автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Стабилизация режимов нагружения колесных машинно-тракторных агрегатов

На правах рукописи

Гапич Дмитрий Сергеевич

СТАБИЛИЗАЦИЯ РЕЖИМОВ НАГРУЖЕНИЯ КОЛЕСНЫХ МАШИННО-ТРАКТОРНЫХ АГРЕГАТОВ

Специальность 05.20.01 - Технологии и средства механизации сельского хозяйства

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

1 1 СЕН 2014

Волгоград - 2014

005552415

Работа выполнена в федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Волгоградский государственный аграрный университет»

Научный консультант: Заслуженный деятель науки и техники РФ, доктор

техниче ских наук, профессор, Кузнецов Николай Григорьевич

Официальные оппоненты: Гамаюнов Павел Петрович,

доктор технических наук, профессор ФГБОУ ВПО «Саратовский государственный аграрный университет имени Н.И. Вавилова», профессор кафедры «Процессы и сельскохозяйственные машины в АПК»

Мачнев Алексей Валентинович, доктор технических наук, доцент ФГБОУ ВПО «Пензенская государственная сельскохозяйственная академия», профессор кафедры «Процессы и сельскохозяйственные машины в АПК» Эвиев Валерий Андреевич,

доктор технических наук, профессор ФГБОУ ВПО «Калмыцкий государственный университет», заведующий кафедрой «Агроинженерия»

Ведущая организация: ФГБОУ ВПО «Рязанский государственный

агротехнологический университет имени П.А. Костычева»

. Защита состоится 28 октября 2014 г. в 10ч 15 мин на заседании диссертационного совета Д 220.008.02 на базе ФГБОУ ВПО Волгоградский ГАУ по адресу: 400002, г. Волгоград, пр-т. Университетский, 26, зал заседаний диссертационного совета.

С диссертационной работой можно ознакомиться в научной библиотеке ФГБОУ ВПО Волгоградский ГАУ и на официальных интернет-сайтах ВАК РФ и ВолГАУ http://www.voIgau.com.

Автореферат разослан « Р~5 » сентября 2014 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета Ряднов Алексей Иванович

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы исследования. Основным направлением повышения производительности труда в почвообработке является повышение энергонасыщенности применяемых колесных тракторов. В этом случае наиболее острой становится проблема оптимизации состава и эффективного использования машинно-тракторных агрегатов (МТА) с точки зрения ресурсо- и энергосбережения. Как показывают экспериментальные данные, в производственных условиях недоиспользование мощности двигателя колесных тракторов, работающих со скоростными широкозахватными с.-х. орудиями, может достигать до 20%, а перерасход топлива - до 15 %. Кроме того, динамические нагрузки, действующие на трактор со стороны почвообрабатывающей машины, в значительной степени снижают потенциальные тяговые возможности энергонасыщенных колесных тракторов, и как следствие, приводят к превышению экологических ограничительных порогов (допустимого коэффициента буксования) при установлении приемлемых режимов их работы.

Решение проблемы повышения энергоэффективности колесных МТА в реальных условиях эксплуатации и оптимизация их состава видится:

- в развитии методов аналитического расчета и прогнозирования закономерностей формирования оценочных показателей эффективности функционирования МТА в целом с учетом его конструктивных особенностей и условий эксплуатации;

- в ограничении динамических нагрузок до уровня колебаний, не вызывающих резкого повышения энергоёмкости выполняемых операций, а значит, приводящих к повышению полезно используемой мощности двигателя;

- в разработке простых и доступных мер по стабилизации режимов на-гружения трактора в составе МТА, создающих такие условия работы трактора, при которых выполняется высококачественное и надежное осуществление технологических операции.

Вопросам прогнозирования и повышения энергетической эффективности колесных машинно-тракторных агрегатов различных конструктивных схем в реальных условиях эксплуатации, имеющих важное народнохозяйственное значение, посвящена предлагаемая работа.

Степень разработанности темы. Теоретическим вопросам прогнозирования эксплуатационных показателей скоростных колесных тракторов в реальных условиях эксплуатации и разработке мер по снижению энергетических затрат на выполнение почвообрабатывающих операций за счет повышения эффективности их использования в составе машинно-тракторных агрегатов посвящены работы таких отечественных ученых, как Бабаков, И.М., Барский КБ., Бачурин А.Н., Браткеев Р.В., Гамаюнов П.П., Глотов C.B., Жутов А.Г., Зимагу-

ловА.Х., Игнатенко И.В., Иншаков А.П., Исмаилов В.А., Коцарь Ю.А., Кравченко В.А., Краснокутский В.В. Кривое В.Г., Ксеневич И.П., Кузнецов Н.Г., Полива-ев О.Н., Сивицкий Д.В., Эвиев В.А. и др.

Обобщение и уточнение результатов этих работ позволяет сегодня не только создавать математические модели по оценке закономерностей формирования оценочных показателей эффективности функционирования колесных тракторов различных тяговых классов и конструктивных схем, но и разрабатывать более эффективные меры по стабилизации режимов их нагружения в составе МТА.

Цель работы:

1. Развитие методов аналитического расчета тягово-сцепных свойств проектируемых и существующих моделей колесных тракторов различных конструктивных схем, учитывающих зональные условия эксплуатации и особенности динамического нагружения трактора в составе МТА технологическими операциями.

2. Разработка и реализация конструкторских и технологических мер по стабилизации режимов нагружения трактора в составе МТА.

Объекты исследования: МТА на базе колесных тракторов различных конструктивных схем и тяговых классов.

Задачи исследования:

1. Уточнить математическую модель оценки тягово-сцепных свойств тракторов с колесной формулой 4К2 при нагружении их постоянным крюковым усилием.

2. Изучить влияние динамического характера нагружения колесного трактора крюковым усилием на процесс буксования, а также возможность снижения тяговых свойств колесного движителя за счет самогенерации неслучайных устойчивых колебаний действующих усилий в пятне контакта.

3. Разработать математическую модель оценки несущей способности почвы по кривой буксования 5 = f(Pk) при стационарном и динамическом нагружении трактора крюковым усилием.

4. Разработать математическую модель оценки тягово-сцепных свойств полноприводных тракторов на базе теории формирования полной несущей способности почвы.

5. Уточнить методику тягового расчёта колесных тракторов на базе теории формирования полной несущей способности почвы.

6. Уточнить теоретические положения оптимизации параметров горизонтальных стабилизаторов нагрузки.

7. Разработать теоретические положения снижения динамических импульсов нагружения трактора за счёт изменения прочностных характеристик почвы

путём повышения виброактивности рабочих органов и оптимизации их действия на почву бгз экологических последствий.

8. Провести теоретическое обоснование возможности использования операции предварительного полива в технологии механической обработки почвы для снижения импульсов динамического нагружения трактора за счёт уменьшения её прочностных характеристик.

9. Обосновать экономическую целесообразность дополнительной стабилизации нагружения МТА с тракторами высоких тяговых классов.

Научная новизна работы:

— развита теория взаимодействия колесных движителей сельскохозяйственных тракторов класса 1,4 кН с почвой, позволяющая по средним показателям физико-механических свойств почвы, геометрическим параметрам шины и динамическим характеристикам крюкового усилия оценивать тяговые возможности тракторе, в составе МТА;

— доказана возможность распространения разработанных закономерностей рассматриваемой теории на работу движителей полноприводных тракторов и использование этих закономерностей при оптимизации рабочих процессов МТА;

— разработана математическая модель взаимодействия МТА с обрабатываемым материалом, используемая для определения оптимальной жесткости стабилизирующего упругого элемента в прицепном устройстве тракторов класса 3 и выше, работающих с современными широкозахватными комбинированными почвообрабатывающими орудиями;

— разработаны теоретические положения по стабилизации тягового усилия культиваторного МТА путем оптимизации упругих связей, обеспечивающих устойчивое колебание пассивных рабочих: органов, с целью снижения внутреннего трения в почвенных пластах;

— проведена комплексная оценка целесообразности использования упругих элементов в системе формирования силового потока МТА;

— разработаны теоретические положения по использованию операции предварительного полива в технологии механической обработки почвы с целью повышения производительности и снижения суммарных затрат почвообрабатывающих МТА на орошаемых землях.

Теоретическая и практическая значимость работы состоит в развитии научных основ, методов и средств, с помощью которых можно:

— получать достоверную информацию о тяговых свойствах колесных тракторов различных конструктивных схем в реальных условиях эксплуатации без проведения натурных тяговых испытаний;

— оценивать приспособленность колесных тракторов к местным условиям эксплуатации и режимам их нагружения в составе МТА;

— устанавливать допустимые режимы нагружения тракторов в составе МТА на этапе его комплектования;

— принимать решение о целесообразности приобретения данного колесного трактора к имеющемуся парку почвообрабатывающих машин;

— разрабатывать методы и алгоритмы адаптации узлов и механизмов МТА к эффективному функционированию в реальных условиях эксплуатации, а также находить оптимальные характеристики при модернизации серийных тракторов с целью повышения их технико-экономического уровня;

— проводить прогноз по эксплуатационным показателям тракторов в составе МТА как на стадии его проектной разработки, так и в процессе функционирования;

— совершенствовать нормативно-методическую базу тяговых испытаний тракторов в составе МТА.

Методология и методы исследования.

Методика исследования предусматривала теоретический анализ рабочих гипотез, их экспериментальную проверку в полевых условиях и экономическую оценку результатов работы.

В теоретических исследованиях использованы положения теории фунтов, теоретической механики, методы математического анализа и математической статистики.

Экспериментальные исследования проводились в реальных полевых условиях на базе общепринятых и частных методик, разработанных автором.

Основные расчеты и обработка результатов экспериментов выполнялись с использованием пакетов прикладных программ на ЭВМ.

Положения, выносимые на защиту:

— математические модели по оценке тягово-сцепных свойств колесных тракторов различных конструктивных схем в реальных условиях эксплуатации;

— конструкторские и технологические меры по повышению энергетической эффективности колесных машинно-тракторных агрегатов при выполнении технологических операций за счет стабилизации режимов их нагружения крюковым усилием.

