CC BY
0
УДК 62-9
doi 10.24411/2221-0458-2024-59-78
MЕТОДИКА ОЦЕНКИ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ ТРАНСМИССИЙ ЛЕСОХОЗЯЙСТВЕННЫХ МАШИН С БАРОВЫМ РАБОЧИМ ОРГАНОМ
Орловский С.Н. 1, Долматов С.Н. 2, Саая С.Ш.3 1 Красноярский государственный аграрный университет, г. Красноярск 2 Сибирский государственный университет науки и технологий им. академика М.Ф.
Решетнёва, г. Красноярск 3Тувинский государственный университет, г. Кызыл
METHODOLOGY FOR ASSESSING THE DYNAMIC PROPERTIES OF TRANSMISSIONS OF FORESTRY MACHINES WITH A BAR WORKING BODY
S.N. Orlovskiy1, S.N. Dolmatov2, S.Sh. Saaya3 1 Krasnoyarsk State Agrarian University, Krasnoyarsk 2Reshetnev Siberian State University of Science and Technology, Krasnoyarsk
3Tuvan State University, Kyzyl
В исследованиях говорится об особенностях отвальной и фрезерной обработки почвы.
Однако анализ современных тенденций в области обработки почвы, позволяет сделать вывод
том, что в настоящее время особое внимание уделяется снижению энергоемкости процесса
обработки. Лесохозяйственные машины с баровыми рабочими органами имеют несомненные
преимущества перед отвальными и фрезерными, поскольку в процессе своей работы имеют
гораздо меньшие затраты мощности.
Решение проблемы может быть найдено посредством аккумулирования кинетической
энергии динамической системы агрегата в его вращающихся массах для преодоления
перегрузок значительной (3- 5 с) длительности. Анализ динамических моделей машинно-
тракторных агрегатов показал, что наиболее распространёнными являются модели в виде
сложных многомассовых крутильных динамических систем.
Рассматривались две схемы трансмиссий- цепочная (привод гусеничных движителей от
двигателя) и разветвлённая, когда мощность двигателя передаётся на привод гусениц и через
вал отбора мощности (далее по тексту- ВОМ) на привод барового рабочего органа орудия в
виде дисковых и торцовых фрез. При рассмотрении цепочных схем с несколькими вариантами
59
маховиков и пассивными рабочими органами значительные амплитуды колебаний в трансмиссиях проявлялись в области собственных частот, а резонансные явления при совпадении частот вынужденных колебаний с собственными.
Расчёты показали, что возрастание момента инерции маховика двигателя трактора в 3,14 раза не оказывает значительного влияния на изменение собственных частот колебаний в трансмиссии привода движителей, а вызывает уменьшение их в 1, 4 раза. Отсюда следует, что при изменении моментов инерции вращающихся масс надо анализировать колебания, возникающие в разветвлённых трансмиссиях с активными баровыми рабочими органами со значительными моментами инерции. Для определения их оптимальных параметров можно использовать представленные математические модели.
Ключевые слова: перегрузки; кинетическая энергия; инерционность; оптимизация; динамика трансмисси; частоты колебаний; моделирование; баровая машина
The article reviews the features of moldboard and milling tillage. An analysis of modern trends in the field of tillage allows us to conclude that special attention is paid to reducing the energy intensity of the tillage process. Forestry machines with bar working bodies have unreliable advantages over moldboard and milling machines, since during their operation they require much less power. A solution to the problem can be found by accumulating the kinetic energy of the dynamic system of the unit in its rotating masses to overcome overloads of significant (3-5 s) duration. Analysis of dynamic models of machine and tractor units showed that the most common are models in the form of complex multi-mass torsional dynamic systems.
Two transmission schemes were considered - chain (drive of tracked propulsion from the engine) and branched, when engine power is transmitted to the drive of the tracks and through the power take-off shaft (hereinafter referred to as the PTO) to the drive of the bar working body of the implement in the form of disk and end mills. When considering chain circuits with several variants of flywheels and passive working bodies, significant amplitudes of oscillations in transmissions appeared in the region of natural frequencies, and resonance phenomena when the frequencies of forced oscillations coincided with natural ones.
Calculations have shown that an increase in the moment of inertia of the tractor engine flywheel by 3.14 times does not have a significant effect on the change in the natural frequencies of oscillations in the propulsion drive transmission, but causes them to decrease by 1.4 times. It follows that when the moments of inertia of rotating masses change, it is necessary to analyze the vibrations that occur
in branched transmissions with active bar working bodies with significant moments of inertia. To determine their optimal parameters, you can use the presented mathematical models.
