Вісник Харківського національного технічного університету сільського господарства імені Петра Василенка. Вип. 107. Механізація сільськогосподарського виробництва. Том 2

Подождите немного. Документ загружается.

161

30,0

97,0

4,2

49,092,075,087,0

8,40

4,28,40













агрегат МТЗ-80+ УКВ-2:

49,0

45,0

0,44

78,097,071,092,0

6,17

0,446,17













Выводы. При повышении мощности, передаваемый через ВОМ на

привод активных рабочих органов сельхозмашин, общий КПД тракторного

агрегата возрастает.

Список использованных источников

1. Тракторы. Теория / Под ред. В.В. Гуськова. – М.: Машиностроение, 1988.

– 376 с.

2. Бойко Н.Н. Полевые испытания тракторов / В кН.: Методика

лабораторно-полевых испытаний тракторов и тракторных агрегатов. – М.:

ВИМЭ, 1939. – С. 14-21.

3. Львов Е.Д. Теория трактора. – М.: Машгиз, 1952. – 234 с.

4. Флик В.П. Механические приводы сельскохозяйственных машин. – М.:

Машиностроение, 1984. – 272 с.

Анотація

БАЛАНС ПОТУЖНОСТІ І ККД ТРАКТОРНОГО АГРЕГАТУ

З ПРИВОДОМ ВІД ВВП АКТИВНИХ РОБОЧИХ ОРГАНІВ

СІЛЬГОСПМАШИН

Лебедєв А., Шевченко І., Кот О.

Обгрунтовані методичні основи оцінки ККД тракторного агрегату з

приводом від ВВП активних робочих органів сільгоспмашин.

Abstract

BALANCE OF POWER AND EFFICIENCY OF TRACTOR AGGREGATE

WITH A DRIVE FROM PTO OF ACTIVE WORKINGS ORGANS OF

AGRICULTURAL MACHINES

A. Lebedev, I. Shevchenko, А. Kot

Methodical bases of estimation of efficiency of tractor aggregate are grounded

with a drive from PTO of active workings organs of agricultural machines.

162

УДК 629.113

ОБГРУНТУВАННЯ І РОЗРАХУНОК ПАРАМЕТРІВ СИЛОВОГО

МОДУЛЯ МАЛОГАБАРИТНОГО ТРАНСПОРТНОГО АГРЕГАТУ.

Ткаченко Д.І. к.т.н., доц., Доценко М.Г. к.т.н., доц.,

Діщенко А.А. інж., Колєснік І.В., Кухаренко В.А. маг.,

Гайдаш С.Г, Проценко С.М. студ.

Харківський національній технічний університет ім. Петра Василенко

В статті розглянуто питання впливу перевозимого в платформі

вантажу на ККД агрегату.

Вступ. В агропромисловому комплексі Україні з кожним роком

збільшується кількість малих селянських господарств. Тільки в Харківський

області зареєстровано більше 1000 таких господарств. Всього ж в Україні

подібних господарств близько 32 тисяч особистих підсобних господарств

досягає 66-70 %, пояснюється недостатнім розвитком та дороговизною

енергетичних засобів малої механізації. До енергетичних засобів малої

механізації (ЕЗММ) відносяться самохідні машини, як правило модульної

компоновки, призначені для обробки мало контурних ділянок землі, роботи в

обмежених умовах теплиць, вигульних майданчиках, прибирання тротуарів,

заводських територій, будівництві і тому подібне [1]. Кожний ЕЗММ модульної

компоновки по функціональним принципам побудови може бути розділено на

дві характерні частини: енергетичну і технологічну.

Аналіз основних публікацій, досліджень. Для досягнення ЕЗММ

високої техніко-економічної ефективності і поліпшення якості виконання

агрегатом технологічних операцій, енергетичну частину (силовий модуль)

відокремлюють від технологічної і роблять універсальною [2]. Технологічний

модуль спеціалізують по видах виконуваних робіт, забезпечуючи при цьому

можливість їх швидкого з’єднання. Проте повна реалізація потужності енерго-

силового модуля ЕЗММ в умовах використання представляє вельми складне

завдання [3].

Мета. Обгрунтування і розрахунок параметрів силового модуля

малогабаритного транспортного агрегату.

Рішення задачі. В енергонасиченого силового модуля виникає

розузгодження між його тяговими можливостями по двигуну і по зчепленню

ведучих коліс з опорною поверхнею, яке виявляється при експлуатації

мобільних засобів механізації в несприятливих польових умовах.

Як відомо, з умов можливості руху енергетичного засобу необхідно

виконувати наступну нерівність [4]:

≥ Р

кφ

≥ ΣР

де Р

– величина дотичної сили тяги по двигуну.

