CC BY
20
УДК 621.435.3219.5 п.Д. БАЛАКИН,
Э.А. КУЗНЕЦОВ, В.И. ДЕНИСЕНКО, С.А. АЛФЕРОВ, О.Н. КНЯЗЬКИН
Омский государственный технический университет.
Омский танковый инженерный институт
ПРЕДЕЛЬНЫЕ РЕЖИМЫ ДВИЖЕНИЯ МНОГОЦЕЛЕВОЙ ГУСЕНИЧНОЙ МАШИНЫ ПО КРИТЕРИЮ ПОЛНОГО ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ВОЗМОЖНОСТЕЙ ЭНЕРГОЕМКОСТИ ПОДВЕСКИ
Сформулированы и решены несколько прикладных задач по определению предельных режимов движения гусеничных машин в условиях полевых дорог и бездорожья, результаты следует учитывать при разработке наставлений и инструкций по безопасной и надежной эксплуатации этих машин.
Как известно из [ 1 ] и других открытых источников, на базе шасси серийного среднего танка помимо основного варианта конструкции создан класс многоцелевых гусеничных машин различного назначения: траншейный роторный комплекс, бульдозер, мо-стоукладчик, эвакуатор, топливозаправщик и др. Машины различаются массогабаритными и инерционными характеристиками, следовательно, мобильностью. Тактика применения и эксплуатации их в условиях бездорожья или передвижения по полевым дорогам во многом определяются возможностями подвески машин.
Конструкция подвески базового изделия [ 1 ] включает 12 опорных катков, по шесть с каждого борта с автономными балансирными рычагами и торсиона-ми. Две пары передних и задняя пара опорных катков снабжены гидравлическими амортизаторами, предназначенными для подавления собственных колебаний подрессоренной массы машины.
Статический ход опорных катков под действием силы веса подрессоренной массы находится в пределах (100 - 120) мм, динамический ход катков в движении составляет до 350 мм и ограничен упорами, установленными в корпусе машины.
Ударное соприкосновение балансира катка с упором (пробой подвески) вызывает значительные ускорения элементов всей динамической системы и, как следствие, высокие динамические ударные нагрузки, распространяемые по конструкции машины, что крайне неблагоприятно воздействует на экипаж, приборный комплекс, на связи между агрегатами, на герметичные и другие соединения. Режим движения с пробоем подвески является предельным и в условиях нормальной эксплуатации машины недопустим.
Ясно, что пробой подвески наступает после того, когда ее способность к поглощению энергии колебаний выбирается полностью, что, с одной стороны, определяется предельным уровнем потенциальной энергии, воспринимаемой подвеской, а с другой — уровнем кинетической энергии подрессоренной мас-
сы, определяемой и зависимои как от величины массы, так и от параметров геометрии дорожного полотна и скорости движения машины.
Для определения предельных режимов движения машины поставим и решим несколько прикладных задач динамики движения машины по регулярному профилю, имея в виду движение ее центра масс, т.е. влияние распределения подрессоренной массы, характерной для машины конкретного исполнения, а также прохождение машиной единичных препятствий, способных вызывать последовательный по каткам волновой пробой узлов подвески, в настоящей работе опускаются.
1. Определим вначале предельную вертикальную скорость движения центра масс машины, при которой подвеска будет пробиваться. Обозначим вертикальную скорость движения центра масс У'"', приняв для определенности подрессоренную массу машины равной 38000 кг, а вертикальную жесткость всей подвески с'"' = 2510 н/мм и ее полный ход 8 = 450 мм. Составим уравнение кинетической энергии машины в этом движении и приравняем эту энергию потенциальной энергии упругой деформации всей подвески до ее пробоя, получим
]2_с(,)62
m
откуда
(1)
2 2 V ш
Подставив в уравнение (1) значения входящих параметров, определим значение вертикальной скорости центра масс V'"' = 3,7м/с, которое следует считать предельным.
Предельное значение У,'"'в полной мере связывает параметры регулярного профиля дорожного полотна и скорость движения машины по нему.
Так, в первом приближении уравнение регулярного профиля можно представить гармонической функцией вида
у= у и • cos at, (2)
где у„ — амплитудное отклонение профиля от базовой горизонтали;
ffl (1/c)
37,0
18,5
12,3 9,25 7,4
0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 у„(м) Рис. 1
to — круговая частота этих отклонений;
í — время.