Keywords: overloads; kinetic energy; inertia; optimization; transmission dynamics; oscillation frequencies; modeling; bar machine
Введение. Основным критерием при выполнении мелиоративных работ сопровождается значительными колебаниями нагрузки при преодолении корневых и пнистых включений. При этом происходит переход работы двигателя на безрегуляторную ветвь его внешней характеристики, что вызывает
необходимость определения рациональной степени его загрузки с учётом соответствий динамической реакции агрегата на перегрузки динамики сил сопротивления на рабочем органе [3, 9, 21].
При работе агрегата с оптимальной скоростью значение динамической реакции возрастает и за счёт более полного использования кинетической энергии для преодоления участков перегрузки его производительность возрастает.
На этапе проектирования
современных лесохозяйственных мелиоративных тракторов совмещают с отечественными машинами ряд
дополнительных узлов. Однако эти изменения преследуют собой лишь цели обеспечения пониженных скоростей, не учитывая существенных отличий условий
работы тракторных агрегатов при выполнении мелиоративных работ.
Специфические условия эксплуатации агрегатов, особенно при строительстве осушительных систем на заболоченных лесных почвах, определяют новые требования и массе трактора, его мощностным и динамическим характеристикам, тягово-сцепным свойствам, ходовому аппарату и компоновочной схеме.
При создании лесохозяйственных агрегатов для этой цели можно изменять в соответствии с расчётами значения мощности двигателя, моменты инерции маховика или барового исполнительного рабочего органа, а также скорости движения. Повышение мощности двигателя трактора всегда обеспечит повышение производительности агрегата, но значение его коэффициента загрузки К останется низким. Необходимо достигнуть расчётным путём оптимального сочетания всех варьируемых параметров агрегатов, что обеспечит рост их производительности, КПД и снижение расхода топлива на объём работ [9, 18].
При изменении энергетических и динамических параметров агрегата изменятся возмущающие силы,
воздействующие на трансмиссию агрегата, возбуждая крутильные колебания в многомассовой динамической системе.
Для расчётов свободных колебаний систем с различными моментами инерции маховика двигателя и активного рабочего органа в виде барового исполнительного рабочего органа для прорезания дренажных щелей в торфяной залежи с включениями в виде пней и захороненной древесины были составлены алгоритм и программа решения системы дифференциальных уравнений на основе метода Рунге - Кутта в системе MathCAD с применением функций eigenvals (M). По алгоритму нахождения передаточных функций были проведены расчёты амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) динамических систем агрегатов [10, 11].
АЧХ для цепочной и разветвлённой схемы трансмиссии при использовании орудий с приводом от ВОМ находились для оценки работы динамики тракторных агрегатов. Выводы изменения нагрузок в зависимости от изменения передаточных чисел, наблюдаемые в данных расчетах, подтверждаются и при расчете нагрузок, как результат вынужденных колебаний
вращающихся деталей трансмиссии от возмущающих воздействий [1, 2, 4].
Модернизации агрегата посредством изменения момента инерции вращающихся масс агрегата должна выполняться в первую очередь у активных баровых рабочих органов посредством изменения моментов инерции, а, маховик двигателя не подлежит изменению, так как это требует модернизации трактора.
Можно отметить, что при работе лесохозяйственных агрегатов в условиях стабильных или стабильно-переменных сил сопротивления для определения их оптимальных параметров целесообразно использовать математические модели.
Также они позволяют обосновать агрегатирование лесохозяйственного
трактора и щелерезных орудий с активными баровыми рабочими органами в направлении выбора их масс и моментов инерции с целью исключить возникновение резонансных явлений в трансмиссиях, которые могут вызвать поломки или преждевременные износы.
Цель исследования - исследовать оптимальные энергетические и
динамические параметры лесохозяй-ственных машин методом Рунге - Кутта в системе MathCAD с применением функций eigenvals.
Предмет исследования. Предмет исследования - показатели, определяющие работоспособность агрегатов
лесохозяйственных машин в процессе осушения и прорезании древесины. Составлены алгоритм и программа решения системы дифференциальных уравнений на основе метода Рунге - Кутта в системе MathCAD с применением функций eigenvals. По алгоритму нахождения передаточных функций были проведены расчёты амплитудно-частотных характеристик (АЧХ) динамических систем агрегатов.
Постановка задачи. Задача заключается в получении областей изменения факторов, приводящих к оптимальному решению этой проблемы. Для тракторного агрегата, работающего на полосной подготовке почвы под посадку деревьев скорость движения следует определять из предпосылки, что длительность перегрузки, превышающей крутящий момент, развиваемый двигателем трактора, должна соответствовать оптимальному времени отдачи маховиком двигателя аккумулированной кинетической энергии. Для этого необходимо определить соответствующую этому требованию рабочую скорость агрегата [3, 5, 9].