163

тртре

іМ





 ,

тут: М

– крутний момент двигуна;

тр

– передаточне число трансмісії;

тр

– ККД трасмісії;

– плече прикладання Р

(силовий радіус колеса);

кφ

– величина дотичної сили тяги по зепленню.

эк

GР







тут: φ – коефіцієнт зчеплення рушія (колеса) з опорною поверхнею;

– сила ваги, що приходиться на ведучі колеса;

ΣР

– сума всіх зовнішніх опорів. З відомого рівняння тягового балансу

[5]:

=Р

кр

+Р

±P

, (4)

ΣP

±P

, (5)

де: P

– сила тяги на гаку;

– сила опору кочення;

– сила опору повітря;

– сила опору підйому;

– сила інерції.

Аналіз чинників, що впливає на тягово-економічні характеристики

мобільних машин показує, що для оптимізації роботи енергосилового агрегату

необхідно забезпечити узгоджену роботу двигуна, передаточних чисел

трансмісії і тягово-зчіпних якостей рушіїв. У зв’язку з цим виникає

необхідність вивчення з метою оцінки їх впливу на ККД силового модуля η

см.

Цей взаємозв’язок доцільно розглядати, починаючи від ведучих коліс

(тягових елементів ходової частини), які долають зовнішній опір при виконанні

корисної роботи (корисної потужності).

Дослідження виконуємо за відомою методикою визначення ККД

мобільних машин і агрегатів, розглядаючи рух агрегату по горизонтальній

поверхні, як рівномірний.

Зважаючи на вище викладене, використаємо залежності, приведені в

роботах [6] і [7] і отримаємо формулу для визначення повного ККД η

см

ведучих

коліс силового модуля при виконанні транспортної операції.





кк

fггfк

см

PРР











 )











, (6)

де: P

– дотична сила тяги модуля;

– сила опору кочення модуля;

164

υ – поступальна швидкість руху;

– крутний момент, підведений до осі ведучих коліс;

ω – кутова швидкість колеса;

– кінематичний радіус колеса;

– силовий радіус колеса;

– коефіцієнт силових втрат,







 ,

тут: f – коефіцієнт опору коченню;

φ – коефіцієнт зчеплення;

χ – коефіцієнт корисного вагового навантаження (корисне вагове

навантаження на ведучі колеса),

гр





тут:

гр

G – корисне вагове навантаження;

– вагове навантаження на колеса модуля (без вантажу, що

перевозиться).

З рівняння (6) видно, що наявності корисного вантажу, що перевозиться,

ККД силового модуля η

см

зростає.

Розглянемо окремі випадки роботи ведучих коліс силового модуля.

Якщо χ =0, то:

ТВК

kсм



 )1(

де: η

твк

– тяговий ККД ведучих коліс модуля;

Якщо φ = f, то

ТВК

см













де: η

твк

– перевізний (транспортний ККД).

Як видно, рівняння (6) є більш загальним в порівнянні з іншими відомими

ККД. Аналогічним чином є можливість, отримати формулу для визначення

повного ККД ходової системи η

хс





хс

ксм

fггfxcкхс

хс

РРР





































, (7)

165

де: Р

кхс

– сумарна дотична сила тяги ходової системи агрегату (залежить від

колісної формули);

fхс

– сумарна сила опору кочення;

fгр

– сумарна додаткова сила опору коченню, що виникає спід дією

вантажу, що перевозиться:

υ – поступальна швидкість агрегату;

– приведений (узагальнений) кінематичний радіус колеса;

– приведений (узагальнений) силовий радіус (можна з достатньою

точністю прийняти за r

≈ r

- динамічному);

xcxc

kxc

fxc

хс







 ,

тут: ρ

хс

– приведений (узагальнений) коефіцієнт силових втрат;

f – приведений коефіцієнт опору коченню;

хс

– приведений коефіцієнт зчеплення (коефіцієнт сили тяги);

гр

хс





тут: χ

хс

– приведений коефіцієнт сумарного корисного вагового навантаження;

гр

– сумарне корисне вагове навантаження;

– сумарне вагове навантаження при відсутності вантажу, що

перевозиться;

агр

сц

хс





тут: λ

хс

– коефіцієнт зчіпної маси агрегату;

сц

– зчіпна маса агрегату;

агр

– повна маса агрегату.

Узагальнені параметри ходової системи агрегату можуть бути визначені,

якщо відомі конструктивні і експлуатаційні параметри одинарних коліс.

