CC BY
4
УДК 621.8
DOI: 10.24412/2071-6168-2022-10-420-425
ЧАСТОТНО-СИЛОВОЙ АНАЛИЗ ТРАНСМИССИИ КОЛЕСНЫХ МАШИН
А.В. Чураков, В.А. Соколова, С.А. Войнаш, Р.Р. Загидуллин, Л.С. Сабитов, А.С. Кривоногова, А.А. Иванов
Механическая система «двигатель - трансмиссия - трактор - пачка древесины» обладает большим числом собственных частот. Спектр частот зависит от многих факторов, таких как передаточные числа трансмиссии, рейсовая нагрузка и т.п. Динамическая система подвергается силовому воздействию при движении. В процессе движения трелевочной системы происходят воздействия от изменчивости сил сопротивления движению трелевочной системы, от внутренних источников системы, возникающих от динамического воздействия дизеля, взаимодействия грунтозацепов колес с опорной поверхностью. Данные воздействия могут привести к резонансным явлениям в системе, что может негативно сказаться на долговечности деталей трансмиссии колесного трактора. Демпфирующие свойства являются важными свойствами динамической системы «двигатель-трансмиссия - трактор -пачка». Практически в каждой механической колебательной системы лесосечных машин существуют демпфирующие силы, возникающие под воздействием внутримолекулярного трения в материале, трение в подшипниках, зубчатых зацеплениях и т.д. Демпфирующие свойства системы оказывают большое влияние на значения собственных частот системы, что необходимо учитывать при частотном анализе динамической системы. В данной работе рассмотрен частотно-силовой анализ трансмиссии колесного лесопромышленного трактора, который снизить динамическую нагруженность элементов трансмиссии колесного лесопромышленного трактора.
Ключевые слова: двигатель, трансмиссия, колебания, частота.
Технические процессы и уровни лесосечных машин являются составляющими технического прогресса в лесозаготовительной промышленности. Технологические операции заготовки древесины с применением колесных лесопромышленных тракторов требуют доработок и исследований, так как имеющиеся трактора отечественного производства не могут заменить выпуск специальных лесопромышленных тракторов. Данная проблема требует провести теоретические, научные и экспериментальные исследования эксплуатационных режимов, а также повысить надежность и долговечности агрегата трансмиссии.
В результате изучения процессов, которые протекают в агрегатах трактора, мы сможем получить и разработать новые конструктивные решения узлов, усовершенствованные методы расчета. Полученные решения позволят повысить надежность и долговечность агрегата трансмиссии, снизить перерасход энергетических материалов и ресурсов [1].
Исходя из вышесказанного, целью научной работы является выбор оптимальных параметров гидромеханической трансмиссии для повышения эксплуатационных свойств колесных лесопромышленных тракторов.
Спектр частот механической системы «двигатель - трансмиссия - трактор - пачка древесины» зависит от следующих факторов: рейсовая нагрузка, передаточные числа трансмиссии и т.п. В процессе движения трелевочной системы происходят воздействия от изменчивости сил сопротивления движению трелевочной системы, от внутренних источников системы, возникающих от динамического воздействия дизеля, взаимодействия грунтозацепов колес с опорной поверхностью. Данные воздействия могут привести к резонансным явлениям в системе, что может негативно сказаться на долговечности деталей трактора. Как известно, в динамической системе могут появляться напряжения, которые существенно превышают предел статической прочности.
Для снижения нагруженности трансмиссии и повышения надежность динамической системы необходимо изучить динамические свойства системы.
Рассмотрим систему в виде эквивалентной приведенной динамической схемы [2,3]. Колебательная схема будет иметь бесконечное число степеней свободы, а следовательно, собственных частот, для определения которых необходимо составлять дифференциальные уравнения в частных производных. Однако, многочисленные исследования показывают, что для аналогично нашим исследованиям достаточно рассматривать упрощенную эквивалентную расчетную динамическую схему системы, имеющей менее десяти степеней свободы.
Режимами работы, определяющими динамические нагрузки могут быть: трогание трактора с места, преодоление единичных препятствий, работа в режиме бульдозера или при окучивании пачки древесины, стоповый режим при оценки максимальной силы тяги или силы сцепления движителя с опорной поверхностью, резонансные режимы, динамическую нагруженность трансмиссии с получением корреляционных таблиц или энергетического спектра. Таким образом, эквивалентная упрощенная схема динамической системы должна иметь не менее пяти дискретных масс [4, 5, 6].
420
Динамическая модель трансмиссии колесного лесопромышленного трактора представлена на рис.1. На рис.1 обозначены: Л..^87 - моменты инерции деталей трансмиссии; С1...С44 - коэффициенты жесткости участков трансмиссии.
