CC BY
56
ТЕХНОЛОГИИ, СРЕДСТВА МЕХАНИЗАЦИИ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКОЕ ОБОРУДОВАНИЕ
УДК 629.077:631.372
АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ УПРУГОДЕМПФИРУЮЩЕГО ПРИВОДА КОЛЕС НА ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ В ТРАНСМИССИИ ТРАКТОРА
ПРИ РАЗГОНЕ
С) 2014 г. О. И. Поливаев, О. С. Недринский
Рассмотрены вопросы снижения динамических нагрузок в трансмиссии трактора при разгоне. Предложено при возникновении резонансных режимов решать задачу их устранения путем вывода из зоны эксплуатационных скоростей движения подбором характеристик колебательной системы трансмиссии. На основе пятимассовой динамической модели МТА была составлена система дифференциальных уравнений второго порядка, решение которой позволило выбрать оптимальная жесткость УДП.
Ключевые слова: трактор, упругодемпфирующий привод, трансмиссия, разгон, колебательная система.
The questions about decreasing of dynamical loads in tractor's transmission during acceleration are considered. It was offered to eliminate any appeared resonant behavior by removing from exploitation speeds range by selection of transmission vibratory system's characteristics. There is system of second-order differential equations, based on five-mass dynamical model of MTU, calculation of which allowed to choose optimal stiffness of RDD.
Key words: tractor, resilent-dampening drive, transmission, acceleration, vibratory system.
Трогание с места и разгон МТА является наиболее тяжелым режимом работы трактора, который сопровождается значительным изменением крутящего момента и частоты вращения вала двигателя, а также интенсивным буксованием сцепления и ведущих колес трактора. Это значительно снижает эффективность использования МТА, увеличивает разрушение структуры почвы, а также снижает ресурс деталей и узлов трансмиссии и ходовой части.
При разгоне возникают динамические нагрузки в силовой передаче, которые в несколько раза выше нагрузок при установившихся режимах движения.
Анализ возникновения динамических нагрузок в трансмиссии по результатам исследований, приведенных в литературе, показывает, что основной причиной появления больших динамических нагрузок является наличие динамического момента трения дисков сцепления, при резком ее включении [1]. Максимальный крутящий момент, возникающий на первичном валу коробки передач при резком трогании с места, примерно в 2 раза превышает статический момент трения в сцеплении при её полном включении, а на полуосях может быть больше удвоенного момента сцепления ведущих колес с почвой.
Установлено, что максимальные динамические нагрузки на полуосях ведущих колес трактора возникают во время их наибольшего буксования.
При буксовании ведущих колес трансмиссия нагружается значительными моментами. Если при пробуксовке или буксовании недостаточно крутящего момента, то в процессе остановки двигателя силовая передача проходит через резонансную зону, так как собственные частоты системы большинства транспортных машин таковы, что совпадают с одной из частот возмущающих сил. Явление резонанса в валоприводах силовых передач сопровождается значительным увеличением амплитуд колебаний момента, превышающих допустимые значения, что снижает прочность деталей и узлов силовой передачи тракторов.
При возникновении резонансных режимов необходимо решать задачу их
устранения путем вывода из зоны эксплуатационных скоростей движения.
Эта задача решается за счет подбора характеристик колебательной системы трансмиссии, а именно жесткости ее звеньев и введением искусственного демпфирования колебаний [2, 4, 5].
Для выявления влияния упругих элементов в силовой передаче на динамическую нагруженность трансмиссии в качестве расчетной модели была принята пяти-массовая динамическая система (рисунок 1).
В ней учитываются моменты инерции маховых масс двигателя, узлов трансмиссии, ходовой части и МТА в целом, жесткости и коэффициенты демпфирования узлов трансмиссии, момент двигателя, момент трения сцепления и момент сцепления колес с грунтом.
М*
>
О О О О О
мф Т Т Т к
'12
'23
->
->
45
->
О О О Оо
Ф| Ч>2 Фз 1>5
Рисунок 1 - Эквивалентная схема трансмиссии трактора
Мс
Для вышеуказанной динамической модели была составлена система дифференциальных уравнений второго порядка, описывающих разгон МТА:
'¡Г<р?-Ме+Мф = о
1г • <Р2 + - Рз) + КгМ -<р[) = мф
< /3 • - с2,((р2 ~(р4)~ к2м -(Ю+к,4(<р: = о
К'<р1--<Ра) + ОМ -(р,) - -<р\) + К4Ы -<&)-=0 }ъ ■ <р\ ~ -ъ)- кж -<р'5) = м(р-мс
б
где //, /2, /?, и, Ь ~ моменты инерции соответственно вращающихся частей двигателя и ведущих частей сцепления, ведомого диска сцепления, вращающихся частей трансмиссии, ведущих колес, поступательно движущихся масс трактора и прицепного орудия;
С12, С 23, (-34, ~ жесткость упругих элементов демпфера в ведомом диске сцепления, трансмиссии, упругих элементов привода,
С45 - тангенциальная жесткость шин;
К23, К34, К45 - коэффициент демпфирования в трансмиссии, упругом приводе и шинах ведущих колес;
<Р1, <Р2, фз, <Р4, <Рз ~ углы поворота соответствующих масс;
Ме - крутящий момент двигателя;
Мф, М(р, Мс — момент соответственно трения муфты сцепления, сцепления движителя трактора с почвой, внешних сил сопротивлений движению.