Степень достоверности и апробация результатов.

Степень достоверности основных положений и выводов настоящего исследования определяется использованием и глубокой теоретической проработкой физических процессов взаимодействия ведущего колеса трактора с почвой в условиях эксплуатации на базе основных законов теоретической и земледель-

ческой механики и установления адекватности математической модели экспериментальным данным.

Основные положения работы и результаты исследования доложены и получили положительную оценку в процессе обсуждения на 15 внутренних и всероссийских научно-технических конференциях, в том числе: на ежегодных конференциях «Актуальные проблемы развития АПК» (Волгоград, с 2003 по 2013 годах); на международной научно-практической конференции «Прогресс транспортных средств и систем» (Волгоградский государственный технический университет, 2013 г.) и др.

По теме диссертации опубликовано более 40 научных работ, среди которых 3 патента, 1 авторское свидетельство, 20 статей в изданиях, рекомендованных ВАК Минобразования и науки РФ. Общий объем опубликованных работ составляет 17,87 печатных листов, из них 9,5 печатных листов принадлежит автоРУ-

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Введение обосновывает актуальность темы диссертации, цель и задачи исследования, основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе «Состояние современной теории взаимодействия колесных движителей сельскохозяйственных тракторов с тяжёлыми почвами засушливых зон и некоторые дополнения к ней» дан обзор научных исследований, позволяющих установить физическую картину процессов, происходящих в пятне контакта движителей и почвы, математически описать их на базе гипотезы формирования несущей способности «почвенного кирпича», зажатого между почвозацепами. Следует отметить, что для обоснования положений развиваемой теории привлекались экспериментальные и теоретические данные ученых, параллельно работающих по рассматриваемому направлению в ведущих научно-исследовательских институтах и вузах страны: Л.Е. Агеева, В.Я. Аниловича, В.Н. Волошина, Г.В. Ведешпина, В.В. Гуськова, Г.М. Кутькова, Г.Г. Колобова, В.И. Кашпуры, О.И. Поливаева, Е.М. Харитончика, В.И. Фортуны и др.

В результате теоретического обобщения накопленного экспериментального материала были решены следующие задачи:

— установления аналитической зависимости между вертикальной нагрузкой на тракторное колесо и деформаций его шины на почвах разной вертикальной жёсткости;

—составления математической модели функциональной связи между коэффициентом буксования как основной характеристики кинематических потерь МТА и крутящим моментом, конструкцией колеса, размерами и расположением почвозацепов на шине, характеристиками почвы;

— обоснования критерия допустимого коэффициента буксования и ограничиваемого им тягового усилия на крюке колёсных тракторов по началу срезания «почвенного кирпича» в пятне контакта шины с почвой, исключающих резкое нарастание в почве пылевидных частиц;

— формулировки закономерностей взаимосвязи сопротивления движению с характеристиками вертикальных и горизонтальных колебаний при работе с переменной нагрузкой на крюке на полях с неровным микрорельефом.

Отмечая значимость ранее выполненных работ, следует указать, что рассматриваемая теория может быть дополнена и использована для полного описания физического процесса буксования колесных тракторов различных конструктивных схем в реальных условиях эксплуатации.

Во второй главе «Теоретическая оценка несущей способности почвы в горизонтальном направлении» на основе рассматриваемой теории разработаны и экспериментально подтверждены математические модели по прогнозированию тягово-сцепных свойств колесных тракторов различных конструктивных схем с учетом особенностей режимов нагружения.

Для колесного движителя можно аналитическим путем рассчитать три характерные точки, определяющие основные режимы его работы: I— (1',Рттг\) максимальное тяговое усилие, реализуемое колесом; II ~{бср; РГср) - коэффициент буксования, при котором наступает сдвиг всех «почвенных кирпичей» в пятне контакта шины с почвой и соответствующее тяговое усилие, развиваемое движителем; III- ,)" допустимый коэффициент буксования по эколо-

гическому признаку и соответствующее ему тяговое усилие (рисунок 1а). Алгоритм счета указанных режимов с учетом основных характеристик почвы и конструктивных параметров шины ведущего колеса подробно представлен в работе. Вся кривая буксования аппроксимируется дробно-рациональной функцией профессора Н. К. Куликова

-(1)

где р = РТ / РТ тзх - относительное тяговое усилие, представляющее собой отношение тягового усилия, развиваемого движителями, к максимально возможному такому усилию по сцеплению колеса с почвой; к5 - коэффициент пропорциональности.

Основные параметры функции р и к3 представленной аппроксимации определяются аналитически по значениям коэффициента буксования и

соответствующего тягового усилия на режиме 3 -(бдэ;Ртдэ). Предлагаемый расчет, в конечном счете, позволяет получить статическую кривую буксования трактора с колесной формулой 4К2. Для трактора МТЗ-80 результаты счета представлены на рисунке \а (кривая П.

— в координатах 3 = /(Рк ); фон — стерня: 1 — статическая аналитическая кривая; 2 — динамическая аналитическая кривая; 3 — экспериментальные данные

Расположение экспериментальных данных выше полученной расчетной зависимости 5{РТ) говорит о влиянии на коэффициент буксования не учтенных динамических процессов, характерных для работы МТА в реальных условиях эксплуатации. В работе показано, что процесс буксования колесного трактора в основном определяется динамическим характером крюкового усилия и вертикальными колебаниями трактора. Остальные факторы, такие как инерционные и упругие свойства элементов силовой передачи, свойства почвы, воспринимающей воздействие горизонтального усилия со стороны почвозацепа, и возможность самогенерации устойчивых колебаний действующих усилий в пятне контакта за счет периодичности смены почвозацепов шины, можно рассматривать как постоянные в существующих условиях нагружения и при использовании определенной конструкции шины.

Для оценки влияния амплитуды АРт и частоты колебаний Я крюкового

усилия на коэффициент буксования трактора с колесной формулой 4К2 рассмотрена математическая модель нагружения трактора переменным крюковым усилием:

а

л'

(¡СО

~ск

(Ркр+Рт)~2Р>

J +

/п) тсо

гп

*тр

1-5

со

¿а

2Л

*тр

м.

2{РТ+Р(ъ)1

Птр ' 1шр

где У - приведенный момент инерции маховика, кг-м ; момент терции ведущего колеса, кг-м2; о) - угловая скорость коленчатого вала двигателя, 1/с; Р^ - сила сопротивления движению ведущего колеса, Н; Мдв - момент на коленчатом валу двигателя, Н-м; т - масса трактора, кг; г]тр - КПД трансмиссии; Рп - сила сопротивления горизонтального смятия почвы, Н; ¡тр - передаточное число трансмиссии; гй - динамический радиус колеса, м.

Решение дифференциальных уравнений системы (2) методом кусочно-линейной аппроксимации в среде Мш1гсас1 позволило получить расчетную реализацию коэффициента буксования трактора при нагружении его реальным крюковым усилием (рисунок 2), последующая обработка которой определила среднее значение динамического коэффициента буксования.

Расчеты по данной модели были проведены для режимов с номинальной статической нагрузкой на крюке 9,6 кН с амплитудой 0,1;0,17;0,20;0,35Ркрищ

средней частоте колебаний 2,4 Гц. Результаты расчетов представлены графической зависимостью на рисунке 3.

Рисунок 2 - Расчетная реализация коэф- Рисунок 3 - Влияние средней амплитуды

фициента буксования трактора МТЗ-80Л, на- крюкового усилия на прирост коэффициента груженного переменным крюковым усилием буксования

Частота колебаний коэффициента буксования, полученная по спектральной плотности (рисунок 4), позволила оценить по формуле (3) ускорение этих колебаний, вызывающих снижение несущей способности почвы в горизонтальном направлении, которое выражается в понижении тангенса угла внутреннего трения почвы tg(^p) (рисунок 5):

а = АЗ Б

(3)

где AS = S0 - A(S) - разность между текущим значением динамического коэффициента буксования и средним значением коэффициента буксования (рисунок 2) на протяжении всей реализации, а значит это текущее отклонение коэффициента буксования от его среднего значения; S- круговой шаг почвозацепа шины, м; ) - частота колебаний коэффициента буксования, соответствующая максимальному значению амплитуды колебаний, Гц, (рисунок 4).

S(S)

Wr), я 100

0,002

0,0015

0,001

0,0005

л, Гц

0,15

0,5

0,75

__¡ «/g 145

Рисунок 4 - Спектральная плотность коэффициента буксования

Рисунок 5 - Зависимость коэффициента внутреннего трения почвы от отношения ускорения колебаний а к ускорению свободного падения g

На основе этого скорректированы параметры дробно-рациональной функции, аппроксимирующей динамическую кривую буксования рисунок 1 а (кривая

_30{1-р'3)

^Т max//(r„\ =tg\(p)PT „

(4)

° ' тах' й / <• ,3

Р ~°оР

где ¡¿{(¡>) - новое пониженное значение ^{(р); 30 - среднее значение динамического коэффициента буксования; р' - скорректированное относительное тяговое усилие в точке допустимого буксования, р' =

tg'(cp)

На рисунке 1 а представлены экспериментальные данные, полученные в ходе полевых тяговых испытаний трактора МТЗ-80Л, кривая 3. Характер протекания экспериментальной кривой явно отличается от расчетной дробно-рациональной зависимости, описывающей динамическую кривую буксования. Исправить этот недостаток можно за счет перехода от зависимости 8(РТ) к зависимости 8{РК), то есть к зависимости коэффициента буксования от полного горизонтального усилия, реализуемого крутящим моментом ведущего колеса. В этом случае учет силовых затрат на качение самого ведущего колеса должен приблизить расчетную кривую к экспериментальным данным, понизив значение^ аналитической функции в относительных координатах.