Результаты и их обсуждение
Объектами исследований являются лесохозяйственные и лесомелиоративные трактора, различающиеся по своей конструкции, мощности двигателей и динамическим параметрам, конструкциями движителей и компоновке. При работе названных агрегатов коэффициент загрузки Кз их двигателей должен быть близок к значению 0,9. Однако при выполнении основных энергоёмких работ в лесном хозяйстве Кз остаётся значительно более низким, что свидетельствует о нерациональном использовании энергии ввиду несоответствия динамики внешних условий динамическим характеристикам агрегатов [7, 8, 9].
В лесном хозяйстве при выполнении основных энергоёмких работ, связанных с подготовкой почвы и полосной расчисткой малоценных насаждений, длительность колебаний нагрузки составляет 3 - 5 с. Это приводит к переходу работы двигателя на безрегуляторную ветвь внешней
характеристики, снижениям частоты вращения коленчатого вала двигателя ниже допустимых и, как следствие, необходимости выполнения технологического процесса при невысоких (0,5 - 0,6) значениях коэффициента его загрузки [9, 19].
Преодоление перегрузок возможно, как за счет запаса мощности двигателя агрегата, так и за счет накопленной во вращающихся массах кинетической энергии. Работа двигателя с определенным запасом мощности приводит к снижению коэффициента его загрузки, то есть снижению тягового КПД агрегата. В то же время аккумулирование кинетической энергии во вращающихся массах агрегата и, в частности, в рабочем органе, позволяет преодолевать участки с повышенной энергоемкостью. В случаях перегрузок, когда максимальный момент сопротивления превосходит расчетные значения крутящего момента, развиваемого двигателем, происходит снижение угловой скорости и баланс моментов на валу двигателя поддерживается за счет отдачи кинетической энергии инерционными массами агрегата. Скорость движения агрегата при работе в условиях неустановившихся режимов нагрузок должна соответствовать преодолению временных увеличений нагрузки за оптимальное время, в течение которого агрегат способен наиболее эффективно отдавать аккумулированную энергию. Поскольку момент инерции вращающихся агрегата слагается из моментов масс трактора, значение оптимального момента инерции агрегата можно варьировать
широких пределах. Конструктивно это достигается изменением момента инерции фрезы, что позволяет получить оптимальные, с точки зрения использования мощности двигателя, параметры агрегата.
Значения возможной отдачи кинетической энергии определяются величиной динамической реакции системы на вынужденные перегрузки (динамика агрегата) Кср .опт., которая определяет способность двигателя трактора вместе с приведёнными к его валу инерционными массами динамической системы агрегата преодолевать участки перегрузки за счёт возрастания крутящего момента от действия инерционных сил с учётом коэффициента приспособляемости (текущее значение) К'п
[9].
К
ср. опт
Ммакс
"Ме
Мс.ср. ту туг I 1е%П,П- 1
=--или К = Кп +----,
п МЙ
(1)
где Ммсрс - момент сопротивления на участке перегрузки (максимальное значение); Зх - приведённый к коленчатому валу двигателя момент инерции; С п, п-1 -угловое ускорение коленчатого вала за п-ную секунду действия перегрузки; Ме -крутящий момент, развиваемый двигателем трактора.
Расчёт Кср. опт. может выполняться по специальным программам на ПЭВМ [9 - 11]. Влияние сил сопротивления на рабочих органах от неоднородности
разрабатываемой среды можно
охарактеризовать коэффициентом
динамичности Кд.ср. и длительностью Г участка повышенной нагрузки. Регистрация этих значений производилась автором при работе тракторного агрегата в реальных производственных условиях с записью на осциллограммы значений крутящего момента на валу двигателя и времени опыта. Для участков перегрузки определялись корреляционные зависимости Кд. ср =Д(т) и т = Д(Кд. ср). В характеристику агрегата было введено понятие коэффициента
соответствия динамических параметров агрегата динамике внешних условий Кс = Кср.опт./Кдср. , который для большинства лесохозяйственных и лесомелиоративных агрегатов, не превышает 0,7.
Приращение крутящего момента от инерционных сил за 0,5 секунды действия импульса нагрузки составят из выражения
w — w AM05 = J-*--
Г]
для 0,5 сек. действия импульса.
Из выражений
w — w
Km = 1 + (km — \)S.-
т, = J
wp — w
w — w
p m
J(w — w )
AMj = —-—
Аю = (юр )(1 - е т'~ )
где ю - текущее значение угловой скорости;
Юm=угл0вая скорость при Km.max.
На рисунке 1 представлены графики зависимостей Кс = Д(т) для различных по жёсткости условий работы. Из графиков следует, что с ростом жёсткости динамической составляющей и
длительности участков перегрузок кривая зависимости Кс = Д(т) имеет тенденцию к снижению. Динамическая реакция и Кс возрастают при увеличении приведённого момента инерции, коэффициента приспособляемости, перепада угловой скорости коленчатого вала и снижается при увеличении мощности двигателя [9, 12, 13].
w —w
p m
Z
Рисунок 1. Зависимость Кс = f (т) для: 1 - Кд.ср= 1,3; 2 - Кд.ср = 1,5; 3 - Кд.ср = 1,7;
Оптимизация энергетических и динамических параметров агрегата может быть выполнена на основании уравнений [9, 20]:
Кз.опт. 1 - (Кд.ср. - Кор. опт.), (2)
Vопт' tопт
М = №д'^°пт. ЪГ -¡Уе.опт Ки,
"з.опт.