тогда
Vs(e) = ^=-y0ü)sinco (3)
dt
откуда, используя предельное значение VjB>, опуская знак и, положив sin ш • f = 1, получим связь между у„ и т. которая имеет гиперболический вид,
со=-
(4)
Из массива предельных значений параметров профилей и скорости движения следует, что с увеличением у„, предельная скорость движения машины уменьшается. Так, при уп = 0,5 миЬ 7 м значение предельной скорости движения машины по пробою подвески составляет всего 30 км/час, даже при относительно малых значениях у„ = 0,3 м скорость движения машин имеет пороговое значение У= 40 км/час.
Аналогичный результат можно получить иным путем, выразив круговую частоту ш (1/с) через линейную частоту / периодичности профиля ¡ = а>/2п, откуда длина X волны профиля дорожного полотна и скорость движения машины будут связаны зависимостью вида V = X • [.
2. Представляет интерес и задача об определении предельной высоты уступа (трамплина) искусственного или естественного происхождения с которого машина, проходя фазу свободного полота, падает на горизонтальную поверхность по условию отсутствия пробоя подвески.
Используя критерий предельного значения вертикальной скорости, определим время свободного падения массы для достижения этой скорости по известной зависимости:
vs(')-v0+gt)
где д — ускорение свободного падения д = 9,8 м/с2. При У„ = 0, получим:
V«
g
последнее, с учетом = 3,7 м/с, даст значение * = 0,37с.
Предельная высота уступа, падение с которого вызовет пробой подвески, будет такой:
(4.
после подстановки числовых значений в (4) получим Н = 0,695 м « 0,7 м.
Реально, с учетом трения в шарнирах балансиров, потерь в гидроамортизаторах, в контактах опорных катков с гусеницей, а гусеницы с грунтом, демпфирующих свойств самой гусеницы предельная высота Н будет несколько выше;
3. Представляет значительный интерес еще одна прикладная задача об определении связи скорости движения мацшны и параметров регулярного профиля дорожного полотна, с одной стороны, с частотой собственных вертикальных колебаний подрессоренной части машины — с другой.
Это особенно важно для выбора режима движения но критерию непопадания в резонансную зону, ибо близкие по значению собственные и вынужденные частоты способны вызвать движение машины со значительными амплитудами, приводящими к ее отрыву от дорожного полотна с последующим падением, сопровождающимся пробоем подвески.
Собственная круговая частота линейных колебаний машины по вертикали будет такой:
представленный на рис. 1.
Учитывая, что время одного периода колебаний подрессоренной массы х = 2л/ш, проведем вычисления и составим массив связанных между собой значений у„, (о, т:
у„ = 0,5 м, (0 = 7,4 1/с, т = 0,84 с у0 = 0,4 м, со = 9,25 1/с, х = 0,67 с у0 = 0,3 м, ю=12,3 1/с, х = 0,51 с у0 = 0,2 м, (0=18,5 1/с, х = 0,34 с у0 = 0,1 м, ш = 37 1/с, х = 0,17 с. Массив позволяет наглядно представить связь параметров профиля дорожного полотна — амплитудное значение у„и д лину волны X со скоростью движения машины X = V- х.
Преобразуем массив в удобную форму, разместив в таблицу 1 предельные значения скорости движения машины V (км/час) в зависимости от параметров У„(м) и Х(м).
В таблице 1" — отмечены значения, при которых еще может быть реализован полный период колебаний центра масс машины. Как известно, при интенсивном движении машин исследуемого класса по регулярным естественным трассам на дорожном полотне образуется периодический профиль с длиной волны А. = (6 12) м. Поскольку длина опорной части машины 1» 4 м, то пороговыми значениями можно считать Х>4м, это и обозначено (').
Таблица 1
Уо * 0,5 м V 70 60 50 40 30 20* 10
X 16,8 13,9 11,5 9,32 6,99 4,66 1,7
Уо = 0,4 м V 70 60 50 40 30* 20
X 12,9 П,1 9.24 7,4 5,58 3,7
Уо » 0,3 м У 70 60 50 40* 30
X 9.8 8.4 7,03 5,66 4.2
Уо = 0,2 м V 70 60 50*
X 6,59 5,66 4,6
Уо = 0,1 м V 70 60
X 3,33 2,82
Таблица 2
Уо = 0,5 м V 70 60 50 40 30* 20 10
X 15,71 13,4 11,1 7,29 6,74 4,49 1,7
у0 ~ 0,4 м V 70 60 50 40 30* 20 10
X 13,9 11,9 9,9 7,9 5,99 3,9 1,51
Уо = 0,3 м V 70 60 50 40* 30 20 10
X 12,8 10,2 8,55 6,88 5,16 3,44 1,3
Уо = 0,2 м V 70 60 50 40* 30 20 10
X 9,89 8,48 7,0 5,66 4,24 2,83 1,07
Уо = 0,1 м V 70 60 50* 40 30 20 10
X 6,98 5,97 4,96 3,99 2,99 1,99 0,75
I—
m
(5)
с учетом принятом для расчета массовой характеристики и жесткости подвески, значение со составит со = 8,1 1/с или
f=^=l,3 Гц, (6)
т.е. период одного полного собственного вертикального колебания машины будет равен г = 1 / / « 0,77 с.
