CC BY
106
тельное устройство, позволяющее переключать изме- нии со стационарным стендом КИ-15711М, затраты
рительный канал между секциями ТНВД, что приво- времени увеличиваются до 20 %. Трудоемкость настро-
дит к снижению трудоемкости регулировочных работ. ечно-регулировочных работ на стенде КИ-354М поПри регулировке ТНВД на стенде КИ-354М, в сравне- вышается с ростом числа секций ТНВД.
Литература.
1. Габитов И.И., Грехов Л.В., Неговора А.В.. Техническое обслуживание и диагностика топливной аппаратуры автотракторных дизелей: Учебное пособие. - Уфа: Изд-во БГАУ, 2008 - 240 с.
2. Патент №2372517, F02M65/00. Стенд для испытания дизельной топливной аппаратуры. Габитов И.И., Неговора А.В., Нигматуллин Ш.Ф., Габбасов А.Г., Ильин В.А., Ягодин Р.В заявлено 04.06.2008, опубликовано 10.11.2009.
3. Технологические карты на ремонт дизельной топливной аппаратуры двигателей Д-245, Д-245.1,-2,-3,-4,-5,-10,-12С, Д-245Л-83/ Н.И. Бахтиаров, И.Н. Федосов, В.К. Смирнов, И.И. Лихачев, А.С. Процеров, А.П. Столяров, Г.Н. Саморукова. - М., 1974. - 208 с.
4. Габитов И.И., Грехов Л.В., Неговора А.В.. Техническое обслуживание и диагностика топливной аппаратуры автотракторных дизелей: Учебное пособие. - Уфа: Изд-во БГАУ, 2008. - 232 с.
COMPACT BENCH FOR TESTING OF FUEL HIGH PRESSURE PUMPS OF MOTOR AND TRACTOR
DIESEL INGINE I.I. Gabitov, V.A. Ilyin, R.V. Yagodin, A.F. Ahmetov
Summary. Was designed the compact bench. This article describes results of labor intensiveness of adjustment works. We did time-keeping of testing high pressure fuel pumps on the multi-channel stationary bench (KI-15711M) and on the single channel stationary bench, and measured labor intensiveness of testing high pressure fuel pumps of different series. (TN, UTN, ND, YAMZ, KAMAZ).
Key words: compact bench, labor intensiveness, adjustment of high pressure fuel pump.
УДК 629.114.6
ДИНАМИЧЕСКАЯ НАГРУЖЕННОСТЬ ХОДОВОГО АППАРАТА ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА ДВОЙНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Е.И. БЕРДОВ, кандидат технических наук, доцент
Челябинская ГАА
E-mail: cat@agroun.urc.ac.ru
Резюме. В статье приведен анализ работы гусеничного движителя трактора двойного назначения при его работе с энергоемкими орудиями; рассмотрена взаимосвязь кинематического рассогласования системы «зуб звездочки - цевка» с крутящими моментами на валах трансмиссии и тяговыми усилиями трактора. Установлено, что при уточненном анализе динамики гусеничных машин следует учитывать относительное положение зубьев ведущих колес.
Ключевые слова: гусеничный движитель, цевка, трактор двойного назначения, динамическая нагружен-ность, синхронность вращения ведущих колес.
Экономическая ситуация предкризисного периода в РФ характеризовалась, в числе прочего, неоправданно завышенными ценами на металл и металлопродукцию, что, с одной стороны, резко повысило рентабельность металлургической отрасли, а, с другой, привело к деградации предприятий машиностроения, в частности, ведущих тракторных заводов.
Для тракторной отрасли это имело и такие неожиданные последствия как снижение выпуска гусеничных машин и их замещение колесными. Это объясняется, помимо выросшей цены, тем обстоятельством, что средний срок службы гусеничного обвода при выполнении трактором наиболее вероятных сельскохозяйственных операций составляет около 4000 моточасов (то есть приблизительно два сезона), в то время как колесный дви-Достижения науки и техники АПК, №02-2010 __
житель служит в 1,5-2 раза дольше [1]. Таким образом, несмотря на несколько более высокую стоимость приобретения или замены комплекта шин для колесного трактора, в итоге прогнозировалось существенное снижение эксплуатационных затрат
Сегодня цены на металл и, как следствие, на металлопродукцию, резко упали, стабилизировавшись на приемлемом уровне. По прогнозам экономистов в ближайшей перспективе не просматриваются факторы, которые могли бы спровоцировать новый их рост, и это дает основания рассчитывать на восстановление объемов выпуска сельскохозяйственной техники с гусеничным движителем.