(3)
(4)
т _[кд.ср. (1 Кз.опт) Кп']*Ме*^опт
3Е.опт. Г" (5)
йШопт
где Кз .опт, Vопт, Vд, Vопт, Ме.опт, Д^опт, -оптимальные значения Кз, скоростей движения, мощности двигателя, снижения угловой скорости коленчатого вала; Мд, Vд -
действительные (из опыта) значения затрат мощности и скорости движения.
Оптимизируя энергетические и динамические параметры агрегата по выражениям (2-5), для конкретного агрегата, работающего при
неустановившейся нагрузке, можно определить, что расчётные значения оптимального момента инерции
вращающихся масс Зе опт. превышают существующие на 83 %. Повышение эксплуатационных показателей тракторных агрегатов должно заключаться в одновременном подборе их энергетических, динамических и скоростных параметров [9, 15].
При изменении названных выше параметров агрегата изменятся и возмущающие силы, воздействующие на трансмиссию агрегата, возбуждая крутильные колебания в его многомассовой динамической системе. При этом возникает проблема возможности возникновения резонансных колебаний в его трансмиссии. При расчётах в настоящее время
используются динамические модели трансмиссий и машинно-тракторных агрегатов в целом в виде крутильных колебательных систем. Для агрегатов типа барового исполнительного рабочего органа с приводом от ВОМ трактора необходимо рассматривать разветвлённые десятимас-совые системы (Рисунки 2 А, Б).
Рисунок 2.А - 6-массовая эквивалентная динамическая схема
Рисунок 2.Б Разветвлённая 10-массовая эквивалентная динамическая схема системы
Введя обозначения дифференциального уравнения
ак = -(Ьк ■ 5 + ск), ¿к=]к^2 + (Ьк-1 + Ък) ■ 5 + ск—1 + ск,
найдём определитель Dkn
трёхдиагональной матрицы по рекурентной формуле
Аш = Бк+1 п - а2к+1 ■ Ок+2 ^ Якк = ^к, к = 1,...,п. (6)
Преодоление агрегатом увеличений нагрузки, превышающих расчетный крутящий момент двигателя, приведенный к агрегату, возможно по следующей формуле:
1. Л= 01п;
2.
(7)
Л = D ■ D - а ■ D ■ D
Л 1к+т к+»1+1 п и к+т+1 к-1 к+1 к+т
D - а2 ■ D ■ D ■
к+т+2 п к+т 1 к+т-1 к+т+1 к+2т
а ,2 2
ик+2т+2 п + а к+т ' а к+т+1 ' к
■ А к 1■А
к +1 к + т
А ■ А - 2 ■ А ■ а ■ а
^к+т+2 к+2т ^к+2т+2 п ^ к-1 ик ик+1
■ а ■ А '
ик+2т+1 к+2т+2 п'
(8)
а2к+т •
а) Л = Б-1 к+т • Бк+т+1 к+2т
к-1 • Бк+1 к+т • Ик+т+2 к+2т> (9) б) Л = Б1 к+т • Ик+т+1 к+т+1 -
а2к+т • к-1 • 0к + 1 к+т • Ок+т+2 к+т+1.
(10)
На основании изложенного, произведём расчёт передаточных функций для крутящих моментов на валах трансмиссии в виде цепочной п + 1 массовой колебательной динамической системы. Уравнения резонансных колебаний имеют вид
¡г^Уг+^г^ (У1 - Уг) + с^ (Уг - Уг) = РМ ¡¿•Ук- Ь„-1(У„-1 - Ук) - с(ук-1 - ук) + Ьк(ук - ук+1) + ск(ук - ук+1) = Рк(0 1п+1Уп+1 - К(Уъ - Уъ+д - Сп(Уп - Уп+1) = Р„+1(0
(11)
Разделим к - ое уравнение на 3к, вычтем каждое последующее уравнение из
предыдущего и, вводя в него переменные фк = ук - ук+1 - угол закручивания к - го вала, получим систему дифференциальных уравнений для валов п - го порядка
й1(з)ф1 + а2(з)ф2 = Рг (з)/А - Р2 (з)/]2
Чк^Фк-1 + ¿к&Фк + ак+1($)Фк+1 = Рк (^)/]к Рк+1 (^)/]к+1
п-1 + ¿п&Фп = Рп (^)/]п Рп+1 (з)/1п+1,
(12)
где
^к (* ) = *2 + Ьк (1/Л +1/3к+1) * +
+ск (1/3к +1/3к+1),
ак (* ) = -(ьк + ск)/ 3к.
