CC BY
14
УДК 630*377.4 С.С. Синицын
Синицын Сергей Сергеевич родился в 1947 г., окончил в 1970 г. Брянский технологический институт, доцент кафедры механизации лесной промышленности и лесного хозяйства Брянской государственной инженерно-технологической академии. Имеет более 60 печатных трудов в области теории взаимодействия колесных машин с опорной поверхностью.
ОБОСНОВАНИЕ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ КОЛЕСНЫХ ЛЕСОТРАНСПОРТНЫХ МАШИН
Проанализированы энергетические показатели процесса взаимодействия пневматического колеса в ведомом и свободном режимах с деформируемой опорной поверхностью. Аналитически обоснован рациональный тип силовой передачи колесных лесотранспортных машин.
Ключевые слова: транспортная машина, силовая передача, колесо, грунт, энергозатраты.
Отличительной чертой колесных лесотранспортных машин (форвар-деры, лесовозные автомобили) является применение многоприводных ходовых систем. Это усложняет структуру системы трансмиссия - движитель, что ставит ряд новых задач в прогнозировании качества машин на стадии их конструирования. Одна из них - обоснование оптимального варианта схемы привода к колесам, обеспечивающей минимальные энергозатраты на передвижение, являющиеся общепризнанным критерием совершенства мобильных машин.
В настоящее время энергетическое обоснование конструктивных вариантов машин дается в основном лишь на уровне сопоставимости потерь в силовой передаче от кинематического несоответствия и совершенно игнорируется влияние режима качения колес на энергозатраты в площади их контакта с опорной поверхностью. Поэтому необходим исчерпывающий теоретический анализ энергетических характеристик системы трансмиссия -движитель - опорная поверхность, чтобы обосновать вариант привода колес, обеспечивающий минимум энергозатрат на передвижение. Для этого следует сопоставить потери мощности на качение колес в ведомом и свободном режимах. Целесообразно проанализировать энергоемкую и трудноопределяемую составляющую энергозатрат на вертикальную деформацию грунтов (колееобразование).
Для решения поставленной задачи используем зависимости, отражающие влияние конструктивных и эксплуатационных параметров системы движитель - опорная поверхность на потери энергии при работе в ведомом [1] и свободном [2] режимах. Согласно работе [1], где использована алгебраическая сумма проекций сил на ось Х колеса, для ведомого колеса имеем
р0 - сЬГ1
/г ^ +1)
или
,_ сь^+1 "/г - р/г Шк'к - .
дт0 г>0 0 сЬК 0 /14
^ - р0 Щ-^) (1)
где с, ц - параметры грунта (с - Па, ц - безразмерный); Ь - условный эквивалент ширины шины, м; Нг - глубина колеи, м; И0 - базовая деформация грунта, м; юк - угловая скорость вращения колеса, с-1; г0к - радиус качения колеса в ведомом режиме, м.
Используя из [2] формулу для определения работы колееобразова-ния, полученную на основе алгебраической суммы моментов сил относительно оси У колеса, а именно
Г
4%4%ьснц+2 —
А - , \--2—, (2)
й0ц(ц +1) Г^ ( )
2
определяем вид зависимости для фиктивной силы сопротивления качению колеса в свободном режиме:
Г
г= = 24%ЬсИЦ+2 ^
/г 2< гксй0ц(ц +1) Г^ . ()
2
Тогда мощность колееобразования
Г
1 ц+3
N° - р; у - р; и гс - 2лЬсДц+Ч 2 , (4)
/г /г /г кк АЦ(ц +1) Г^ ' ( )
2
где Г(х) - гамма-функция для соответствующего параметра; г°к - радиус качения колеса в свободном режиме; у - скорость качения колеса. Соотношение энергоемкостей колееобразования ведомого и свободного колес оценим показателем км:
К . (5)
N № 3 г
Подставляя значения № и , после некоторых преобразований получаем
Г Г
N0 ЬеИ,^ rK° 1)
kN -
N1 1) 4^3
2 2
Определим численное соотношение мощностей для исходных данных из работы [1]:
Г Г
дг0 о 1 и , 1
к = «гк ^ = ^ - (6)
N N^ 2^г Г
,+з 2у[ккг Г
2 2
где ^ - свободный радиус колеса;
Иш - вертикальная деформация шины. С учетом того, что [3]
Г 05+4 = Г2,25 = 1,25 Г1,25 = 1,25 • 0,906;
2
Г = Г1,75 = 0,919,
2
получаем
= ^ - 0,5-0-05 • 1,25-0:906-1,56.