Переход от зависимости 8{РТ) к зависимости ё(Рк) представлен системой уравнений, позволяющих определить характерные режимы работы колесного движителя через значения параметров дробно-рациональной аппроксимации кривой буксования в координатах 5(РК):

1) Р1Л8дЛсв-ЗсрРкдэ)-Р. <5аА„(< "<) +

сВк2

2) =

Гп -

"-ср

1

1~^к0дэгЬ

г

'ру^дэ

П

аСг

(1-5дэ)2 г0-едэ

(г

2

- — с ВН.

1

+а з—^-ттт'т^^-^

'о - едо ру дэ ' V

2 2 Б-Ь

>дэ

дэ

8дэ М(ср) Гп-е,

(5)

3) Рк,=

'СР 1~Ик<2срГь

сВк2п

аСг

(1-Зср)2 г0-е

ср

Б-Ь говт„

гп-ег

2с0г0(В + 21н) 2с0(В + 2/и)

'С/?

где _ коэффициент круговой эластичности шины ведущего колеса, рад(Н-м); 0^дэ, <2ср -вертикальные нагрузки на ведущее колесо при 8 = 8^ и 8 = 8ср, Н; гь - радиус обода колеса, м; с - коэффициент объемного смятия почвы, Н/м3; В - ширина шины колеса, м; кп -коэффициент относительной жесткости шины ведущего колеса; а - коэффициент гистере-зисных потерь шшы ведущего колеса; Сг -радиальная жесткость единичного сектора шины ведущего колеса, НУ(м-рад); г0 - свободный радиус колеса, м; едэ^ еср - максимальные деформации шины колеса переднего моста при 8 = 8дэ и 8 = 8ср, м; 1ру - расчетное число поджатий «почвенного кирпича»; <2„дэ, <2Мср - вертикальные нагрузки на поверхности впадин шины при 8 = 8д} и 8 = 8ср, Н; ет&}, е„ср - максимальные деформации поверхности

впадин шины колеса переднего моста при <> = 8^ и 8 = 8ср, м; Ь, /, /„-ширина, высота, расчетная высота, наружная высота почвозацепа ведущего колеса, м; - круговой шаг почвозацепов ведущего колеса, м; М(ср) - тяговый момент, создаваемый движителями, определяющий начало полного сдвига всех «ночвенных кирпичей» в пятне контакта, Нм; /Л -коэффициент трения резины о почву; <р-угол внутреннего трения почвы; с0 - коэффициент сцепления почвы, н/м2; Ндэ, Нср максимальная глубина колеи колеса переднего моста, при 8 = 8дэ и 8 - 8ср, м.

Полученная аппроксимация кривой буксования в координатах 6(РК) точно проходит через все характерные точки режимов работы ведущего колеса (рисунок 16) в отличие от зависимости 8{РТ), что повышает точность прогнозирования тяговых свойств колёсного трактора, а, следовательно, и точность его эксплуатационных показателей на основании тягового расчета.

Представленные математические модели можно распространить и на работу движителей полноприводного трактора при условии, что на начальном этапе работа ведущих мостов рассматривается независимо друг от друга. Результаты счета опорных точек и кривых буксования в координатах (Рт;б) для переднего (отстающего) и заднего (забегающего) мостов трактора ХТЗ-150К представлены графическими зависимостями рисунка 6а.

а) б)

Рисунок 6 - Зависимости коэффициента б;/ксования от реализуемого тягового усилия движителями ведущих мостов трактора ХТЗ-150К: а) — в координатах 5 - /(Рт) \ б) — в координатах д -■ /(/¿); фон — стерня: 1 — движители переднего моста; 2 — движители заднего моста; 3 — суммарное действие движителей переднего и заднего моста; 4 — экспериментальные данные -

Такое представление кривых буксования колесного трактора мало информативно для специалистов по эксплуатации тракторов. Для их прогнозов необходима общая кривая буксования, учитывающая кинематические потери всего трактора в целом. Рассматривая коэффициент буксования полноприводного трактора как энергетический параметр, удалось получить следующую зависимость:

5_3,Рк1{1-5^8гРк20-52) Рк,(1-б,) + Ркз{1-52) '

где 3 - некоторый условный коэффициент буксования полноприводного трактора; Рк[, — касательные усилия развиваемые движителями переднего и заднего мостов трактора, Н; 3], 5^ - буксование движителей переднего и заднего мостов трактора.

Таким образом, сложение кривых буксования переднего и заднего мостов трактора возможно, но только в координатах 8 = /{РК)- Переход от зависимости 8 - /(Рг) рисунка 6а к зависимости 8 = /(Рк) для трактора Т-150К представлен следующими системами уравнений; для переднего (отстающего) моста:

+ РкРкАР1р8ср-Р1дз8дэ) = 0,

2) Рк =--

сВкп + аСг

(.1-5дэУ г0-едэ

г0~едэ I ~ 'руддо

4 2

Б-Ь

6дэМ{ср)

Здэ +

сдэ

3) ^ =

1 ~ МквсрГь

сВк

п_+ _

(1-Зср)2 г0-е,

ср

■ср

+ НкРкрср<2срГь\ +

Б-Ь Гойт

г0 -Сер

2с0г0(В + 21и)+(^_2с0(В + 21н)

Сгетг

Сг

+м\ аср-етср

—Г-

для заднего (забегающего) моста:

'> Р1^Лср-8срРкдэ)-Р 8дэ8ср{Р1ср-<) +

дэ СР СР

_ УкРКрдэЯдэгЬ , ^ кдэ ~~- ^ + У<ъ

г0 ~ 2 'ру^дэ

1-Мк0дэгь

г0~едэ ' руддэ

\вдэ-в,

тдэ

3доМ(ср)

г0 ~едз

РкРКрсрЯсрГь Б-Ъ го(2тср 3) Рксп =----+----

+ Авср~втср 5

1~РкЯсрГь $

гп ~е

2с0г0(В + 21„) 2с0(В + 21н)

Сгетсп Сг

'ср

где обозначения параметров те же, что в формуле (5), но для движителей переднего и заднего мостов трактора.

Критерием согласованности работы ведущих мостов является условие равенства поступательных скоростей движения обоих ведущих мостов, поэтому характерные режимы работы движителей менее нагруженного моста (забегающего) корректируется по режимам работы движителей более нагруженного моста (отстающего) следующими зависимостями:

- 1г

_ идэ "•»

1-к„

= Ропт - К" (8)

где кн = 1----коэффициент кинематического несоответствия движителей ведущих

гд '

7.М О.» _ ,

мостов; гд , гд - динамические радиусы качения забегающих и отстающих колес; < , /

- передаточные числа привода забегающих и отстающих колес; р™т - относительное тяговое усилие заднего (забегающего) моста, определяемое из решения уравнения.

(ролтУ

1г*А< 1

™ 1

- коэффициент пропорциональности дробно-рациональной аппроксимации заднего моста 8Ы =/(Рк); - максимальное касательное усилие на заднем мосту.

Результаты расчетов опорных точек и кривых буксования в координатах (Рк ;£) для движителей переднего и заднего мостов трактора ХТЗ-150К представлены графическими зависимостями рисунка 66 (кривые 1 и 2).

Суммарное оптимальное касательное усилие развиваемое движителями переднего и заднего моста определяется как:

РК=РКЫ + Р°м (10)

к копт копт '

Соответствующий коэффициент буксования для данного расчетного оптимального суммарного касательного усилия определяется согласно формуле (6).

Расчеты по данному алгоритму позволяют, в конечном счете, определить характерный режим работы полноприводного трактора, соответствующий номинальному (допустимому) касательному усилию. Данная точка, может использоваться для аналитического определения коэффициента пропорциональности к5 дробно рациональной функции, описывающей «условную» кривую

буксования всего трактора. Результаты расчетов представлены кривой 3 на рисунке 66, там же представлены и результаты натурных тяговых испытаний трактора ХТЗ-150К (кривая 4).

Таким образом, предлагаемые математические модели позволяют определять параметры дробно-рациональной функции, аппроксимирующей кривую буксования колесного трактора в координатах 8 = /(Рк), использование которой позволило автоматизировать процесс получения прогнозирующих оценок по тягово-энергетическим показателям МТА с учетом зональных особенностей работы.

В диссертации показана корректировка тягового расчета трактора на основании использования дробно-рациональной зависимости б(Рк).

Представленные материалы доказывают важность учёта снижения тяговых показателей колесных тракторов в реальных условиях эксплуатации. Обусловлено это неровностью поверхности почвенного фона и неустановившимся характером крюкового усилия, поэтому дальнейшая часть работы посвящена теоретическому обоснованию доступных конструктивных и технологических мер по стабилизации режимов нагружения трактора в составе МТА.

В третьей главе «Стабилизация режимов нагружения колесных тракторов применением упругих элементов навеске» рассмотрены различные критерии по оптимизации жесткости упругого элемента в прицепном устройстве трактора.

Первое критериальное уравнение было записано из условия необходимости сохранения скорости наезда сельскохозяйственной машины на препятствие на таком уровне, который наблюдался при наезде всего агрегата при жёстком креплении машины с остовом трактора:

(ау-уси)=о (11)

где ау - снижение скорости МТА при наезде на препятствие, м/с; усн - максимальное снижение скорости МТА при соударении, м/с.

Критериальное уравнение (11) аналитическим путём преобразовано к виду:

(А У-Усн)»Ар

Г 2ж 42

Лт ту

мта

= 0, (12)

где Ар - динамическая составляющая крюкового усилия, Н; Л — частота вынужденных колебаний, Гц; тМТА - масса МТА, кг; т - масса сельскохозяйственной машины, кг; V - частота собственных колебаний МТА с упругой связью в прицепном устройстве, Гц.

Уравнение 12 при Ар (что соответствует реальным условиям) равносиль-

но выражению

5т +т

тр_д

2л- т

где 3 — коэффициент учета вращающихся масс трактора, тТР - масса трактора, кг.

Оценка по записи крюкового усилия даёт возможность определить Л, а потом и V, а значит и жёсткость упругого элемента:

При составлении данной математической модели в качестве одного из допущений было принято допущение об одномассовости расчетной динамической схемы. Такое допущение основывается на том, что масса трактора в составе МТА более инерционна, чем масса сельскохозяйственной машины, поэтому она принималась в качестве опорной.

