close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

280.Повышение эффективности культиваторных агрегатов с движителями-рыхлителями

код для вставкиСкачать
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Министерство сельского хозяйства РФ
ФГБОУ ВПО «Самарская государственная сельскохозяйственная
академия»
Р. М. МУСИН
Р. Р. МИНГАЛИМОВ
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ
КУЛЬТИВАТОРНЫХ АГРЕГАТОВ
С ДВИЖИТЕЛЯМИ-РЫХЛИТЕЛЯМИ
Монография
Самара 2012
1
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
УДК 631.312.62.
М-91
Рецензенты:
доктор технических наук, профессор зав. кафедрой СХМ
Мордовского ГУ им. Н.П. Огарева
М. Н. Чаткин;
кандидат технических наук, зам. директора
ФГУ Поволжская МИС
А. А. Медведев
Мусин, Р. М.
М-91
Повышение эффективности культиваторных агрегатов с
движителями-рыхлителями : монография / Р. М. Мусин,
Р. Р. Мингалимов. – Самара : РИЦ СГСХА, 2012. – 156 с.
ISBN 978-5-88575-291-6
В монографии представлены вопросы повышения эффективности культиваторных агрегатов для междурядной обработки
пропашных культур. Изложены способы повышения тяговосцепных свойств колесных тракторов. Рассмотрены теоретические
вопросы и результаты исследований процесса создания движущей
силы опорного колеса культиватора и зубчатого диска. Проведены
исследования по устойчивости движения почвообрабатывающих
машин. Представлены основные показатели эффективности
использования пропашных культиваторных агрегатов с активными
движителями-рыхлителями.
Монография рассчитана на научных работников, преподавателей, специалистов сельского хозяйства, студентов вузов и техникумов агроинженерного профиля.
ISBN 978-5-88575-291-6
© Мусин Р. М., Мингалимов Р. Р., 2012
© ФГБОУ ВПО Самарская ГСХА, 2012
2
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ВВЕДЕНИЕ
Важнейшей задачей сельскохозяйственного производства в
современных условиях является обеспечение дальнейшего роста
производительности труда на всех операциях по возделыванию
сельскохозяйственных культур при сохранении высокого качества
выполнения работ. Задача эта успешно выполняется. Созданы и
получили повсеместное распространение скоростные широкозахватные сельскохозяйственные машины, приводимые в движение
энергонасыщенными тракторами. Разработаны и применяются
машины с комбинированными рабочими органами, выполняющие
за один проход несколько технологических операций. Продолжается проектирование новых, ещё более мощных моделей скоростных тракторов и комплексов машин к ним.
Однако вторая часть проблемы, связанная с обеспечением высокого качества работы машин с комбинированными рабочими
органами ротационного действия при повышенных рабочих скоростях, ещё не может считаться полностью решенной. При движении
агрегата по поверхности почвы на него оказывают дополнительное
динамическое воздействие неровности рельефа, неоднородность
почвы по составу, влажности и механическим свойствам, сообщающие агрегату дополнительные перемещения, выходящие за допустимые пределы непрямолинейности движения. Агрегат в ряде
случаев приобретает свойства механической колебательной системы и его движение становится менее устойчивым в горизонтальной плоскости, что приводит к снижению качества технологических операций, выполняемых на повышенных скоростях, особенно
при междурядной обработке пропашных культур.
Анализ результатов научных исследований и опытов передовой практики по эксплуатации МТА позволяет сделать следующие
обобщения: одной из наиболее важных проблем в механизации
сельскохозяйственного производства является снижение энергоёмкости почвообрабатывающих агрегатов.
Одним из главных путей снижения энергоёмкости эксплуатационных показателей обработки почвы является уменьшение сил
сопротивления передвижению почвообрабатывающих агрегатов и
тягового сопротивления посредством изменения значений структурных элементов «вредных» сил реакций почвы. Применение активного привода в опорных колёсах МТА позволяет
3
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
перераспределить места образования движущей силы и тем самым
обеспечивает снижение массы энергетической установки. При
взаимодействии ведущего опорного колеса сельскохозяйственной
машины (СХМ) с почвой «вредное» сопротивление реакции почвы
на перекатывание преобразуется в дополнительную движущую
силу и полезную силу рыхления почвы по следу трактора. Таким
образом, снижение тягового сопротивления навесного культиватора позволит использовать трактор меньшего тягового класса. Для
обеспечения максимального эффекта от применения движителейрыхлителей вместо опорных колёс навесных почвообрабатывающих машин необходимо исследовать процесс взаимодействия
предлагаемых устройств и оптимизировать их конструктивнотехнологические и эксплуатационные параметры. На основании
вышеизложенного можно утверждать, что обоснование целесообразности применения движителей-рыхлителей на культиваторном
агрегате и оптимизация их конструктивно-технологических и эксплуатационных параметров является актуальной задачей и имеет
важное народнохозяйственное значение.
4
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
1. ПОВЫШ ЕНИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
КУЛЬТИВАТОРНЫХ АГРЕГАТОВ УЛУЧШЕНИЕМ
ТЯГОВО-СЦЕПНЫХ СВОЙСТВ И УСТОЙЧИВОСТИ
ДВИЖЕНИЯ
1.1. Способы увеличения тягового усилия агрегата
Поступательное развитие человеческого общества обеспечивается непрерывным ростом производительности труда. При этом
если на ранних стадиях формирования производительных сил испытывался количественный недостаток энергии, необходимой для
производства работ, то в дальнейшем энерговооруженность рабочего возросла настолько, что возникли сложные задачи по лучшему использованию энергии, предоставленной в распоряжение человека. Это справедливо как для промышленного, так и для сельскохозяйственного производства.
Современное сельскохозяйственное производство невозможно без высокого уровня механизации технологических процессов.
Повышение эффективности земледелия, в первую очередь,
основано на постоянном совершенствовании технологий и технологических средств возделывания сельскохозяйственных культур.
Снижение затрат на их производство и себестоимости единицы
продукции является важной задачей сельскохозяйственного производства.
В решении поставленных задач важнейшее место отводится
применению индустриальных технологий, базирующихся на комплексном использовании следующих элементов: энергосберегающих методов производства; высокопроизводительной и надежной
техники, обеспечивающей выполнение работ без затрат ручного
труда, с высоким качеством и в оптимальные сроки; высокопроизводительных сортов и гибридов, приспособленных к условиям механизированного производства; оптимальных доз удобрений; прогрессивных форм организации труда; применении почвозащитных
и безотходных технологий и т.д.
Эффект от внедрения индустриальных технологий достигается только при своевременном и качественном выполнении всех
операций, что во многом зависит от производительности и технического совершенства применяемых средств механизации.
5
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Одним из важнейших элементов индустриальных технологий
производства сельскохозяйственных культур является использование энергосберегающих методов. К ним относятся: приёмы оптимизации обработки почвы, использование широкозахватных машин и комбинированных агрегатов, позволяющих сократить число
проходов техники по полю.
Как отмечается в работе А.А. Вильде [22], использование в
индустриальном производстве широкозахватных и комбинированных агрегатов, обеспечивающих сокращение числа проходов техники по полю, позволяет лучше сохранить структуру почвы, не
допустить её переуплотнения, что способствует созданию более
качественного агрофона для возделывания последующих культур
и дает существенную экономию энергии (за счёт меньшего числа
проходов и меньших затрат на последующее восстановление
структуры почвы) [50].
Широкое развитие в нашей стране и за рубежом нашли комбинированные машины, совмещающие в различных сочетаниях
операции по основной и предпосевной обработке почвы, посеву,
внесению удобрений. Главное преимущество применения комбинированных агрегатов – сокращение числа проходов техники по
полю. Кроме того, широкозахватные машины и агрегаты позволяют полнее загрузить энергонасыщенные тракторы, что не всегда
удается сделать при использовании однооперационных машин
[50].
Тенденции к развитию однооперационных машин связаны с
большой энергоёмкостью и трудоёмкостью некоторых сельскохозяйственных операций.
Применение широкозахватных машин предполагает использование энергонасыщенных тракторов. Для эффективного использования мощности двигателя необходимо увеличивать массу энергетического средства и расширять площадь контакта его ходовых
аппаратов. Однако в большинстве случаев это приводит к резкому
ухудшению условий развития растений [13, 22]. Таким образом,
существует противоречие между необходимостью повышения
производительности за счёт повышения уровня механизации сельскохозяйственного производства и созданием благоприятных почвенных условий для развития растений, роста урожая.
Решить проблему путём применения механизмов с другими
способами передвижения, исключающими уплотнение почвы
6
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
(летательные аппараты, машины на воздушной подушке) также
невозможно, поскольку выполнение большинства сельскохозяйственных работ связано с преодолением высокого тягового сопротивления рабочих органов.
Существенные возможности сохранения и умножения плодородия почвы при одновременном повышении производительности
труда, как отмечается некоторыми авторами, имеет агромостовая
технология [22].
Основной ценностью использования мостового земледелия
является движение по постоянной колее. Положительный момент
этой идеи широко используется при работе с широкозахватными
агрегатами. Движение таких агрегатов на всех операциях по возделыванию сельскохозяйственных культур осуществляется по постоянной технологической колее, что сокращает площадь поля,
уплотненную ходовым аппаратом трактора.
Рост тягово-мощностного диапазона характерен как для тракторов у нас в стране, так и для большей части тракторов ведущих
зарубежных фирм. В нашей стране предусматривается расширение
верхнего предела диапазона мощностей до 368 кВт.
При увеличении скорости движения возрастает и степень неравномерности тягового сопротивления, особенно при работе с
культиваторами-плоскорезами, игольчатыми боронами, тяжелыми
противоэрозионными культиваторами. Повышение удельного тягового сопротивления и его неравномерности приводят к необходимости резервирования мощности двигателя, что уменьшает эффективность использования МТА.
Увеличение массы тракторов влечёт за собой сильное воздействие движителей на почву, в результате чего пахотный и подпахотный слои почвы подвергаются механической деформации с
неизбежным ухудшением её физико-биологических свойств. При
увеличении плотности пахотного и подпахотного горизонтов
уменьшается, например, количество пор размером 0,2–10 мкм,
обуславливающих влагоёмкость почвы, что отрицательно сказывается на урожайности.
Энергонасыщенность и скорость трактора можно увеличивать
лишь до определенного предела, заложенного в самой схеме тракторного агрегата, предусматривающей разделение функций движителя и рабочей машины. Основной её недостаток состоит в том,
что, если сцепление колес или гусениц трактора с почвой
7
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
недостаточно, мощность двигателя может оказаться бесполезной.
Условие движения трактора по сцеплению движителей с почвой
имеет вид
Ркр
(1.1)
f ,
Gтр
где Ркр – усилие на крюке трактора, кН;
Gтр – вес трактора, кН;
– коэффициент, учитывающий массу, приходящуюся на ведущие колеса;
– коэффициент сцепления движителей с почвой;
f – коэффициент сопротивления перекатыванию движителей.
Повышение энергонасыщенности трактора путём снижения
его массы приводит к нарушению условия (1.1), а значит, к недоиспользованию мощности двигателя.
Следовательно, повышение энергонасыщенности тракторов,
направленное на увеличение рабочих скоростей движения МТА,
должно рационально сочетаться с тяговыми возможностями машины.
У современных тракторов (особенно у колесных) полная реализация мощности двигателя не всегда возможна и, чтобы повысить сцепление движителей с почвой, приходится прибегать к увеличению опорной поверхности или распределению массы по осям
[22, 47].
Эти обстоятельства, а также эргономические ограничения,
способствовали стабилизации рабочих скоростей на вспашке
в пределах 8-10 км/ч, которые останутся неизменными, возможно,
в течение ближайших 10-15 лет [72].
Проведенные на Украинской и Южно-Украинской МИС исследования по агрегатированию плугов ПН-4-35, ПЛН-5-35,
ПН-8-35 с тракторами Т-4А, Т-150, Т-150К, К-700, К-701 при скорости агрегата 7-9 км/ч показали, что крошение почвы в отдельные
периоды на 10-15% и на 30-40% ниже допустимых пределов. При
агрегатировании плугов такого типа с тракторами, особенно колесными, потери на буксование составляли 13-17%, а в некоторые
периоды 30-35% [38].
Это наиболее важно для машин, работающих в условиях селекционных полей, где даже один проход движителей тракторов
по почве приводит к значительному снижению выхода урожая.
8
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Необходимость иметь такие рабочие машины, которые позволяли бы производить загрузку двигателей, минуя узкое звено в цепи передачи энергии «движители трактора – почва», открывает
перспективы дальнейшего энергонасыщения. По мнению академика В.А. Желиговского, такими почвообрабатывающими агрегатами
могут быть агрегаты с полным совмещением рабочих органов и
движителей, которые одновременно осуществляют технологический процесс обработки почвы в обратном движению агрегата
направлении и создающие при этом движущую силу, направленную в сторону движения агрегата, как бы подталкивая трактор
[87].
Как уже отмечалось выше, для решения существующих проблем механизации растениеводства необходим принципиально
новый подход к созданию мобильных средств механизации. Идеальным решением, с точки зрения рационального использования
мощности и топливной экономичности тракторов, было бы применение тракторов соответствующей энергонасыщенности трактора
в зависимости от рода и характера выполняемых технологических
операций [19, 35]. Однако такая корректировка в настоящее время
практически невыполнима.
Тенденция к росту мощности определила переход к тяговоэнергетической концепции трактора, при которой при сохранении
за трактором функций преимущественно тяговой машины, возрастает его роль в качестве мобильного источника энергии для привода ходовых колёс машин и орудий активного действия.
Создание МТА с активным приводом ходовых колёс сельхозмашин способствует повышению производительности агрегатов,
снижению энергозатрат, улучшению проходимости. Данным вопросам посвящены работы В. В. Кацыгина, В. В. Яцкевича,
В. Н. Шалягина, Г.С. Горина и др. [25, 45, 46, 92]. В работах отмечается целесообразность использования массы сельхозмашин для
создания силы тяги. Это позволяет агрегатировать сельхозмашины
сложной конструкции и большой массы с тракторами невысокого
тягового класса, снизить нормальные нагрузки на колёса, повысить проходимость МТА.
В работах [25, 31, 45, 46, 56] определены основные черты мобильного энергетического средства (МЭС). Прежде всего, это резкое увеличение реализуемой мощности двигателя за счёт её отбора
для приводов рабочих органов сельхозмашин, а также их ходовой
9
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
системы. Таким образом, основной признак МЭС – высокая
энергонасыщенность. В работах В. В. Кацыгина для определения
МЭС предлагается использовать коэффициент относительной
энергонасыщенности Е:
Е = Эдс/Ээ,
(1.2)
где Эдс – энергонасыщенность данной системы, кВт/т;
Ээ – энергонасыщенность эталонной системы, Ээ = 9,81 кВт/т,
при Vp = 1 м/с [61, 73].
Коэффициент Е для понятия «мобильное энергетическое
средство» по данным той же работы должен удовлетворять условию
ЕМЭС ≥ 3 при VH = 2,5 м/с.
Значительный опыт создания мобильных энергетических
средств и приводов ходовых колес накоплен такими зарубежными
фирмами, как Soma ET, Poclain (Франция), Valmet (Финляндия).
Американской фирмой «Штайгер» испытывается МЭС мощностью 650 и 750 л.с. с двумя и тремя двигателями.
Тракторы фирм «Дойц» и «Даймлер-Бенц» (Германия) в своей
конструкции имеют элементы, позволяющие использовать их в
качестве тягового средства (трактор «МБ-ТРЭК-1500»).
Системой машин для комплексной механизации сельскохозяйственного производства на 1986-2012 гг. предусмотрен выпуск
модульных энергетических средств (МЭС). В данном случае под
МЭС понимают основную составную часть мобильного средства
механизации, объединяющую двигатель, силовую передачу, движитель, пост управления с кабиной, системы гидро- и электрооборудования и др. Для эффективного функционирования таких мобильных энергонасыщенных средств необходимо создание соответствующего шлейфа сельхозмашин с активными рабочими органами (технологические модули, машины с опорно-ведущими колёсами и т.п.).
Однако существующей системой машин для растениеводства
широкого использования и создания подобных сельхозмашин не
предусмотрено. Надо полагать, что данное упущение является
следствием того, что вопросы функционирования энергонасыщенных сельскохозяйственных агрегатов, связанные с разделением
потока мощности, ещё не до конца изучены.
В связи с этим, несмотря на интенсивное развитие МЭС, в
настоящее время основным мобильным средством механизации
10
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
земледелия в нашей стране являются МТА в составе с энергонасыщенными тракторами.
В развитии данного направления исследований можно отметить ряд работ по созданию системы машины на базе прицепного
ведущего моста [70, 92], исследования тягово-сцепных показателей многоосных машин и автомобилей-тягачей с активными прицепами [3], тракторов с приставными ведущими мостами, а также
работы, связанные с уменьшением удельного тягового усилия,
МТА с рабочими органами движителями [67], агрегаты с опорноведущими колёсами сельскохозяйственных машин [25, 45, 59, 91].
В научно-технической литературе достаточно подробно
освещены вопросы, связанные с функционированием транспортных и транспортно-технологических средств повышенной проходимости.
Так, в работах В. Н. Шалягина, Ю. И. Багина отмечается, что
применение активных полуприцепов и многоосных автомобилей
приводит к повышению производительности в 1,3-1,8 раза, снижению удельных энергозатрат в 1,1-1,3 раза [3, 50, 92, 93].
В работах В.Ф. Платонова отмечается, что увеличение числа
ведущих осей приводит к снижению сопротивления качения на
6-30% (в зависимости от грунта и числа осей).
В работах В.В. Бурцева [18] указывается, что преимущество
движителя с большим числом ведущих мостов в большей степени
проявляется в зоне максимальных нагрузок. При этом увеличение
числа ведущих мостов приводит к уменьшению по абсолютной
величине КПД ходовой системы, а его максимум смещается в сторону больших тяговых нагрузок.