Чк (*) = -(Ьк-1* + ск-1)/3к, * = 4/^.
(13)
Применяя преобразование Лапласа к уравнениям, в которых предполагаются нулевые начальные условия, в итоге получим систему алгебраических уравнений в матричной форме, разрешённую относительно изображений переменных фк(*)
(14)
где матрица передаточных функций имеет вид
W ( s ) =
Dln — a2 D3n
(—!)'+" a2..an
—q2Dn DnD3„ (—l)2+"D11a3..a„
q2qs D4 n — Dnq3 D4 n
(-1 fn Dl2aA..an
(-1Г q2..qkDk+in (-1 f2 Dnq3..qkDk+ ••• (-1 fn Dlk_xak+V.an
(—1)n+1 q2-qn (—1)"+2 Diiq3--q„ A„,
(15)
а ^ = (16)
определитель трёхдиагональной
матрицы, вычисляемой по рекурентному соотношению
Вк п = п —
ак+1($)Чк+1($)Пк+2 п>Вк к = (17)
В результате мы приходим к аналогичным, но несколько изменённым формулам, так как для рассматриваемой п -вальной системы получаем аналогичную несимметричную матрицу. Значение крутящего момента на к - ом валу определяется выражением [14] Мф) = ck уф), тогда передаточная функция, которая выражает связь между крутящим моментом на k - ом валу трансмиссии и возмущающей силой Р]^), приложенной к первой массе, представляется в виде: а) для 1 < k
Щ1 к(8) =
(-1)к+1скд1+1д1+2-дкР11-1&к+2 пЯк+1+°к+1 п)
JiDln
б) для l =1
k(s) =
в) для l > k
_ (—1) ckQ2Q3"'QkDk+i n
JiDm
(19)
m k(S) =
(—1)k+1ckDi k-iak+iak+2"ai-i(Pi n+aiDi+iv)
JiDrn (20)
г) для l = n +1
Wn+1 k(s) =
(—l)k+n+ickDi k-iak+iak+2-anDk+i n Jn+i^m
(21)
На основе изложенного метода для десятимассовой модели лесохозяй-ственного агрегата передаточные функции возмущений от двигателя трактора, его гусеничного зацепления и сопротивления грунта на произвольно выбранный к - ый вал трансмиссии соответственно имеют вид
[15]
(-1)к+1скд1д2-дкОк+19
k(s) =
JlDl 9
Wr k(s) =
(—1) CfrDi k-iak+iak+2"a7(Da э+ааРэ 9)
leDi 9
, (22)
Wc k(s)
(-l)k+9ckP1 к—1ак+1йк+2 " а9
J10 9
Гусеничные тракторы отличаются от колёсных, значительным воздействием на трансмиссию со стороны движителя. Проявление возмущений от гусеничного зацепления наблюдается на валу муфты сцепления агрегата. Частотные диапазоны от воздействия гусеничного зацепления определяются по формуле [15]
^ГЗ = 2 • л • пк • гк = —--= ——, (23)
Чр ' к
где пд и пк - частоты вращения коленчатого вала двигателя трактора и ведущих звёздочек его гусениц;
Zк - число зубьев ведущих звёздочек гусениц трактора;
т - передаточное число его трансмиссии;
V - скорость движения трактора;
Гк - радиус ведущей звёздочки гусениц.
Частотные диапазоны от
взаимодействия активных рабочих органов с разрабатываемой средой определяются по формуле
_ 2• п-Пр.о. • гн (24)
^Р.О. = —-■—, (24)
где пр.о. - частота вращения рабочего органа;
zн - число ножей (резцов) на рабочем органе;
iвoм - передаточное отношение редуктора ВОМ;
ipo - передаточное отношение редуктора орудия.
Для расчётов свободных колебаний систем с изменяемыми моментами инерции маховика двигателя и барового рабочего органа были составлены алгоритм и программа решения системы
дифференциальных уравнений на основе метода Рунге - Кутта в системе MathCAD с применением функций eigenvals (М) [14, 15]. По алгоритму нахождения передаточных функций, а по ним амплитудно - частотных характеристик (АЧХ), изложенному в [14], были проведены расчёты АЧХ и АЧМХ динамических систем лесохозяйственных агрегатов.
Данная методика подходит для цепочной и разветвлённой схемы трансмиссии при использовании орудий с пассивными рабочими органами и с приводом от ВОМ. В цепочной трансмиссии (рис. 3 А, Б) варьировались значения моментов инерции маховика двигателя трактора с 2,9 до 6 кг/м2. В разветвлённой сравнивались варианты изменения моментов инерции маховика двигателя и рабочего органа.