Принятое допущение об одномассовости системы «трактор — сельскохозяйственное орудие» корректно только в том случае, если масса трактора существенно (3—6 раз) больше, чем масса сельскохозяйственной машины. Только в этом случае трактор может рассматриваться в качестве опоры при колебаниях сельскохозяйственного орудия. Для тракторов высоких тяговых классов, агре-гатируемых с широкозахватными, комбинированными орудиями, масса которых соизмерима с массой трактора, такое допущение при определении оптимальной жесткости упругого элемента может приводить к существенным ошибкам. С учетом этого проведено уточнение предлагаемой математической модели.

Предполагая, что механическая система подчинена голономным, идеальным и стационарным связям, а силы, действующие на точки системы, имеют потенциал, кинетическая и потенциальная энергая системы запишется в виде:

где Г,П — кинетическая и потенциальная энергии системы соответственно; ацуа12>а22 — коэффициенты инерции; Сц,сп,с22 — коэффициенты жесткости при перемещении указанных масс (¡¡,<¡2-

Внеся полненные значения кинетической и потенциальной энергий в уравнения Лагранжа

сг =т\2.

(14)

(15)

получим дифференциальные уравнения движения системы в следующем виде: а11Я1+а12<]2+с11Я1+с12<}2=0 (16)

а21Ч! +а22Я2 +С21Ч! +С22Й2 = О'

Интегрирование системы (16) дает зависимость для определения собственной частоты рассматриваемой двухмассовой системы:

к= Гс(т,+т2) (1?)

\ т1т2

Таким образом, один из корней частотного уравнения оказывается равным нулю. Обусловлено это особенностью нагружения, когда один упругий элемент связывает две конечные массы. В этом случае движение двухмассовой системы, описываемое уравнениями (16), можно рассматривать как колебания, наложенные на режим равномерного движения системы. Тогда рассматриваемую двух-массовую колебательную систему можно заменить одномассовой, представляющей собой сельскохозяйственное орудие с эквивалентной массой МЭКв, колеблющейся с частотой собственных колебаний к относительно малоподвижного трактора.

Приравняв частоты собственных колебаний для эквивалентной и исходной системы, получено

= (18)

т1+т2 ] т2

т,

Расчётная эквивалентная масса МЭКв оказывается меньше реальной массы сельскохозяйственной машины тсхлг Следовательно, оптимизация жесткости упругого элемента должна проводиться не по реальной массе сельскохозяйственного орудия, а по эквивалентной:

х _ 42 х \3ттр + тсхч) {бттр + ) 2 я иа„ 8ттр

Вот что дает прикидочный расчет жесткости упругого элемента по предлагаемой методике для колесного трактора ЗоНп-Пеегг 8430 в агрегате с культиватором Воиг^аик 8810:

1) реальная масса сельскохозяйственной машины - т= 5100кг;

2) приведенная масса трактора - ттр^„ру = 8 ттр = 1,67 ■ 10080 = 16834кг;

3) эквивалентная масса сельскохозяйственного орудия -

м = = 5100 = 3914кг-

1+5100 ЗЛ4Кг>

5ттр 16834

4) частота собственных колебаний МТА -

СХ.М тр

2 я тсЫ 5ттр

- ^ 2 6 6 23 (16834 + 510°) (¡6834 + 5100) _ 2-3,14 ' ' 5100 16834

5) жесткость упругого элемента -

сГ = МЭКУ = 3914- 20,62 = 1660945^=1661 —

с м

Второй критерий оптимизации жесткости упругого элемента основывается на анализе динамических режимов взаимодействия рабочих органов сельскохозяйственных машин с почвой он показывает, что вибрация рабочего органа (ускорение колебания) приводит к снижению сопротивления орудия в среде обрабатываемого материала за счет снижения внутренних связей самого материала (почвы). Связанно это с уменьшением угла внутреннего трения почвы в выражении [г] = с0 + ег ■ tg(^p) и увеличением виброускорений в относительных еди-

/ Л

а

(рисунок 5).

ницах по отношению к ускорению свободного падения

\8/

Это свойство, являясь отрицательным для механизма взаимодействия движителей с почвой (так как повышает коэффициент буксования и сопротивление движению трактора), оказывает положительный эффект на механизм взаимодействия рабочего органа с почвой (рост виброускорений, снижая сопротивление разрушению почвы, вызовет снижение крюкового усилия за счет уменьшения прочностных свойств почвы).

Исходя из этого, была поставлена задача г обеспечить устойчивое колебание сельскохозяйственного орудия с целью генерации высоких виброускорений. Наиболее эффективным способом в этом случае является использование автоколебаний в динамически нагруженной системе, каковой является трактор с сельскохозяйственной машиной, колеблющейся с частотой собственных колебаний за счет периодических составляющих тягового сопротивления такой же частоты.

Следовательно жесткость упругого элемента должна была выбираться из условия обеспечения прицепной массе собственной частоты колебаний, равной частоте вынужденных колебаний.

Жесткость упругого элемента в прицепном устройстве трактора Л¡т-Бееге 8430, работающего с комбинированным сельскохозяйственным орудием массой тШ1 = 5100кг, при такой концепции работы определится как

с = т^Х], = 5100(6,28-2,бУ = 1359678,зЦ- = 1359,6 —. (20)

с м

Использование упругого элемента с такой характеристикой должно обеспечить снижение несущей способности почвы. Это снижение определяется пара-

метром где

ар , с.

(21)

АР — средняя амплитуда колебания крюкового усилия.

Принимая, что АР<т = ЛРкр для рассматриваемого МТА при скорости дви-

Гкр

жения 77к^/, получим:

А>\п ;2 _ ЛЫР,2 _ ^кр ли - ли -

с1>

тсхм%П

2 Ла -

АР,

кр

тг

(22)

Согласно данным рисунков 7 и 8, принимая режим нагружения трактора на

скорости Утр = 6,4кьу^ за статический, получаем АРкр = 12000Н, тогда

5100

а 2>35 т*

следовательно — = _ = 0.23.

кр

12000

а = —— = 2,35— = 2,35—г-,

кг

(23)

Я 9.81

Ркр.кН

300

1,5 2,5 | 3,5 4,5 5,5

Рисунок 7- Спектральные плотности крюкового усилия при различных скоростях движения. Трактор ЛИп-Оееге 8430 (поисковый эксперимент)

Цкм/ч

Рисунок 8 - Зависимость крюковой нагрузки трактора ЛИп-Игеге 8430 от скорости движения (поисковый эксперимент)

Генерируемые виброускорения (<123), согласно рисунку 5, соответствуют снижению тангенса угла внутреннего трения примерно на 20 %.

Использование выражений 19 или 20 при расчете жесткости упругого элемента связанно с некоторыми трудностями - необходимостью экспериментального определения частоты гасимых вынужденных колебаний Л. Определяться она должна по реализации крюкового усилия путем расчета статистических характеристик: автокорреляционной функции или спектральной плотности (рисунок 7).

В работе показано, что значение этой частоты можно определить и расчетным путем через известные конструктивные параметры трактора и шин ведущих колес, что позволяет сократить трудоемкость проведения поисковых экспериментов и автоматизировать расчет технических характеристик горизонтальных стабилизаторов нагрузки.

Экспериментальная верификация представленных выражений позволила оценить адекватность предлагаемых математических моделей. В качестве объекта исследования был выбран колесный трактор John-Deere 8430 тягового класса 3, оборудованный прицепным устройством с упругим элементом (патент № 2400037), в агрегате с культиватором Bourgault 8810.

Как видно из проведенного спектрального анализа крюкового усилия (рисунок 9), использование упругого элемента оптимальной жесткости в прицепном устройстве трактора позволило снизить значение дисперсии колебаний крюковой нагрузки в 1,4... 1,6 раза при культивации стерни и в 1,2... 1,4 раза при культивации пира. Кроме того, наблюдается снижение максимумов спектров в область более низких частот, что обеспечивает более эффективную и надежную работу трактора в составе МТА.

Г' ¡'"""Г

—-

! 3 i

> 0*1

1,4 1Л 2Д 2.«

3,4 11 4Д 4.«

ХГщ

а) б)

Рисунок 9 - Спектральная плотность крюкового усилия трактора Л1т-0ееге-8430:1 —

жесткая сцепка, 2 — упругая сцепка: а) с =¡550*% , фон стерня; б)с = 1250, фон пар

На рисунке 10 представлены результаты экспериментальных исследований по оценке влияния жесткости упругого элемента в сцепке на среднее значение крюковой нагрузки при работе МТА на различных почвенных фонах.

Рхр.кЛ

11*

20,5

к1

Л М /

s \

с

>00

1100

IV1

с,кП/м

1100 1300 1500 1700 1900 " "

а) "" 6)

Рисунок 10 - Зависимости крюкового усилия трактора John-Deere-8430 от жёсткости упругого элемента в прицепном устройстве: а) фон поля стерня, (при жестком соединении РКр = ЗОкН); б) фон поля пар, (при жестком соединении Ркр = 22 кН)

Можно с уверенностью говорить, что существует определенное значение жесткости упругого элемента, которая обеспечивает снижение крюковой нагрузки за счет уменьшения её динамической составляющей.

Наиболее целесообразно использовать преимущество такого выигрыша, с точки зрения эксплуатации, повышением скорости движения МТА. Изменение силовых затрат МТА при увеличении скорости движения при выполнении технологических операций представлено на рисунке 11. pv"H Р_*■//

32 2 30 27,5 25 22,5 20

1N / *

з v * Ь г-

<

24

22

20

18

ЦкмЛ ,6

3 I.

4 3 ж у «

£ У i

V, км/ч

И 13

13

а)

б)

Рисунок 11 - Зависимости крюкового усилия от действительной скорости движения МТА:

а) фон поля стерня, б) фон поля пар: / —жесткая: 2 — 1000 КЦ/ ; 3 — 1250 КЦ/ • 4 — 1550

/м /м

кН,

/ — 1800 "И/

м' /м

Таким образом, крюковое усилие трастора повышается с увеличением рабочей скорости движения на всех почвообрабатывающих операциях и при любой жесткости упругого элемента в сцепке. Однако использование упругой связи позволяет снижать скорость роста крюкового усилия с увеличением скорости МТА.