Известно, что трактор с гусеничным движителем имеет ряд существенных преимуществ пред колесным (в том числе с полным приводом):
весьма низкое удельное давление на почву (в 2-3 раза меньше, чем у машины с колесным движителем), что обеспечивает повышенную проходимость трактора, возможность работы на переувлажненных почвах с низкой несущей способностью и меньшее уплотнение пахотного и подпахотного горизонтов, что, в свою очередь, способствует росту урожайности возделываемых культур, снижению тягового сопротивления орудий при последующих обработках, а также уменьшению эрозии почвы;
более высокий тяговый КПД (на 10...20 %) при работе с номинальным тяговым усилием и соответственно пониженный удельный (крюковой) расход топлива;
пониженное буксование при работе с номинальным тяговым усилием: у колесного трактора с формулой 4К2 средневзвешенное буксование при Ртном превышает 15 %, 4К4 составляет около 10 %, а у гусе-------------------------------------------- 59
ничного - менее 5 % [2] (это дополнительно ослабляет разрушающее воздействие движителей на структуру почвы, что также положительно сказывается на урожайности);
для получения заданного тягового класса гусеничный трактор сельскохозяйственного назначения может иметь на 15...20 % меньшую эксплуатационную массу, чем колесный аналог (средневзвешенные значения коэффициента сцепления гусеничного трактора составляют 0,5...0,6, а колесного - 0,40. 0,45) [2].
Однако следует отметить и недостатки, присущие машинам с гусеничным движителем:
относительная сложность изготовления, трудоемкость обслуживания и ремонта;
запрет на передвижение по дорогам общего пользования с усовершенствованным покрытием;
высокая динамическая нагруженность движителя и ходового аппарата трактора (из-за звенчатой конструкции гусеничной ленты), которая обусловливает повышенную шумность, вибрацию и снижает долговечность не только движителя, но и трактора в целом.
Последний из отмеченных недостатков связан, в
шатуна I (равном длине наклонного участка гусеничной цепи - см. рис. 1) и смещением оси цилиндра, равном высоте hк (то есть вертикальной координате геометрической оси ведущего колеса относительно опорной поверхности) [3].
В соответствии с изложенным, скорость поступательного движения трактора можно выразить следующим уравнением:
У = rm
r
V
sin --------------sin 2ш
21
h
—cosw l
У
где у - угол поворота ведущего колеса при его относительном вращательном движении около геометрической оси колеса.
Таким образом, линейная скорость движения гусеничного трактора не постоянна даже при неизменной угловой скорости ведущих колес, что создает дополнительную динамическую нагрузку на элементы трансмиссии и остов машины. Еще один фактор, оказывающий негативное влияние на динамическую нагруженность трактора - это взаимное положение зубьев ведущих колес противоположных бортов при их входе в зацепление с гусеницей.
Рассмотрим работу гусеничного движителя трактора с полужесткой подвеской и цевочным зацеплением в гусеничном обводе. В каждый момент времени ведущие звездочки противоположных бортов могут располагаться в трех положениях: в «фазе» (рис. 2, а), когда зубья правой и левой звездочек синхронно входят в зацепление с цевками гусениц (Emin), «проти-вофазе» (рис. 2, б), когда зацепление происходит с максимальной несинхронностью (Emax), и с некоторым относительным поворотом (Е < Е < Е ).
“ '“min “max'
Взаимное положение зубьев ведущих звездочек, кроме влияния на динамическую нагруженность, также воздействует на амплитуду продольных и вертикальных колебаний трактора. При их синфазном положении возмущающие воздействия от левого и правого движителей суммируются, максимально увеличивая динамическую нагруженность трактора, в сравнении с противофазным положением.
Для уменьшения негативных последствий этого явления предлагается ряд конструктивных мероприятий - амортизаторы и демпферы на ведущих колесах, микроподрессоривание опорных катков, резинометаллические гусеницы и даже овальные зубчатые колеса в бортовых редукторах [4,5]. Однако по ряду обстоятельств (главным образом, из-за высокой стоимости и низкой надежности) упомянутые технические решения не получили широкого распространения.
Рис. 1. Схема ведущего участка гусеничного движителя.
основном, с неравномерностью работы гусеничного движителя, что, наряду с двигателем трактора, генерирует крутильные колебания валов трансмиссии, передающих крутящий момент от двигателя к движителю.
С целью поиска путей снижения динамической нагру-женности ходового аппарата гусеничной машины проанализируем основные факторы, влияющие на ее уровень.
Увеличение амплитуды крутильных колебаний вызвано двумя причинами: во-первых, перемоткой гусеницы ведущим колесом (звездочкой), во-вторых, переходом заднего опорного катка через набегающий шарнир гусеницы (рис. 1).