З рівняння (7) видно, що ККД ходової системи (ведучих коліс) агрегату,

як і силового модуля за наявності вантажу, що перевозиться, зростає.

Висновки

1. Ефективність роботи силового модуля і ходової системи мобільного

агрегату доцільно оцінювати повним ККД, що враховує як тягові, так і вагові

навантаження.

2. Для розрахунку повного ККД ведучих коліс і ходової системи

рекомендується використовувати формули (6) і (7).

3. Між конструктивними і експлуатаційними параметрами ведучих коліс і

ходової частини агрегату, є певні зв’язки, виражені формулами (1) і (2).

166

Список використаних джерел

1. Діщенко А.А., Зарічний А.А., Кухаренко В.А., Обґрунтування

параметрів малогабаритного трактора класу 2Кн. Збірник доповідей

міжвузівського студентського семінару «Тракторна енергетика»,- Харків.:2008.

2. Тракторы и сельскохозяйственные машины. 1992г. №2.

3. Ракитянский Д.Ю., Щербак А.А., и др. Розроботка универсальной

блочно-модульной почвофрезы ФН-1,2. Матеріалі студентської науково-

практичної конференції «Молодь і технічний прогрес в АПК». Харків 2010.

4. Д.А. Чудаков. Основи теорії і розрахунку трактора і автомобіля. М.:

«Колос», 1972.

5. Шалягин В.Н., Ткаченко Д.И. К вопросу внедрения эффективности

работы самоходных машин и агрегатов в тяжелых полевых и дорожных

условиях.- Повышение технико-экономических показателей агрегатов и систем

энергонасыщенных тракторов. Сб. научных трудов МНИСП.- М.:1980.

6. Шалягин В.Н., Ткаченко Д.И. К вопросу определения радиусов,

сопротивления качению и тягового КПД эластичного колеса.-

Совершенствование сельськохозяйственных тракторов и автомобилей. Сб.

научных трудов МНИСП.- М.:1979.

7. Шалягин В.Н., Ткаченко Д.И. Полный КПД мобильного

энергетического средства. - Совершенствование сельськохозяйственных

тракторов и автомобилей. Сб. научных трудов МНИСП, т. XV, вып. 4.-М.:1978.

Анотация

ОБОСНОВАНИЕ И РАСЧЕТ ПАРАМЕТРОВ СИЛОВОГО МОДУЛЯ

МАЛОГАБАРИТНОГО ТРАНСПОРТНОГО АГРЕГАТА

Ткаченко Д.И., Доценко Н.Г., Дищенко А.А., Колесник И.В., Кухаренко В.А.,

Гайдаш С.Г, Проценко С.Н.

В статье на основании анализа исследований предлагается оценка

работы транспортного агрегата полным КПД, что учитывает как тяговые

так и весовые нагрузки

Annotation

GROUND AND CALCULATION OF PARAMETERS OF THE POWER

MODULE OF A SMALL TRANSPORT AGGREGATE

D. Tkachenko, M. Docenko, A. Dischenko, I. Kolesnik, V. Kukharenko,

S. Gaydash, S. Procenko

In the article on the basis of analysis of research it is offered to the robot of a

transport aggregate to estimate complete KKD which takes into account the both

hauling and gravimetric, loadings.

167

УДК 631.362

СКЛАДАННЯ МАТЕМАТИЧНОЇ МОДЕЛІ РОЗРАХУНКУ ПІДВІСКИ

СИДІННЯ ОПЕРАТОРА ТРАКТОРА T - I50K

Лук'яненко В.М. к.т.н., доц., Жиліна О.О. ст. вик.,

Кісь В.М. к.т.н., Кузьміна К.С. студ.

Харківський національний технічний університет сільського господарства

імені Петра Василенка

Стаття присвячена складанню розрахункової моделі віброзахисної

підвіски сидіння оператора трактора T - 150K

Постановка проблеми. Тракторний агрегат, що складається з трактора T-

I50K і сільськогосподарського знаряддя, представляє складну просторову

коливальну систему, що складається з різних мас, пов'язаних між собою

пружними зв'язками. Теоретичні дослідження коливань такої системи

представляють ряд труднощів. Виходячи з цього при розрахунку, зазвичай,

приймається спрощена модель агрегату, вноситься ряд допущень, пов'язаних з

можливістю аналітичного рішення системи диференціальних рівнянь, що

описують коливання агрегату в русі.