В процессе проведения полевых экспериментов было установлено влияния упругой связи в прицепном устройстве на коэффициент буксования трактора ЛЫ-Оееге 8430. Результаты этого исследования представлены графическими зависимостями на рисунке 12.

а) б)

Рисунок 12 - Зависимость коэффициента буксования трактора ЛИп-йееге 8430 от жёсткости упругого элемента в сцепке: а) фон поля стерня, (при жестком соединении 8 = 10%); б) фон поля пар, (при жестком соединении 8 = 7%)

Как видно, применение упругого элемента оптимальной жесткости способствует повышению тягово-сцепных свойств трактора. Связано это не только со снижением среднего значения крюкового усилия, но и со снижением его частоты и амплитуды колебаний.

В целом использование в прицепном устройстве упругого элемента оптимальной жесткости способствует повышению производительности МТА на 10... 12% и уменьшению погектарного расхода топлива на 12...15% за счет снижения среднего значения крюковой нагрузки, её динамических показателей и буксования ведущих колес трактора.

В четвертой главе «Стабилизация режимов нагружения колесных тракторов применением упругих элементов в креплении рабочих органов почвообрабатывающих машин» проведены теоретические и экспериментальные исследования влияния виброускорений рабочих органов на снижение тангенциальной несущей способности почвы (далее по тексту К). Создана математическая мо-

дель по определению жесткости упругого элемента в креплении рабочего органа почвообрабатывающей машины, обеспечивающего генерацию устойчивых колебаний рабочего органа почвообрабатывающего орудия. Установлена аналитическая зависимость влияния конструктивных параметров рассматриваемой системы на устойчивость движения культиваторной стойки в вертикальной плоскости при случайном воздействии реакции почвы.

Прогнозировать генерирующие возможности трактора в составе МТА по возбуждению собственных колебаний рабочих органов культиватора можно по спектральной плотности крюкового усилия (рисунок 7).

Второй энергетический всплеск на спектральной плотности обладает достаточно высокими амплитудами и частотой (Л = 2...3,5Гц), а следовательно, вынужденные колебания, создаваемые рабочим процессом, вполне способны генерировать достаточно высокие ускорения частицам почвы и снижать коэффициент внутреннего трения почвы, а значит, и сопротивление движению рабочего органа в обрабатываемом материале. Эта гипотеза и была использована в теоретической оценке при оптимизации жесткости упругого элемента в креплении рабочего органа культиватора.

Соответствующие уравнения Лагранжа имеют вид:

Л дх дх х а дТ дТ =

Л с1ф д<р <р'

(24)

ш * >

Рисунок 13 - Стойка культиватора

где (2х, (У?- обобщенные силы системы; Т— кинетическая энергия системы; х,ф- обобщенные скорости; х,(р- обобщенные координаты.

На основании системы (24) дифференциальное уравнение свободных колебаний стойки культиватора получено в виде:

.. теа + сИ

<Р +

Jz — та

<Р = 0,

(25)

где к =

mga + сА

■ круговая частота малых колебаний стойки

J, — та

В нашей задаче упругий элемент должен настраиваться из условия равенства частоты собственной колебаний системы и частоты возмущающей силы, поэтому к = А.

Тогда жесткость упругого элемента, способствующего снижению Я, определяется выражением:

Á2{j:-ma2)-

mga

ш_(14- 6,28f ■ (2,7 -16,5 ■ 0,42 )-16,5 ■ 9,8 ■ 0,4

0,18

■■ 15128кг/

(26) :151«Н/ .

м /м'

Теоретические рассуждения по поводу использования автоколебаний в исследуемой системе потребовали проверки. В реальных условиях могло оказаться, что несовпадение частоты скалывания с периодической частотой составляющей энергетического спектра сделает этот процесс неустойчивым, что могло бы не только не снизить среднее значение крюкового усилия, а наоборот, привести к его увеличению.

Для установления аналитической зависимости влияния конструктивных параметров рассматриваемой системы на устойчивость движения культиваторной стойки по глубине при случайном воздействии реакции почвы записано дифференциальное уравнение движения стойки, т.к. рассматриваемая система облада-

ет одной степенью свободы (МТА двигается с постоянной скоростью):

J.ip = Mi,

где, MÍ - суммарный момент всех внешних сил относительно центра вращения.

Jzip = RL - ch2<p - Ра sin <р (27) где Р - вес культиваторной стойки, Н; J, -момент инерции стойки относительно 2

оси подвеса, кг • м ; R - случайная функция времени: R = R'{t).

■ Введением обозначений

(Jz = Л2 ,ch = В2 ,Pasin<p = D2) урав-

Рисунок 14 - Силы, действующие на стойку культиватора

нение (27) преобразовано к виду:

A2(f> + B2<p=RL-D2,

(28)

Решение уравнения (28) в операторном виде (р = — оператор дифферен-

dt

цирования) запишется:

<А) =

2 ; 2 RÍ}). А2р2 + В2 '

(29)

Как показывает опыт, функция R(t) определяется многими факторами, большая часть которых (характер предпосевной обработки, физико-механические свойства почвы, неравномерность крутящего момента двигателя и т. д.) в каждый данный момент времени предсказать невозможно. Совокупное воздействие этих факторов и определяет характер протекания функции что вносит существенные трудности в решение уравнения (29). Поэтому решалось оно привлечением математического аппарата теории случайных функций.

В работе показано, что дисперсия угла поворота культиваторной стойки может быть определена выражением:

г _ L2<j2r B2\A2{jp2-a2)~B2\-8A4p2{p2 -а2)

| \в2 +А2(а2 +/?2)f -4А2В2Р:

(30)

где а и Р - коэффициенты корреляционной связи горизонтальной реакции почвы на культи-ваторную стойку, определенные по нормированным автокорреляционным функциям; <тд - ее среднеквадратичное отклонение.

Влияние жесткости упругого элемента в креплении рабочего органа культиватора на устойчивость его движения в вертикальной плоскости и дисперсии глубины обработки представлено на рисунке 15.

Л

«.«о

0.1« 0,14 042 0,1 0,01 0.0« 0,04 0,02

\ «

\

V \

s к

! -ч '—4 ь- —

| !

0.70 0,60

030 0,40 0,30 0,20 0,10 0.09

1 ! ; ...

*

К

\ V

N \

■l

— i —1— M ...х- -- - - - L -

, е.уШм

<0 100 120 140 1(0 180 200 220 340 260 280 300 3 20

б)

80 100 120 140 160 1»0 200 220 240 260 280 300 320 340

а) ■

Рисунок 15 - Влияние жесткости упругого элемента: а) на среднеквадратическое отклонение угла поворота стойки; б) на среднеквадратическое отклонения глубины обработки

Разработанный технологический допуск при проведении культивации показал, что допустимое среднеквадратическое отклонение глубины обработки составляет а = 0,6см. Полученные графические зависимости (рис)иок 15 б) показывают, что применение упругого элемента жесткостью свыше /00 кН/м позво-

ляет с достаточной степенью точности выдерживать агротехнические допуски и требования, предъявляемые к культивации.

Для проверки адекватности предлагаемых математических модели были проведены экспериментальные исследования рабочих органов культиватора Bourgault 8810 на двух почвенных фонах, на стерне и паре.

На основании результатов этих исследования получены графические зависимости (рисунок 16). Их анализ позволяет констатировать: упругий элемент

жесткостью с = /40снижает скорость нарастания тягового сопротивления рабочего органа в 4...5 раза, его среднее значение —■ на 35 -40%.

а) б)

Рисунок 16 - Зависимости горизонтальной составляющей тягового сопротивления стойки: а) от жесткости упругого элемента в креплении (1 - фон поля стерня, 2 - фон поля пар); 6) от скорости движения МТА

(/- с = 140*%, 2 - с = - с = 250*^/^,4 - с = )

Анализ полученных спектральных плотностей показывает, что использование упругого элемента жесткостью с = позволяет генерировать узкий

спектр частот с резким увеличением амплитуды колебаний нагрузки, что говорит о приближении собственной частоты рабочего органа к частоте возмущающей силы, т. е. о приближении к оптимальному режиму работы.

Рисунок 17 - Спектральная плотность горизонтальной составляющей тягового сопротивления рабочего органа культиватора при различной жесткости упругого элемента в креплении

и ¡140 «B« 1

к iCiSfe | «

Ч 1

.4-

\ 1

/ , 'Ч

та

Так как общее сопротивление почвообрабатывающих машин обусловлено не только сопротивлением почвы обработке, но и затратами на перекатывание самого орудия (до 30 %), снижения общего крюкового усилия в указанных на рисунке 16 пределах не стоит ожидать. Выигрыш в крюковом усилии трактора при использовании вибрации рабочих органов может оказаться в пределах 16— 18 % по сравнению с жестким креплением рабочих органов.

В пятой главе «Анализ совместного использования упругих связей в различных местах МТА» представлены результаты экспериментальных исследования трактора ВиЫег 2375 тягового класса 5, оснащенного упругим элементом в прицепном устройстве в агрегате с культиватором ВоигяаиН 8810, крепление рабочих органов которого осуществлялось при помощи упругих элементов, настроенных на резонансный режим работы.

Анализ экспериментальных данных показывает, что совместное использование упругих связей в креплении рабочих органов культиватора и прицепном устройстве трактора способствует значительному снижению динамической составляющей крюкового усилия (рисунок 18).