Анализ кинематики элементов ведущего участка гусеничного движителя показывает, что при постоянной угловой скорости (ю = const) ведущего колеса величина линейной скорости движения точки А (а, следовательно, и скорости поступательного движения V трактора) изменяется. При этом закон изменения скорости V аналогичен взаимосвязи скорости поршня в дезаксиальном кривошипно-шатунном механизме ДВС Рис. 2. Работа гусеничного движителя при цевочном зацеплении ведущих колес: с радиусом кривошипа г, длиной 1 - цевка; 2 - зуб ведущего колеса (звездочки).
Следует также отметить, что в известных работах отсутствуют сведения о влиянии взаимного положения ведущих звездочек на динамику гусеничного трактора.
На рис. 3 представлен фрагмент осциллографи-ческих записей рабочих процессов, выполняемых МТА на базе трактора двойного назначения (ТДН) типа Т-4АП2. Хорошо видно, что при синфазном положении
трактором Т-4АП2 (параметры, представленные на осциллограмме, но не упомянутые в тексте, не относятся к предмету анализа).
зубьев ведущих колес противоположных бортов и выполнении корректировки направления движения - «под-ворота» (в момент времени, зафиксированный датчиком «отметка явления»), крутящие моменты на валах ведущих шестерен бортовых редукторов - Мл и Мпр отличаются по амплитуде в 2-3 раза (на осциллограмме увеличение Мл идет сверху вниз, а Мпр - наоборот).
Таким образом, выдвинутое ранее предположение, что синфазное вращение ведущих звездочек приводит к значительному увеличению амплитуды колебаний тягового сопротивления и крутящего момента на валу двигателя, нашло подтверждение. Также было подтверждено, что при противофазном положении ведущих звездочек амплитуды колебаний крутящего момента в трансмиссии и тяговой нагрузки значительно (до 2-3 раз) уменьшаются, что хорошо видно на фрагменте осциллограммы (на участке левее отметки «32» Мл резко падает, а Мпр - несколько возрастает, однако суммарный момент Мсум снижается).
На рис. 4 представлены зависимости среднеквадратических отклонений суммарного крутящего момента на ведущих шестернях бортредукторов и тяговой нагрузки от взаимного положения зубьев звездочек противоположных бортов. Взаимное положение задано шагом звена гусеницы ^в: 0 - звездочки вращаются синфазно; 0,5 - в противофазе; 1,0 - сдвиг по
фазе на шаг звена гусеницы (то есть звездочки снова синфазны).
Рис. 4. Зависимость среднеквадратических отклонений суммарного момента на ведущих шестернях (а) и тягового усилия (б) от взаиморасположения зубьев ведущих колес.
Результаты статистического анализа исследуемых параметров работы трактора Т-4АП2 при разработке грунта 1-11 категории (см. табл.) свидетельствуют, что максимальные величины средневзвешенных значений М суммарного момента Мсум на ведущих шестернях бортовых редукторов и тяговых усилий Рт (а также их среднеквадратические отклонения о и коэффициент
Таблица. Показатели распределения вероятностей исследуемых параметров
Взаимное положение зубьев ведущих колес Суммарный момент на ведущих шестернях БР {Мсум) Тяговое усилие (Рт)
м, кН*м • кН»м V % М, кН • кН V %
0 20,8 5,27 25,3 71,5 26,8 37,5
0,50 Ъв 13,0 2,26 17,4 47,2 12,4 26,3
1зв 15,1 3,49 23,1 51,4 15,2 29,6
вариации V) имеют место в начале выполнения «под-ворота» при синфазном расположении зубьев ведущих звездочек, а минимальные - при наибольшем кинематическом рассогласовании. Таким образом, амплитуда колебаний суммарного крутящего момента при противофазном положении зубьев ведущих колес меньше, чем при синфазном. Поэтому расчетное определение нагруженности валов трансмиссии и ведущих участков гусениц необходимо выполнять с учетом податливости и моментов инерции вращающихся масс системы «двигатель - трансмиссия - гусеничный движитель - ходовой аппарат - остов трактора».
Анализ конструкции ТДН типа Т-4АП2 позволяет сделать вывод о том, что взаимное положение звездочек в процессе работы трактора может изменяться только в результате пробуксовки ведомых элементов
планетарных механизмов поворота (ПМП). Буксование гусеницы на почве без пробуксовки в ПМП не может привести к изменению взаимного положения ведущих звездочек. Рассогласование вращения звездочек происходит при движении трактора по криволинейной траектории или на повороте.