После выравнивания угловых скоростей ведущих и ведомых частей сцепления два первых уравнения системы объединяются в одно и система примет следующий вид:
(Л ' О' <р"2 "Мс + С2,(>12 " <рз) + ^23(^2 " = 0
13 ■ (р1 - С23(<р12 - (р3) + С,4(<р3 -(рА)- К2,(<р[2 -<р\) + к,м ~ <Р\) = 0
^ /4 • <р1 --+ с45(^4 -щ) -к3м ~о + к*м = о
I, • <р1 - С45(^4 -<р5)~ Л"45(Й - <р'5) = м - мс
где - оощии угол поворота двигателя и сцепления.
Система уравнений решалась методом Рунге-Кутта четвертого порядка, по результатам расчета бола выбрана оптимальная жесткость УДП, которая составила С34 = 7,5 кН м/рад. Дальнейшие расчеты системы уравнений показали, что для си-
ловой передачи с УДП ведущих колес второй этап разгона начинается раньше, чем у трактора с серийной трансмиссией, улучшая при этом разгонные качества МТА. Также минимальная угловая скорость двигателя и вала сцепления больше у трактора с УДП (рисунок 2).
С
Рисунок 2 - Совмещенные диаграммы разгона тракторного агрегата ЛТЗ-55 + 2ПТС-4 с упругим и жестким приводом колес при движении по бетону (4-я передача, ¡тр = 43,179)
Это позволяет произвести разгон на повышенных передачах, на которых ранее разгон был невозможен. Также УДП ведущих колес позволяет снизить максимальный момент на коленчатом валу двигателя.
Момент на полуосях ведущих колес трактора с жесткой трансмиссией резко возрастает и имеет большую частоту колебаний (рисунок 3).
\ h \/з
L I
i 1
J
t, С
Рисунок 3 - Графики крутящих моментов на полуосях трактора при разгоне тракторного агрегата ЛТЗ-55 + 2ПТС-4 с упругим и жестким приводом колес при движении по бетону
(2-я передача, г1р = 59,435)
Путем установки упругих элементов на полуосях ведущих колес удается погасить их колебания, а также снизить интенсивность нарастания нагрузки на полуосях.
Анализ расчета разработанной пяти-массовой динамической модели показал, что за счет постановки упругодемпфиру-ющих элементов на полуосях ведущих колес трактора динамические нагрузки на валу сцепления и полуосях снижаются, особенно в начальный момент включения сцепления.
Литература
1. Кравченко, В.А. Исследование эффективности упругого элемента в трансмиссии трактора класса 5 / В.А. Кравченко // Известия высших учебных заведений. Северо-Кавказский регион. Технические науки. - 2004. - № 2. - С. 95-97.
2. Поливаев, О.И. Активная система подрессоривания автотракторного сиденья / О.И. Поливаев, А.Ю. Юшин // Тракторы и сельхозмашины. - 2007. - № 2. - С. 38-40.
3. Снижение динамических нагрузок в трансмиссии трактора / О.И. Поливаев и др. // Тракторы и сельхозмашины. - 2011. -№3,-С. 43^5.
4. Кравченко, В.А. Снижение динамической нагрузки в трансмиссии трактора / В.А. Кравченко // Механизация и электрификация сельского хозяйства. - 2010. -№7. -С. 9-12.
5. Кравченко, В.А. Повышение динамических и эксплуатационных показателей сельскохозяйственных машинно-трактор-ных агрегатов: монография / В.А. Кравченко. - Зерноград: ФГОУ ВПО АЧГАА, 2010. - 224 с.
References
1. Kravchenko V.A. Issledovanie effek-tivnosti uprugogo elementa v transmissii traktora klassa 5 (The effectiveness investigation of the elastic element in the transmission of the 5 class tractor), Izvesliya vysshikh uchebnykh zavedenii. Severo-Kavkazskii region. Tekhni-cheskie nauki, 2004, No 2, pp. 95-97.
2. Polivaev O.I., Yushin A.Yu. Aktivnaya sistema podressorivaniya avtotraktornogo
siden'ya (The active suspension system of Automobile and Tractor seats), Traktory i sel'khozmashmy, 2007, No 2, pp. 38-40.
3. Polivaev O.I. i dr. Snizhenie dinamicheskikh nagruzok v transmissii traktora (Dynamic loads reduction in the tractor transmission ), Traktory i sel'khozmashiny, 2011, No 3, pp. 43-45.
4. Kravchenko V A Snizhenie dinamicheskoi nagruzki v transmissii traktora
(Dynamic loads reduction in the tractor transmission), Mekhanizatsiya i elekirifikatsiya sefskogo khozyaistva, 2010, № 7, pp. 9-12.
5. Kravchenko V.A. Povyshenie dinamicheskikh i ekspluatatsionnykh poka-zatel ei sel 'skokhozyai stvennykh mashinno-traktornykh agregatov (Increasing of agricultural tractor units dynamic and operational indicators), monografiya, Zernograd: FGOU VPO AChGAA, 2010, 224 p.
Сведения об авторах Поливаев Олег Иванович - доктор технических наук, профессор, зав. кафедрой «Тракторы и автомобили», ФГБОУ ВПО «Воронежский государственный аграрный университет имени императора Петра I» (Россия). Тел.: 8-920-413-92-08.
Ведринский Олег Сергеевич - старший преподаватель кафедры «Тракторы и автомобили», ФГБОУ ВПО «Воронежский государственный аграрный университет имени императора Петра 1» (Россия). Тел.: 8-920-413-92-08.
Information about the authors Polivaev Oleg Ivanovich - Doctor of Technical Sciences, professor, chief of the Tractors and automobiles department, FSBEE HPE «Voronezh State Agrarian University after Emperor Peter the Great» (Russia). Phone: 8-920-413-92-08.
Vedrinskyi Oleg Sergeevich - assistant professor of the Tractors and automobiles department, FSBEE HPE «Voronezh State Agrarian University after Emperor Peter the Great» (Russia). Phone: 8-920-413-92-08.