а) . б)

Рисунок 18 - а) Зависимости среднеквадратического отклонения крюкового усилия трактора от действительной скорости движения; б) зависимости динамической составляющей крюкового усилия трактора от действительной скорости движения. 1 - без упругих элементов; 2 - упругие элементы в креплении рабочих органов; 3 - упругие элементы в прицепном устройстве; 4 - комбинированные упругие элементы

Применение упругих элементов в прицепном устройстве трактора значительно снижает амплитуду первого и второго всплеска на спектральной плотности крюкового усилия и практически полностью ликвидирует третий всплеск (кривая 3, рисунок 19 а).

Рисунок 19 - а) Спектральная плотность крюкового усилия трактора; б) зависимости крюкового усилия трактора от действительной скорости движения. 1 - без упругих элементов; 2 - упругие элементы в прицепном устройстве; 3 - упругие элементы в креплении рабочих органов; 4 - комбинированные упругие элементы

Упругие элементы в креплении рабочих органов культиватора также способствуют снижению первого и второго всплеска в 2...2,5 раза, но значительно увеличивают амплитуду третьего в 1,2. ..1,5 (рисунок 19а, кривая 3), обладающего большей энергетической мощностью за счет повышенной частоты. Использование комбинированных упругих элементов (рисунок 19а, кривая 4) практически полностью устранило негативные явления, вызванные увеличением рабочей скорости движения, т. е. привело нагруженность скоростного МТА к статическим показателям, что подтверждается графическими зависимостями рисунка 196, на котором представлены результаты исследования крюковой нагрузки трактора в идентичных условиях на различных скоростях движения.

Анализ графических зависимостей показывает, что упругие элементы в креплении рабочих органов, настроенные на режим автоколебаний, позволяют снизить общее сопротивление почвообрабатывающего орудия на 10-12% (кривая 2). Более значительный эффект получен от использования упругого элемента в прицепном устройстве трактора (кривая 3). Крюковое усилие при этом снизилось на 16% по сравнению с жестким креплением.

Применение комбинированных упругих элементов снижает среднее значение крюкового усилия всего на 2-3%, по сравнению с упругими элементами, расположенными только в прицепном устройстве трактора (кривая 4), поэтому их использование должно в первую очередь рассматриваться с точки зрения экономической целесообразности.

В шестой главе «Теоретические основы внедрения операции предварительного полива в технологию обработки почвы» теоретически обоснована и экспериментально доказана возможность снижения динамичности процесса на-гружения трактора в составе МТА за счет изменения прочностных характеристик обрабатываемого материала, т. е почвы. Составлена целевая функция, представляющая возможное снижение затрат при проведении почвообрабатывающих работ после дополнительного их полива. На основании полученной функции была определена оптимальная влажность почвы с точки зрения снижения суммарных затрат на проведение почвообрабатывающих операций и повышения производительности МТА.

«„, МПо

»-(типа 1-0.1 —

•с'*'

«.к,*

Рисунок 20 - Изменение Рисунок 21 - Изменение

максимального касательно- предельных напряжений ежа- Рисунок 22 - Зависи-

го напряжения в функции тия в функции влажности мость твердости светло-

относительной влажности почвы: 1 - солонец; 2 - свет- каштановых почв от

светлокаштановых почв ло-каштановые почвы влажности

Теоретический анализ по изучению физико-механических свойств светло-каштановых и солонцовых почв (рисунки 20, 21,22), характерных для засушливых зон, показал, что при умеренном увеличении влажности происходит резкое снижение прочностных свойств почв (предельных напряжений сжатия апр,

твердости почвы Т, максимальных касательных напряжений тта!: при сдвиге).

Для анализа изменения сопротивления почвообрабатывающей машины от влажности почвы использован комплексный показатель сопротивляемости почвы обработке - коэффициент удельного сопротивления почвы., определяемый экспериментальным путем. Для светло-каштановых почв Нижнего Поволжья исследования влияния абсолютной влажности почвы на коэффициент удельного сопротивления проведены на кафедре ЭМТП Волгоградского СХИ Кузнецовым А.Д. Результаты его экспериментальных исследований представлены (для плуга, плоскореза и чизеля) на рисунке 23. Анализ данных этого рисунка доказывает, что существует диапазон влажности (16...19%), при которой наблюдается резкое снижение суммарного сопротивления рабочих органов почвообрабатывающих машин.

¿„."У

Описанное явление изменения коэффициента удельного сопротивления свойственно не только для светло-каштановых почв. Так, по данным Бахтина П.У., для дерново-подзолистой среднесуглинистой почвы минимум сопротивления тоже находится в зоне влажности 16... 19%. Разница с данными Кузнецова А.Д наблюдается только в величинах минимального удельного сопротивления. Использование этой особенности в хозяйствах, работающих по технологиям орошаемого земледелия, может дать ощутимый экономический эффект при обработке почвы. Снижение прочностных свойств почвы, положительно сказываясь на затратах МТА на обработку почвы, может

значительно увеличить сопротивление перекатыванию самого трактора и коэффициент буксования за счет снижения напряжений среза «почвенных кирпичей». Поэтому необходимо было провести аналитическую оценку названных показателей работы обрабатывающего орудия и тяговых возможностей трактора на увлажненных полях.

Анализ расчетных значений параметра к3 дробно-рациональной функции, аппроксимирующей кривую буксования колесного трактора типа МТЗ-80, показывает, что величина к3 определяется только допустимыми касательными напряжениями [г] = с0 + <т •и практически не зависит от вертикальной

жесткости почвы при условии с<15,5МН / м3. Расчетные значения практически лежат на одной кривой (рисунок 24). Объясняется этот факт тем, что при увеличении жесткости почвы растет деформация шины, замедляя снижение числа почвозацепов, находящихся в зацеплении с почвой, и возрастает несущая способность почвы в горизонтальном направлении.

5 Н <3 (5 и 19 И 23

Рисунок 23 - Зависимости коэффициента удельного сопротивления светлокаштановых почв от их абсолютной влажности

а) б)

Рисунок 24 - Зависимости коэффициента буксования трактора МТЗ-80Л от а) относительного тягового усилия; б) относительного касательного усилия при изменении коэффициента объемного смятия почвы с от 0,5 до 15,5 МН/м3 с шагом 0,5 МН/м3

Проведенный анализ позволяет в аналитических расчетах при прогнозировании тягово-сцепных свойств колесных тракторов без учета динамичности процесса нагружения крюковым усилием параметр к8 принимать постоянным и отметить важнейшую особенность свойств, проявляющихся при взаимодействии пневматических ведущих колес с описанными почвами: шина ведущего колеса трактора является автоматическим устройством, обеспечивающим сохранение тяговых способностей трактора (максимально возможное толкающие усилие и допустимый коэффициент буксования) при изменении (в некоторых пределах-) свойств почвы (жесткости и несущей способности в горизонтальном направлении). Тяговые способности колеса с пневматической шины с почвой в этом случае зависят от конструкции самой шины (радиуса, расположения поч-возацепов, ширины шины) и внутреннего давления в шине.

Введение в технологические операции обработки почвы предварительного полива потребует от хозяйства дополнительных затрат на поливную воду и проведение полива. Как уже было сказано, их целесообразность будет определяться полученной экономией расходов на механизированные операции обработки почвы за счет снижения прочностных свойств увлажненной почвы.

На основе анализа затрат при проведении почвообрабатывающих работ составлена целевая функция, представляющая возможное их снижение при проведении почвообрабатывающих работ при дополнительном поливе полей. В работе показано, что функцию цели можно считать функцией одного переменного — влажности почвы 1Уа.

П л, II ^ т Г , Цг,заар.п Цб.ораар.ор

7О0Г,

/ООГ

г.ор

_£.Ч(сус) " Пт(сух) • г(с>*) ^Л'О«') ' Т1т(учл) ' Г(>«л)

10000арЦв^а

У I "пи

"Я "Л /=/

Я бди, • аар.(Я,') 100

где Л' — номинальная мощность двигателя, кВт; - часовой расход топлива при номинальной мощности, кг/ч; Цк — цена комплексного топлива, руб; а — ширина захвата с.-х орудия, м; от „„, тер, п— соответственно количество механизаторов, вспомогательных рабочих и число операторов, обслуживающих поливальную технику; , /, - их тарифные ставки; и ,ц , и - коэффициенты, учитывающие надбавки им; Ь , , „ „ ,,

мех ер п оэ б.ор ош/,

ц ^ -коэффициенты, учитывающие надбавки им; Ц 6}>Ц 6вр'Ц бтг -балансовые цены соответственно энергомашины, рабочей машины и /'-той поливной машины, руб;

- нормы их приведенных амортизационных отчислений, %;

нормативные годовые загрузки энергосредства и рабочих машин, час; г -

коэффициент использования сменного времени; к0 - коэффициент удельного сопротивления почвы кН/м2; Т]Т - тяговый К.П.Д. трактора; Цв - цена воды за тонну, руб/т; БП - площадь орошения (для удельных погектарных показателей 10000 м2), р — плотность почвы (т/м3); £, -коэффициент, учитывающий потерю воды на испарение; IV/} - часовая производительность поливальной техники хозяйства, га/час.

а ,а ,а 1„\

ар.о ар.ор ар\П )

т ,т ,т

гэ гм^

Обозначив

Ст Цк + тмех/мех{1

М

1

Цбэас

100Т„

__ "ар.о Цб.ораар.ор

100Тгл

.ор

IV,

-«Л/«» =

1 "^Цбт,, -аарХП,) = к ^П Ь Ю0-Ттщ функция цели запишем в виде:

^о(сух)

о(}'й7 )

= £/;

с(иО= —-с/

\_еЫ(сух) ' Пт(сух) ' Т(сух) £м(у&ч) ' 71т(увл) ' т^увл)

- ЮОООарЦ- 1Гаисх)£ -1 - Л. Максимум этой функции может быть найден из условия

= 0,

дС 10а у

N.

_1

- 10000арЦв£.

(33)

Решением полученного дифференциального уравнения, были получены оптимальные влажности почвы с точки -рения снижения суммарных затрат и повышения производительности:

102,9 + 39,8У _ 10000рЦ^-К ° 728,215 +149,26У и (728,215+ 149,2бУ)

53.2 + 15.76У 10000рЦ^-Ие . .