Аналіз останніх досліджень показав, що багато авторів, вважаючи

коливання в поперечній площині незначними [1 - 6], при розрахунку

користуються плоскою моделлю тракторного агрегату або трактора, не

враховуючи, крім того, пружні зв'язки в шарнірах, що сполучають дві

напіврами трактора, тобто приймаючи остов трактора жорстким. Відомо, що

зміни пружних і диссипативних сил в елементах ходової системи і підвіски

мають, у більшості випадків, нелінійний характер. В той же час для можливості

аналітичного рішення отриманої системи рівнянь приймається допущення про

лінійну залежність пружних сил від прогинів, а сил опору від швидкостей. Крім

того, приймається ще ряд допущень, що знижують точність розрахунків.

Мета. Метою є складання такої математичної моделі яка б враховувала

пружні елементи.

Результати досліджень. Зважаючи на незалежність коливань трактора і

сидіння з оператором [3] розрахунок віброзахисної підвіски сидіння оператора

трактора T - I50K можливо проводити незалежно від розрахунку трактора в

цілому, використовуючи як збурюючу дію коливання в місці кріплення підвіски

сидіння, отримані експериментальним шляхом.

Таке рішення дозволить спростити розрахунки, досліджувати нелінійні

взаємодії в підвісці сидіння, підвищити точність і достовірність результатів

розрахунку, оскільки на вхід коливальної системи подається сигнал, що описує

дію, характерну для тракторів T-150К при виконанні ними найбільш

вібронавантажених робіт - транспортних і оранки.

Існуючі методи розрахунку [3, 7, 8] дозволяють в процесі синтезу

знаходити оптимальні параметри систем віброізоляції, що забезпечують

168

мінімум середньоквадратичного прискорення при обмеженні відносного

переміщення об'єкту, що віброізолюється для усього спектру вхідних збурень.

Проте, як виходить з робіт [7 - 11], реалізувати ці параметри можливо лише в

активних системах віброзахисту або пасивних з ускладненою структурою, що

веде до підвищення вартості сидінь, зниження надійності, ускладнення

технології виробництва підвісок. Тому в даній роботі вирішувалась задача

зниження рівня низькочастотної вібрації на робочих місцях операторів

тракторів T-I50K до регламентованих [12] норм при виконанні ними робіт у

відповідності з [13] шляхом заміни серійного сидіння сидінням, що забезпечує

рішення цієї задачі.

Реалізація обраних раціональних параметрів здійснювалась шляхом

комбінації в підвісці конструктивних елементів, що забезпечують ці параметри

(пружин, елементів тертя і т.д.).

При розробці математичної моделі підвіски границі варіювання основних

параметрів вибирались у відповідності з [14]:

− хід підвіски < 150 мм;

− власна частота сидіння з оператором < 1,5 Гц;

− сила опору вертикальному переміщенню < 100 Н.

Як видно з результатів досліджень спектрального складу коливань на

полу кабіни трактора T-I50K , проведених раніше, на вхід підвіски сидіння

подається збуджуюча дія у вигляді вузькополосного (з точки зору характеру

коливань) випадкового стаціонарного процесу з центральною частотою, що

співпадає з власною частотою коливань остова трактора.

Для визначення способу завдання збурювальної дії в прийнятій моделі

скористаємось методами відтворення випадкових вібрацій шляхом створення

полігармонійного процесу, близького до випадкового [15, 16].

Вузькополосна вібрація характерна для коливальних систем з одним

ступенем свободи, по своєму виду східна с гармонійною, тому її називають ще

квазігармонійною [15, 16].

Моделювання квазігармонійних процесів звичайно здійснюється

гармонійними коливаннями з амплітудою, рівною квадратному кореню з

дисперсії [17]. Проте для більш повної імітації довільного процесу,

характерного для трактора T-I50K, вхідний сигнал моделюється

бігармонійними коливаннями, при цьому похибка моделювання по функціям

розподілення знижується в 5 разів [17]. Тому вхідні дії задаються у вигляді:

гармонійного синусоїдального сигналу з частотою, рівною власній частоті

трактора ( f

), бігармонійної дії з частотами гармонік рівними 2 Гц і 4 Гц -

середньогеометричними частотами октавних діапазонів 1,4 ... 2,8 Гц і 2,8 ...

5,6 Гц. Крім того, проводиться розрахунок реакції підвіски на одиничний удар.

При розрахунку параметрів враховувався вплив таких факторів, як

жорсткість (С

), демпфування (k), сила сухого тертя (F

), хід підвіски (S).

Враховуючи те, що однією з основних вимог до підвіски сидіння трактора

T-I50K є поєднання низької власної частоти з обмеженим динамічним ходом і

наявністю пружних упорів для попередження жорстких ударів в моделі

передбачена можливість використання пружного елементу з нелінійними

169

характеристиками. Так як досліджуються коливання в частотному діапазоні,

границя якого нижче резонансу тіла людини, що сидить, остання в моделі

приймається разом з сидінням як жорстка маса, що не вносить істотних

похибок в результати розрахунку.