В ряде работ говорится о значительном уменьшении буксования движителя δ при увеличении ведущих мостов.
Буксование многоколесной ходовой системы оценивают по
результирующей для всех ведущих колёс характеристике буксования, которая может быть построена на основании индивидуальных
характеристик буксования отдельных мостов. Методика построения характеристики обобщённого коэффициента буксования ходовой системы подробно изложена в работе В.Н. Шалягина [92, 93].
Однако следует отметить, что данная методика представляет определённый интерес лишь с точки зрения теоретического исследования функционирования многоосных машин.
11
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В работах В.В. Кацыгина, Г.С. Горина [25, 45] указывается на
то, что чем лучше сцепные качества шин и круче зависимость касательной силы от буксования колёс забегающей оси, тем в большем диапазоне тяговой нагрузки возможно скольжение колёс отстающей оси. В то же время отмечается, что скольжение колёс отстающей оси не всегда сопровождается появлением циркуляционной мощности.
Эффективным способом повышения производительности агрегата, уменьшения буксования является применение движителейрыхлителей. По экспериментальным данным В.И. Медведева [67],
использование рабочих органов-движителей в агрегате с плугом
приводит к снижению буксования ведущих колес трактора в 2-3
раза, производительность агрегата увеличивается на 45%. При
этом автором отмечается, что увеличение ширины захвата агрегатов с движителями-рыхлителями во многих случаях ограничивается громоздкостью привода и большими потерями на трение в силовой передаче.
Аналогичные ограничения встречаются и в работах по МТА с
опорно-ведущими колёсами СХМ.
В работах по исследованию современных тракторов, как правило, КПД силовой передачи (трансмиссии) принимается величиной постоянной, соответствующей моменту на первичном валу М с.
Однако при исследованиях, в связи со случайным характером
/
нагрузки, который вызывает значительные колебания ТР
и ηпр ,
необходимо уточнять характер и изменения КПД силовой передачи в эксплуатационных условиях.
В. В. Кацыгин [25] указывает, что агрегаты с системой раздельного привода конкурентоспособны по критерию минимума
энергозатрат с МТА, работающими в тяговом режиме на стерне,
при ηпр = 0,7 – 0,75 и на поле, подготовленном под посев, при
ηпр = 0,5. При этом с ростом ηпр существенно увеличивается оптимальная мощность, реализуемая для привода опорных колёс сельхозмашин [50].
Влияние КПД привода опорно-ведущих колёс технологического модуля на энергозатраты тягово-приводного агрегата (ТПА)
подробно рассмотрено в работах В. Н. Кычева [58, 59, 60], где отмечено, что использование ТПА без увеличения удельных
энергозатрат возможно только при условии, что КПД привода
12
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
движителей сельскохозяйственных машин не должно быть меньше
тягового КПД трактора.
Анализ работ [3, 25, 45] показал, что наибольшее влияние со/
отношение ТР
и ηпр оказывает на такие оптимальные энергетические показатели агрегата, как распределение тягового усилия и
кинематическое несоответствие окружных скоростей вращения
колёс сельскохозяйственных машины и тягового средства.
Вопросы, связанные с кинематическим несоответствием,
встречаются практически во всех работах, посвящённых полноприводным, многоосным машинам (агрегатам). В теории тракторов и автомобилей для упрощения анализа кинематического несоответствия принято подразделять причины его возникновения на
три группы [91]:
1) конструктивно-эксплуатационного происхождения, обусловленные состоянием и конструкцией самой многоприводной машины или агрегата (различие радиусов качения колёс, неравенство
передаточных чисел приводов и т.д.);
2) вызванные криволинейным движением многоприводного агрегата в горизонтальной плоскости;
3) обусловленные профилем пути, макронеровностями, препятствиями.
Всестороннее исследование влияния кинематического несоответствия CV на тягово-сцепные показатели тяговой многоприводной машины представлены в работах Д.А. Чудакова, В.В. Гуськова, П.В. Аксенова, Ю.И. Багина, Г.С. Горина, В.В. Кацыгина и др.
[3, 25, 31, 45]. Следует отметить, что существуют различные подходы к определению взаимосвязи между CV и различными эксплуатационными факторами МТА, а также к определению оптимального значения кинематического несоответствия.
В работах [25, 45, 59] величина кинематического несоответствия в общем случае определяется, как отношение теоретических
окружных скоростей движения забегающих V1 и отстающих V2
колес:
V
rl
СV 1 1 1 .
(1.3)
V2
r2 l 2
Нередко применяется определение кинематического несоответствия, как отношение разности путей, пройденных 1 и 2-м
13
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
колесами (осями) за данный отрезок времени, к пути, пройденному
первым колесом [93]:
L L
2 1
C 1
V
L
1
r l
22.
rl
11
(1.4)
где r1 , r2 – радиусы качения отстающего и забегающего колеса, м;
l1 , l2 – передаточные числа приводов отстающего и забегающего мостов.
При этом кинематически согласованному режиму работы колес будет соответствовать CV = 1, при расчете, по формуле (1.3) и
CV = 0, при использовании зависимости (1.4).
Величина CV в значительной степени зависит от давления воздуха в шинах. Вследствии перепада давлений в шинах колёс несоответствие может достигать 1-1,5% [15]. Поэтому, как правило,
многоосные машины снабжены центральной системой регулирования давления воздуха в шине. В результате этого разность радиусов колёс, обусловленная перепадом давления, не возникает.
В ряде работ для расчета CV встречается применение вместо
радиусов качения r, свободных радиусов шин колёс rс или динамических радиусов rд, что приводит к несопоставимым результатам некоторых исследований.
Из анализа работ [45, 50] следует, что увеличение CV между
ведущими колесами приводит к существенным потерям мощности
многоприводного МТА. При этом единого мнения на величину
оптимального CV нет.
Рядом исследований [31] отмечается, что наибольшие тяговые
показатели многоприводного агрегата возможны при равенстве
окружных скоростей ведущих колес, то есть при коэффициенте
кинематического несоответствия CV = 1 (здесь и далее величина CV
по (1.3)). В этом случае колёса работают с одинаковым буксованием и их сцепные свойства используются в равной степени. Такое
утверждение строится на основе суммирования сил тяги ведущих
мостов и расчёта её, исходя из буксования одного из мостов. При
этом считается, что буксование отстающего моста равно:
1
1 1 2
.
СV
(1.5)
Однако доказано, что при таком подходе функция суммарной
силы тяги РК при аргументе CV экстремумов не имеет.
14
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Следовательно, судить о наивыгоднейшем кинематическом рассогласовании, применяя зависимость суммарной силы тяги всех ведущих мостов от буксования одного моста, нет смысла [50].
В связи с этим, в работах А. Ю. Кокарева [50] предлагается
графический способ определения CV по зависимости суммарной
силы тяги РK от буксования ведущих мостов. Отмечается, что
наибольшей силе тяги соответствует CV , не равное единице. В то
же время с уменьшением суммарного буксования ведущих мостов
оптимальное кинематическое рассогласование стремится к единице. Аналогичные зависимости CV просматриваются и при исследовании других основных эксплуатационных показателей тракторов,
в частности, расхода топлива GT и η [45, 50].
В работах В. В. Кацыгина под оптимальным кинематическим
несоответствием (для каждого сочетания тяговой нагрузки и распределения массы по осям трактора) понимается такое соотношение тангенциальных скоростей ведущих колёс, при котором
наибольший КПД ходовой системы МЭС [45]:
XC где
PКРV р
,
m
Р1Vа PkVk
к 1
m
PКР Р1 РК Р f ,
k 1
(1.6)
(1.7)
Vр – рабочая скорость МЭС, м/с;
Vа ,Vk – теоретические скорости первого и последующих
колёс, м/с;
P1 , Pk – касательные силы тяги первого и последующих
колес, Н;
Pf – сопротивление перекатыванию МЭС, Н;
m – число ведущих мостов.
Считается, что за счёт выбора оптимального кинематического
несоответствия можно уменьшить суммарное сопротивление перекатыванию, расширить тяговый диапазон и несколько увеличить
КПД ходовой системы. Расчёты, представленные в работах
Г. С. Горина, В. Н. Кычева [25, 60], свидетельствуют о том, что для
тягового средства с равными колёсами оптимальное кинематическое несоответствие до определенного тягового усилия равно единице.
15
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В работе для определения кинематического несоответствия
предложена следующая зависимость:
C
опт
1 xР fССХ /GСХМ /ТР ,
1 xР fТ /GТ ПР (1.8)
где PfCХМ , PfТ – сопротивление перекатыванию сельскохозяйственной машины с опорно-ведущими колёсами и трактора, Н;
GСХМ , GT – сцепные массы сельскохозяйственной машины и
тягового средства, кг;
x – безразмерный коэффициент, зависящий от типа трактора и
почвенных условий.
/
Отмечается, что при ТР
> ηΠΡ оптимальное кинематическое
несоответствие больше единицы.
При выводе зависимости (1.8) в работе В. В. Кацыгина [45]
приняты следующие допущения:
линейная зависимость буксования ведущих колёс от силы тяги;
/
ТР
и ηΠΡ величины постоянные, следовательно, не зависят от
распределения мощности по ведущим колёсам агрегата.
При этом данная зависимость отражает оптимум лишь по
энергетическому критерию (минимальная мощность двигателя),
/
чем объясняется большая зависимость оптимального CV от ТР
и
ηПР , чем от сцепных масс трактора и сельскохозяйственной машины.
В отличие от зависимости (1.8) в работах М. И. Астафьева [3]
указывается на существенную корреляционную связь между оптимальным кинематическим несоответствием и тяговым усилием
агрегата.
Величина кинематического несоответствия в конечном итоге
определяет распределение мощностей по осям многоприводного
агрегата. Академик Е. А. Чудаков положил начало исследования и
разработал основные положения о распределении мощности между колёсами блокированного привода автомобиля. Метод полного
исследования силового потока трансмиссии многоприводных машин впервые разработал А.С. Антонов. Им предложены общие
уравнения для определения силы тяги на колесах при прямолинейном и криволинейном движениях, дан анализ условий
16
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
возникновения циркуляционной мощности на основе разных свободных радиусов колес. Дальнейшее совершенствование данный
вопрос получил в работах В. П. Аксенова, Ю. В. Пирковского,
Г. А. Смирнова, В. В. Кацыгина и др. исследователей.
В работах Н. Ф. Бочарова [15] указывается, что при движении
по деформируемым грунтам, когда тангенциальная эластичность
переднего колеса больше, чем второго, при полном кинематическом соответствии CV = 1 момент на переднем колесе будет меньше, чем на втором колесе. Переднее колесо может оказаться недогруженным. Тягово-сцепные возможности многоприводного агрегата будут недоиспользованы, проходимость снижена. Для выравнивания моментов по колёсам необходимо искусственно создавать
определенное кинематическое несоответствие.
В работе В. Ф. Платонова введение кинематического несоответствия объясняется иным образом. В данном случае при работе
полноприводных машин отмечается необходимость не выравнивания моментов, а их распределения с учётом условий работы ведущих колёс. Например, на уплотнённых грунтах типа суглинистой
пахоты, где колея в основном прокладывается передними колёсами, для автомобилей 4×4, при одинаковой нагрузке на оси, распределение крутящего момента должно соответственно составлять
80% для передних и 20% для задних осей [50].
Достаточно простым способом повышения тягово-сцепных
качеств тяговых средств является использование сочленённых
тракторов. При этом используется несколько наиболее распространённых схем агрегатирования: шарнирное сочленение трактов
по типу "тандем" (рис. 1.1, а); жёсткое сочленение тракторов по
типу "тандем" (рис. 1.1, б); шарнирное сочленение тракторов по
типу "катамаран" (рис. 1.1, в); жёсткое сочленение тракторов по
типу "катамаран" (рис. 1.1, г). Рассмотрим перечисленные схемы
агрегатирования [45].
Шарнирное сочленение тракторов по типу "тандем" отличается простотой и позволяет повысить производительность полученного тягового средства почти в 2 раза. Однако наличие гибкой связи между сочлененными тракторами накладывает повышенные
требования на управление ими, поэтому такая схема агрегатирования находит весьма ограниченное применение.
17
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.1. Схемы соединения агрегатов
Жёсткое сочленение по типу "тандем" является продолжением рассмотренной выше схемы агрегатирования, которое было реализовано НПО "Целинсельхозмеханизация" (г. Кустанай) для
тракторов ДТ-175С. Повышение производительности тракторатандема ВТ-400 за час основного времени с трактором ДТ-175С
составило на вспашке 84-98%, на культивации 106-112%. Кроме
того, данная схема агрегатирования имеет больший момент сопротивления неуправляемому повороту, следовательно, обладает
большей степенью практической устойчивости прямолинейного
18
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
движения по сравнению со схемой агрегатирования рассмотренной ранее. Однако увеличение минимального радиуса поворота,
вследствие увеличения продольной базы агрегата, делает её ограниченно применимой на полях со сложной конфигурацией и малой
площади.
Шарнирное соединение тракторов по типу "катамаран" применяется крайне редко, причём на операциях, не требующих
большой точности вождения, например, сволакивание соломы,
проведение снегозадержания и т.п.
Жёсткое соединение тракторов по типу "катамаран" реализовано УНИИМЭСХ совместно с ГСКБ по энергонасыщенным пахотным тракторам (г. Харьков) на базе тракторов Т-150. Хотя данная схема агрегатирования и обладает уменьшенным минимальным радиусом поворота по сравнению со схемой "тандем", но требует достаточно сложной системы сочленения тракторов и управления агрегатом [48].
Нужно отметить, что хотя в сельском хозяйстве и накоплен
опыт управления сочленёнными тракторами одним механизатором, известно, что производительность таких агрегатов на
20-25% меньше, чем двух агрегатов, управляемых двумя трактористами. Причина в том, что возрастает вероятность отказов и простоя агрегата. Управление такими тяговыми средствами предполагает широкое использование ЭВМ, что также требует дополнительных капитальных вложений [48]. Поэтому наиболее реальным
способом агрегатирования остаётся моноагрегат, где работа всех
систем и механизмов находится под наблюдением механизатораоператора.
С учётом этих требований в ВИМ создано мобильное энергетическое средство (МЭС) с мощностью двигателя 184 кВт, представляющее собой трехосное тяговое средство, выполненное на
базе узлов и агрегатов трактора Т-150К, рама которого была жёсткой и не имела шарнирного соединения. Управление МЭС осуществлялось поворотом передних и задних колёс (рис. 1.4, д) [45,
82]. К недостаткам составленного на базе МЭС агрегата можно
отнести то, что МЭС имеет жёсткую конструкцию, что значительно ограничивает его универсальность.
Свободным от названного недостатка можно считать конструкционное исполнение тяговых средств с приставными ведущими мостами (рис. 1.4, е), проходившими испытания как в нашей
19
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
стране, так и за рубежом. Так трактор-макет МТЗ-82 с приставным
ведущим мостом, имеющим привод от синхронного ВОМ трактора, развил на стерне номинальное тяговое усилие до 34 кН, на поле, подготовленном под посев, – до 27 кН, в то время как тяговое
усилие трактора МТЗ-82 при работе на тех же агрофонах составило соответственно 21,5 и 16,5 кН [18, 48]. Вместе с тем необходимо отметить, что применение приставных ведущих мостов требует
их большого разнообразия, вследствие уникальности различных
марок использующихся тракторов.
Перспективным направлением в этом отношении является
применение приставных технологических модулей с ведущими
колёсами приводимыми от ВОМ трактора. Эти модули могут быть
как в прицепном, так и в навесном вариантах (рис. 1.1, ж, з).
ВИСХОМом, ВНИИС, УкрНИИСХОМом и ГСКБ по машинам для
овощеводства разработаны и изготовлены экспериментальные образцы универсальных технологических модулей для возделывания
сахарной свеклы, уборки капусты и моркови.
В результате применение приставных активных технологических модулей позволяет избежать применения тракторов тяжёлых
тяговых классов и снизить нормальные и тангенциальные нагрузки, передаваемые колёсами одного моста. Однако применение активных технологических модулей также не решает проблемы манёвренности составленных агрегатов, вследствие увеличения их
продольной базы, требует дополнительных капиталовложений на
создание и эксплуатацию самого модуля. Вместе с тем, современные и перспективные сельскохозяйственные машины имеют
сложное устройство и, в ряде случаев, большую массу, сопоставимую с массой трактора, которую также можно использовать в качестве сцепной для создания силы тяги [45, 46].