--------— (для плоскореза),

0 337.03 + 69.46Г II (35 7.03 + 69.46У)

153.2 + 48У 10000рЦ„^-Ые . IV -------——--— (для чизель-культиватора).

" 1000.2 +172.6У Щ1000.2 + 172.6У) Расчеты показали, что оптимальная влажность почвы (с точки зрения снижения суммарных затрат при проведении почвообрабатывающих работ и увеличения производительности) лежит в пределах 19...22%.

Для проверки этих теоретических выводов были проведены экспериментальные исследования трактора МТЗ-80 на трех сельскохозяйственных операциях: 1- вспашка (фон - стерня); 2 - культивация (фон — вспаханное поле); 3 -сев (фон - пар).

К.П.Д. ходовой системы трактора оценивалось изменением силового и кинематического радиусов колеса трактора.

(34)

где ЯК - кинематический радиус ведущего колеса (радиус условного колеса с жестким ободом, которое перекатываясь без скольжения и буксования, при одинаковой угловой скорости с действительным колесом имеет одинаковую с ним действительную поступательную ско-V

рость те м; Кс - силовой радиус ведущего колеса (приведенное плечо дейст-

во,.

М

вительной толкающей силы , т.е. Яс = ~~)> м.

к

Результаты испытаний представлены материалами рисунка 25.

а) б)

Рисунок 25 - Зависимости а) силового, б) кинематического радиуса ведущего колеса трактора от абсолютной влажности почвы: 1-вспашка (фон - стерня); 2 культивация (фон - вспаханное поле); 3-сев (фон - пар)

Снижение силового радиуса ведущего колеса трактора с повышением влажности почвы до 17...20% (рисунок 25 а) свидетельствует об уменьшении силовых нагрузок, действующих на трактор. Повышение влажности до указанных пределов способствует увеличению кингматического радиуса ведущих колес трактора (рисунок 25 б), что является положительным явлением, способствующим снижению коэффициента буксования при росте влажности почвы за счет увеличения сцепления частиц почвы между слоями и снижения крюковой на-груженности. При дальнейшем увеличении влажности появляется тенденция к снижению кинематического и к повышению силового радиусов ведущего колеса трактора, а следовательно, и к росту коэффициента буксования и сопротивления движению. Рост буксования при влажности почвы, превышающей 1820%, связан с созданием водяной пленки между частицами почвы, резко снижающей допустимые касательные напряжения в почве.

Адекватность этого вывода подтверждается графическими зависимостями к.п.д. колеса от влажности почвы в пределах 10-20% (рисунок 26): чем больше нагружен трактор, тем интенсивней прирост к.п.д. ходовой системы трактора. При вспашке рост к.п.д. составил 5%, а на севе остался почти постоянным (в пределах ошибки опыта).

В целом наблюдается незначительный рост к.п.д. ходовой системы трактора 0...5% (в основном при самых больших крюковых нагрузках).

Все это подтверждает нашу гипотезу о возможности снижения тяговых нагрузок трактора в составе МТА при работе на полях с почвой умеренной влажности.

0,6

0,55

0,5

0,45

-о— 3

о- -- -О" - '-et— Л__- V

Рисунок 26 - Зависимости К.П.Д ведущих колес трактора от влажности почвы: 1-вспашка (фон - стерня); 2 культивация (фон - вспаханное поле); 3-сев (фон - пар)

ТУ, %

5 7,5 10 12,5 15 17,5 20 22,5 25 27,5 Повышение влажности почвы до 20-22% позволило снизить дисперсию амплитуды колебаний крюковой вертикальной нагрузки в 1.4...2.2 раза (рисунок 27 а). Уменьшается и частота вынужденных колебаний. Снижение интенсивности колебания крюкового усилия уменьшило уровень угловых колебаний, поэтому влияние вертикальных колебаний явно высветилось в областях частот собственных вертикальных колебаний (19....21,5 1/с).

Спектральные плотности вертикальной нагрузки на задний мост подтверждают это (рисунок 276).

70 60 50 40 30 20 10 0

Г I

1 _ 3

\ » о~ о- о- * о •о. U

х,гц

04 1 14 2 2.5 3 3,5 4 4,5 5 5,5 6 6,5 7 7,5

1 3 4 S 6 7 8

а) б)

Рисунок 27 - Спектральные плотности а) крюкового усилия, б) вертикальной нагрузки на задний мост при работе трактора с плугом ПЛИ 3-35: 1 -влажность почвы 8-10%; 2-влажность почвы 20-22%

На рисунке 28а представлены результаты экспериментальных исследований сопротивления перекатыванию переднего моста, крюковой нагрузки и касательной силы тяги трактора в функции влажности почвы при работе трактора МТЗ-80Л с плугом ПЛН 3-35.

25 20 15 10 5 0

Р„Р^РГгкН

1

/

-о. ■а. __ 2

I *

■ Чг

10

15

20

25

15 14 13 12 11 10 9

Щ% 8

1 \

2 ■ ,о£ •

0 , в "О ь з ^ - °< •

О ■ "Т1 гГ| и-1'

-8 АИ "в*

у,

30

1 2 3

8 9 10

а) б)

Рисунок 28 - а) Зависимости тягового Рк, крюкового Р усатая и сопротивления движению переднего моста Ру трактора МТЗ-80 от влажности почвы: (1 - Рк; 2 - Р ; 3 - Р^);

б) Зависимости крюкового усилия трактора от скорости движения: Влажность почвы: 1-8...10%; 2-15...17%; 3-20...22%; 4-24...26%. Фон-стерня

Изменение силовых затрат МТА при увеличении скорости движения при выполнении технологических операций на увлажненных почвах представлено на рисунке 28 б.

Основной вывод из анализа материалов рисунка 28: снижение тягового усилия при выполнении одних и тех же работ с увеличением влажности позволяет повысить скорость МТА а значит, и производительность. Рост производительности на почвообрабатывающих операциях составил до 45%.

В седьмой главе произведено экономическое обоснование введения в технологические операции обработки почвы предварительного полива и рассчитан экономический эффект от использования упругих элементов в прицепном устройстве и в креплении рабочих органов культиваторного МТА

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Содержательный анализ выполненных исследований по эксплуатации колесных МТА при работе на тяжёлых почвах засушливых зон позволяет констатировать: интенсификация рабочих процессов в сельском хозяйстве за счёт создания скоростной сельскохозяйственной техники повышает динамичность на-гружения трактора в составе МТА. Связано это с неравномерностью поверхностного слоя почвенного фона, неоднородностью почвенных включений в нём, непостоянством силового воздействия рабочей машины на трактор (непостоянства крюкового усилия во времени и пройденному пути). Прямые и косвенные

силовые и кинематические потери МГГА в таких условиях работы могут быть оценены аналитическими зависимостями, разработанными на базе использования положений теории взаимодействия движителей тракторов с тяжёлыми почвами засушливых зон, способными количественно охарактеризовать возможный прирост сопротивления движению, коэффициента буксования трактора и снижение экологической безопасности проводимых им работ.

2. На базе теории формирования полной несущей способности почвы создана подтвержденная экспериментальными данными математическая модель по прогнозированию тяговых показателей колесных тракторов различных конструктивных схем в реальных условия эксплуатации, позволяющая получать параметры дробно-рациональной функции, аппроксимирующей кривую буксования колесного трактора.

Предлагаемая математическая модель позволяет:

- устанавливать допускаемые режимы нагружения тракторов в составе МТА (по эрозионной опасности);

- оценивать приспособленность колесных тракторов к местным условиям эксплуатации и режимам их нагружения в составе МТА;

- проводить сравнительную оценку тяговых свойств колесных тракторов, относящихся к одному тяговому классу;

- принимать решение о целесообразности приобретения данного колесного трактора к имеющемуся парку почвообрабатывающих машин;

- сократить трудоемкость проведения натурных тяговых испытаний колесных тракторов на машиноиспытательных станциях;

- автоматизировать тяговый расчет трактора с получением всех эксплуатационных показателей трактора в составе МТА.

3. Разработана математическая модель, адекватность которой подтверждена экспериментальными данными, позволяющая с достаточной для практических расчетов точностью определять основные характеристики горизонтальных стабилизаторов нагрузки МТА, автоматизировать сам расчет и исключить проведение поисковых экспериментов. "

Применение упругого элемента оптимальной (расчетной) жесткости в прицепном устройстве обеспечивает:

- снижение среднего значения крюковой нагрузки до 15% и скорости его нарастания с увеличением скорости движения МТА;

- снижение на 20...25% динамичности процесса нагружения трактора в составе МТА;

- рост КПД ходовой системы на 4...5%.

- рост производительности МТА на 10... 12% и уменьшение погектарного расхода топлива на 12...15%.

4. Разработана математическая модель, по определению жесткости упругого элемента в креплении рабочего органа почвообрабатывающей машины, обеспечивающей возможность использования аЕТОколебаний рабочих органов за счет периодически?: составляющих тягового сопротивления для снижения сопротивления разрушения почвенных градиентов. Проведены аналитические, экспериментальные исследования и определены технологические допуски по установлению диапазона возможного изменения жесткости упругого элемента в креплении рабочего органа, сохраняющего устойчивое его движение в вертикальной плоскости. Использование такого режима работы позволяет снизить значения горизонтальной составляющей тягового сопротивления рабочего органа на 35-40%, а также скорость её увеличения (до 25%) при увеличении скорости движения МТА, что позволяет существенно сократить энергетические затраты на проведение почвообрабатывающих операций.

5. С точки зрения простоты изготовления, эффективности обслуживания, затрат на оборудование МТА наиболее целесообразно использовать упругие элементы в прицепном устройстве по сравнению с упругими элементами в местах крепления рабочих органов. Они обеспечивают: снижение крюковой нагрузки до 16% вместо 10-12% при использовании упругих элементов в креплении рабочих органов, что в целом будет способствовать повышению производительности за счет увеличения рабочих скоростей движения и уменьшению часового и погектарного расхода топлива.