Опыт исследований нагруженности трансмиссии гусеничных трелевочных тракторов и лесосечных машин позволяет упростить эквивалентную приведенную схему механической системы (рис.2) для исследования собственных частот до упрощенной шести массовой массовой схемы, на которой обозначены:
I: - момент инерции двигателя, редуктора, карданной передачи;
12 - момент инерции насосного колеса ГТ;
13 - момент инерции турбинного колеса ГТ;
14 - момент инерции вращающихся деталей коробки передач;
15, - моменты инерции поступательно движущихся масс трактора с пачкой;
С1 - жесткость валов привода;
С2 - жесткость валов коробки передач;
Сз,С4 - жесткость карданных передач и валов главных передач, полуосей.
При исследовании сложных или больших систем аналогично системы «двигатель - трансмиссия - трелевочный трактор - пачка древесины» иногда необходимо изучить собственные частоты отдельной подсистемы или малой системы, например трансмиссии. Это возможно в том случае, если подсистема «распадается» по низким (первым) собственным частотам хотя бы на полпорядка. Известно, что дизель гусеничного трелевочного трактора имеет собственную частоту более 200 с-1, первая собственная частота трансмиссии 0,6-0,8 Гц, а собственная частота колебаний подрессоренной массы трелевочной системы на порядок меньше первой собственной частоты трансмиссии.
Следовательно, трансмиссию можно исследовать без учета собственных колебаний двигателя и подрессоренных масс трелевочной системы, но необходимо учитывать радиальную жесткость шин [7, 8].
Jltp!
М }&
Л9<р(9
Jí5(p45
.А. ц,..
К12С32
Рис. 1. Динамическая модель системы «двигатель - трансмиссия - трактор - пачка»
•Ь Кв Js
7777/7,
Рис. 2. Расчетная динамическая схема трансмиссии колесного лесопромышленного трактора
с учетом реактивных контуров
Следующее весьма важное свойство динамической системы - ее демпфирующие свойства. Практически в каждой механической колебательной системы лесосечных машин существуют демпфирующие силы, возникающие под воздействием внутримолекулярного трения в материале, трение в подшипниках, зубчатых зацеплениях и т.д.
Двигатель, шины, гидротрансформатор с коробкой передач - реактивные элементы динамической системы по отношению к колебательным контурам трансмиссии трактора. Используем уравнения Лагранжа второго рода:
d
Л
(дT Л дT дП дФ _ ..
---+ — + — = 0>1 (0 =
дq) дq дq дq
(1)
где Т - кинетическая энергия системы; П - потенциальная энергия системы; Ф - диссипативная функция; qi - обобщенные координаты; Qi - возмущающие обобщенные силы. Определим кинетическую энергию предложенной системы:
(2)
(3)
т=21 Ji Ф-,
где Ji - момент инерции --ой массы, де - угол поворота --ой массы.
Определим потенциальную энергию предложенной системы:
п=1 ¿с (фм - ф, )2,
2 ,=1
где С,- - жесткость ,-ого участка вала.
После преобразований мы получаем систему дифференциальных уравнений, с помощью которых можно найти собственные колебания каждой инерционной массы. Решение системы позволяет определить вынужденные колебания системы под действием возмущающих сил, периодически изменяющихся с течением времени. Эти колебания увеличивают динамическую нагруженность трансмиссии [9, 10, 11, 12].
Рис. 3. Расчетная эквивалентная 7 массовая схема динамической системы «двигатель -трансмиссия - трактор с пачкой» с учетом реактивных контуров: 11,14 - момент инерции двигателя и коробки передач соответственно при повороте в поперечной плоскости относительно центра тяжести под воздействием реактивного момента;
1з, 15,1б - приведенные моменты инерции участков трансмиссии; 17 - момент инерции поступательно движущейся массы трактора и пачки; С1, С2 - приведенная к угловой жесткость подвески двигателя и коробки передач; С3-С7 - приведенный к оси коленчатого вала коэффициент жесткости участков трансмиссии; С8, С9 - приведенная к угловой жесткости массы трактора в поперечной плоскости; ки..к9 - коэффициенты демпфирования соответствующих участков трансмиссии.