Как следует из расчётов АЧХ для агрегата на базе трактора ЛХТ - 55 с плугом ПКЛ-70 при работе на первой передаче со стандартным и увеличенным маховиками
(3мах = 2,9 и 6 кг м2) существенные амплитуды колебаний наблюдаются в области собственных частот и резонансы при совпадении с собственными частотами, причём колебания от движителей
распространяются по всей трансмиссии, а также доходят до первичного вала коробки передач, колебания от двигателя значительно уступают по амплитуде.
А
Б
Рисунок 3. АЧХ трансмиссии трактора ЛХТ - 55. Воздействия: 1- от гусениц на вал КПП; 2- от двигателя на валы бортовых передач. А - Jмах 2,9 кгм2, Б - Jмах 6 кгм2. 1 пер.э
Сравнение АЧХ рис. 3 А, Б показывает, что при увеличении 3мах с 2.9 до 6 кгм2 существенных изменений частот колебаний трансмиссии не наблюдается. Увеличение момента инерции маховика двигателя не вызывает резонансных явлений в трансмиссии трактора, но повышает его производительность за счёт повышения скоростей движения.
Исходя из выражений следует считать, что трансмиссии с десятимассовой схемой лесохозяйственного агрегата (БМРМГ на базе трактора ДТ - 75 Б) с активными рабочими органами, имеющими
значительный момент инерции, для различных вариантов изменения моментов инерции маховика двигателя представлен на графиках АЧХ рис. 4 А - Г. Рабочая скорость движения агрегата при расчётах
принималась 0,2 м/с согласно техническим характеристикам орудий. Момент инерции маховика двигателя принимался 2,9 и 8,0
кгм , приведённый к коленчатому валу двигателя момент инерции рабочего органа составил 1,15 и 3,61 кгм2.
А
Б
А(а) 10
1 ,1 1 з_
- /— 1 4 -
- / 2 У Г т | -
- / V .1
150 200
В
СО 1ад/с
Г
Рисунок 4 А - Г - АЧХ трансмиссии БМРМГ на базе ДТ-75. Воздействия: 1- от ножей на вал сцепления; 2- от ножей на ВОМ; 3 - от двигателя на резцы; 4 - от резцев на КПП А - Jдв 2.9 кг м2; Jфр 1.15 кг м2; Б - Jдв 2.9 кг м2; Jфр 3,61 кг м2; В - Jдв 8 кгм2; Jфр 1.15 кгм2; Г - Jдв 8 кгм2; Jфр 3.61 кгм2
Диапазон воздействия гусениц на трансмиссию находится в частотах 190-210 рад/с. И возрастает с увеличением момента инерции маховика двигателя.
Из анализа данных АЧХ трактора ДТ -75 Б с баровым рабочим органом следует, что энергия от воздействия инерционной массы резцев сосредоточена в пределах частот 40 и 230 рад/с, а амплитудно -частотных характеристик динамической модели лесохозяйственного агрегата БМРМГ на базе трактора ДТ - 75 при различных моментах инерции маховика двигателя и ножей можно отметить, что увеличение момента инерции маховика
двигателя практически не оказывает влияния на изменение собственной частоты колебаний, возрастание момента инерции рабочего органа в 3.14 раза вызывает смещение частот в сторону их уменьшения в 1,4 раза.
Анализ трансмиссии лесохозяй-ственного агрегата на базе самоходного шасси СШ - 16 М с торцовой фрезой представлен на графике АЧХ рис. 5. При расчётах варьировались число ножей на диске фрезы, скорости движения и резания. Скорость движения агрегата в процессе испытаний принималась постоянной 0,4 м/с, скорость резания составляла 8 и 16 м/с.
Рисунок 5. АЧХ трансмиссии самоходного шасси СШ - 16 с торцовой фрезой. Воздействия: 1-от фрезы к валу сцепления шасси; 2 - от фрезы на ВОМ шасси; 3 - от двигателя на валы бортовых
передач; 4 - от движителей на вал сцепления
Момент инерции маховика двигателя 1,14 кгм2, приведённый момент инерции барового рабочего органа 0,16 кгм2.
Трансмиссия лесохозяйственного агрегата на базе самоходного шасси СШ -16 М испытывает воздействие от рабочего органа (торцовой фрезы) в зависимости от принятой скорости резания 8 или 16 м/с, возбуждаемые частоты 169,72 или 339,45 рад/с не влияют на характер колебаний трансмиссии. По АЧХ данного агрегата можно сделать предварительный вывод о том, что его динамические характеристики нуждаются в научном обосновании и конструктивном совершенствовании в направлении снижения амплитуд колебаний участка привода фрезерного рабочего органа.