N № 2 • 1,77 • 0,1 0,919
/г
При использовании для гамма-функции ее приближенного значения по формуле Стирлинга [3], а именно
Г(ж+1)«ГX1 , (7)
получаем
,+3 1 ,+1 I ^
,+ 2
г,+3 - Г,+1 +1 -| I 2 e" 2 4*(,+1);
,+1
,+1
,+ 2
Г,+4 -Г^ +1 -j^ | 2 e~я(,+ 2).
Тогда отношение гамма-функций приобретает следующий вид:
Г
(
ц + 4 2
ц+2
Ц + 1 Л "2" 2
ц+2
е 2 (ц + 2)
ц+2
ц+2 ( 1 Л 2 —
12 )
(Ц + 2)
ц+2
Г
ц+3 2
ц+
Ц+1
1 Л ~ -
е 2 у/ п(ц +1) (ц +1) 2
ц+1
ц+1 ( 1 Л Т"
V 2 у
(ц +1)
1 ц+1
2--Г-
42е \
(ц + 2)
ц+3
(ц +1)
ц+2
Окончательно
N
/г
М /
(Ц + 2)
ц+3
(ц+г2 к
1 (ц + 2)^+3 Л - К
8ле (ц +1)
ц+2
К
(8)
В результате расчета по тем же исходным данным получаем
N 0
J т
N1
^г
V
1
2,53
8 • 3,14 • 2,721,5
2,5
0,5 - 0,05 0,1
-1,63.
Отличие результатов расчетов соотношения энергозатрат по точному и приближенному вариантам вычисления значений гамма-функций со-
ставляет
п - II63-156100- 4,3%.
1,63
Такое незначительное расхождение свидетельствует об инвариантности приближенного выражения. Это делает предпочтительным его применение, поскольку исключает табличное определение значений гамма-функций.
Таким образом, результаты вычислений соотношения энергозатрат показали, что потери мощности ведомым колесом на деформацию грунта в 1,5 раза выше, чем при качении колеса в свободном режиме. Поэтому вполне обоснованно можно рекомендовать для многоприводного движителя вариант силовой передачи, обеспечивающий постоянную работу всех колес в свободном (ведущем) режиме. Оптимальным вариантом, по нашему мнению, является блокированный привод с автоматической ликвидацией кинематического рассогласования в системе трансмиссия - движитель - опорная поверхность.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
2
е
е
2
V
У
1
0
0
1
г
к
1. Синицын, С.С. Уменьшение сопротивления качению колесного движителя по деформируемому основанию [Текст] / С.С. Синицын, П.А. Буров // Эксплуатация лесовозного подвижного состава: межвуз. сб. - Свердловск, 1987.
2. Синицын, С.С. Энергетический принцип оптимизации качественных характеристик колесных транспортно-технологических машин [Текст] / С.С. Синицын // Проблемы повышения качества промышленной продукции: межвуз. сб. -Брянск, 1998.
3. Справочник по специальным функциям [Текст]. - М.: Наука, 1979.
Брянская государственная инженерно-технологическая академия
Поступила 21.08.06
S.S. Sinitsyn
Justification of Power Transmission for Wheeled Timber-hauling Machines
The power analysis is carried out for the interrelation process of pneumatic wheel in the driven and free operation modes with a deformed bearing surface. The rational type of power transmission for wheeled timber-hauling machines is analytically justified.