Определим длину волны регулярного профиля дорожного полотна, способного вызвать кинематическое возбуждение с этой частотой в зависимости от скорости движения машины.
Так, при скорости V= 60 км/час за 1 сек машина проходит путь, равный 16,4 м, а за 0,77 с этот путь составляет 12,62 м, что и будет длиной волны, способной вызвать резонансное состояние системы. При скорости V=50 км/час ->■ X = 10,78 м; при V = 40 км/час —> X = 8,47 м; при V=30 км/час X = 6,66 м. Именно этим обстоятельством (наложением собственных колебаний) объясняется эффект возникновения периодического профиля на естественных трассах при интенсивном движении по ним машин исследуемого класса. При длине волны X < I, проход центра масс в режиме полного колебания нереализуем, поэтому при X < I подвеска будет неспособна цельно копировать профиль дорожного полотна, и периодическое движение центра масс заменится иным режимом, с угловыми колебаниями корпуса и в настоящей работе не рассматривается.
4. Представляет особый интерес еще одна задача определения связи параметров регулярного профиля дорожного полотна и скорости движения машины, при сочетаниях которых возникают предельно допустимые уровни вертикальных ускорений. Для экипажа этот уровень ограничен величиной Зд.
Если профиль дорожного полотна, как и выше, определить функцией (2), то
4т = cos cot, (5)
at
т.е. линейное ускорение по вертикали линейно зависит от амплитуды и во второй степени от частоты волн регулярного профиля дорожного полотна. Положив в (5) cos со t= 1, получим
30 м/с1 = -у„со2 (6)
Используя (6), составим массив значений у„, со, т. у„ = 0,5 м, со = 7,74 1/с , т = 0,81 с;
'у = 0,4 м, со = 8,66 1/с,
у„ = 0,3 м, со =10,0 1/с, у„ = 0,2 м, со = 12,2 1/с , У„ = 0,1м,
т = 0,72 с; т = 0,62 с; т = 0,51 с; со = 17,3 1/с , т = 0,36 с. Вновь преобразуем массив в удобную форму, разместив предельные значения скорости движения машины V(км/час) в зависимости от параметров уа (м) и X (м).
Анализ массива свидетельствует о совпадающих ограничениях скорости движения машины по предельному значению вертикальности ускорений и по
предельному значению вертикальной скорости перемещения ее центра масс, полученному выше.
5. В заключение определим условия отрыва опорного катка от беговой дорожки гусеницы, вызываемого кинематическим возбуждением со стороны регулярного профиля дорожного полотна. При таком отрыве каток находится в свободном движении до последующего ударения с беговой дорожкой гусеницы. В этом свободном движении на каток действует сила веса, упругая сила торсиона и гидравлическая сила от амортизатора, но его реакция на корпус машины отсутствует [2].
Отрыв катка от дорожки с регулярным рельефом у = уи • cos со • t будет, если сила его инерции — ту= — т'У„ш со2 • cos со • ( будет больше совокупности сил веса G, упругой силы торсиона су и гидравлической силы амортизатора в у , т.е.
m • у„ • cos сiW > G+ су+ в у . (7)
Зная весовые параметры катка, жесткость торсиона и характеристику амортизатора, задача решается по вышеизложенному алгоритму относительно со и связанной с ней скоростью движения машины при определенных значениях уд.
Помимо установления предельных режимов движения по (7) с целью исключения отрыва опорных катков от беговой дорожки гусеницы, следует изучить возможность возникновения устойчивых колебаний типа: «отрыв катка — удар о беговую дорожку гусеницы, новый отрыв». Такие колебания возможны, если скорость второго соударения больше или равна скорости первого его соударения, что выражается условием [3]:
■ (8)
1 + А
где д — ускорение свободного падения
R — коэффициент восстановления скорости (при абсолютно упругом ударе R=l, при неупрутом R=0).