Влияние передаточных чисел и жёсткостей участков трансмиссии на изменение динамических свойств и характеристик агрегата должно
моделироваться по методике [14]. Предпочтение следует отдать увеличению передаточного числа редуктора орудия с баровым рабочим органом. Поскольку жёсткость данного участка уменьшается, две первые собственные частоты расходятся, а третья увеличивается, это благоприятно сказывается на частотном диапазоне возмущающих колебаний в плане отстройки от резонанса. Расчёты следует
проводить при нулевом демпфировании. При необходимости в силовую цепь трансмиссии на участке «ВОМ - рабочий орган» могут устанавливаться
демпфирующие устройства. Если принять даже незначительное демпфирование (например, с декрементом затухания ё = 0,3), то значения амплитуд в области высоких частот снижаются.
При выборе значений передаточных чисел трансмиссии необходимо проведение многокритериальной оптимизации по методике [8]. Модернизация агрегата посредством изменения момента инерции его вращающихся масс должна выполняться у баровых рабочих органов, маховик двигателя подлежит изменению только при модернизации трактора [9].
Заключение. С целью обеспечения надежной работы серийной
лесохозяйственной техники для осушения в переувлажненных почвах леса, необходима ее модернизация и, в первую очередь, повышение проходимости и уменьшение удельного давления на грунт несущими системами машин.
Представленные математические модели позволяют определить
нагруженность работы агрегатов, прогнозировать их изменение при модернизации базовой машины. Как следует из приведенных расчетов,
минимальную нагруженность агрегата предпочтительным считать тракторы с баровым рабочим органом, который обеспечивает минимальное удельное давление на опорную поверхность. Данная
Библиографический список
1. Коршун, В. Н. Динамические модели механической системы технологической машины / В. Н. Коршун // Механики XXI веку. - 2014. - № 13. - С. 10-14.
2. Коршун, В. Н. Теория наземных транспортно-технологических комплексов. Теория, конструкция и расчет сцепных устройств : Учебное пособие по выполнению расчетно-графической работы для направления 190100 (23.03.02) "Наземные транспортно-технологические комплексы" очной формы обучения / В. Н. Коршун ; Ответственный редактор А.И. Карнаухов. - Красноярск : Сибирский государственный технологический университет, 2015. - 88 с.
3. Коршун, В. Н. Концепция трактора для лесного хозяйства / В. Н. Коршун // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2007. - № 5. - С. 16-19.
4. Коршун, В. Н. Роторные рабочие органы лесохозяйственных машин. Механика взаимодействия с предметом труда :
методика может быть применена на стадии проектирования с целью снижения динамической нагруженности трансмиссии.
монография / В. Н. Коршун ; В. Н. Коршун ; Федер. агентство по образованию, ГОУ ВПО "Сиб. гос. технол. ун-т". - Красноярск : СибГТУ, 2005. - 271 с. - ISBN 5-8173-0204-7.
5. Орловский, С.Н. Исследование работоспособности щелевого дренажа на осушении торфяников / С. Н. Орловский, С. А. Войнаш, В. А. Соколова [и др.] // Известия Тульского государственного университета. Технические науки. - 2023. - № 1. - С. 424-428. - DOI 10.24412/20716168-2023-1-424-428.
6. Орловский, С.Н. О разработке механизированных комплексов для осушения болот Сибири / С. Н. Орловский, А. И. Карнаухов, С. А. Войнаш [и др.] // Известия Тульского государственного университета. Технические науки. - 2023. - № 1. - С. 526-530. - DOI 10.24412/2071 -6168-20231-526-531.
7. Орловский, С. Н. Методика оптимизации геометрических параметров и режимов резания фрезерных рабочих органов / С. Н. Орловский // Роль мелиорации в обеспечении продовольственной
безопасности, Москва, 14-15 апреля 2022 года. - Москва: Всероссийский научно-исследовательский институт
гидротехники и мелиорации имени А.Н. Костякова, 2022. - С. 282-290.
8. Анализ нагрузок на элементы конструкции лесной машины в процессе остановки / В. Ф. Полетайкин, Е. В. Авдеева, Д. Е. Шпагин [и др.] // Хвойные бореальной зоны. - 2022. - Т. 40, № 3. -С. 216-218. - DOI 10.53374/1993-01352022-6-216-218.
9. Полетайкин, В. Ф. Динамические нагрузки на подвеску корпуса и рабочее оборудование лесопогрузчика / В. Ф. Полетайкин // Хвойные бореальной зоны. - 2015. - Т. 33, № 3-4. - С. 177-181.
10. Poletaykin, V. F. Dynamics Loads in Stop Mode Logger with Cargo / V. F. Poletaykin, E. V. Avdeeva // Smart Innovation, Systems and Technologies. -2019. - Vol. 139. - P. 682-687. - DOI 10.1007/978-3-030-18553-4_84.