Анализ схем машинно-тракторных агрегатов (рис. 1.1, и, к,
л, м) показывает, что "избыточная" мощность двигателя трактора,
снимаемая с его вала отбора мощности, может быть использована
[58]:
для уменьшения удельного сопротивления сельхозмашины. Из существующих на сегодняшний день способов следует отметить применение активных подкапывающих органов, уменьшающих сопротивление или участвующих в создании тягового усилия. Однако это может лишь частично решить проблему, так как
значительная доля тягового сопротивления прицепных машин
20
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
приходится на сопротивление перекатыванию. При весе машин в
50-60 кН и коэффициенте сопротивления качению колес в условиях повышенной влажности 0,4-0,5 сопротивление перекатыванию
достигает 20-30 кН. Поэтому для тяжёлых прицепных машин
наиболее перспективен и реален способ передачи части мощности
двигателя на привод ходовых колёс сельхозмашины. Особенно это
характерно для комплекса посадочных и уборочных машин, применяемых при возделывании картофеля. Так, вес картофелепосадочной машины типа КСМ-6, с учётом веса посадочного материала, и вес картофелеуборочного комбайна типа ККУ-2А достигает
55-65 кН [48,50], которые в условиях эксплуатации могут агрегатироваться с тракторами типа МТЗ-80. Однако при посадке и
уборке картофеля в условиях повышенной влажности почвы, что
характерно для времен года, когда проводятся эти операции, а
также при преодолении местных сопротивлений, тягового усилия,
развиваемого этими тракторами, зачастую не хватает. Причем
причина здесь не в недостатке мощности трактора, а в его низких
тягово-сцепных качествах. Применение же более мощных колёсных тракторов типа Т-150К, класса 30 кН, ограничивается шириной междурядий корнеклубнеплодов и давлением движителей на
почву;
для привода рабочих органов комбинированных сельскохозяйственных машин. В этом случае выполняется сразу, как минимум, две технологические операции. Например, комбинированная сельхозмашина фирмы «Мак-Коннел» Англия с роторными
орудиями, приводимыми от ВОМ трактора, для высококачественной подготовки почвы за один проход, обеспечивает глубокое
рыхление, разрушение комьев и мульчирование поверхности почвы. Другим прообразом такого агрегата может служить созданная
итальянской фирмой "Кантоне" модель суперкультиватора-сеялки
(рис. 1.1, л). Это комбинированная машина с шириной захвата
4,35 м и весом около 90 кН совмещает операции по обработке почвы, выравниванию, нарезанию борозд, посеву, внесению удобрений и гербицидов. Она выполнена в виде модуля на двух опорных
пневматических колесах и включает раму, двигатель мощностью
231 кВт, почвообрабатывающую фрезу диаметром 780 мм, аппараты для высева зерновых и пропашных культур, пневматические
аппараты для внесения гранулированных удобрений. Бункеры для
семян, удобрений, пестицидов и топлива объединены в едином
21
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
блоке и имеют ёмкости: для семян – 500 л, удобрений – 1430 л,
пестицидов – 1400 л, для топлива – 370 л. Управление рабочими
органами производится с помощью электрогидравлических сервомеханизмов, пульт управления которыми размещен в автоматизированной кабине на тракторе-тягаче с мощностью двигателя
52 кВт. Испытания показали, что суперкультиватор позволяет сократить затраты рабочего времени в 3-5 раз по сравнению с традиционными методами обработки почвы к посеву сельскохозяйственных культур. Однако применение такого типа машин следует
ожидать в достаточно отдаленной перспективе. Нужно заметить,
что ни один из перечисленных вариантов распределения мощности
двигателя трактора не исключает параллельного применения другого варианта, поэтому все они могут присутствовать в одном машинно-тракторном агрегате одновременно, дополняя друг друга.
Итак, комплексная реализация мероприятий по перераспределению мощности двигателя трактора позволит при неизменных
классах тракторов существенно повысить тяговые усилия, развиваемые машинно-тракторными агрегатами, и, следовательно, увеличить их рабочую ширину захвата и грузоподъемность, а при
неизменной ширине захвата или грузоподъемности машиннотракторных агрегатов – понизить тяговый класс тракторов, входящих в их состав.
И в том, и в другом случае повысится эффективность использования агрегатов. Кроме того, при понижении тягового класса
трактора уменьшается его масса, в результате чего будут ослаблены вредные воздействия ходовой системы на почву.
Известны следующие колесные движители.
1) Приспособление к ведущему колесу трактора для повышения проходимости колесных тракторов в условиях повышенной
влажности. На рисунке 1.2 изображено предлагаемое приспособление: вид сбоку на рисунке 1.2, а разрез по А-А на рисунке 1.2, б.
Приспособление к ведущему колесу трактора, выполненное в виде
уширителя с выдвигающимися от эксцентрика зацепами, с целью
автоматического регулирования длины выступающей части зацепа
в зависимости от колебания нагрузок, передаваемых на колесо, и
предохранения зацепов от ударных воздействий, внутренний
барабан уширителя связан с его внешним барабаном эластичной
подвеской, например, пружиной. С целью изменения эксцентриситета внутренний барабан уширителя установлен на подвижном
22
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
кронштейне, связанном с гидроцилиндром, что позволяет автоматический регулировать длину выступающей части зацепа в вертикальной плоскости в зависимости от колебания нагрузок, передаваемых на колесо, и предохранять зацепы от ударных воздействий.
Недостатком изобретения является регулирование длины выступающей части зацепа только в вертикальной плоскости, невозможность достижения качественного взаимодействия барабана с
почвами разных физико-механических характеристик и влажностей, а именно невозможность достижения взаимодействия барабана с разными почвами без пробуксовки при минимальных энергозатратах на создание тягового момента на барабане.
а)
б)
Рис. 1.2. Приспособление к ведущему колесу трактора:
а) вид сбоку; б) разрез А-А;
1 – внешний барабан; 2 – диск; 3 – внутренний барабан;
4 – обойма; 5 – капроновый глазок; 6 – почвозацеп; 7 – палец;
8 – пружинная подвеска; 9 – подшипники; 10 – кронштейн;
11 – направляющая чулка; 12 – полуось трактора;
13 – гидроцилиндр; 14 – пальцы; 15 – пазы
2) Колесный движитель. На рисунке 1.3, а представлен колесный движитель в неактивном состоянии, вид сбоку; на рисунке 1.3,
б – колесный движитель в движении на слабонесущем грунте, вид
сбоку. Колесный движитель, содержащий пневматическую шину,
обод, диск, штанговые грунтозацепы, каждый из которых шарнирно закреплен к пальцам, концентрично расположенным относительно центра диска на расстоянии а от наружной окружности
движителя, при этом длина штанги грунтозацепа больше величины
а, отличающейся тем, что каждый грунтозацеп наделен свойствами толкающего механизма, оборудован опорным башмаком,
23
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
подпружинен относительно диска и только одним своим концом
шарнирно закреплен на пальце под углом к осевым линиям колеса
с возможностью поворота в плоскости диска. Это приводит к
улучшению тягово-сцепных свойств движителя за счёт увеличения
полезного действия грунтозацепа путем наделения его активными
свойствами толкающего механизма.
Недостатком таких устройств является их пассивность в реализации тягового усилия колесного движителя, короткий период
действия удерживающей силы грунтозацепа, развитие невысокой
скорости, их затрудненное движение на подъем, невозможность
движения назад.
а)
б)
Рис. 1.3. Колесный движитель:
а) движитель в неактивном состоянии; б) движение по грунту:
1 – пневматическая шина; 2 – обод; 3 – грунтозацепы-толкатели;
4 – диск; 5 – пальцы; 6 – серьга; 7 – штанга; 8 – башмак; 9 – пружина
3) Колесо-фреза с шарнирными зацепами. Устройство колесафрезы представлено на рисунке 1.4, а. При обработке междурядий,
удалении сорняков и рыхлении почвы ободы 5 при помощи резьбовой муфты 6 навинчиваются на резьбу шлицевых втулок 4 и
сближаются, обеспечивая почвозацепами 7 заданный угол профиля α<180˚, равный углу обрабатываемого междурядья (рис. 1.4, б).
Фиксация муфты 6 на середине шлицевого вала 2 осуществляется
с помощью выступа на муфте и впадины на валу.
24
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
а)
б)
в)
Рис. 1.4. Колесо-фреза с шарнирными зацепами:
а) обработка почвы с небольшим сопротивлением;
б) обработка междурядья; в) изменение угла атаки
почвозацепов (а – угол атаки 0˚, б – угол атаки 15˚, в – угол атаки 30˚)
I – рама; 1 – подшипники; 2 – шлицевой вал; 3 – звездочка;
4 – шлицевые втулки; 5 – ободы; 6 – резьбовая муфта;
7 – почвозацепы; 8 – петлевые штыри; 9 – стопор
Преимуществом колеса-фрезы является изменение угла атаки
β (рис. 1.4, в) в зависимости от типа и состоянии почвы, что позволяет значительно изменить тяговую способность и проходимости
трактора.
Недостатком является энергоемкость силовой установки.
На основе рассмотренных изобретений предлагается движитель сельскохозяйственного агрегата [69], обеспечивающий качественное взаимодействие с почвами разных характеристик. Техническим результатом изобретения является расширение вариантности сочетаний настраиваемой величины максимального выхода
почвозацепов с величиной угла их наклона к горизонту в начале
выхода, что и решает задачу достижения качественного взаимодействия движителя с почвами разных свойств, структур и влажностей. На рисунке 1.5, а изображено устройство в разрезе по вертикальной диаметральной плоскости эксцентрика; на рисунке
1.5, б – разрез А-А на рисунке 1.5, а.
25
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
а)
б)
Рис. 1.5. Движитель сельскохозяйственного агрегата:
а) вид сбоку; б) разрез А-А;
1 – приводной вал; 2 – барабан; 3 – обод; 4 – почвозацепы;
5,13,16 – шарниры; 6 – эксцентрик; 7,22 – подшипники;
8 – кронштейн; 9 – салазки; 10 – направляющая; 11 – пальцы;
12 – пазы направляющей; 14 – силовой шток; 15 – гидроцилиндр;
17 – рама; 18 – хвостовик; 19 – дугооборазный паз; 20 – ребро
салазки; 21 – гайка; 23 – капроновые втулки; 24 – эластичная
подвеска; 25 – отверстие для установки съемного рычага
Движитель сельскохозяйственного агрегата, включающий закрепленный на приводном валу барабан, на ободе которого выполнены радиальные отверстия, в которых установлены почвозацепы, шарнирно сочлененные с эксцентриком, установленным через подшипники качения на кронштейне, на котором выполнены
салазки, смонтированные на вертикально установленной направляющей, связанные шарниром с силовым штоком гидроцилиндра,
установленного на раме агрегата в вертикальной диаметральной
плоскости эксцентрика посредством шарнира, ось которого, как и
ось шарнира, связывающего салазки с силовым штоком, перпендикулярна упомянутой плоскости. На салазках выполнено перпендикулярное оси приводного вала плоское ребро со сквозным
26
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
дугообразным пазом, центр кривизны которого находится на оси
приводного вала, а шарнир, связывающий салазки с силовым штоком гидроцилиндра, выполнен с имеющим резьбовое окончание
хвостовиком, установленным с гарантированным зазором в дугообразном пазу и зафиксированным на последнем гайкой, причем
направляющая через подшипники качения установлена на приводном валу.
В известном устройстве 1 (приспособление к ведущему колесу трактора) оптимальное соответствие величины выхода почвозацепов и угла их наклона к горизонту в начале выхода обеспечивается только для почвы, на которую устройство рассчитано при
проектировании.
Преимущественные признаки
предлагаемого устройства
обуславливают после настройки требуемой для данной почвы величины выхода получение требуемой величины угла наклона почвозацепов к горизонту в начальный момент их выхода. Что достигается путем расфиксирования хвостовика на дугообразном пазу
плоского ребра салазок, поворота вручную направляющей на приводном валу на угол, ответный требуемому углу наклона почвозацепов в начальный момент их выхода и фиксирования хвостовика.
Испытания данного движителя, имеющего привод от ВОМ
трактора, подтвердили теоретическое обоснование. Эксперименты
показали его достаточную работоспособность при сравнительно
низких энергозатратах на перемещение. Движитель-рыхлитель
может быть установлен на любой МТА. По основным кинематическим и динамическим характеристикам предлагамый движитель
превосходит известные.
Создание и разработка машин с рабочими органами-движителями (рис. 1.6) считаются одним из перспективных направлений
почвообрабатывающей техники.
В Самарской ГСХА обоснован культиваторный агрегат с
движителями-рыхлителями, приводимыми в движение от ВОМ
через механический привод. Экспериментальный культиваторный
агрегат создан на базе трактора Т-30-69 и культиватора КОН-2,8.
Принципиальная схема культиваторного агрегата с движителями-рыхлителями представлена на рисунке 1.7.
27
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
М ашинные агрегаты с движетелями-рыхлителями
Шнековые
Дисковые
По конструкции
носителей
рабочих органов
Лемешные
Стрельчатые
С выдвижными
почвозацепаи
Долотообразные
По конструкции
рабочих органов
Ножевидные
Лопаточные
По типу привода
М еханический
Цепной
Электрический
Барабанный
Гидравлический
Кривошипношатунный
С эксцентривым
барабаном
С кулачком
С постоянным выходом
Комбинированный
Рис. 1.6. Классификация машинных агрегатов
с движителями-рыхлителями
В отличие от серийного культиватора, экспериментальный
культиватор имеет движители-рыхлители 1, которые через цепную
передачу 3, редуктор 4 и карданную передачу 5 приводятся во
вращение от ВОМ 6 трактора.
28
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.7. Принципиальная схема культиваторного агрегата
с движителями-рыхлителями:
1 – движитель-рыхлитель; 2 – рыхлители; 3 – цепная передача
редуктор; 4 – редуктор; 5 – карданная передача; 6 – вал
отбора мощности трактора; 7 – навеска трактора;
8 – опорные катки секции; 9 – пассивные рабочие органы
Культиватор работает следующим образом. При движении агрегата производится культивация почвы с помощью пассивных
рабочих органов 9. Снижение тягового сопротивления происходит
вследствие получения дополнительной движущей силы от движителей-рыхлителей 1, при вращении которых от вала отбора мощности 6 трактора, через цепную передачу 3, редуктор 4 и карданную передачу 5 рыхлители 2 взаимодействуют с почвой, разрыхляют ее и за счёт сил сопротивления препятствуют буксованию
движителей-рыхлителей, а также способствуют снижению сопротивления движению пассивных рабочих органов 9 в почве.
1.2. Повышение производительности культиваторных
агрегатов
Оценочным показателем работы МТА является его производительность, которую принято выражать величиной обработанной
площади в единицу времени:
W В рV р d ,
(1.9)
где χ – коэффициент пропорциональности;
Вр – рабочая ширина захвата агрегата, м;
29
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Vр – рабочая скорость движения агрегата, м/с;
d – коэффициент использования времени,
или
W N eT d
,
(1.10)
где Ne – эффективная мощность двигателя, кВт;
ηТ – тяговый КПД трактора;
Ө – коэффициент удельного сопротивления сельхозмашины,
кН/м.
При этом известно, что прирост производительности отстаёт
от увеличения мощности двигателя [3, 58]. Об этом свидетельствует и характер взаимосвязи удельной производительности Wу с
мощностью двигателя (рис. 1.8):
Wу W
,
N е/
где Nе/ – максимальная эксплуатационная мощность двигателя,
кВт.
Подобный характер зависимости является следствием повышения тягового сопротивления сельхозмашин, снижения коэффициента использования времени смены, снижение тягового КПД
трактора, зависимость которого от энергонасыщенности имеет
чётко выраженный максимум (рис. 1.9) [3].
Нужно заметить, что коэффициент использования времени зависит от многих факторов, поэтому при его определении возникает ряд трудностей. В связи с этим в дальнейшем будем использовать понятие "технической производительности", то есть производительности в единицу чистого времени [48, 50, 90]. С учётом вышеизложенного, часовая техническая производительность МТА
может быть выражена, как
WT 0,36 В рV р ,
(1.11)
или
W Т
0,36 N eT
0,36 N КР
,
(1.12)
где NКР – тяговая мощность трактора, кВт.
Удельная производительность агрегата, техническая производительность, отнесенная к единице массы тягового средства, определяется как
30
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0,36
WT
T
Э
M
,
(1.13)
где М – масса тягового средства, т;
Э – энергонасыщенность тягового средства, кВт/т.
Энергонасыщенность тягового средства определяется по
формуле
Э
Ne
.
(1.14)
M
Рис. 1.8. Зависимость удельной производительности от мощности
двигателя колёсного трактора 4х4: технологическая операция – посев
Рис. 1.9. Зависимость тягового КПД от энергонасыщенности
колёсного трактора 4×4 класса 20 кН:
1 – стерня; 2 – поле, подготовленное под посев
Анализ зависимостей (1.11) и (1.12) показывает, что для увеличения производительности МТА необходимо либо увеличить
31
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
тяговую мощность агрегата, либо уменьшить удельное тяговое
сопротивление агрегатируемой сельхозмашины, либо делать всё
это одновременно (рис. 1.10). В реальной эксплуатации машиннотракторных агрегатов удельное тяговое сопротивление сельхозмашины изменяется в сравнительно малом диапазоне, поэтому
повышение производительности МТА в несколько раз возможно
только за счёт увеличения тяговой мощности. Численное значение
Т не может быть больше единицы, поэтому за счёт его повышения увеличить тяговую мощность МТА в целое число раз невозможно. Увеличение же мощности двигателя трактора теоретически беспредельно, а практически может быть увеличено в несколько раз [58]. Поэтому одной из тенденций развития сельскохозяйственного тракторостроения является непрерывное повышение
мощности двигателя без значительного увеличения массы трактора – повышение энергонасыщенности трактора. При этом расчёт
делается на то, что соответственно должна повыситься и скорость
движения МТА. Однако этого не происходит. Так, увеличение рабочей скорости машинно-тракторного агрегата путем увеличения
энергонасыщенности трактора приводит к снижению максимального значения КПД ходовой системы трактора с одновременным
снижением оптимального значения тягового усилия.
Например, для трактора типа МТЗ при увеличении мощности
двигателя с 27 до 80 кВт, в случае использования её только через
тяговую мощность, максимальное значение КПД ходовой системы
уменьшается до 20%, а оптимальное тяговое усилие – до 40%, при
работе на агрофоне – стерня. Это является одной из причин снижения темпа увеличения производительности МТА по отношению
к темпу увеличения мощности его двигателя с одновременным
увеличением энергозатрат на единицу обработанной площади поля. При замене тракторов ДТ-54 на тракторы ДТ-75 мощность двигателя увеличилась на 36%, а производительность – только
на 13% [58, 79].
У агрегатов с тракторами МТЗ-80 в сравнении с тракторами
МТЗ-50 на выполнении большинства работ повышение производительности получено всего на 4-5%, а с тракторами Т-150К
в сравнении с Т-74 – только на 25-35% против ожидаемых 70-80%.
Это свидетельствует о существенном недоиспользовании потенциальных возможностей энергонасыщенной техники и возникших
32
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
объективных противоречиях в согласованности параметров тракторов и агрегатируемых с ними машин обычного типа.
М ЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ М ТА
Увеличение скорости
движения М ТА
Улучшение
тягово-сцепных свойств
движителей трактора
Изменение параметров
движителей
Типоразмер шин
Давление в шинах
Сдваивание колес
Изменение параметров
силового привода
Применение блокируемых
и самоблокируемых
дифференциалов
Увеличение рабочей
ширины захвата СХМ
Снижение технологического сопротивления СХМ
Увеличение массы
трактора
Применение ГСВ
и СПР
Увеличение
мощности
двигателя
Снижение массы
СХМ
Использование
ВОМ трактора
Применение рабочих органов СХМ
с пониженным
технологическим
сопротивлением
Привод рабочих
органов СХМ
от ВОМ
Создание орудий
с движителямирыхлителями
Применение
рабочих органов-движителей
Установка
дополнительных
рабочих органов.
Создание
комбинированных
рабочих органов
Снабжение СХМ
ведущими опорными
колесами
Рис. 1.10. Методы повышения технической
производительности машинно-тракторных агрегатов
Можно также добавить, что эффективность использования
МТА объясняется еще и непрерывными колебаниями тягового
33
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сопротивления сельскохозяйственной машины, приводящими к
колебаниям режима загрузки установленного на тракторе двигателя. Колебания загрузки двигателя приводят к изменению процессов в системе автоматического регулирования подачи топлива и
воздуха, вызывая ухудшение процесса сгорания. С ростом поступательной скорости движения агрегата происходит увеличение
коэффициента удельного сопротивления сельскохозяйственной
машины, что неизбежно вызывает увеличение колебаний загрузки
двигателя. Доказано, что снижение мощности двигателя тем
больше, чем больше динамичность изменения момента сопротивления на валу двигателя, при этом снижение может достигать 2030% от номинальной мощности двигателя [48, 58].
Кроме того, рост энергонасыщенности тракторов привёл к
значительному недоиспользованию мощности их двигателей. Статистические исследования показателей использования тракторов в
сельском хозяйстве свидетельствуют о том, что средняя загрузка
по мощности двигателей энергонасыщенных тракторов составляет
50-65% [92]. Недоиспользование мощности приводит к соответствующему снижению реальной производительности машиннотракторного агрегата, увеличению удельного расхода топлива и
удельной материалоемкости агрегатов, ухудшению их экономической эффективности [9, 48, 57, 58].
Таким образом, рост энергонасыщенности тракторов сельскохозяйственного назначения в значительной мере превосходит рост
производительности составленных на их базе агрегатов вследствие
непропорционального роста рабочей скорости и увеличения динамических нагрузок. В то же время тяговые свойства тракторов в
каждом тяговом классе при повышении энергонасыщенности
остаются практически неизменными. В результате появляется «избыточная» мощность двигателя, которая не может быть использована ни для повышения скорости, ни для увеличения ширины захвата и грузоподъемности существующих агрегатов.
Второй ведущей тенденцией научно-технического прогресса в
области сельскохозяйственного тракторостроения является освоение новых более высоких тяговых классов тракторов, которое сопровождается увеличением массы трактора наряду с увеличением
мощности двигателя.
Однако рост единичной массы тракторов влечёт за собой усиление вредных воздействий их ходовых систем на почву, приводит
34
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
к переуплотнению и разрушению её, сопровождается повышением
стоимости машинно-тракторных работ. Исследования показывают,
что рост массы тракторов опережает увеличение производительности машинно-тракторных агрегатов. В результате этого происходит повышение удельных приведённых затрат на приобретение
и эксплуатацию тракторов, имеющих увеличенную массу и, как
правило, большую стоимость, и агрегатируемых с ними сельхозмашин [92].
Исходя из вышеизложенного, можно сказать, что реализация
мощности двигателя трактора может быть осуществлена по двум
основным направлениям:
– повышение тягово-сцепных свойств агрегата за счёт движителей-рыхлителей;
– наделение функциями сельскохозяйственных машин в процесс
создания силы тяги машинно-тракторного агрегата.
В полевых условиях эксплуатация МТА на повышенных скоростях не всегда представляется возможной, особенно при выполнении сложных операций, связанных с уходом за пропашными
культурами. Это обусловлено в первую очередь динамическими
характеристиками агрегата, а также степенью обеспечения оптимального взаимодействия в системе “человек-машина”. С ростом
скоростей движения современных агрегатов значительно возрастают требования к трактористам, управляющим этими агрегатами,
для обеспечения точности их вождения. Следует отметить, что
требования к такому эксплуатационному свойству, как точность
вождения агрегатов, достаточно высоки. В зависимости от вида
сельскохозяйственных работ отклонения от требуемой траектории
движения не должны превышать ±3-6 см. Например, агротехнические требования к полосному посеву предписывают, чтобы отклонение ширины междурядий составляло не более ±2 см для сошников в составе агрегата и не более ±5 см для стыковых междурядий
двух смежных проходов агрегата. Поэтому, на таких технологических процессах как посев и междурядная обработка почвы энергонасыщенные тракторы работают со скоростью не более 1,82,2 м/с с неполным использованием мощности двигателя. Причину
такого явления ряд авторов [78] видят в том, что тракторист не
имеет возможности управлять трактором (рис. 1.11) на повышенных скоростях с обеспечением требуемого по агротехнике качества выполнения технологической операции из-за имеющихся
35
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
эргономических ограничений, в частности, в скорости реакции
человека.
Рис. 1.11. Структурная схема управления движением трактора
По данным исследования М. П. Пензина и С. А. Литинского
установлено, что система “человек-машина” будет устойчива
только лишь при значениях времени реакции человека, меньших,
чем 1,64 с. Сотрудниками Всероссийского научно-исследовательского проектно-технологического института механизации и электрификации сельского хозяйства (ВНИПТИМЭСХ) были проведены исследования [55] системы “человек-машина” в процессе движения пахотного агрегата. В результате было установлено, что
примерно 90% общего количества информации, перерабатываемой
трактористом, занимает информация о направлении движения агрегата. Соответственно на управление рычагами поворотов приходится основной удельный вес по затратам как времени, так и энергии тракториста. Так, на каждые 100 м пути трактористу приходится 6-10 раз воздействовать на рычаги поворотов (10-12 воздействий в минуту, до 10 тысяч воздействий в смену), затрачивая на
каждое воздействие 1,5-3 с. Информация о работе сельскохозяйственной машины и о показаниях контрольно-измерительных приборов составляет соответственно 6-8 и 2-4% в общем объёме информации. Контроль над работой сельскохозяйственной машины
осуществляли в среднем один раз за 160-175 м пути при продолжительности наблюдения 2-8 с, а контроль за приборами и сигнализаторами – один раз за 1056 м пути с продолжительностью 0,51,5 с. Наблюдениями за пропашными агрегатами установлено, что
реакция тракториста на отклонение колес от прямолинейного движения колеблется от 0,5 до 1,5 с, при том, что скорость движения
агрегата для трактористов, обладающих такой реакцией, находится
36
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
в пределах 0,6-1,7 м/с. Добавим, что во время работы из-за монотонности, продолжительности и однообразия вождения, у тракториста возникает утомляемость, снижение внимания, ухудшение
моторного действия, что проявляется в снижении точности, скорости и согласованности движений по управлению агрегатом. В результате чего время реакции тракториста на отклонение агрегата
от прямолинейного движения выходит за пределы устойчивости
системы “человек-машина”.
Большое значение на управление движением агрегата имеет
свободный ход (люфт) рулевого колеса. В процессе эксплуатации
при разрегулировках и износе распределительного органа, зацеплений червяк-сектор и сектор-рейка рулевого механизма, больших
зазорах в шарнирах рулевых тяг, увеличивается люфт. Вследствие
этого возрастает время запаздывания поворота рулевого колеса.
В. И. Фортуна и Г. Е. Топилин в результате опытов показали,
что при движении трактора с одной и той же скоростью по полю
после посева, время срабатывания механизма управления с люфтом рулевого колеса 750 -970 в среднем в 1,3-1,6 раза больше, чем с
люфтом 280 -510 . Для механизма управления с гидроусилителем
руля даже небольшое запаздывание срабатывания вызывает колебание управляемых колес. Так, при движении трактора со скоростью 0,83-2,77 м/с и при свободном ходе рулевого колеса 280 время срабатывания механизма управления составляет 0,20-0,25 с,
а передние колеса совершают колебания от нейтрального положения в 10 -20 в обе стороны.
С повышением люфта рулевого колеса до 1220 время срабатывания механизма рулевого управления возрастает от 0,40 до
0,45 с. Амплитуда колебаний передних колес при этом достигает
60 -80 , что вызывает боковое отклонение агрегата.
Прямолинейность движения агрегатов нарушается особенно
при работе на больших скоростях. Даже небольшое искривление
линии движения трактора вызывает значительное отклонение лап
культиватора с нарушением установленной защитной зоны. При
этом фактическая ширина защитных зон с одной стороны рядков
увеличивается, а с другой стороны – уменьшается до такой степени, что рабочие органы попадают в пределы рядка растений и повреждают их.
Необходимость постоянной корректировки направления движения агрегата, движущегося на повышенных скоростях, вызвано
37
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
существенными абсолютными и относительными перемещениями
культиватора и трактора под действием различных возмущающих
факторов в виде переменного уклона местности, неровностей поверхности полей и неоднородности почвы [54]. Так, в результате
исследований [42] по оценке неоднородности толщины гумусного
слоя почвенного покрова, проведенных на кафедре сельскохозяйственных машин Самарской ГСХА, была установлена зависимость
(рис. 1.12) удельного сопротивления почвы от толщины гумусного
слоя почвы на обыкновенных черноземах Заволжья.
Анализируя приведенную зависимость можно сказать, что изза разности толщины гумусного слоя в почве, на рабочие органы
культиватора оказывается разное удельное сопротивление по всей
рабочей ширине. К тому же, при использовании МТА происходит
повышение механического воздействия ходовых систем тракторов
на почву, что приводит к переуплотнению почвы, ухудшению ее
физических свойств. Установлено, что в процессе выполнения
технологических операций при возделывании сельскохозяйственных культур различные машины проходят по полю от 5 до 15 раз,
при этом суммарная площадь следов движителей машин в два раза
превышает площадь поля. Возникшая неравномерность плотности
почвы, вследствие уплотнения движителями тракторов, также влияет на изменение тягового сопротивления агрегата по всей ширине
захвата. Так, по данным ВИМа, сопротивление обработке почвы
по колее колесного трактора увеличивается на 40%, гусеничного –
25%, большегрузных автомобилей – 65% в сравнении с обработкой неуплотненной почвы.
Рис. 1.12. Зависимость удельного сопротивления почвы от толщины
гумусного слоя
38
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Таким образом, в результате неравномерности удельного сопротивления почвы, оказавшейся по всей ширине захвата культиватора, а так же под действием ряда других факторов, на сцепном
устройстве трактора возникает поворачивающий момент, стремящий отклонить агрегат от прямолинейного движения. По данным
экспериментальных исследований А. И. Корнева установлено, что
только за счет криволинейности пути производительность агрегатов на различных видах полевых работ снижается на 12-15%.
Добавим, непостоянство свойств почвы в пределах обрабатываемого поля отрицательно сказывается на работе тракторного
двигателя. Это объясняется непрерывными колебаниями тягового
сопротивления сельскохозяйственной машины, приводящими к
колебаниям режима загрузки двигателя. Колебания загрузки двигателя приводят к изменению процессов в системе автоматического регулирования подачи топлива и воздуха, вызывая ухудшение
процесса сгорания. С ростом поступательной скорости движения
агрегата происходит увеличение коэффициента удельного сопротивления сельскохозяйственной машины [50, 58], что неизбежно
вызывает увеличение колебаний загрузки двигателя. Разность эффективных мощностей при номинальном значении крутящего момента, развиваемого двигателем при постоянной и переменной
нагрузке, образуют недоиспользованную мощность двигателя:
N н M н н M н ср , кВт
(1.15)
где н , ср – угловая скорость вала двигателя при его загрузке
соответственно постоянным и переменным номинальным крутящим моментом, рад/с.
Доказано, что снижение мощности двигателя тем больше, чем
больше динамичность изменения момента сопротивления на валу
двигателя, при этом снижение может достигать 20-30% от номинальной мощности двигателя [55, 58].
Исследованием устойчивости движения почвообрабатывающих машин занимались многие ученые. Первые разработки принадлежат основоположнику земледельческой механики академику
В.П. Горячкину. Дальнейший анализ устойчивости движения почвообрабатывающих агрегатов представлен большим количеством
работ многих авторов, в том числе И. И. Артоболевского,
П. М. Василенко [20], А. И. Тимофеева [85], Ю. К. Киртбая,
Ю. А. Пейсаховича, В.И. Фортуны, В.Ф. Коновалова [53],
39
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Х. А. Хачатряна, В. А. Ксендзова, Л. В. Гячева [32]. В ряде работ
основной целью являлось определение только условий устойчивости движения на основе методов А. М. Ляпунова, что недостаточно для инженерного расчета рациональных конструкторских параметров машин. Для практики при исследовании устойчивости
движения машин необходимо их различные конструктивные варианты сопоставлять не только по признаку наличия или отсутствия
устойчивости, но также и по степени устойчивости [16]. По мнению Л. В. Гячева [32], условия устойчивости движения А. М. Ляпунова с точки зрения земледельческой механики являются самыми нестрогими, обеспечивающими лишь работоспособность объекта, но не обеспечивающими требуемого качества выполнения
заданного технологического процесса. Как считает И. В. Баев [5],
наиболее точным является определение устойчивости, сформулированное Х. А. Хачатряном: “движение мобильного сельскохозяйственного агрегата устойчиво, если он мало восприимчив к внешним, ограниченным по величине возмущениям, старающихся вывести его из заданного направления, а при отклонениях от курса не
выходят за пределы определенных границ и стремится возвращаться к исходному или близкому к нему движению”. Проведенный анализ работ [32], посвященных устойчивости, позволяет сделать выводы, что следует рассматривать два вида устойчивости
движения агрегатов: динамическую – по А. М. Ляпунову и практическую, обеспечивающую заданное агротехникой качество; что
в качестве критериев устойчивости применять для динамической
устойчивости критерии Гурвица или Михайлова, для степени запаса динамической устойчивости – допустимую длительность запаздывания управляющего воздействия, а для практической
устойчивости – дисперсию (среднеквадратическое значение) бокового отклонения агрегата или его рабочих органов, или показатель
устойчивости, определенный по воздействию на рулевое управление агрегата.
Исходя из вышеизложенного, можно сказать, что для повышения устойчивости движения агрегата, работающего на повышенных скоростях при действии на него возмущающих факторов,
необходимо стабилизировать заданную траекторию движения и
освободить тракториста от большого физического напряжения по
управлению агрегатом. Решение этой проблемы можно осуществить по двум основным направлениям:
40
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
- применяя устройства автоматического направления движения;
- применяя рабочие органы и стабилизирующие элементы, повышающие устойчивость движения агрегата.
1.3. Оценка устройств автоматического направления
движения агрегата
Высокие требования к качеству технологического процесса,
выполненного агрегатом на высоких скоростях, значительно
усложняют работу тракториста при ручном вождении МТА и требуют введения в конструкцию агрегатов специальных устройств
стабилизации их движения в горизонтальной плоскости. К числу
таких устройств относятся системы автоматического направления
движения (САНД) (рис. 1.13). Расчеты показывают, что благодаря
автоматизации движения МТА поток информации, который должен воспринять и переработать тракторист, сокращается примерно
в 30-40 раз.
Рис. 1.13. Классификация САНД
Автоматизации технологических операций, выполняемых мобильными агрегатами, посвящены работы С. А. Литинского,
С. П. Гельфенбейна, В. М. Шабанова, В. А. Гурьянова и др. В результате исследований установлено, что наиболее простым способом автоматизации движения МТА является программирование
41
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
агрегата на местности с использованием базовых линий (магнитное поле земли, маркерные системы, провод и др.). Так, при междурядной обработке в качестве ориентира используют рядок растений, пользуясь тем, что растения выделяются на почве по цвету,
размерам, электропроводности. Первые результаты по автоматизации направления движения были получены фирмой “Ford Motor”
на междурядных обработках кукурузы. Для ориентации использовался гибкий щуп в виде двух упругих “усов”, охватывающих горизонтальными прутками стебли растений. Использование такой
системы обеспечило удовлетворительное качество движения агрегата на скорости до 2,77 м/с. Единственным ограничением использования данного автоматизированного устройства при выполнении
наиболее важных первых обработок в междурядьях являлось слабое развитие растений. Они имеют недостаточную механическую
жесткость, чтобы служить направляющими для щупа при контактной ориентации и по своим механическим, оптическим и электрическим параметрам – почти неотличимы от сорняков. Это является
существенным препятствием для автоматизации движения. Лишь
позднее, когда растения достаточно разовьются, и образуется заметный контур рядка, становится возможной ориентация с помощью механических и электроконтакных щупов.
В работе Грабового И. И. показана эффективность применения САНД пропашного культиваторного агрегата. В результате
проведенных полевых опытов было установлено [55], что для агрегата без САНД с изменением скорости от 1,46 до 3,02 м/с средние квадратические отклонения повышаются от ±2,2 до ±5,1 см,
а с САНД – от ±1,8 до ±3,7 см. Степень повреждения культурных
растений при том же изменении скорости без САНД от 0,85 до
14,8%, а с САНД – от 0,50 до 2,96%.
Однако применение устройств САНД было ненадежным: при
выпадении из рядка двух-трех растений терялась ориентация агрегата. Ненадежность растений как ориентиров вызвала идею использовать их не для автоматического направления движения агрегата, а для автоматического корректирования положения рабочих органов. При этом труд тракториста становится менее напряженным, так как возможные ошибки тракториста подправляет система автоматического корректирования. Так, в ВИСХОМе была
разработана система автоматического корректирования (САК) для
культиватора 2КРН-2,8 с электроконтактным щупом [20].
