /A.C. Литвинов. М.: Машиностроение, 1971. - с.

58. Малкин И.Г. Теория устойчивости движения / И.Г. Малкин. М. -Л.: Гостехтеориздат, 1952. - с.

59. Марков В.Р. Исследование взаимодействия колесного трактора с почвой на склонах в условиях Ставропольского края с помощью изотопов. Автореферат кандидатской диссертации. Л., 1961.

60. Майсурадзе О.Н. Устойчивость прямолинейного движения сельскохозяйственных машин. Автореферат кандидатской диссертации. Тбилиси, • 1959.

61. Мельников Д.И К оценке управляемости тракторов. «Механизация и электрификация социалистического сельского хозяйства», 1965, № 6.

62. Мещеряков В.А. Определение коэффициентов сопротивления боковому уводу пневматических сельскохозяйственных машин. «Вопросы механизации и электрификации сельскохозяйственного производства», вып. 7, Изд. Ростовского университета, 1964.

63. Морозов П.А. Исследование устойчивости прямолинейного движения Т-16 с навесными машинами при работе на повышенных скоростях. «Тракторы и сельхозмашины», 1965, № 2.

64. Мелешик H.H. Повышение эффективности функционирования машинно-тракторных агрегатов путем оптимизации инерционных вращающихся масс двигателя: Дис. . канд. техн. наук. Зерноград, 1995. - 214 е., ил.

65. Михайлов A.B. Обоснование методики повышения эффективности эксплуатации колесных тракторов класса 1,4 // Автореф. . дисс. . канд. техн. наук. Оренбург, 2004. - 20 с.

66. Методика определения экономической эффективности технологий и сельскохозяйственной техники. Часть 1. М.:, 1998 - 219 с.

67. Методика определения экономической эффективности технологий и сельскохозяйственной техники. Часть 2. М.:, 1998 — 251 с.

68. Моделирование сельскохозяйственных агрегатов и их систем управления. / Под ред. А.Б. Лурье. — Л.: Колос, 1979. — 312 е., ил.

69. Монтгомери Д.К. Планирование эксперимента и анализ данных: Пер. с англ. / Монтгомери Д.К. Л.: Судостроение, 1980. - 384 с.

70. Оберемок В.А. Повышение эффективности функционирования машинно-тракторных агрегатов на базе трактора класса 5 путем оптимизации характеристики колесных движителей: Автореф. дис. . канд. техн. наук. -Зерноград, 1989.- 18 с.

71. Пархоменко С.Г. Совершенствование функционирования МТА с колесным трактором класса 1,4 на основе оптимизации параметров пневматических шин: Дис. . канд. техн. наук. Зерноград, 1999. - 158 с.

72. Пат. 2221998 Российская Федерация, 7G01M17/02. Шинный тестер / В.Г. Яровой, В.А. Кравченко, М.В. Годунов, М.А. Мирошников, Н.В. Сер-. геев, A.B. Чайковский № 2002125848, заявление 27.09.2002, опубл. 20.01.2005, Бюл. № 2. - 7 е.: ил.

73. Пат. 2264922 Российская Федерация, МПК7В60С9 /06. Пневматическая шина / В.Г. Яровой, М.А. Коптев № 2004111313/11, заявление 13.04.2004, опубл. 27.11.2005, Бюл. № 33. - 5 е.: ил.

74. Погорелов C.B. Повышение устойчивости прямолинейного движения тракторных поездов посредством использования тягово-сцепного устройства с регулятором курсового угла // Автореф. . дисс. канд. техн. наук. -Саратов, 2005.-25 с.

75. Петров В.А. Узловые вопросы теории качения пневматического колеса / В.А. Петров // Тракторы и сельхозмашины, 1986, № 8, с. 18-22.

76. Периков Р.Ф. Изучение возможности применения шин ведущих колес 11,2/10-42 на пропашных тракторах для хлопководства / Р.Ф. Периков. -Отчет САИМЭ, 2002/- 50 с.

77. Петров И.П. Математическая модель «лента на упругом основании» и ее применение для исследования взаргмодействия шины с поверхностью качения. Труды / НАМИ, вып. 20, М., 1970, с. 26-37.

78. Певзнер Я.М. Теория устойчивости автомобиля. М.: Машгиз, 1947.156 с.

79. Переменный характер нагрузки и выходные показатели трактора: Обзор информ. / ЦНИИТЭИ тракторосельхозмаш М., 1977. - 43 с.

80. Петрушов В.А. Сопротивление качению автомобилей и автопоездов / Петрушов В.А., Щуклин С.А., Московкин B.B. М.: Машиностроение, 1975.-225 с.

81. Работа автомобильной шины / В.И. Кнороз, A.C. Шелухин, И.П. Петров и др.; под ред. В.И. Кнороза. М.: Транспорт, 1976. - 238 с.

82. Разработка и внедрение отраслевой методики испытаний и оценка тягово-сцепных свойств тракторных шин в лабораторных и полевых условиях: Отчет. М.: НАТИ, 1984; ВНТИЦ 0285003625. - 72 с.