References
1. Korshun V. N. Dinamicheskie modeli mekhanicheskoy sistemy tekhnologicheskoy mashiny [Dynamic models of the mechanical system of a technological machine]. Mekhaniki XXI veka. 2014. No. 13. P. 10-14. (In Russian)
2. Korshun V. N. Teoriya nazemnykh transportno-tekhnologicheskikh
kompleksov. Teoriya, konstruktsiya i raschet stsepnykh ustroystv : Uchebnoe posobie po vypolneniyu raschetno-graficheskoy raboty dlya napravleniya 190100 (23.03.02) "Nazemnye transportno-tekhnologicheskie kompleksy" ochnoy formy obucheniya [Theory of land transport and technological complexes. Theory, design and calculation of coupling devices : A textbook on performing computational and graphic work]. Ed. By A.I. Karnaukhov. Krasnoyarsk, Siberian State Technological University, 2015, 88 p. (In Russian)
3. Korshun V. N. Kontseptsiya traktora dlya lesnogo khozyaystva [The concept of a tractor for forestry]. Traktory i sel'skokhozyaystvennye mashiny. 2007. No. 5. P. 16-19. (In Russian)
4. Korshun V. N. Rotornye rabochie organy lesokhozyaystvennykh mashin. Mekhanika vzaimodeystviya s predmetom truda : monografiya [Rotary working bodies of forestry machines. Mechanics of interaction with the subject of work : monograph]. Federal Agency for Education, Siberian State Technological University. Krasnoyarsk, SibSTU, 2005, 271 p. (In Russian)
5. Orlovskiy S.N., Voynash S. A., Sokolova V. A. [et al.]. Issledovanie rabotosposobnosti shchelevogo drenazha na osushenii torfyanikov [nvestigation of the efficiency of
slit drainage in the drainage of peat bogs]. Izvestiya of Tula State University, 2023, no. 1, p. 424-428. DOI 10.24412/2071-61682023-1-424-428.
6. Orlovskiy S.N. Karnaukhov A.I., Voynash S. A. [et al.] O razrabotke mekhanizirovannykh kompleksov dlya osusheniya bolot Sibiri [On the development of mechanized complexes for draining the swamps of Siberia ]. Izvestiya of Tula State University, 2023, no. 1, p. 526-530. DOI 10.24412/2071 -6168-2023-1-526-531.
7. Orlovskiy S. N. Metodika optimizatsii geometricheskikh parametrov i rezhimov rezaniya frezernykh rabochikh organov. Rol' melioratsii v obespechenii prodovol'stvennoy bezopasnosti, Moskva, 14-15 aprelya 2022 goda [Methodology for optimizing geometric parameters and cutting modes of milling working bodies // The role of land reclamation in ensuring food security]. Moscow, the All-Russian Scientific-research institute of hydrotechnologies and melioration named
after A.N. Kostyakov. 2022. P. 282-290. (In Russian)
8. V. F. Poletaykin, E. V. Avdeeva, D. E. Shpagin [et al.]. Analiz nagruzok na elementy konstruktsii lesnoy mashiny v protsesse ostanovki // Khvoynye boreal'noy zony [Analysis of loads on structural elements of a forest machine in the process of stopping]. 2022. Vol. 40, No. 3. P. 216218. DOI 10.53374/1993-0135-2022-6-216218. (In Russian)
9. Poletaykin V. F. Dinamicheskie nagruzki na podvesku korpusa i rabochee oborudovanie lesopogruzchika // Khvoynye boreal'noy zony [Analysis of loads on structural elements of a forest machine in the process of stopping 2015. ]. 2015. Vol. 33, no. 3-4, p. 177-181. (In Russian)
10. Poletaykin V. F., Avdeeva E. V. Dynamics Loads in Stop Mode Logger with Cargo. Smart Innovation, Systems and Technologies. 2019. Vol. 139. P. 682-687. DOI 10.1007/978-3-030-18553-4 84.
Саая Сай-Суу Шолбановна, старший преподаватель, ФГБОУ ВО «Тувинский государственный университет», г. Кызыл, Россия, эл.почта: sai-suu2014@yandex.ru
Орловский Сергей Николаевич, кандидат технических наук, доцент, ФГАОУ ВО «Красноярский аграрный университет», г. Красноярск, Россия
Долматов Сергей Николаевич, кандидат технических наук, доцент ФГАОУ ВО «Сибирский государственный университет науки и технологий им. академика М.Ф. Решетнёва», г. Красноярск, Россия.
Sai-Suu Sholbanovna, Senior Lecturer, Tuvan State University, Kyzyl, Russia, e-mail: sai-suu2014@yandex.ru
Sergei Nikolayevich Orlovsky, Candidate of Technical Sciences, Associate Professor, Krasnoyarsk Agrarian University, Krasnoyarsk, Russia.
Sergei Nikolayevich Dolmatov, Candidate of Technical Sciences, Associate Professor, Reshetnev Siberian State University of Science and Technology, Krasnoyarsk, Russia.
Статья поступила в редакцию 3.03.2024