42
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Испытания такой системы на междурядной обработке свеклы показало, что при скорости движения 2,22 м/с растения практически
не повреждались, а при скорости 3,33 м/с подрезалось 2,7% от общего количества растений на 1 га. При ручном вождении без системы автоматического корректирования повреждений оказалось
намного больше – 1,7 и 30,5% соответственно для 2,22 и 3,33 м/с
[20].
Один из оригинальных вариантов САК пропашного культиватора был разработан в ЛСХИ, где сигнал чувствительного элемента усиливался электронным и электрогидравлическим усилителями и через гидроцилиндры воздействовал на культиватор, уменьшая угол рассогласования между положением направляющих колес трактора и продольной осью культиватора. Однако при установке таких систем требовалось вмешательство в конструкцию
трактора, что повышало стоимость и время обслуживания
агрегата.
В последнее время для повышения курсовой устойчивости агрегата применяются навигационные приборы, использующие систему глобального позиционирования (GPS). Например, система
параллельного вождения AgGPS EZ-Guide 500 вместе с подруливающим устройством EZ-Steer, соединенным с рулевым колесом
трактора, осуществляет необходимые поправки маршрута, обеспечивая любой необходимый уровень точности от 20 до 2 см. При
этом система устанавливается без вмешательства в конструкцию
трактора и проста в использовании. Для передачи управления системе нужно вывести агрегат на маршрут и выбрать шаблон движения, после чего система приступит к автоматическому вождению, тем самым минимизируя человеческий фактор в управлении
агрегатом. В результате использования такой системы увеличивается производительность на 13-20%, повышается качество работы,
выполненной как днем, так и ночью в условиях плохой видимости,
снижается утомляемость тракториста, экономится топливо. Но,
несмотря на высокую эффективность от использования таких систем, повсеместное внедрение их затрудняется в связи с высокой
стоимостью, составляющей до 15% стоимости трактора.
Таким образом, в результате вышеизложенного можно сделать вывод, что использование автоматизированных устройств без
сомнения повышает устойчивость движения агрегата и обеспечивает высокое качество обработки культур, сводя к минимуму
43
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
действия тракториста, как слабого звена в системе “человекмашина”, оставляя ему лишь контролирующую функцию. Однако
сложность конструкции, высокая стоимость и необходимость специализированного обслуживания систем автоматизации затрудняет их повсеместное применение. В силу этого, следует рассмотреть
второй способ повышения устойчивости движения агрегата, работающего на повышенных скоростях, – применение рабочих органов и элементов стабилизации движения.
1.4. Анализ стабилизирующих элементов,
повышающих устойчивость движения агрегата
Устранение дополнительных динамических воздействий на
почвообрабатывающую машину в процессе её работы возможно
путем выбора конструктивных параметров, например, веса машины, её сопротивления или расстояния от фиктивной точки прицепа
до центра сопротивления, а так же задаваясь остальными параметрами, исходя из устойчивости движения машины [32]. Но применение данного способа пригодно лишь в том случае, когда проектируется новая машина. У существующей почвообрабатывающей
машины в агрегате с новыми тракторами повышение устойчивости
её движения возможно за счет определенных конструктивных и
эксплуатационных параметров. Например, почвенных рулей, усовершенствованных рабочих органов, элементов стабилизации
движения. Наиболее простой способ повышения устойчивости
движения культиватора является блокировка навесного устройства
трактора. Однако использовать данный способ не рекомендуется,
так как при случайных поворотах трактора это только увеличивает
боковое смещение рабочих органов и создает повышенное напряжение в звеньях механизма навески. Другим способом обработки
междурядий с малыми защитными зонами культиватором, навешенным сзади, является установка на нем механизма управления
(почвенного руля), с помощью которого рабочий направляет рабочие органы по междурядьям, смещая раму культиватора относительно трактора. Такой способ является наиболее эффективным,
так как за движением почвообрабатывающих органов следит отдельный рабочий, но и является более затратным, поскольку для
эксплуатации агрегата требуется большее количество обслуживающего персонала. К настоящему времени применение
44
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
почвенного руля в конструкциях культиваторов постепенно изжило и поэтому не требует дальнейшего рассмотрения.
Известно устройство для стабилизации направления движения
сельскохозяйственного агрегата, сочетающее в себе применение
двух элементов: установленные на основе трактора щелерезы и
смонтированные на раме сельскохозяйственной машины стабилизаторы, причем щелерезы и стабилизаторы расположены в одной
продольно-вертикальной плоскости и симметрично относительно
продольной оси трактора. Данное устройство работает следующим
образом. При движении агрегата щелерезы, расположенные перед
движителями трактора, нарезают следоуказующие борозды, а стабилизаторы, перемещаясь в нарезанной и уплотненной движителями трактора борозде, стабилизируют направление движения
сельскохозяйственной машины.
Сложность использования данного устройства заключалась в
том, что при первом проходе агрегата трактористу необходимо
точно нарезать следоуказующие борозды, управляя щелерезами
через гидроцилиндры, так как устройство способно ликвидировать
только незначительные отклонения агрегата от прямолинейного
движения, составляющие порядка 1-2 см.
Наибольший интерес для повышения устойчивости движения
пропашного агрегата на повышенных скоростях представляют
дисковые стабилизаторы. Такие устройства просты в конструкции,
эксплуатации, могут сочетать в себе функции щелереза и стабилизатора.
Известны следующие дисковые стабилизаторы.
1) Устройство для предотвращения бокового смещения агрегата. Устройство (рис. 1.14) для предотвращения бокового смещения агрегата, выполнено в виде плоского диска, закрепленного на
ступице вертикального вала, вращающегося в опорной стойке,
жестко соединенной с рамой сельскохозяйственной машины через
кронштейн. На другом конце вертикального вала закреплен рычаг,
устанавливающий плоский диск под разным углом α с помощью
регулировочного болта. Изменение установки угла α плоского
диска составляет 00 -100 и ограничено стопорным винтом, установленным в отверстии кронштейна.
45
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
а)
б)
Рис. 1.14. Устройство для предотвращения бокового смещения
агрегата:
а) вид сбоку; б) вид сверху; 1 – плоский диск; 2 – вал;
3 – кронштейн; 4 – рама; 5 – рычаг; 6 – регулировочный болт;
7 – гайка; 8 – стопорный винт; 9 – отверстие кронштейна
Преимуществом устройства является изменение угла установки плоского диска, что дает возможность создать величину поворачивающего момента, равносильную величине созданной несимметричной сельскохозяйственной машиной.
Недостатком изобретения является применяемость только в
агрегате с несимметричными сельскохозяйственными машинами.
2) Секция почвообрабатывающего орудия [2] для снижения
возможности повреждения растений и повышения курсовой
устойчивости (рис. 1.15). Секция почвообрабатывающего орудия
содержит смонтированный на раме посредством параллелограмной подвески грядиль, на котором посредством упругих тяг установлены диски, смещенные относительно друг друга по ходу движения орудия. Каждый из дисков размещен между лапой и рядком
культурных растений и первоначально образует с продольновертикальной плоскостью угол γ = 20 – 30 , при этом ось диска также
расположена под углом γ = 20 – 30 к горизонтали.
Преимуществом изобретения является ограничение диском
распространения деформации почвы в сторону рядка культурных
растений, а также стабилизация движения секции по ходу движения.
К недостаткам данного изобретения можно отнести повышение тягового сопротивления.
46
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 1.15. Секция почвообрабатывающего орудия:
1 – грядиль; 2 – кронштейн; 3 – рабочий орган; 4 – стрельчатая лапа;
5 – стойка; 6 – шарнир; 7 –упругая тяга; 8 – ось; 9 – диск
3) Стабилизатор орудия, предназначенный для прямолинейного
движения агрегата (рис. 1.16). Стабилизатор состоит из жесткой
рамы, установленной посредством вертикальных стоек на два диска, идущих по следу задних колес трактора. С одной стороны
жесткая рама через элементы крепления устанавливается на заднюю ось трактора, а с другой стороны – через втулки опорного
пальца соединена с сельскохозяйственной машиной.
Преимуществом изобретения является устранение колебаний,
как трактора, так и сельскохозяйственной машины.
Недостатком данного изобретения является применяемость с
одним типом трактора, так как из-за цельности рамы невозможно
регулировать ширину элементов крепления.
Рис. 1.16. Стабилизатор орудия:
1 – рама; 2 – стойка; 3 – диск; 4 – элемент крепления к задней оси
трактора; 5 – втулка опорного пальца
47
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Стремление к повышению производительности машинных агрегатов диктует необходимость применения высоких скоростей
при выполнении технологических операций. Повышение рабочих
скоростей с обеспечением требуемого качества обработки возможно за счет применения стабилизаторов движения. Однако анализ конструкций стабилизирующих элементов показал, что при
использовании данных устройств повышается общий вес сельскохозяйственной машины, и как следствие этого, повышается значительная доля тягового сопротивления сельскохозяйственной машины, приходящаяся на сопротивление перекатыванию. Так, при
весе машин в 50-60 кН и коэффициенте сопротивления качению
колес в условиях повышенной влажности 0,4-0,5 сопротивление
перекатыванию достигает 20-30 кН. При такой постановке проблемы дальнейший рост производительности машинных агрегатов
при обработке сельскохозяйственных культур должен обеспечиваться за счет интенсивного автономного перемещения исполнительных рабочих органов. Поэтому для тяжелых сельскохозяйственных машин наиболее перспективен и реален способ передачи
части мощности двигателя через ВОМ трактора на привод опорных колес или на ротационные рабочие органы.
48
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
2. ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССА ОБРАЗОВАНИЯ
ДВИЖУЩЕЙ СИЛЫ И ПОВЫШ ЕНИЯ УСТОЙЧИВОСТИ
ДВИЖЕНИЯ КУЛЬТИВАТОРНОГО АГРЕГАТА
2.1. Энергетические параметры тягово-приводного
агрегата с движителями-рыхлителями
Уравнения, описывающие движение колесных машин, хорошо известны [56, 93]. Уточним их применимость к специфике полноприводных агрегатов с целью исследования тягово-сцепных и
энергетических показателей.
Для выявления закономерностей взаимосвязи между отдельными факторами оговорим определенные допущения и предпосылки, которые будут учтены при выводе теоретических зависимостей и при проведении экспериментальных исследований:
движение агрегата установившееся, прямолинейное, по горизонтальной поверхности;
линия тяги совпадает с продольной осью симметрии агрегата и параллельна плоскости поля;
удельное тяговое сопротивление пассивных рабочих органов СХМ постоянно.
Исходя из поставленной цели исследования, дадим общую
характеристику исследуемого агрегата:
наличие привода опорно-ведущих колёс сельхозмашины;
совпадение ширины колеи ведущих колёс трактора и сельхозмашины;
применение колёсной схемы «обратной» классической.
Для более четкого представления параметров, влияющих на
технико-экономические показатели ТПА, примем детерминированную зависимость между входными факторами. Как правило,
такая система легко поддаётся математическому моделированию.
В качестве основных технико-экономических показателей
эффективности использования привода опорных колёс сельхозмашин от ВОМ трактора принимаем следующие критерии:
техническую производительность МТА, отражающую количественную сторону выполненной работы:
WТ BVр ,
(2.1)
где χ – коэффициент пропорциональности;
49
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В – ширина захвата СХМ, м;
Vр – рабочая скорость агрегата, м/с;
Тяговый КПД агрегата ηа , оценивающий совершенство агрегата, как тяговой машины:
а хса та N F
1
Ne
N еПАО
,
(2.2)
где ηхса – КПД ходовой системы агрегата, оценивающий степень
использования мощности, подведенной к ведущим колёсам агрегата;
ηта – КПД, учитывающий механические потери мощности
в трансмиссии агрегата;
NF – мощность, расходуемая на преодоление сопротивления
почвы рабочими органами сельхозмашины (полезная тяговая
мощность).
N F FV р S ПРО ВV р ,
(2.3)
где F – тяговое сопротивление пассивных рабочих органов сельхозмашины, Н;
S ПР0 – коэффициент удельного сопротивления пассивных рабочих органов СХМ, Н/м;
Nе – фактическая мощность двигателя, кВт;
NеПАО – часть мощности двигателя, расходуемая на привод
движителей-рыхлителей СХМ, кВт.
Тогда выражение (2.1) можно записать в следующем виде:
WT
Ne
N еПАО
S ПPO
xca ma .
(2.4)
Удельные энергозатраты по производительности в час чистого времени определятся следующим образом:
UЭ
Ne
S ПPO
.
WT ma xca
(2.5)
Последний фактор можно считать обобщением из всех выходных параметров, оценивающих экономичность работы ТПА на
единицу обработанной площади поля [50, 90].
Согласно поставленной задаче исследования, все перечисленные параметры рассматриваются в зависимости от распределения
мощности между ведущими колесами трактора и опорноведущими колесами сельхозмашины.
50
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Комплекс вышеперечисленных выходных показателей служит
для оценки эффективности использования мощности, снимаемой с
ВОМ трактора на привод опорно-ведущих колёс сельхозмашины.
С целью определения энергетических параметров ТПА с движителями-рыхлителями сельскохозяйственной машины рассмотрим случай увеличения его ширины захвата при неограниченной
мощности двигателя. При этом принимаем, что тяговая мощность
трактора равна максимальному значению для данного почвенного
фона и постоянна
/ кр
опт
(2.6)
NТ Pкр Vдоп const ,
где Pkpопт – оптимальное тяговое усилие трактора, кН;
Vдоп – допустимая скорость движения агрегата (по агрономическим, конструктивным и др. требованиям), м/с.
Постоянной будет и часть мощности двигателя Ne/ , преобразуемая в тяговую мощность трактора:
N /
e
NТ/ КР
Tmax
.
(2.7)
Основываясь на работах [58, 59], запишем коэффициент
удельного сопротивления сельскохозяйственной машины Ө в виде
суммы двух коэффициентов:
Ө = Ө ро + Ө fM ,
(2.8)
где ӨfM – часть коэффициента удельного сопротивления, обусловленная перекатыванием массы сельхозмашины.
Такое представление носит теоретический (условный) характер. Однако логично будет предположить, что при разделении потока мощности в многоосных агрегатах мощность на движителяхрыхлителях, прежде всего, расходуется на перемещение массы
СХМ. При таком допущении равенство (2.8) можно записать в виде:
Ө = Өро + βӨf ,
(2.9)
где β – коэффициент, учитывающий долю тягового сопротивления
СХМ, реализуемого тягой трактора.
При значениях β, равных:
β = 1 – тяговое сопротивление пассивных рабочих органов
СХМ и сопротивление перекатыванию, обусловленное ее сцепной
массой, реализуется тяговым усилием трактора (тяговый агрегат
51
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
NОСХM = 0, где NОСХМ – мощность, подведённая к движителямрыхлителям СХМ, кВт);
0 < β < 1 – мощность, используемая на передвижение сельскохозяйственной машины, характеризующаяся сцепным весом, частично реализуется движителями СХМ;
β = 0 – мощность, подведенная к движителям СХМ равна
мощности расходуемой на перекатывание её сцепного веса;
β < 0 – движителями СХМ реализуется мощность на перемещение собственной сцепной массы и частично на перемещение
пассивных рабочих органов.
Таким образом, исходя из выражения (2.9), можно сказать,
что применение привода движителей-рыхлителей СХМ приводит
к условному изменению (уменьшению) её коэффициента удельного тягового сопротивления, которое при определённых условиях
можно свести к нулю. В этом случае трактор играет роль энергетического модуля [50].
Однако рассмотрим этот вопрос с позиции сопровождающегося уменьшения энергозатрат.
Для этого в качестве сравнения предлагаемого с существующим агрегатом будем использовать тяговый МТА (β = 1). Примем
для тягового агрегата следующие обозначения:
В' – ширина захвата агрегата, м;
Р'f – сопротивление перекатыванию СХМ, Н;
Ө'f – часть удельного сопротивления СХМ, обусловленная перекатыванием ее сцепной массы, Н/м;
N/ e – мощность двигателя тягового агрегата (по принятым ранее допущениям N/ e = const, кВт;
UЭ' – удельные энергозатраты тягового агрегата, кВт/га.
Из ряда научных исследований [36, 58] известно, что увеличение ширины захвата СХМ сопровождается непропорциональным повышением её конструкционной массы. В связи с этим можно записать, что при изменении ширины захвата сельскохозяйственной машины В её удельная масса изменится (т.е. Өf = vаr).
При исследовании вопросов, связанных с увеличением ширины захвата агрегата, предлагается количественное изменение
удельного сопротивления СХМ, обусловленное перекатыванием её
сцепной массы, что можно выразить через отношение этих коэффициентов:
52
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
f/
,
f f
(2.10)
где Өf – текущее значение удельного сопротивления сельскохозяйственной машины при ширине захвата В, Н/м.
При ширине захвата сельскохозяйственной машины В > В' отношение λ f < 1 и с ростом ширины захвата уменьшается.
С учетом вышеприведенных обозначений и допущений запишем тяговое усилие на крюке трактора:
РТкр В / ( ро f/ ) ( B/ B) ( po f ) ,
(2.11)
где ΔВ – приращение ширины захвата за счет снижения удельного
тягового сопротивления сельскохозяйственной машины, м.
То есть за счёт привода ведущих колёс сельскохозяйственной
машины (β < 1) при постоянном тяговом усилии на крюке трактора
прирост ширины захвата агрегата составляет величину:
ΔВ = В – В'.
(2.12)
Соответственно мощность, потребляемая движителямирыхлителями сельскохозяйственной машины, равна:
NОСХМ В(1 ) f/ V р
f
.
(2.13)
Тогда фактическая мощность двигателя, расходуемая на тягу
агрегата с увеличенной шириной захвата:
N е N e/ В(1 ) f/ V р f
f CХХ
,
(2.14)
где ηCХМ – тяговый коэффициент полезного действия сельскохозяйственной машины.
Для определения увеличения ширины захвата агрегата воспользуемся коэффициентом λ В , равным отношению увеличенной
ширины захвата агрегата (за счёт использования движителейрыхлителей) к ширине захвата сельскохозяйственной машины при
тяговой схеме агрегата [58]:
В В
.