Дифференциальные уравнения эквивалентной упрощенной динамической системы можно записать в следующем виде:
•1¡¡>1 + к2(ф>1 - ф2) + с2(ф1 -ф2) - кфф1 - сф1 = 0 ; J2ф2 + ¿з(ф2 - фз) + С3(ф2 - 4) - к2(ф>1 -ф2) - с2(ф1 - ф2) = Мс;
•зф3 + 4фз + Лг ф>5 - кз(ф2 - ф>з) - Сз(ф2 - фз) = 0 ^+ к4 ф4 + с4 ф4 - к5(ф4 - ф5) - с5(ф4 - ф5) = ¿(А, - 4) + ф>5(Л4 - Лг)
) +
Jф ^ - Аз - Л4 ф5 + К (ф5 - ф4 ) + С 5 ( ф 5 - ф ^ + ^ (^
+С6ф - ф6) + к7(ф5 -ф7) + С7(ф5 - ф7) = 0; • >6 + к8(Фв - Ф>8 ) + с8(ф6 - ф8) - к6 (- к) - С6(ф5 - ф6) = 0;
J 7 >7 + к9(ф>7 - ф9 ) + С9(ф7 - ф9) - к7 (Ф5 - Фп) - С7 (ф5 - ф7) = 0;
• 8 Ф8 + к10(ф8 - ф10) + С10(ф8 - ф10) - к8 (ф6 - ф8) + С8(ф6 - ф8) = 0;
422
J 9
0) + сп(ф9 -ф10) - к9
9)-
is -ф9) = 0; -Ф10) = -М с
ЛА + К (Ф% — + С10 <^8 - ^10) - — ^10) -
С использованием специализированных прикладных пакетов программного обеспечения были определены значения собственных частот для систем, состоящих из 10 инертных масс, связанных между собой безинерционными связями, результаты расчета собственных частот приведены в табл.1 [13, 14, 15].
С целью проведения анализа проведенных упрощений расчетной схемы были проведены аналитическое определение значений собственных частот трансмиссии с учетом реактивных контуров. На рис.3, изображена расчетная схема.
_Значения собственных частот системы «трансмиссия —трактор —пачка»
Передачи
I II III IV
4,7 4,7 4,69 4,71
8,05 8,9 8,04 8,6
56,54 42,4 39,72 31,63
141,4 140,6 134,1 128,6
306,6 385,35 411,3 456,38
990 890,65 740,35 673,4
1419 1101 921,3 886,31
2618 2110 1963,4 1705,1
5590 5132 3672,4 2364,31
Параметры
Собственная частота, рад/с
В ходе проведения работы была разработана математическая модель определения крутильных колебаний трансмиссии колесного лесопромышленного трактора при функционировании в основных эксплуатационных режимах; определены и проведен анализ собственных частот системы.
Список литературы
1. Цзе Ф.С., Морзе И.В., Хинкл Р.Р. Механические колебания. М.: Машиностроение, 1966.
510 с.
2. Успенский И.Н., Савинов Б.В. Крутильные колебания в трансмиссии грузовых автомобилей Горьковского автозавода // Автомобильная промышленность. 1970. №9. С. 16-18.
3. Семенов В.М., Анилович Р.Г., Ковалева Т.В. и др. Динамические системы с реактивными элементами // Автомобильная промышленность. 1975. №2. С. 15-17.
4. Шупляков В.С. Колебания и нагруженность трансмиссии автомобиля. М.: Транспорт, 1974.
328 с.
5.Иванов С.Н., Баженов П.И. Аппроксимирующие зависимости для определения моментов инерции // Автомобильная промышленность. 1992. №10. С.19-20.
6. Чураков А.В. Повышение эксплуатационной эффективности колесных трелевочных тракторов обоснованием параметров моторно-трансмиссионной установки. Дис. канд. техн. наук. СПб.: ЛТА, 2002. 217 с.
7. Митропольский А.К. Техника статистических исчислений. М.: Физматгиз, 1961. 576 с.
8. Анисимов Г.М. Условия эксплуатации и нагруженность трансмиссии трелевочного трактора. М.: Лесная промышленность, 1985. 165 с.
9. Львов Е.Д. Теория трактора. М.: Машгиз, 1952. 252 с.
10.Анисимов Г.М. Эксплуатационная эффективность трелевочных тракторов. М.: Лесная промышленность, 1990. 208 с.
11. Платонов В.Ф., Лепиашвили Г.Р. Гусеничные и колесные машины. М.: Машиностроение, 1986. 280 с.
12. Скотников В.А., Машенский А.А., Соломонский Л.С. Основы расчета тракторов и автомобилей. М: Агропромиздат, 1986. 380 с.
13.Кретинин В.И., Теппоев А.В., Соколова В.А. Особенности моделирования технологического процесса упрочнения деталей лесохозяйственных машин методом газотермического напыления // Системы. Методы. Технологии. 2022. № 1 (53). С. 142-148.