Найбільш характерним видом збудження для об'єкту, що віброізолюється

(оператора) є кінематичне, тому в розрахунку розглядаються як абсолютні, так і

відносні переміщення маси і основи.

Висновки. Отже для розрахунку приймається модель (рис. 1), що містить

пружні елементи C

, С

і С

, які включають в роботу при різному ході підвіски,

масу m

– що імітує сидячого оператора; гідравлічний демпфер k, елемент

сухого тертя (F).

Рис. 1 – Розрахункова модель віброзахисної підвіски сидіння

Список використаних джерел:

1. Ротенберг Р.В. Подвеска автомобиля. – М.: Машиностроение, 1972. –

300 с.

2. Анилович В.Я. Метод расчета колебаний скоростных тракторов при езде

по неровностям. - Тракторы и сельхозмашины, 1963, № 12, С. 7 - 10, 1965,

№ 6, С. 15-18.

3. Бунин Н.И., Липская М.Э. Методы расчета низкочастотных колебаний

рабочих мест колесных тракторов. Методика. - М.: ВНИИНМАШ, 1971.

- 51 с.

4. Барский И.Б., Анилович В.Я., Кутьков Г.М. Динамика трактора. - М.:

Машиностроение, 1973. - 280 с.

5. Антышев Н.М. Исследование плавности хода универсального колесного

трактора: Автореф. ... дис. ... канд. техн. наук. М.: 1967. - 18 с.

6. Чернышев В.И. Обоснование параметров виброзащитных систем

водителей мобильных сельскохозяйственных агрегатов. - Дис. ... канд.

техн. наук. - Орел, 1984. - 211 с.

7. Розенберг Д.Е., Синев А.В., Степанов Ю.В. Оценка предельных



170

возможностей виброзащиты человека - оператора для некоторых схем

подрессоривания тракторных сидений. - Изд. АН СССР Сер.

Машиноведение, 1977, № 2, С. 34-40.

8. Маслов И.Т. Выбор характеристик подрессоривающей системы сиденья

автомобиля при случайных нагрузках. - Автомобильная

промышленность, 1976, № 9, С. 19-20.

9. Вибрации в технике/Справочник/. -М.: Машиностроение, 1978. Т.6, 456 с.

10. Фролов К.В., Фурман Ф.А. Прикладная теория виброзащитных систем. -

М.: Машиностроение, 1980. - 297 с.

11. Синев А.В. Оптимальные спектральные плотности входных случайных

воздействий для пассивных и активных виброзащитных систем. -

Машиноведение, 1973, № 1, С. 14-20.

12. ГОСТ 12.2.019-86. ССБТ. Тракторы и машины самоходные,

сельскохозяйственные. Общие требования безопасности. Введен 01.01.77.

- 20 с.

13. ГОСТ 12.2.002-91 "ССБП. Техника сельскохозяйственная. Методы

оценки безопасности". Введен 01.07.92. – 62 с.

14. ГОСТ 20062-96. Сиденье тракторное. - Взамен ГОСТ 20062-81, Введ.

01.01.83 - 11 с.

15. Божко А.Е. Воспроизведение вибраций. - К: Наукова думка, 1975. – 191 с.

16. Божко А.Е., Штейнвольф А.Л. Имитация случайных вибраций

периодическим полигармоническим процессом. - Харьков, 1977, - 25 с.

/Препринт/ АН УССР. Ин-т пробл. машиностроения; 48.

17. Расчеты и испытания на прочность. Метод моделирования случайных

вибраций произвольным несимметричным законом распределения на

испытательных стендах. - Методические рекомендации МР 51-82. М.:

Госстандарт, ВНИИНМАШ, 1982. - 47 с.

Аннотация

СОСТАВЛЕНИЕ МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ РАСЧЕТА

ПОДВЕСКИ СИДЕНЬЯ ОПЕРАТОРА ТРАКТОРА Т – 150К

Лукьяненко В.М., Жилина Е.А., Кись В.Н., Кузьмина Е.С.

Статья посвящена составлению расчетной модели виброзащитной

подвески сиденья оператора трактора T - I50K

Abstract

DRAFTING OF MATHEMATICAL MODEL OF CALCULATION OF

PENDANT OF SEAT OPERATOR OF TRACTOR OF Т – 150К

V. Lukyanenko, E. Zhilina, V. Kys, E. Kuzmina

The article is devoted to drafting of calculation model of oscillation protective

pendant of seat of operator of tractor of T - I50K