83. Ревут И.Б. Физика почв / Ревут И.Б. // Пути регулирования почвенных условий жизни растений. — Д.: Гидрометеоиздат, 1971. — С. 51—126.

84. Русанов В.А. Проблема переуплотнения почв движителями и эффективные пути ее решения. М.: ВИМ, 1998. 368 с.

85. Свирщевский А.Б., Хорошенков В.К. Об устойчивости движения колесного полу навесного агрегата. В кн: Научные основы повышения рабочих скоростей машинно-тракторных агрегатов. М.: Колос, 1965, с. 66-77.

86. Совершенствование пневматических шин мобильной техники /I

87. В.Г. Яровой, И.М. Меликов // Тракторы и с.-х. машины. 2001. - № 7.1. С. 27-30.

88. Степенов В.Е. Влияние колебаний МТА на его энергетические поi казатели (на примере пахотного агрегата К—701+ПТК-9-35): Автореф. дис.tканд. техн. наук. — М., 1985. 19 с.

89. Строков В.Л. Изыскание и исследование средств повышения эфIфективности применения колесных машин в условиях сельского хозяйства.

90. Дис. . д-ра техн. наук. — Волгоград, 1975. 270 с.1.I

91. Совенко Д.М. К вопросу управления трактора с ведущими направляющим колесами. «Механизация и электрификация сельского хозяйства», Киев, 1964.

92. Стеценко В.В., Виткевич В.Б. Уравнение трактора как объекта в системе автоматического вождения. «Труды Украинского научно-исследовательского института сельскохозяйственного машиностроения», вып. 3, 1966.

93. Старцев A.B. Повышение эффективности использования полноприводных тракторных транспортных агрегатов путем улучшения устойчивости движения // Автореф. . дисс. . .докт. техн. наук. Челябинск, 1999. — 35 с.

94. Солодовников В.В. Статистическая динамика линейных систем автоматического управления / В.В. Солодовников. М.: Гос. изд. физ.-мат. Литерат.,1960. — 655 с.

95. Сергеев Н.В. Показатели бокового увода ведущего колеса на грунтовых основаниях Текст. / Н.В. Сергеев // Научная молодежь Агропромышленному комплексу: Сборник научных трудов. - Зерноград: ФГОУ ВПО АЧГАА, 2003. - с. 166-169.

96. Сергеев Н.В. Показатели эксплуатационных качеств МТА при криволинейном движении / Н.В. Сергеев, В.Г. Яровой, М.А. Мирошников,

97. B.П. Шоколов // Пути повышения эффективности функционирования колесных и гусеничных машин в сельскохозяйственном производстве: межвузовский сборник научных трудов. Зерноград: ФГОУ ВПО АЧГАА, 2005. -с. 104-107.

98. Сергеев Н.В. Обоснование коэффициентов сопротивления боковому уводу колес пропашного трактора / Н.В. Сергеев, В.Г. Яровой, М.А. Мирошников // Тракторы и сельхозмашины, 2007, № 11, С. .

99. Тарасик В.П. Математическая модель трактора для исследования тяговой динамики // Тракторы и с.-х. машины. 1981. - № 4. - С. 5-8.

100. Тарасик В.П. Влияние параметров колесного трактора на эффективность его работы // Автотракторостроение. Минск, 1982. - вып. 17.1. C. 85-90.

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

102. Тимофеев А.И. Перспективы развития земледельческих машин / Тимофеев А.И.; Моск. Ин-т инженеров с.-х. пр-ва // Сб. науч. тр. 1978. -Т. 15. Вып. 15.-С. 58-62.

103. Тимофеев А.И. Устойчивость движения и управляемость колесных машин и тракторов. «Сборник трудов по земледельческой механике», М., «Сельхозгиз», 1952.

104. Упругая модель эластичного колеса и ее применение для расчета реакций дороги, действующих на колесо / Гольдин Г.В. и др. В кн.: Устойчивость управляемого движения автомобиля (труды МАДИ). М., 1971, с. 56-66.

105. Тимофеев А.И. Теоретические основы управления мобильными сельскохозяйственными машинами / А.И. Тимофеев // Доклады МИНСП, Т.VI, вып. 1.М.: 1971 с. .

106. Фаробин Я.Е. О коэффициенте качения колеса с шиной при уводе. «Конструкция, исследования, испытания автомобилей», № 1, М., Машгиз, 1955.

107. Фортуна В.И. Научные основы устойчивости качественных показателей технологических процессов, выполняемых мобильными машинно-тракторными агрегатами. Дис. . д-ра техн. наук. Волгоград, 1971. -350 с.

108. Цискаридзе Б.Л. Исследование силы, сдвигающей колесо в сторону, для уравновешивания боковых сил, действующих на машину. Автореферат кандидатской диссертации, Тбилиси, 1968.

109. Чудаков Е.А. Теория автомобиля. М., Машгиз, 1950.

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

111. Цяо-У-Чжи Исследование плавности хода и управляемости пропашного агрегата на повышенных скоростях: Дис. . канд. техн. наук. М., 1963.- 190 с.