Реально упругое взаимодействие обрезиненных катков и обрезиненной беговой дорожки гусеницы, с учетом демпфирующих свойств дорожного полотна свидетельствуют о неупругом ударе, поэтому периодичного ударного движения катка определенно не будет,
Отрыв катка вызывается исключительно инерционными причинами и его движение может быть определено дифференциальным уравнением второго порядка:
ту + в у + су = G+ Р cos со ■ t, (9)
решение, которого имеет известный вид:
y=em(c1cosVR2-n2t+c2sinVR'-n2)+ Н
m
, , sin(CDt-j), л/(R -п ) +4п"со;
(10)
где п = — , с, и с2 — постоянные интегрирования, Rт
квадрат собственной частоты узла подвески, т - масса опорного катка, в - приведенная сила
т
тяжести узла подвески, ср - угол, характеризующий отставание фазы перемещения от фазы силы 2па>
'8<р=я
Представленный комплекс из решений прикладных задач по определению предельных режимов движения многоцелевых гусеничных машин вполне распространим на машины любых типоразмеров, массовых характеристик и параметров подвески. Решения таких задач необходимы как создателем подобной техники, так и службам и ведомствам, у которых такая техника находится в эксплуатации,
Библиографический список
1. Исаков П.П. Теория и конструкция танка. Т.6. Вопросы проектирования ходовой части военных гусеничных машин. -М.: Машингстроение, 1985 — 244 с.
2. Дмитриев A.A., Чобиток В.А., Тельминов A.B. Теория и расчет нелинейных систем подрессоривания гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1976 - 207 с.
3. Кобринский А.Е., Кобринский A.A. Виброударные системы. М.: Наука, 1973 - 592 с.
БАЛАКИН Павел Дмитриевич, доктор технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Теория механизмов и машин» ОмГТУ.
КУЗНЕЦОВ Эрнст Андреевич, кандидат технических наук, профессор, заведующий кафедрой «Техническая механика» ОТИИ.
ДЕНИСЕНКО Виктор Иванович, кандидат технических наук, старший преподаватель кафедры «Двигатели» ОТИИ.
АЛФЕРОВ Станислав Владимирович, начальник отделения обслуживания лаборатории вычислительной техники.
КНЯЗЬКИН Олег Николаевич, преподаватель кафедры технологии производстга БТ ОТИИ.
Дата поступления статьи а редакцию: 25.09.2006 г. © Балакин П.Д., Кузнецов Э.А., Денисенко В.И., Алферов C.B., Кня-.ьхин О.Н.
УДК ¿21.436.03 в в КОВАЛЕВСКИЙ
Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия
ОЦЕНКА ТЯГОВО-СКОРОСТНЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ТРАКТОРА С ПОМОЩЬЮ ТЯГОВОЙ ДИАГРАММЫ
В работе рассматривается новый вид тяговой характеристики трактора - тяговая диаграмма. Диаграмма позволяет оценить тягово-скоростные показатели трактора для различных видов агрегатирования и грунтовых условий во всем эксплуатационном диапазоне.
Постоянное увеличение объемов строительства, дорожных работ и добычи полезных ископаемых требует беспрерывного развития и совершенствования конструкций дорожных, погрузочных и строительных машин. В то же время не стоит забывать и об их энергетической базе — промышленных тракторах (ПТ).
Запоследние годы мощности промышленныхтрак-торов значительно возросли, что способствовало повышению их энергонасыщенности и производительности. В тоже время увеличились рабочие скорости моторно-трансмиссионнойустановки (МТУ). Для современных промышленных тракторов показатель энергонасыщенности (М ) составляет 5,9 - 11 кВт на 1 т конструктивной массы трактора [ 1 ], и это далеко не предел.
В ПТ основным источником энергии по-прежнему остается дизель с топливной аппаратурой разделенного типа. От эффективности его работы зависит надежность, производительность и работоспособность трактора. Следовательно, актуальной является проблема повышения мощности и надежности силовой установки ПТ. Решение данной проблемы может быть достигнуто за счет совершенствования конст-
рукции топливной аппаратуры [3] дизеля (изменения ее конструктивных и регулировочных параметров). От работы ТА зависят основные показатели двигателя: мощность, экономичность, надежность, долговечность и стабильность работы, уровень шума, удельные массовые и объемные характеристики, токсичность и дымность отработавших газов [2].
Изменение конструктивных и регулировочных параметров привода насоса высокого давления (НВД) без учета допустимых контактных напряжений в паре кулачок-ролик не рационально [3]. Влияние этих параметров на технико-экономические показатели двигателя может быть оценено с помощью программы гидродинамического расчета топливной аппаратуры «315ТО». Кроме того, необходимо учитывать, как эти параметры повлияют на тягово-скоростные показатели промышленного трактора. Для этой цели необходимо произвести тяговый расчет с учетом изменений параметров привода НВД.
Тяговый расчет является композицией трех составляющих. Каждая из них рассматривается в отдельности и решает свою определенную задачу.
Первая составляющая определяет основные показатели трактора и моторно-трансмиссионной ус-