В/
(2.15)
После соответствующих подстановок данное уравнение можно записать в виде:
53
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
f ( ро f/ )
.
В f po f
(2.16)
Увеличение мощности двигателя выразим через коэффициент
λ N, равный отношению мощности двигателя при тягово-приводной
схеме к мощности двигателя при тяговой схеме агрегата:
N B(1 ) f ТР f
Ne
,
1
N e/
B / f ( po f/ )СХM
(2.17)
или
N 1 B (1 ) f/ fM
f ( po f )
,
(2.18)
где λ η – коэффициент, учитывающий соотношение тягового коэффициента полезного действия трактора и тягового коэффициента
полезного действия сельскохозяйственной машины:
ТР
.
СХМ
(2.19)
Запишем зависимости для расчета удельных энергозатрат:
U Э/ N е/
,
B /V р
(2.20)
UЭ Nе
,
BVр
(2.21)
где UЭ' – удельные энергозатраты при тяговой концепции агрегата,
кВт/га;
UЭ – удельные энергозатраты в тягово-приводном агрегате,
кВт/га.
Для увеличения ширины захвата агрегата с опорноприводными колесами СХМ без изменения удельных энергозатрат
должно выполняться условие [59]:
UЭ ≤ U / Э,
(2.22)
или
Nе
В
(2.23)
/.
/
Nе В
На рисунке 2.1 условие (2.22) выполняется при прохождении
зависимостей ниже линии d. Таким образом, видно, что
54
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
увеличение ширины захвата агрегата без увеличения удельных
энергозатрат имеет определённые границы (до пересечения с линией d). Дальнейшее увеличение ширины захвата вызывает резкое
повышение необходимой мощности двигателя.
(2.24)
N B .
Рис. 2.1. Зависимость между степенью увеличения ширины захвата
агрегата и степенью увеличения мощности двигателя,
d – условие сохранения удельных затрат
Рассмотрим необходимые условия, при которых может быть
реализовано условие уменьшения или сохранения энергозатрат
(2.24) (на участке ниже линии d, рисунок 2.1).
После преобразования выражения (2.24) получим:
или
f ,
1 fМ
пр 1 М xТР ,
(2.25)
(2.26)
где
1 1.
(2.27)
f Исходя из полученных неравенств, запишем обобщенное
условие сохранения или снижения удельных энергозатрат:
x
x fТТ ТиПСХМ
СV
55
1,
(2.28)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где λ ηТиПСХМ – коэффициент, учитывающий соотношение механических КПД трансмиссии трактора и привода в движителяхрыхлителях СХМ:
ТиПСХМ / ТР
,
пр
(2.29)
где ηпр – механический КПД, учитывающий потери энергии при её
передаче от вала двигателя до опорно-ведущих колёс.
Анализ условия сохранения энергозатрат показал, что увеличение ширины захвата сельхозмашины имеет технический (без
учета изменения коэффициента использования времени смены d)
предел.
Прежде всего, это связано с конструктивными особенностями
сельхозмашины (2.22; 2.23), а именно, с зависимостью увеличения
удельной конструктивной массы СХМ от изменения её ширины
захвата.
Рассмотрим факторы, влияющие на условие сохранения
удельных затрат.
При принятых условиях имеем:
fТР соnst .
(2.30)
Исходя из допустимого буксования ведущих колес [22], по агротехническим требованиям, а также по условию циркуляции
мощности [15], кинематическое несоответствие лежит в пределах
0,85 < CV < 1,18.
(2.31)
В определенных границах находится и изменение отношения
КПД трансмиссии и приводов движителя-рыхлителя СХМ λ ηТиПСХМ ,
ηТР / лежит в пределах 0,8 – 0,94 [31].
Учитывая, что при принятых условиях ηfТР и ηТР являются величинами постоянными, а коэффициенты x и CV факторами, зависимыми от ширины захвата сельхозмашины, то основным управляемым параметром, влияющим на сохранение удельных энергозатрат, является КПД в приводе опорно-ведущих колёс.
Иначе говоря, одним из основных требований к тяговоприводным агрегатам является применение приводов, обладающих
высоким коэффициентом полезного действия.
Анализ уравнений (2.27 и 2.28) показывает, что на удельные
энергозатраты оказывает влияние увеличение кинематического
несоответствия. В связи с этим необходимо применять движители
56
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сельхозмашины, с выдвижными рыхлителями на определённую
глубину.
Требования к перечисленным параметрам (рис. 2.1) тем жёстче, чем круче зависимость между увеличением ширины захвата и
повышением конструктивной массы сельхозмашины.
Используя данные характеристики трактора класса 0,6 на поле, подготовленном под посев [90], и принимая максимальный
КПД привода опорно-ведущих колес СХМ, равным 0,96, а также
предельные значения кинематического несоответствия СV и КПД
трансмиссии трактора ηТР ,/ решим неравенство (2.28) относительно
λ f . Получим, что при принятых условиях, (т.е. при существующем
уровне развития тракторов и приводов движителей СХМ) при λ f
менее 0,7-0,8 невозможно создание высокопроизводительных тягово-приводных агрегатов без увеличения удельных энергозатрат.
Таким образом, можно сформулировать требования к агрегатам, имеющим опорно-ведущие колёса СХМ: увеличение ширины
захвата СХМ не должно сопровождаться увеличением более, чем
на 15-20% части её удельного сопротивления, обусловленной повышением конструктивной массы (при постоянном удельном сопротивлении пассивных рабочих органов).
Для того чтобы выявить рациональный режим работы культиваторного агрегата, составляющие баланса мощности агрегата,
отнесённые к крюковому усилию, представим в виде функции:
Nуд =f (К п , а, V),
(2.32)
где Nуд – удельная мощность культиваторного агрегата, кВт/кН;
Кп – конструктивные параметры движителя-рыхлителя;
а – глубина обработки почвы, м;
V – скорость движения культиваторного агрегата, м/с.
На удельные затраты мощности оказывают влияние конструктивные параметры движителя-рыхлителя [67] (r – радиус колеса,
м; n – количество рыхлителей, шт.; а – глубина обработки пассивных рабочих органов почвы, м; V – скорость движения культиваторного агрегата, м/с).
Взаимосвязь параметров модернизированного культиваторного агрегата (2.32) рационально принять в качестве основного критерия оценки эффективности использования движителей-рыхлителей.
Для определения минимальных энергозатрат воспользуемся
критерием оценки эффективности использования движителей57
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
рыхлителей КN, равным отношению удельных затрат мощности
модернизированного агрегата к удельным затратам мощности серийного агрегата:
К N
N уд. мод.
N уд.сер.
Uэ
.
U э/
(2.33)
Для того чтобы повысить производительность агрегата без
увеличения удельных энергозатрат, необходимо выполнение условия КN <1, что характеризуется рисунком 2.1.
2.2. Обоснование конструкции движителя-рыхлителя
Рабочая гипотеза снижения энергоемкости технологического
процесса культиваторного агрегата апробирована посредством реализации функциональных возможностей оригинальной математической модели экспериментального движителя-рыхлителя.
Возможности создания дополнительной движущей силы
культиваторного агрегата могут быть реализованы в большей мере
в случае использования опорных колес культиватора, снабженных
почвозацепами с оптимизированными конструктивно-технологическими параметрами. Оптимизация параметров почвозацепов,
прежде всего, целесообразна с точки зрения снижения энергоемкости культиваторного агрегата [67].
Поскольку культиваторный агрегат – почвообрабатывающее
орудие, то целесообразно почвозацепы наделить и технологическими функциями – рыхлением почвы, например дна колеи по
следу трактора.
Технологическая и энергетическая эффективности применения движителя-рыхлителя могут быть повышены в результате
подбора необходимого места внедрения в почву, длины и угла
расположения почвозацепа-рыхлителя в момент взаимодействия
его с дном колеи по следу тракторного колеса.
На практике встречаются движители-рыхлители с эксцентриковыми механизмами. Однако известные эксцентрики кривошипного типа не обеспечивают возможности одновременного регулирования величины выхода рыхлителя за опорную поверхность и
изменения его наклона к радиусу движителя.
Этот недостаток отсутствует у предлагаемого технического
устройства (Патент №2319616 РФ от 20.03.08 Бюл. №8),
58
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
содержащего два концентрических барабана (рис. 2.2), причем барабан, расположенный внутри круглого движителя, имеет возможность плоско-линейного смещения ( xb и zb ) относительно
центра Or внешнего барабана и поворота вокруг своей оси (в точке Ob ) в пределах угла регулировки .
Рис. 2.2. Схема к разработке математической модели
конструкции движителя-рыхлителя
Для обеспечения возможности проведения достоверных научных исследований и внедрения предлагаемого технического
устройства в производство разработана математическая модель
экспериментального движителя-рыхлителя. Математическая модель идентифицирует конструкцию движителя-рыхлителя, а также
его кинематику, технологический процесс и энергоемкость взаимодействия с почвой.
Предлагаемый движитель-рыхлитель по принципу работы относится к активным ротационным рабочим органам.
Одной из специфических особенностей активных ротационных рабочих органов является возможность изменения режима их
перемещения по обрабатываемому почвенному слою (рис. 2.3).
Из анализа траекторий движения отдельных точек, принадлежащих внешним поверхностям движителя и эксцентрикового барабана при различных значениях коэффициентов кинематического
несоответствия (λ к): λ к< 1 – притормаживание; λ к=1 – «чистое»
качение; λ к >1 – буксование; λ к>>1 – значительное буксование,
следует, что на уровне линии cc горизонтальные составляющие
скорости движения точек опорной поверхности движителя меняют
59
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
свое направление и под линией cc имеют противоположное поступательному движению направление.
Рис. 2.3. Варианты кинематических режимов работы
движителя-рыхлителя с барабанным эксцентриком
(реализация предлагаемой математической модели экспериментального
движителя-рыхлителя)
На форму траекторий отдельных точек барабана коэффициент
скольжения движителя также оказывает влияние. У них отсутствуют признаки качения с буксованием, но характерно то, что их
минимальные значения аппликат не совпадают по абсциссам с
соответствующими минимальными значениями аппликат соответствующих точек движителя.
Из этого следует, что за один оборот качения движителя расстояние между каждыми двумя соответствующими точками изменится от минимального значения до максимального. Это подтверждается графической интерпретацией (рис. 2.4), полученной по
разработанной математической модели изменения значений внутренней части рыхлителя за один оборот движителя.
Длина рыхлителя Lr (рис. 2.2) определяется алгоритмом математической модели и принимается во внимание максимальное
значение длины внутри движителя плюс величина страховочного
выступа над внешней поверхностью движителя.
Визуализация траекторий движения выступающих над внешней поверхностью движения, интерпретируемых математической
моделью, представлена на рисунке 2.5.
Из анализа графической интерпретации характера движения
рыхлителя (рис. 2.5) следует, что наличие эксцентрикового барабана и его соответствующая позиция внутри движителя позволяют
обеспечить возможность оптимального расположения рыхлителя
60
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
в момент внедрения в почву и затем, в максимально заглубленном
состоянии, на коротком отрезке пути сместиться назад, создать
импульс движущей силы и после взрыхления почвы, покинуть
почвенный пласт.
Рис. 2.4. Графическая интерпретация, полученная
по предлагаемой математической модели изменений значений
внутренней части рыхлителя за один оборот движителя
Рис. 2.5. Визуализация «кинематического блока рыхлителя»
математической модели
В подтверждение данного вывода свидетельствуют закономерности изменения модуля, а также продольных и вертикальных
составляющих скорости движения рыхлителя (рис. 2.6).
Из анализа закономерностей изменения результирующей
и структурных составляющих скорости движения рыхлителя следует, что рыхлитель экспериментального дополнительного движителя в процессе взаимодействия с почвой надежно цепляется
61
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
за колею тракторного следа и интенсивно смещается назад, образуя движущую силу.
Рис. 2.6. Закономерности изменения структурных
составляющих результирующей скорости движения рыхлителя
Рис. 2.7. Зоны взаимодействия рыхлителей с почвой
Визуализация «технологического блока» математической модели движителя-рыхлителя представлена на рисунке 2.7. Из анализа визуализированного «технологического блока» математической
модели функционирования движителя-рыхлителя (рис. 2.7) следует, что рыхлитель начинает взаимодействовать с почвой раньше,
чем соответствующий участок опорной поверхности движителя.
Зона взаимодействия рыхлителя с почвой Sr расположена перед
зоной взаимодействия движителя с дном колеи Sd.
Это дает основание сделать допущение в том, что взаимодействие движителя-рыхлителя с почвой происходит через рыхлители, а усилия воздействия опорной поверхности движителя
62
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
на взрыхленный слой незначительны и поэтому сопротивлением
качению движителя-рыхлителя можно пренебречь.
Совместный анализ графических интерпретаций технологического процесса взаимодействия рыхлителя с почвой и траектории
перемещений рыхлителя во взрыхляемом слое (рис. 2.8) дают
представление о характере и величинах силового взаимодействия
движителя-рыхлителя культиваторного агрегата с поверхностью
поля.
Рис. 2.8. Траектория перемещения рыхлителя
Математическая модель функционирования экспериментального движителя-рыхлителя представлена в виде:
Rд f Rд x1Rд , x2 Rд , x3Rд , x4 Rд , x5Rд , x6 Rд ,
rb f x , x , x , x , x , x
rb 1rb 2rb 3rb 4rb 5rb 6rb ,
xb f
xb x1xb , x2xb , x3xb , x4xb , x5xb , x6xb ,
MMK zb f zb x1zb , x2zb , x3zb , x4zb , x5zb , x6zb , (2.34)
Lr f x , x , x , x , x , x
Lr 1Lr 2 Lr 3Lr 4 Lr 5 Lr 6 Lr ,
f r x1 r , x2 r , x3 r , x4 r , x5 r , x6 r ,
Bk f Bk x1Bk , x2 Bk , x3Bk , x4 Bk , x5Bk , x6 Bk ,
где Rд – радиус движителя; rb – радиус барабана; Δхb – смещение
по оси х; Δzb – смещение по оси z; Lr – длина рыхлителя; – угол
63
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
регулирования; Bk – ширина движителя; x1Rд – твердость почвы,
Па; x2 Rд – крутящий момент, Н м; x3 Rд – технологический просвет
СХМ, м; x4 Rд – скорость движения культиваторного агрегата, м/с;
x5 Rд – радиус барабана, м; x6 Rд – коэффициент буксования движителя.
Математическая модель функционирования экспериментального движителя-рыхлителя позволяет решить функцию цели
(рис. 2.9).
R – радиус дополнительного движителя агрегата, м;
r – радиус барабана дополнительного движителя, м;
α – угол установочного поворота барабана относительно движителя, рад;
x – смещение оси барабана относительно движителя по горизонтали, м;
z – смещение оси барабана относительно движителя по вертикали, м;
– частота вращения движителя, с -1 ;
t – время перекатывания движителя, с;
hк – глубина колеи, м;
hr – глубина рыхления почвы рыхлителем, м;
ν – поступательная скорость движения агрегата, м/с;
T – твердость почвы, Па;
k – удельная твердость почвы под движителем, Па.
Выходные показатели:
1 – координаты точек элементов конструкции движителя–рыхлителя в статике;
2 – координаты точек элементов конструкции движителя–рыхлителя в динамике;
3 – пакет параметров скоростных характеристик движения фрагментов дви жителярыхлителя на уровне отдельных его точек и элементарных участков поверхностей
(кинематические характеристики);
4 – пакет параметров силового взаимодействия рыхлителей с почвой в процессе фо рмирования дополнительной движущей силы почвообрабатывающего агрегата (хара ктеристики энергоемкости формирования движущей силы).
Рис. 2.9. Принципиальная схема математической модели
движителя-рыхлителя
64
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
РТАК PТАЭ PТАЭ max ; PТАЭ PТТ PТД
(2.35)
dPТЯГ. А. dG f ПК dG f ВК dРТД
где РТАК – сила тяги классического агрегата; РТАЭ – сила тяги экспериментального агрегата; РТТ – движущая сила на ведущих колёсах
трактора; РТД – движущая сила на движителях-рыхлителях;
РТЯГ.А. – сила тяги на крюке, G – вес трактора; f ПК – коэффициент
перекатывания передних колёс трактора; f ВК – коэффициент перекатывания на ведущих колёсах трактора.
2.3. Анализ работы движителя-рыхлителя
Рассмотрим работу движителя-рыхлителя с жестким ободом
1, выдвижными рыхлителями 2, движущегося по почве (рис. 2.10).
При движении колеса на него действуют следующие силы и
моменты: ведущий момент M к , приложенный к его оси; реактивная сила FТ , представляющая собой сопротивление, оказываемое
остовом машины толкающему ее колесу; вертикальная нагрузка на
колесо G ; реактивные силы, действующие со стороны почвы на
колесо, представлены равнодействующей R1 , которая приложена в
точке С опорной поверхности колеса; касательная сила тяги колеса, необходимая для преодоления сдвига почвы Fк. сд ; касательная
сила тяги колеса, возникающая при срезе почвенных кирпичей боковыми сторонами рыхлителей Fк.ср .
Определим касательную силу тяги движителя-рыхлителя
(рис. 2.10 и 2.11).
При установившемся режиме касательная сила РККР тяги колеса-рыхлителя равна сумме тангенциальных реакций почвы,
направленных в сторону движения (рис. 2.10).
В этом случае процесс взаимодействия ведомого колеса с
почвой отличается от качения ведущего жесткого колеса. При взаимодействии ведущего колеса с почвой действуют: силы, возникающие при упоре рыхлителей в почву; силы, возникающие при
срезе почвенного кирпича боковыми сторонами рыхлителей.
При движении движителя-рыхлителя его рыхлители начнут
постепенно выдвигаться, достигнув угла 1 (рис. 2.10), а также
65
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сдвигать и срезать почву в направлении, обратном движению.