112. Шкарлет А.Ф. Исследование переходных процессов в приводе колесного трактора при неустановившейся нагрузке и их влияния на тяговые показатели // Автореф. . дисс. канд. наук. Челябинск, 1970. - 26 с.

113. Щеглов А.Н. Формирование условий функционирования машинно-тракторных агрегатов путем оптимизации колесных движителей комбайнов «Дон»: Дис. . канд. техн. наук. Зерноград. 1990. - 225 с.

114. Эллис Д.Р. Управляемость автомобиля. М.: Машиностроение, 1975. 216 с.

115. Юшин A.A. Влияние ходовых систем тракторов на почву и урожайность / Юшин A.A., Семенюк И.М., Благодатный Ю.Н. // Механизация и электрификация сельского хозяйства. 1982. - № 2. - С. 32-34.

116. Юревич Е.И. Теория автоматического управления / Е.И. Юревич. -Л.: Энергия, 1969.-375 с.

117. Яровой В.Г. Повышение тяговой эффективности колесных движи- ' телей с.-х. Тракторов / Яровой В.Г., Шкарлет А.Ф., Оберемок В.А. // Тракторы и с.-х. Машины. 1989. - № 6. - С. 8-10.

118. Яровой В.Г. Исследование бокового увода шин и его влияния на устойчивость движения агрегата с колесным трактором. Механизация и электрификация сельскохозяйственного производства, вып. XII, Зерноград, 1969, с. 55-63.

119. Яровой В.Г. К исследованию бокового увода шин на сминаемом грунте. Труды АЧИМСХ, вып. 20. М.: Россельхозиздат, 1971, с. 26-30.

120. Яровой В.Г. Некоторые показатели криволинейного движения агрегата с колесным трактором. Механизация и электрификация сельскохозяйственного производства, вып. 13. Зерноград, 1970, с. 74—85.

121. Ghiesearturo, Gough V.E., Jones Е.В., Udall W.S. Take the bias out of tires. "SAE Jornal"', 73, 1965, № 5.

122. Grecenlco A. Raditelnost a stabilita Kolovuch traktoru. "Zemedelsska Technika", 1961, № 6.

123. Julien M.A. Zenvirage et la Zenue de route SJA. 1937, № 4.

124. Koesler Paul, Senger Gerhard Vorgleichende Untersuchungen der Sei-tenfuhrungseigenschaften von Personenwagen — Reifen. "Dhsch. Kraftfahrtforch • und Strossen verkehrstechn", 1964, № 4.

125. Phillips J.R. Experiment determination of the forces on sometowed drifting Wheels. "J Agris. Engng. Res.", 4, 1959, № 4.

126. Phillips B. D. A. The effect of longitudinal force on bias and radial tires. "Tire Sei and Technol", 1976, 4, №> 35 155-168 (англ.).

127. Roberts G.B. Power Wastage in Tires. "Reports made dt the conference in Washington", Nowember, 1959.

128. Slippe В., Dietrich R. Zur Mechanik der Zuftreifens. "Zehtralde fur wissen Schftliche Berichwesen der Zuftfahrtforschung der Generalluft zeugmeister", Berlin, 1942.

129. Stiehler R.D., Steel M.B. Power Loss and Operating Temperatures of Tires. "Reports made dt the conference in Washington", Nowember, 1959.

130. Poslizg kol napedowych jako kryterium doboru glownych parametrow eksploatacyjnych ciagnikow pracujacych na skionach. Bialczylc Wlodzimierz, Bogdanowiez Jan. "Rocz. Nauk. Rol.", 1983, C. 75, № 4, 165183 (пол.: резю рус., англ.).

131. Studies on the steering characteristics of tractor. P.5. n. Honami. Stability limit and optimal condition of optimal control system. J. Soc. Agr. Mach., Japan, 1978, vol. 40, № 3, p. 323-328. - Bibliogr.: p. 328 (5 ref.). Рез. англ. Шифр: П 25721.

132. Wambold James С. Anew approach to a pneumatic tire model. "Proc. Summer Comput. Simulat. Conf., Washington, D. C., 1976". LaJolla, Calif., 1976, 321-327 (англ.).

133. Schuring D. J. Tapia G.A., Gusakov I. Influence of tire design parameiers on tire force and moment characteristics. "SAE Prepr.", 1976, № 760732, 17 pp., ill. (англ.).

134. A note on the calculation of tire side forces. Garrott W.R., Scott R.A. "J. Sound and Vibr.", 1981, 78, № 2, 306-309 (англ.).

135. Schallamacli A. The basic functions of tyres in skid resistance and directional control. "Journal IRI", 1970, 4, № 6, 251-258 (англ.).

136. Krick Gerd. Schräglaufverhalten angetriebener Reifen im nachgiebigen Boden. Auswirkung bei Hinterrad- und Allradantrieb. "Automobiltechn. Z."; 1971, 73, № 7, 243-246 (нем.: рез. англ.).