14. Свойкин Ф.В., Свойкин В.Ф., Соколова В.А., Локштанов Б.М., Орлов В.В., Гусева Т.А. Повышение производительности неспециализированной техники на лесозаготовках на базе математического анализа показателей лесосеки // Системы. Методы. Технологии. 2021. № 3 (51). С. 135-142.
15. Алексеева С.В., Соколова В.А., Марков В.А., Пендриков Е.С., Баринова П.А., Кривоногова А.С. Использование математического моделирования при проектировании манипуляторов лесных машин // Научно-техническая конференция по итогам научно-исследовательских работ 2019 года. Сборник статей по материалам конференции. Отв. редактор В.А. Соколова. 2020. С. 227-232.
Чураков Андрей Владимирович, канд. техн. наук, доцент, sheff_2.01@mail.ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный лесотехнический университет им. С.М. Кирова,
Соколова Виктория Александровна, канд. техн. наук, доцент, sokolova_vika@jnbox.ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный университет промышленных технологий и дизайна,
Войнаш Сергей Александрович, ведущий инженер научно-исследовательской лаборатории "Интеллектуальная мобильность ", sergey_voi@mail.ru, Россия, Казань, Казанский федеральный университет,
Загидуллин Рамиль Равильевич, канд. техн. наук, доцент, r.r.zagidullin@mail.ru, Россия, Казань, Казанский федеральный университет,
Сабитов Линар Салихзанович, д-р техн. наук, доцент, l.sabitov@bk.ru, Россия, Казань, Казанский федеральный университет, Казанский государственный энергетический университет,
Кривоногова Александра Станиславовна, канд. техн. наук, доцент, kas.spb.lta@mail.ru, Россия, Санкт-Петербург, Санкт-Петербургский государственный лесотехнический университет им. С.М. Кирова,
Иванов Александр Алексеевич, канд. техн. наук, доцент, aivanov@tvgsha.ru, Россия, Тверь, Тверская государственная сельскохозяйственная академия
FREQUENCY-POWER ANALYSIS TRANSMISSIONS OF WHEELED MACHINES A.V. Churakov, V.A. Sokolova, S.A. Voinash, R.R. Zagidullin, L.S. Sabitov, A.S. Krivonogova, A.A. Ivanov
The mechanical system "engine - transmission - tractor - a pack of wood" has a large number of natural frequencies. The frequency spectrum depends on many factors such as transmission ratios, trip load, etc. The dynamic system is subjected to force action during motion. During the movement of the skidding system, impacts occur from the variability of the forces of resistance to the movement of the skidding system, from internal sources of the system arising from the dynamic impact of a diesel engine, the interaction of wheel lugs with the supporting surface. These impacts can lead to resonance phenomena in the system, which can adversely affect the durability of the transmission parts of a wheeled tractor. Damping properties are important properties of the dynamic system "engine-transmission - tractor - pack". In almost every mechanical oscillatory system of logging machines, there are damping forces that arise under the influence of intramolecular friction in the material, friction in bearings, gears, etc. The damping properties of the system have a great influence on the values of the natural frequencies of the system, which must be taken into account in the frequency analysis of a dynamic system. In this paper, a frequency-power analysis of the transmission of a wheeled forestry tractor is considered, which will reduce the dynamic loading of the transmission elements of a wheeled forestry tractor.
Key words: engine, transmission, oscillations, frequency.
Churakov Andrey Vladimirovich, candidate of technical sciences, docent, sheff_2.01@mail.ru, Russia, St. Petersburg, Saint Petersburg State Forest Technical University,
Sokolova Victoria Aleksandrovna, candidate of technical sciences, docent, sokolova_yika@inbox.ru, Russia, Saint-Petersburg State University of Industrial Technologies and Design,
Voinash Sergey Alexandrovich, leading engineer of the Research Laboratory "Intellectual Mobility", sergey_voi@mail.ru, Russia, Kazan, Kazan Federal University,
Zagidullin Ramil Ravilevich, candidate of technical sciences, docent, r.r.zagidullin@mail.ru, Russia, Kazan, Kazan Federal University,
Sabitov Linar Salikhzanovich, doctor of technical sciences, docent, l.sabitov@bk.ru, Russia, Kazan, Kazan Federal University, Kazan State Power Engineering University,
Krivonogova Aleksandra Stanislavovna, candidate of technical sciences, docent, kas.spb. lta@mail.ru, Russia, St. Petersburg, Saint Petersburg State Forest Technical University,
Ivanov Alexander Alekseevich, candidate of technical sciences, docent, aivanov@tvgsha.ru, Russia, Tver, Tver State Agricultural Academy