Упор рыхлителей в почву, сдвиг и срез почвенных кирпичей, зажатых между рыхлителями, возможны только при полном использовании сил трения, т. е. когда имеется пробуксовка колеса.
Рис. 2.10. Схема вывода касательной силы тяги
движителя-рыхлителя (по Гуськову [31])
Теоретически передача ведущего момента обязательно должна сопровождаться буксованием, в результате чего ось колеса как
бы перемещается на соответствующее расстояние назад. В этом,
главным образом, заключается физическая сущность буксования
ведущих колес на деформируемой поверхности и причина снижения их поступательной скорости [31, 48, 77].
Из сказанного выше следует, что сцепление опорной поверхности движителя-рыхлителя с почвой происходит за счет сил трения, возникающих между ободом и почвой, а также сдвига и среза
рыхлителями почвенных кирпичей.
При установившемся движении колеса ( V const ) сдвиг и
срез почвенных кирпичей происходит в основном в периоды выхода последнего рыхлителя опорной поверхности колеса из почвы
(рис. 2.10). В этот момент нагрузка от вышедшего из зацепления
рыхлителя перераспределяется на остальные, находящиеся
в зацеплении. Все рыхлители сдвигаются и срезают почву
66
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
на одинаковую величину i , причем первый сдвигает почву на i
, второй – на i i 2 i , третий – на i i i 3 i и т.д. Поскольку первый рыхлитель пройдет все стадии зацепления от входа в почву до выхода из него, наибольший сдвиг и срез почвы при
выходе его из зацепления равен m ax n i (здесь n – число рыхлителей в зацеплении опорной поверхности колеса с почвой).
С другой стороны, наибольший сдвиг и срез почвы можно
представить, как произведение коэффициента буксования на
длину р з (рис. 2.10), т. е. m ax рз .
Исследования [43] показали, что распределение деформации
сдвига и среза почвенных кирпичей в контакте опорной поверхности колеса с почвой можно представить в виде треугольника
(рис. 2.10).
Напряжения сдвига сдi , возникающие в почве при воздействии на него рыхлителями, возрастают и при 0 достигают максимума п (рис. 2.12) [31], после чего они убывают и при полном
срезе почвенного кирпича достигают постоянного значения ск .
В то же время напряжение ср , возникающее при срезе почвенного
кирпича боковыми сторонами рыхлителей высотой hх , можно
в первом приближении считать не зависящим от деформации.
Таким образом, касательная сила тяги движителя-рыхлителя
равна сумме сил трения и реакций сдвига и среза на каждом рыхлителе.
Зависимость напряжения сдвига от деформации для плотных
грунтов хорошо объясняет формула, предложенная В.В. Кацыгиным:
f
τ f ск p1 пр
ch k
,
где f пр – приведенный коэффициент трения:
67
(2.35)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
0 ,825
f f ск ,
f пр 2,55 п
f ск где f п – коэффициент трения покоя;
f ск – коэффициент трения скольжения;
(2.36)
k – коэффициент деформации, м:
k 0
1 1 f 2
пр
arcch
2f
пр
,
(2.37)
где 0 – критическая деформация, м;
– деформация почвы рыхлителями в направлении, обратном движению, м.
Для минеральных грунтов нормальной влажности [30, 31]:
k 0,4t ,
(2.38)
где t – расстояние между рыхлителями колеса, м.
t
b
t1
d
Рис. 2.11. Расположение рыхлителей на беговой дорожке обода
движителя-рыхлителя
Для пластичных грунтов (кривая 2, рис. 2.12), когда f п f ск
и f пр 0, формула (2.35) имеет вид [30]:
.
(2.39)
k
Используем зависимость (2.39) для вывода формулы касательной силы тяги колеса при сдвиге грунта.
f ск p th
68
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.12. Зависимость напряжений сдвига от деформаций:
1 – плотные грунты; 2 – пластичные грунты
Суммарную деформацию рыхлителей, равную в начале зацепления нулю и достигающую в конце значения i р з , как было показано выше, можно представить в виде треугольника. Тогда
деформация грунта на расстоянии x (рис. 2.10) от начала зацепления равна x x .
Касательная сила тяги движителя-рыхлителя, необходимая
для преодоления сдвига почвы [31], равна:
рз
Fк.сд с x dx ,
(2.40)
0
где с – ширина рыхлителя колеса; с 2d / 2 d (здесь d –
диаметр рыхлителя), м;
dx – длина элементарной площадки, м.
В общем случае x зависит от нормального давления p х , деформации почвы, его физико-механических свойств, параметров
колеса. Из них переменным являются нормальное давление и деформация сдвига, т. е. x f р х , x .
Для пластичных грунтов, подставляя формулу (2.39) в уравнение (2.40), с учётом, что x x , получаем:
рз
Fк.сд cf ск pх th
0
69
x
k
dx ,
(2.41)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где р х f (G, x) .
Если принять в первом приближении, что давление p x распределено равномерно [30] , т.е. рх рср G , то
bS
рз
G x
(2.42)
Fк.сд cf ск
th
dx ,
bS
k
0
где G – вертикальная нагрузка на колесо, Н [30]:
G b 0
2rH H 2
0
(1 ) x
x
r
2
r 1 2(1 ) 1 k
th 0
2 rH H 2
0
1
x
r
1 2(1 )
2
1
(1 )
2
2
x
2 1 (1 ) dx dx.
r
(2.43)
Определим вторую составляющую касательной силы тяги,
возникающую при срезе почвенных кирпичей боковыми сторонами рыхлителей:
Fк.ср 2[ ср ] hзi ,
(2.44)
где [ ср ] – модуль среза, Н/м, который изменяется для разных почв
в следующих пределах [30]: для среднего суглинка (стерни)
ср 1,26 1,94103 Н/м; для супеси стерни τср 1,5 2,6103 Н/м;
hçi – суммарная длина рыхлителей, одновременно взаимо-
действующих с почвой, м (зависит от выбранного закона перемещения рыхлителя п.2.2):
n1
n2
i 1
i 1
hзi hз1i hз 2i ,
70
(2.45)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где
n1
h
i 1
з1i
– суммарная длина рыхлителей, одновременно взаимо-
действующих с почвой в пределах угла 1 , м;
n2
h
i 1
– суммарная длина рыхлителей, одновременно взаи-
з 2i
модействующих с почвой в пределах 1 xi p , м;
hз1i –
i
значение длины заглубленной части рыхлителя, при
xi значении рабочего угла
hз 2i –
i
p ( xi 1 ), м;
значение длины заглубленной части рыхлителя при
xi значении рабочего угла
p ( 1 xi p ), м;
n1 – число рыхлителей на опорной поверхности жесткого колеса в пределах угла 1 :
n1 р1
,
t
(2.46)
где n2 – число рыхлителей на опорной поверхности жесткого колеса в пределах угла вых :
n2 рвых
,
t
(2.47)
где t – расстояние между рыхлителями, м;
рвых – длина контакта колеса, при которой рыхлители выглубляются, м:
рвых р з р1 ,
где р з – длина площади контакта колеса, на которой действуют
рыхлители:
р з r з ,
(2.48)
где з – значение рабочего угла р , при котором рыхлители взаимодействуют с почвой, рад:
з 1
hв (2r hв ) ,
r
71
(2.49)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где hв – значение смещения рыхлителя hxi , при котором происходит его выход из почвы, м.
Значение hв определяется из условия:
(2.50)
(r hxi ) cos xi r .
По условию (2.50), численным методом находят такие значения h xi и xi , в пределах xi p рабочего угла р , при которых обеспечивается данное соотношение. Общее количество
рыхлителей движителя-рыхлителя определяется по формуле
4r
nр .
(2.51)
t
Длины hз1i и hз2i , исходя из схемы на рисунке 2.11, определятся как:
hз1i hxi ,
(2.52)
где hxi – i-е значение смещения рыхлителя при xi значении рабочего угла p в пределах xi 1 ,
hз 2i r0 hmax р з r0 hxi р з hmax cos xi , (2.53)
где xi – значения рабочего угла p в пределах 1 xi p ,
ro – радиус эксцентрикового барабана, м.
Подставляя уравнение (2.45) в (2.46), получаем:
n2
n1
Fк.ср 2[ ср ] hз1i hз 2i .
(2.54)
i 1
i 1
Как видно из формулы (2.54), часть касательной силы тяги
движителя-рыхлителя, необходимая для преодоления напряжений
среза, зависит от высоты hзi , расстояния между рыхлителями t,
длины площади контакта р з и модуля среза ср .
Общая касательная сила тяги движителя-рыхлителя с выдвижными рыхлителями равна:
РККР Fк1 Fк.сд Fк.ср ,
(2.55)
где Fк1 – касательная сила тяги движителя-рыхлителя без рыхлителей, Н [30, 48]:
72
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
(1 ) 2ry y
H
Fк1 b 0 0
2
r y
2
1 2(1 )
(1 )
r r
(2.56)
k H
r
r y
2
1 2(1 )
(1 ) dy dy.
2
r 0 0 2ry y
th Подставляя формулы (2.42), (2.54), (2.56) в формулу (2.55),
имеем:
КР
Рк
(1 ) 2 ry y
H
b 0 0
r
k H
0 0
th r
2 ry y
2
2
ry
2
1 2(1 )
(1 )
r ry
2
(1 ) dy dy r 1 2(1 )
(2.57)
n2
рз
G x
n1
cf ск
th
dx 2[ ср ] h з1i h з 2i ,
i1
0
bS
k
i1
где
cos ry
1
, sin 2ry y 2 , d r
r
dy
2ry y 2
[30],
тогда (2.57) имеет вид:
КР
Рк
H
br 0 0
(1 ) sin 1 2(1 ) cos (1 )
2
k H
2 r 1 2(1 ) cos (1 ) d sin d 0 0
рз
G x
cf ск
th
dx 2[ ср ] h3i
0
bS
k
th Как видно из формулы (2.57), касательная сила тяги движителя-рыхлителя с выдвижными рыхлителями, необходимая для преодоления сил трения, сдвига и среза почвы, зависит от нормальной
73
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
нагрузки G, действующей на колесо, параметров колеса ( b, r , hр , t ),
физико-механических свойств грунта ( f ск , f п , k , k , 0 ) и режима
движения (коэффициента буксования ).
y
r
hз1i
h max
hз2i
Н
hxi
o
рвых
x
р1
р3
1
a
g
вых
з
g
g
р
Рис. 2.13. Схема для определения длины заглубленной
части рыхлителя
Исследованные факторы в значительной мере определяют тяговый баланс культиваторного агрегата.
2.4. Определение дифференциального уравнения угловых
колебаний навесного культиваторного агрегата
с дисками-движителями
Культивация пропашных культур очень ответственная и
сложная операция. При её выполнении необходимо не только получить определенные показатели качества обработки почвы, уничтожения сорняков и т.д., но и нужно проследить, чтобы культурные растения не повреждались. Поэтому наряду с другими требованиями общего характера для пропашных агрегатов на первый
план выдвигается условие устойчивости их движения по заданной
траектории в горизонтальной плоскости.
Преобладающее большинство полевых операций выполняется
при прямолинейном ходе сельскохозяйственных агрегатов. Поэтому под устойчивостью движения в горизонтальной плоскости
74
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
понимается сохранение агрегатом заранее заданного направления
по прямой и возможно малое отклонение от него. В производственных условиях могут быть случаи, когда заданное направление движения агрегата не прямое, но это явление редкое и его
можно не рассматривать.
Анализ существующих стабилизаторов показал ряд преимуществ и недостатков в их конструкции. С использованием всех
преимуществ и учетом недостатков рассмотренных устройств авторами предложена собственная конструкция стабилизатора – активный диск-движитель (рис. 2.14).
Активный диск-движитель, установленный перед пассивным
рабочим органом культиватора, включает диск с зубчатым ободом
1, который с помощью болтового соединения крепится к ступице
вала 2. Вал опирается на подшипники 3 кронштейна 4, закрепленного на раме культиватора, и приводится во вращение через приводную звездочку 5. По бокам диска на валу установлены катки 6,
ограничивающие величину заглубления диска.
Рис. 2.14. Диск-движитель (в разрезе)
Диск-движитель работает следующим образом. При работе
культиваторного агрегата (рис. 2.15) на диск-движитель 1, установленный впереди пассивного рабочего органа 2, от ВОМ
трактора через передаточный механизм 3 подается крутящий момент на приводную звездочку, вращая диск в направлении
вращения ведущих колес трактора.
75
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.15. Схема культиваторного агрегата
с дисками-движителями
В результате диском-движителем создается движущая сила
Pдв . Разница сопротивлений почвы R на секциях левого плеча рамы 4 (рис. 2.15) относительно секций правого её плеча компенсируется разницей движущих сил, развиваемых дисками-движителями при постоянном заглублении их в почву, причем в ту же
по механическому составу, по которой идут сзади диска рабочие
органы. Что повышает устойчивость движения агрегата.
Для определения сил и факторов, действующих на культиваторный агрегат с установленными дисками-движителями, был
проведен динамический анализ.
Работу навесного культиваторного агрегата с дисками-движителями, составляющего в горизонтальной плоскости одно кинематическое целое с трактором, необходимо рассматривать как
единую механическую систему [32]. В связи с этим, при составлении дифференциального уравнения движения агрегата сделаем
некоторые допущения, не снижающие точность результата:
а) движение агрегата происходит равномерно и поступательно;
б) колеса трактора, расположенные на одной оси, заменим одним
«эквивалентным» колесом, имеющим те же коэффициенты жесткости, что и заменяемые колеса. Причем оси колес имеют разную
жесткость;
в) движущая сила, созданная дисками-движителями, представлена в виде результирующего вектора, приложенного к центру
приведения силы сопротивления рабочих органов;
76
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
г) для малых углов синусы и тангенсы приравнены самим углам,
выраженным в радианах, а косинусы приравнены единице.
Введем следующие обозначения:
TA , TB – поперечные силы «эквивалентных» колес трактора, кН;
M A , M B – моменты, возникающие при уводе колес, кН·м;
M D – главный момент пары сил в точке приведения, кН·м;
S A – сила сопротивления перекатыванию колеса, кН;
FB – движущая сила ведущего колеса трактора, кН;
R – главный вектор сил сопротивления рабочих органов,
кН;
Pдв. – главный вектор движущей силы дисков-движителей, кН;
H D – поперечная реакция почвы на дисках-движителях, кН;
– текущий угол отклонения плоскости симметрииагрегата относительно оси Y , рад;
– угловое отклонение главного вектора сил сопротивления от
плоскости симметрии агрегата, рад;
– угловое отклонение главного вектора движущей силы дисков-движителей от плоскости симметрии агрегата, рад;
A , B – угловая деформация шин при уводе колес трактора,
рад.
С учетом принятых обозначений, работу навесного культиваторного агрегата с дисками-движителями можно представить как
структурную схему (рис. 2.16), где главным выходным параметром будет угол поворота агрегата φ от прямолинейного движения.
Рис. 2.16. Структурная схема взаимодействия параметров навесного
культиваторного агрегата с дисками-движителями
77
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рассмотрим случай прямолинейного и равномерного движения центра масс S агрегата относительно неподвижной плоскости
X 1O1Y1 (рис. 2.17). С центром масс агрегата свяжем начало поступательно – движущейся системы координат XOY. Движение плоскости XOY соответствует основному (невозмущенному) поступательному движению агрегата; поворот плоскости D относительно плоскости XOY представляет собой возмущение основного
движения.
Рис. 2.17. Силы, действующие на культиваторный агрегат
с дисками-движителями при учете одной степени свободы
Дифференциальные уравнения абсолютного движения агрегата:
mxS Fix ; myS Fiy ; J S M S ( Fi ).
Подставим значения внешних сил в правые части этих уравнений с учетом малости угла φ, получим:
mxS TA TB H D S A ( A ) FB ( B ) Pдв. ( ) R ( ) ; (2.58)
myS FB Pдв. S A R ;
(2.59)
J S aTA bTB dH D M A M B M D aS A A bFB B dPдв. dR , (2.60)
где a SA и b SB – расстояние от центра масс S до переднего A и
заднего B эквивалентных колес, м;
d SD – расстояние от центра масс S до центра D приведения силы сопротивления, м.
Согласно теории деформации шин [38]: поперечная сила
( TA , TB ), стабилизирующий момент ( M A , M B ) и угловая
78
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
деформация шины ( A , B ) определяются по формулам:
T c;
M f ;
k ,
(2.61)
(2.62)
(2.63)
где с – коэффициент поперечной жесткости шины трактора, кН/м;
f – коэффициент угловой жесткости шины трактора, кН·м/рад;
– поперечная деформация шины, м;
k – коэффициент пропорциональности между деформациями,
1/м.
Главный момент пары сил в точке приведения D равен:
M D 0 ,
(2.64)
где 0 – коэффициент, характеризующий суммарные силовые параметры ( R , Pдв. ) рабочих органов и дисков-движителей;
– угол между вектором скорости центра приведения и плоскостью симметрии агрегата, рад.
Угловые отклонения главного вектора сил сопротивления и
движущих сил от плоскости симметрии агрегата определяется по
формулам:
0 ; 0 ,
(2.65)
где 0 , 0 – коэффициент, характеризующий силовые параметры
( R , Pдв. ) рабочих органов и дисков-движителей соответственно.
Для нахождения угла найдем скорость точки D, она равна
сумме переносной и относительной скоростей:
VD VO VDO ,
(2.66)
Причем по модулю VDO d .
Спроектируем векторное равенство (2.66) на ось координат
D , связанную с агрегатом, получим:
V
VO d ;
(2.67)
VO ,
(2.68)
V
откуда
V
V
79
d
VO
.
(2.69)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При равномерном ( y S VO const ) движении центра масс агрегата его ускорение yS 0 ; из уравнения (2.59) найдем движущую силу приводного колеса трактора, она равна:
(2.70)
FB S A R Pдв. .