6. В случае необходимости сохранения упругих элементов в креплении рабочих органов сельскохозяйственной машины как предохранительных устройств при эксплуатации на каменистых почвах их надо проектировать с учетом вибрационного действия, что свидетельствует о необходимости требовать от поставщиков выделения средств дилерским службам для организации настроечных испытаний продаваемой техники с целью установления пределов изменения регулируемых параметров машин для зоны сбыта.

7. Разработан теоретический метод определения оптимальной влажности почвы при проведении различных почвообрабатывающих операций, обеспечивающей снижение суммарных затрат на работу МТА и повышение его производительности. Теоретическими и экспериментальными исследованиями установлено, что оптимальная абсолютная влажность почвы при проведении почвообрабатывающих операций составляет 19...21%.

8. Внедрение операции предварительного полива в технологию обработки почвы (начальной абсолютной влажности 8-10%) обеспечивает:

- снижение крюкового усилия для почвообрабатывающих машин в 1,3... 1,5 раза, для посевных машин в 1,1... 1,2 раза, а также снижение интенсивности роста крюкового усилия вызванного повышением рабочей скорости МТА.

- снижение на 45...55% динамичности процесса нагружения трактора в составе МТА,

- снижение дисперсии амплитуды колебаний крюкового усилия на 40...45% и его частоты на 0,3...0,5 Гц,

- сохранение К.П.Д ходовой системы на прежнем уровне,

- рост его производительности на почвообрабатывающих операциях -40...45%, на посевных операциях - 15...20% и снижение погектарного расхода топлива соответственно на 35...40% и 10... 15%.

9. Экономическая эффективность предлагаемых мер по стабилизации режимов нагружения трактора в составе МТА достаточно высока, снижение эксплуатационных затрат при работе на почвообрабатывающих операциях составляет:

- МТА на базе колесного трактора класса 1.4кН при дополнительном поливе почвы (начальной абсолютной влажности 8-10%) -197,89

- МТА на базе колесного трактора класса 5кН при оптимальной жесткости упругого элемента в прицепном устройстве - 100,14 ;

МТА на базе колесного трактора класса 5кН при оптимальной жесткости упругого элемента в креплении рабочего органа - 81,47 ■

Рекомендации производству. Все предложенные математические модели могут быть использованы в практике проектных организаций в отрасли автотракторостроения и работы машиноиспытательных станций. Предложенные конструктивные и технологические меры по стабилизации режимов нагружения трактора в составе МТА рекомендованы к использованию в реальных сельскохозяйственных организациях.

Перспективы дальнейшей разработки темы.

Разработанные теоретические положения по стабилизации режимов нагружения колесных МТА могут быть использованы для решения ряда актуальных задач, связанных: со снижением динамической нагруженности тракторов в составе различных почвообрабатывающих агрегатов, в том числе и в составе современных посевных комплексов; с экологической безопасности работы ско-

ростных МТА при работе на почвах различной вертикальной жесткостью; с обоснованием типажа трактора; с определением эксплуатационной массы тракторов, предназначенных для работы с заданным крюковым усилием.

Основные положения диссертации опубликованы:

в изданиях, рекомендованных ВАК РФ:

1. Гапич, Д.С. К вопросу о тяговых испытаниях колесных тракторов различных конструктивных схем [Текст] / Д.С. Гапич И Известия Нижневолжского агроуниверситетского комплекса: наука и высшее профессиональное образование. - 2014,- №1 - С.229-234.

2. Кузнецов Н.Г. Автоматизация расчета технических характеристик горизонтальных стабилизаторов нагрузки МТА [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич // Тракторы и сельхозмашины. - 2014. — №4 - С.36-38.

3. Кузнецов Н.Г. Аналитическая оценка тягово-сцепных свойств тракторов с колесной формулой 4К4 с учетом кинематического несоответствия движителей ведущих мостов [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич // Тракторы и сельхозмашины. - 2014. - №5 — С.21-23.

4. Кузнецов, Н.Г. Экспресс метод прогнозирования эксплуатационных показателей тракторов с колесной формулой 4К2 [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева // Известия Нижневолжского агроуниверситетского комплекса: наука и высшее профессиональное образование. - 2013. №3 - С.179-183

5. Кузнецов, Н.Г. Некоторые аспекты прогнозирования тягово-сцепных свойств колесных сельскохозяйственных тракторов [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева // Тракторы и сельхозмашины. - 2013. -№11 - С.17-20.

6. Кузнецов, Н.Г. Влияние неустановившегося характера нагружения колесного трактора крюковым усилием на коэффициент буксования [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева // Тракторы и сельхозмашины. - 2013. — №10 - С.25-26.

7. Кузнецов, Н.Г. Динамика процесса буксования колесного трактора кл.1,4 [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева // Тракторы и сельхозмашины. -2012. -№12 - С.23-26.

8. Гапич, Д.С. Теоретическая оценка тягово-сцепных характеристик колесных тракторов [Текст] / Д.С. Гапич, И.А. Несмиянов, Е.В. Ширяева // Тракторы и сельхозмашины. - 2012. - №7 - С.19-22.

9. Кузнецов, Н.Г. Математическая модель генерации автоколебаний рабочего органа культиватора BOURGAULT 8810 [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.А. Назаров // Известия Нижневолжского агроуниверситетского ком-

плекса: наука и высшее профессиональное образование. - 2011. №4 — С.203-209.

10. Гапич, Д.С. Способ оценки энергетической нагруженности узлов и механизмов сельскохозяйственного трактора [Текст] / Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева // Известия Нижневолжского агроуниверситетского комплекса: наука и высшее профессиональное образование. - 2011.-№3 - С.213-219.

11. Кузнецов, Н.Г. Устойчивость движения рабочего органа культиватора BOURGAULT 8810 в зависимости от жесткости упругих элементов в его креплении [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.А. Назаров // Научное обозрение. Саратов. - 2011. -№6 - С.103-108.

12. Кузнецов, Н.Г. Анализ работы трансмиссии колесного трактора класса 1,4 и возможности использования её с ДИМ [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Д.А. Нехорошев, Д.Д. Нехорошее // Тракторы и сельхозмашины. -2010. -№8 -С.20-21.

13. Кузнецов, Н.Г. Адаптация импортной сельскохозяйственной техники к местным условиям эксплуатации [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.А. Назаров // Механизация и электрификация сельского хозяйства. - 2010. - №9 -С.21-22.

14. Кузнецов, Н.Г. Оптимизация жесткости упругого элемента в креплении рабочего органа культиватора BOURGAULT 8810 [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.А. Назаров // Научное обозрение. Саратов. - 2010. -№6 - С.89-93.

15. Кузнецов, Н.Г. Уточнение математической модели для определения жесткости упругого элемента в прицепном устройстве тяжелых тракторов [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, A.B. Шишкин // Известия Нижневолжского агроуниверситетского комплекса: наука и высшее профессиональное образование.-2010. №1 -С. 128-132

16. Кузнецов, Н.Г. Снижение динамической нагруженности МТА [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, A.B. Шишкин // Механизация и электрификация сельского хозяйства. - 2010. — №2 - С. 18-19.

17. Кузнецов, Н.Г. О проблемах использования сельскохозяйственных машин с упругим креплением рабочих органов [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.А. Назаров // Известия Ни;кневолжского агроуниверситетского комплекса: наука и высшее профессиональное образование. - 2010. №1 - С.132-135.

18. Кузнецов, Н.Г. Технико-экономические характеристики горизонтальных стабилизаторов нагрузки МТА [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич, Е.А.

Назаров // Известия Нижневолжского агроуниверситетского комплекса: наука и высшее профессиональное образование. - 2009. №4 - С.103-108.

19. Кузнецов, Н.Г. Способы корремировки топливоподачи в двигателе внутреннего .сгорания при установке приборов измерения расхода топлива [Текст] / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Галич, C.B. Молоканов, C.B. Новокщенов // Известия Нижневолжского агроуниверситетского комплекса: наука и высшее профессиональное образование. - 2009. №3 - С.129-133.

20. Кузнецов, Н.Г. Повышение эффективности использования агрегатов в орошаемом земледелии / Н.Г. Кузнецов, Д.С. Гапич // Механизация и электрификация сельского хозяйства. - 2009. - №10 - С.26-27.

в других изданиях:

21. Гапич Д.С. Проблемы установления допустимых режимов работы в составе МТА в орошаемом земледелии Европейского Юго-Востока России [Текст] / Д.С. Г апич // Региональные проблемы народного хозяйства: Материалы международной научно-практической конференции / УГСХА - Ульяновск 2004. — С255-258.

22. Гапич Д.С. Некоторые аспекты оценки несущей способности почвы при движении по ней колесных сельскохозяйственных тракторов [Текст] / Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева // Материалы Международной научно-практической конференции, посвященной 70-летию Победы в Сталинградской битве. 30 января - 1 февраля 2013г. г. Волгоград. Том 5. - Волгоград: ФГБОУ ВПО Волгоградский ГАУ, 2013.- С.84-88.

23. Гапич Д.С. Использование метода «припасовывания» при оценке динамики буксования колесного трактора [Текст] / Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева // Материалы Международной научно-практической конференции, посвященной 70-летию Победы в Сталинградской битве. 30 января - 1 февраля 2013г. г. Волгоград. Том 5. - Волгоград: ФГБОУ ВПО Волгоградский ГАУ, 2013-С.205-2010.

24. Гапич Д.С. Автоматизация тегового расчета тракторов с колесной формулой 4К2 [Текст] / Д.С. Гапич, Е.В. Ширяева II Материалы Международной научно-практической конференции, 24 - 26 сентября 2013г. / ВолгГТУ, 2013,—С.111-112.

В авторской редакции

Подписано в печать 09.07.2014. Формат 60x84 .

Усл.-печ. л. 2,0. Тираж 100. Заказ 218. ИПК ФГБОУ ВПО Волгоградский ГАУ «Нива». 400002, Волгоград, пр. Университетский, 26.