Взаимное положение ведущих звездочек в процессе работы трактора (с орудиями или без) представляется случайным. Однако анализ значительного количества осциллографических записей рабочих процессов ТДН показывает, что синфазное положение ведущих звездочек более вероятно, чем противофазное. В результате трактор бульшую часть времени работает с повышенными динамическими нагрузками. Это приводит к снижению ресурса элементов трансмиссии и ходового аппарата, а также к уменьшению эффективности использования ТДН, особенно при выполнении энергоемких технологических операций (вспашка, разработка грунта).
Можно предположить, что колебательная система «двигатель-трансмиссия-гусеничный движитель-хо-довой аппарат-остов трактора» стремится в результате динамических процессов приходить в состояние, при котором звездочки начинают вращаться синфазно. При
этом динамическая нагруженность системы возрастает, что приводит к перечисленным ранее негативным последствиям. Сегодня нет серийно выпускаемых гусеничных тракторов, конструктивное исполнение которых обеспечивало бы предпочтительное противофазное взаимное положение ведущих звездочек. Однако если устранить или существенно снизить неравномерность работы ведущего участка гусеничной цепи при ее перемотке звездочкой и переходе заднего опорного катка через шарнир гусеницы, то взаимное положение зубьев звездочки не будет оказывать существенного влияния на динамику трактора. Одним из возможных путей решения этой задачи может быть установка на ведущих звездочках демпфера.
Выводы. Взаимное положение зубьев ведущих колес (звездочек) гусеничных тракторов оказывают существенное влияние на динамическую нагруженность системы «двигатель-трансмиссия-гусеничный движитель-ходовой аппарат-остов трактора». При их противофазном положении по отношению к цевкам гусеничного обвода динамическая нагруженность меньше, чем при синфазном.
При проведении тонких исследованиях и уточненном анализе динамики гусеничных машин следует
Литература.
1. Бердов Е.И. Повышение эффективности использования гусеничного сельскохозяйственного трактора путем выбора рационального положения центра давления при агрегатировании бульдозерным оборудованием. - Дис. ... канд. техн. наук. - Челябинск: ЧГАУ, 2000. - 208 с., ил.
2. Бердов Е.И., Щепетов Е.Г. Повышение эффективности использования тракторов двойного назначения. Монография. - Челябинск:ООО «Изд-во РЕКПОЛ», 2008. - 170 с., ил.
3. Забавников Н.А. Основы теории транспортных гусеничных машин. - М.: Машиностроение, 1975. - 448 с., ил.
4. Карлов А.Г. Повышение эксплуатационных показателей МТА на базе гусеничного трактора с полужесткой подвеской путем снижения мощности на передвижение. - Дис. ... канд. техн. наук. - Челябинск: ЧГАУ, 1988. - 210 с., ил.
5. Ниязов Х.М., Мут А.Ф. Применение некруглых колес в конечной передаче гусеничного трактора. - Труды ЧИМЭСХ, вып. 141. - Челябинск, 1978.
DYNAMIC LOADING OF RUNNING DEVICE OF DOUBLE-PURPOSE CATERPILLAR TRACTOR E.J. Berdov
Summary. In the article brought analysis of functioning caterpillar propelling of double-purpose tractor assign-thread under its work with power-hungry implements; considered interdependence the kinematics races-co-ordinations of system «teeth of driving gear - spindle» with rotation moments on driving shafts of transmission and tractive efforts of tractor Key words: caterpillar propeller, spindle, double-purpose tractor, dynamic loading, synchronistical of rotating the driving wheels.
УДК 631.3632.001.57.
МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ ДВИЖЕНИЯ СЕГМЕНТА ЗЕРНОВКИ В ЦЕНТРОБЕЖНО-РОТОРНОМ ИЗМЕЛЬЧИТЕЛЕ ФУРАЖНОГО ЗЕРНА
У.К. САБИЕВ, кандидат технических наук, доцент
В.В. ФОМИН, инженер
Омский ГАУ
E-mail: vfo-min@mail.ru
Резюме. В статье рассмотрена модель движения зерна в канале рабочего органа центробежно-роторного измельчителя. На основе ее анализа составлена система зависимостей, позволяющая определить необходимую длину канала для разворота сегмента зер-
новки плоскостью среза к плоскости резания. Установлено, что в связи с различными коэффициентами трения разрезаемых материалов необходим дифференцированный подход при выборе численных значений углов резания на первой и последующих ступенях измельчения. Оптимальная их величина для первой ступени составляет 18°, для последующих - 28°. Благодаря их оптимизации энергоёмкость процесса измельчения снижается в среднем на 10...15 %. Ключевые слова: центробежно-роторный измельчитель, угол резания, движение зерновки.