Подставив в уравнения (2.58) и (2.60), значения входящих в
них величин из формул (2.61-2.65), (2.69) и (2.70), получим:
mxS c A A c B B H D k A A S A k B B ( S A R Pдв ) d
VO
Pдв. 0 d
VO
R 0 ;
(2.71)
d J S ac A A bcB B dH D f A k A A f B k B B 0 aS A k A A V
O
d d bk B B ( S A R Pдв ) dPдв. 0 dR 0 .
V
V
O
O
(2.72)
Для определения величины H D разложим движущую силу
Pдв на векторные составляющие:
(2.73)
Pдв. Pдв. X Pдв .Y ,
где Pдв. X – горизонтальная проекция движущей силы, кН;
Pдв .Y – вертикальная составляющая движущей силы, кН.
Усилие Pдв .Y передается почве активной поверхностью дисков-движителей, сдвигая их в сторону. Общая площадь этой поверхности должна быть достаточной, чтобы поперечные реакции
почвы целиком уравновесили сдвигающее усилие, следовательно:
Pдв.Y H D .
(2.74)
Спроектируем вертикальную составляющую на плоскость
D , и найдем скалярную величину:
k F
(2.75)
H D см ,
g
где k см – величина допускаемого напряжения смятия почвы, кН/м 2 ;
F – суммарная активная площадь дисков-движителей, м 2 ;
g – коэффициент трения диска-движителя о почву.
Подставим значения уравнения (2.75) в уравнения (2.58)
и (2.60) приведем их к виду:
80
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
mxS c A k A S A A cB k B S A R Pдв. B k F d 0 R 0 Pдв. 0 R 0 Pдв. см ;
g VO
J S ac A f A k A ak A S A A bcB f B k B bk B S A R Pдв. B d 0 Rd 0 Pдв. d 0 k F
0 R 0 Pдв. см d 0 g VO
(2.76)
(2.77)
Перейдем к отысканию зависимостей между деформациями
шин A и B , и скоростями деформаций A и B .
Абсолютная скорость любого колеса равна геометрической
сумме его переносной VO и относительной VAO скоростей
(рис. 2.18):
VA VO VAO .
(2.78)
Рис. 2.18. Силы, действующие на эквивалентное колесо
С другой стороны, скорость точки A можно разложить по
направлениям скорости перемещения центра отпечатка VA и перпендикуляра к плоскости обода VA :
VA VA VA .
(2.79)
Аналогично найдя абсолютную скорость в точке B , получим:
VA VO VAO VA VA ;
(2.80)
81
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
VB VO VBO VB VB ,
(2.81)
где VAO a ; VBO b ; VA A ; VB B ; VA VB VO .
Спроектировав эти векторные равенства на ось координат
D , связанную с рамой машины, получим два дифференциальных уравнения для деформаций A и B :
A k AVO A VO a;
B k B VO B VO b.
(2.82)
В уравнении (2.77) для сокращения выкладок введем обозначения:
ac A f A k A ak A S A L;
bcB f B k B bk B S A R Päâ. N ;
d Rd 0 Päâ.d 0 k ñì F J S 0
d 0 f1 t .
0 R 0 Päâ. V0
g (2.83)
Тогда уравнение (2.77) примет вид:
L A N B f1t .
(2.84)
Продифференцировав уравнение (2.84) по времени с учетом
соотношений (2.83), получим:
(2.85)
k AVO L A k B VO N B f 2 ,
где
f 2 f1 LVO a N VO b .
Поскольку k A k B , решим уравнения (2.84) и (2.85) как систему алгебраических уравнений относительно A и B , тогда:
f k B VO f1
;
(2.86)
A 2
k B k A VO L
f k AVO f1
.
(2.87)
B 2
k B k A VO N
Подставим значения A , B , и их производные по времени
82
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
A и B в уравнение (2.82), получим:
VO k B k A VO a L f2 k B VO f1 k AVO f 2 k B VO f1 ; (2.88)
VO kB k A VO b N f2 k AVO f1 kB VO f 2 k AVO f1 . (2.89)
После подстановки значений f1 , f1 , f 2 и f2 в соотношения
(2.88) и (2.89) приходим к одному линейному дифференциальному
уравнению угловых колебаний агрегата:
IV
a2
a3 a4 0 ,
a0 a1
(2.90)
1
k A k B J SVO2 d 0 Rd 0 Pдв.d 0 ;
где a0 J S ; a1 VO
k Fd
a2 k Ak B J SVO2 aL bN 0 Rd 0 Pдв.d см 0 k A k B d 1;
g
k Fd
a3 VO ak B 1L bk A 1N 0 Rd 0 Pдв. d см 0 k A k B d k A k B ;
g
k Fd
a4 VO2 k A N k B L k Ak B 0 Rd 0 Pдв.d см 0 .
g
Из условия устойчивости движения агрегата по А. М. Ляпунову, характеристический многочлен линейного дифференциального уравнения (2.90) угловых колебаний имеет вид:
a0 4 a13 a2 2 a3 a4 0 .
(2.91)
Для того чтобы движение агрегата было асимптотически
устойчивым, необходимо и достаточно, чтобы все корни характеристического уравнения имели отрицательные вещественные части.
Согласно теореме Гурвица алгебраическое уравнение любой
степени имеет отрицательные действительные части комплексных
корней, если все коэффициенты уравнения положительны, при
a0 0 :
a1 0; a2 0; a3 0; a4 0;
2
a3 a1a2 a3a0 a1 a4 0.
83
(2.92)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Поскольку в выражениях (2.90) для a i множители VO , VO2 ,
1
VO всегда положительны, введем обозначения:
a1 A1 / VO ; a2 A2 ; a3 VO A3 ; a4 VO2 A4 .
Тогда условия устойчивости движения агрегата:
(2,93)
A1 k A k B J SVO2 d 0 Rd 0 Pдв. d 0 0;
A k k J V 2 aL bN Rd P d k см Fd k k d 1 0;
0 дв .
0
A
B
0
2 A B S O
g
(2.94)
k см Fd
0 k A k B d k A k B 0;
A3 ak B 1L bk A 1N 0 Rd 0 Pдв. d g
k Fd
A4 k A N k B L k A k B 0 Rd 0 Pдв. d см 0 0;
g
2
A5 A3 A1 A2 A0 A3 A1 A4 0.
В неравенства Ai 0 (2.94), наряду с постоянными парамет-
рами входят также переменные величины VO , R и Pдв. , от численного значения которых зависит устойчивость движения агрегата.
Анализируя систему неравенств (2.94) можно сказать, что
условия устойчивости движения агрегата сохраняются при создании движущей силы дисками-движителями меньше или равной
тяговым сопротивлениям рабочих органов культиватора. Если же
Pдв . R , то созданная избыточная движущая сила будет “наталкивать” культиватор на трактор и раскачивать агрегат, в результате
чего устойчивость агрегата ухудшится, а движение станет зигзагообразным.
Так как поступательная скорость и сопротивление рабочих
органов известна, определим движущую силу диска-движителя и
его активную площадь.
2.5. Определение активной площади и движущей силы
диска-движителя
Рассмотрим возмущенное движение культиватора с дискамидвижителями в междурядьях пропашных культур.
Отклонение машины от оси движения описывается линейным
дифференциальным уравнением 2-го порядка с постоянными ко84
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
эффициентами [32]:
2n k 2 0 ,
(2.95)
где n – диссипативный коэффициент, отражающий только силы
сопротивления при затухающих колебаниях диссипативной системы с одной степенью свободы;
k – квазиупругий коэффициент по принципу действия квазиупругой силы, которая пропорциональна и противоположна
направлению смещения тела относительно точки равновесия.
При выборе параметров агрегатируемой машины необходимо
стремиться к обеспечению наиболее устойчивого движения. Если
существуют колебания, то они должны быстро затухать ( D 0 ).
Наиболее оптимальным является предельный апериодический тип
движения ( 1 ), при котором колебания прекращаются ( D 0 ),
а машина движется по закону:
2 2
n n k t
С1e
,
(2.96)
где С1 – постоянный коэффициент, определяемый из начальных
условий.
Допустим, что в начальный момент времени ( t 0 ) крайняя
секция машины с рабочими органами, проходящими через защитную зону рядка, имеет отклонение 0 , превышающее допустимое
в N раз. Тогда, следует C1 0 .
Предположим, что рабочие органы секции культиватора вернулись в положение допустимого значения v , за время t .
Тогда, при 0 Nv , получим:
1
n n 2 k 2 e
N
.
(2.97)
В качестве величины, характеризующей степень устойчивости
движения сельскохозяйственной машины, примем путь S переходного движения:
S VO ,
(2.98)
где VO – поступательная скорость движения агрегата, м/с;
– время переходного процесса, с.
85
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для нахождения показателя τ логарифмируем уравнение
(2.97), получим:
ln N
.
(2.99)
n n2 k 2
Подставляя в уравнение (2.98) значение τ получим путь пройденный культиватором:
VO ln N
.
(2.100)
S n n2 k 2
Расстояние, пройденное машиной в переходном процессе, выразим в долях длины d от точки мгновенного центра вращения до
точки центра сопротивления культиватора:
d d n n2 k 2
.
S
VO ln N
(2.101)
Разделим и умножим правую часть полученной формулы на
k и, обозначив n / k , придем к зависимости в виде:
kd
(2.102)
2 1 ,
VO ln N
где – тип движения культиватора, 1 .
Следовательно
kd
.
(2.103)
VO ln N
Подставим уравнение (2.103) в уравнение (2.101) и решим его
относительно k :
V ln N
,
(2.104)
k O
S
или
k iVO ,
(2.105)
где k – квазиупругий коэффициент;
i – коэффициент допустимого отклонения машины:
ln
i
v
S
86
.
(2.106)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Так как линейное дифференциальное уравнение движения
культиватора с дисками-движителями (2.83) тождественно уравнению (2.95), получим
iVO 2 0 Rd 0 Pдв.d kсм Fd
0
g
JS
.
(2.107)
Выразим суммарную активную площадь дисков-движителей:
eV J
F
2
O
S
2
0 Rd 0 Pдв.d 0 g , м
kсмd
(2.108)
Допустим, что поперечная сила равномерно распределяется
между дисками-движителями относительно оси симметрии агрегата. Тогда, активная площадь одного диска-движителя будет равна:
eV J
F
2
O
S
2
0 Rd 0 Pдв.d 0 g , м
4kсмd
(2.109)
Формула (2.109) позволяет определить площадь активной поверхности диска-движителя, необходимую для обеспечения предельно апериодического вида движения при возвращении машины
к установившемуся движению с учетом определенных конструктивных и эксплуатационных параметров.
Главная отличительная особенность дисков-движителей от
пассивных рабочих органов культиватора заключается в том, что
во время технологической обработки векторы скоростей их движения и поступательной скорости движения агрегата имеют обратные знаки [1]. Вследствие этого средняя переносная скорость
движения дисков-движителей всегда должна быть больше поступательной скорости агрегата:
V
(2.110)
k П 1 ,
VO
где k – коэффициент кинематического несоответствия;
VП – переносная скорость диска-движителя, м/с;
VO – поступательная скорость движения агрегата, м/с.
87
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При работе плоского зубчатого диска в режиме движителя
( k 1 ) движущая сила будет равна:
Pдв. Rxт Rxр ,
(2.111)
где R xт – движущая сила от реакций трения почвы о боковые поверхности диска, кН;
Rxр – движущая сила от реакций резания почвы режущей
кромкой, кН.
Для определения этих сил сделаем некоторые допущения, исключив из анализа взаимодействия диска-движителя с почвой все
второстепенные факторы:
1) удельное сопротивление почвы q, приходящееся на единицу
площади лезвия диска, сохраняется постоянным по всей длине
лезвия;
2) удельное давление почвы р, сохраняется постоянным по всей
глубине погружения;
3) отношение переносной скорости диска-движителя к поступательной скорости агрегата остается неизменным ( k const ).
Рассмотрим процесс движения рабочего диска-движителя
[83]. Для этого неподвижную систему координат установим следующим образом (рис. 2.19): начало координат разместим на дне
борозды (точка Е).
За положительное направление оси x примем направление
поступательного перемещения машины, ось z направим вверх
так, чтобы в начальный момент движения она проходила через ось
барабана О.
Рис. 2.19. Схема к определению мгновенного центра вращения
88
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
диска-движителя
Допустим, что диск-движитель имеет вращение, соответствующее определенному коэффициенту кинематического несоответствия k . Тогда абсолютная скорость точки A1 и A2 направлена
по касательной к окружности диска и равна алгебраической сумме
скоростей VП и VО :
VA1 VO (K 1) ;
(2.112)
VA2 VO (K 1) .
(2.113)
Соединим концы векторов прямой l1 l2 (рис. 2.19). Точка O1 ,
пересечение линии l1 l2 с вертикальным диаметром дискадвижителя, является мгновенным центром вращения диска, а линия t t , проходящая через точку O1 , неподвижной центроидой
условного диска с радиусом a . При качении условного диска по
прямой t t все точки, лежащие на продолжении радиуса условного диска, описывают удлиненную циклоиду.
Найдем радиус a из подобия треугольников O1 A1l1 и O1 A2l2 :
O1 A1 VП VO
,
O1 A2 VП VO
(2.114)
или
2r O1 A2 VП VO
,
(2.115)
O1 A2
VП VO
где r – радиус диска-движителя, м .
Решим тождество (2.115) относительно O1 A2 , получим:
V
O1 A2 r 1 O
VП
.
(2.116)
Откуда радиус a будет равен:
a r O1 A2 r
k
.
(2.117)
Определим движущую силу от реакций трения почвы о боковые поверхности диска-движителя методом, предложенным
А. П. Акимовым [1]. Для этого начало координат разместим в
точке O1 , за положительное направление оси x примем направле89
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ние поступательного перемещения машины, ось z направим
в сторону движения точки A (рис. 2.20). Выделим на диске площадки c1 , c 2 , c3 , c4 . Реакции трения dRт почвы будут направлены противоположно векторам абсолютных скоростей точек площадок [4].
Рис. 2.20. Схема к определению направления действия реакций
трения при взаимодействии диска-движителя с почвой
В общем случае горизонтальная составляющая будет равна:
dRxт dRт cos ,
(2.118)
где – угол между вертикальным диаметром диска-движителя и
полярным радиусом, соединяющим мгновенный центр вращения с
площадкой, град.
Так как векторы сил обратные по знаку векторам скоростей,
то из рисунка 2.20 следует, что реакции, образующие движущую
силу диска-движителя, располагаются ниже неподвижной центроиды. Отсюда следует, что максимальную движущую силу диск
будет развивать при глубине хода:
1
hопт O1 A2 r a r 1 k
.
(2.119)
Выделим на боковой поверхности диска (рис. 2.21) площадку
c, величина, которой будет равна dd . Тогда горизонтальная
составляющая реакции трения почвы, действующей на этой площадке, будет равна:
dRxт gp cos dd .
(2.120)
90
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.21. Схема к определению реакций трения почвы
о диск-движитель
Следовательно, суммарная движущая сила от реакции трения
почвы о боковые поверхности диска-движителя будет равна:
E 1
Rxт 4 gp cosdd ,
где E 2
(2.121)
0 0
.
Полярный радиус изменяется от 0 до 1 , значение которого
в параметрическом виде можно выразить системой уравнений:
x 1 sin ,
z 1 cos ,
(2.122)
Из уравнения (2.122) имеем:
1 a cos a 2 cos2 r 2 a 2 .
(2.123)
Подставим уравнение (2.123) в уравнение (2.121), получим:
E a cos a 2 cos2 r 2 a 2
Rxт 4 gp cosdd .
0
(2.124)
0
Учитывая характеристики трактора и особенность привода
вала отбора мощности, коэффициент кинематического несоответствия диска-движителя будет уменьшаться с увеличением скорости поступательного движения агрегата, k m ax k m in при
Vп Vm ax . Следовательно оптимальная глубина хода дискадвижителя в процессе движения будет изменяться относительно
установленной глубины hопт. m ax hуст hопт. m in при Vп Vmax .
91
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
При глубине hопт hуст рассмотрим реакции трения, действующие на площади треугольника O1MN (рис. 2.21). Движущая
сила на площади треугольника O1MN будет равна:
l
E cos 4 gp Rxт
0
p cos dpd ,
(2.125)
0
где l r a hуст ; E E , при hуст hопт ; E E , при
hуст hопт .
Решим интеграл (2.125), получим:
r a h 2
4 gp
Rxт
уст
2
4 arctg .
4 (2.126)
Тогда движущая сила от реакций трения почвы о боковую поверхность диска-движителя будет равна:
E a cos a 2 cos2 r 2 a 2
Rxт 4 gp 0
r a h 2
cosdd 4 gp
0
уст
2
4 arctg (2.127)
4 После подстановки выражения (2.117) в формулу (2.127) получим зависимость движущей силы от коэффициента кинематического несоответствия:
2
E
R xт 4 gp 0
r
r h уст 4 k
arctg .(2.128)
0 cosdd 4 gp
2
4 2
r r cos cos2 r 2 k
k k r
2
Определим движущую силу от реакций резания почвы режущей кромкой диска-движителя. Как известно [112, 113] из теории
взаимодействия дисковых рабочих органов с почвой, на режущую
кромку диска действуют нормальные реакции почвы, направленные по радиусу к центру диска-движителя, и касательные реакции,
направленные перпендикулярно радиусу в направлении, противоположном относительно скорости точек режущей кромки.
Выделим на режущей кромке диска-движителя площадку c
(рис. 2.22), на которую будут действовать реакции почвы: нормальная dN и касательная dT . Векторная сумма этих реакций дает результирующую реакцию резания dR р . Разложим равнодействующую по осям координат x, z и определим составляющую
dRxр [1].
92
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.22. Схема к определению действия сил на режущей кромке
диска-движителя
Движущая сила, действующая на площадке c , будет равна:
(2.129)
dRxр dR р cos .
Размер элементарной площадки выразится следующим образом:
dS rbd ,
(2.130)
где b – толщина диска, м ;
– угол между вертикальным диаметром диска-движителя и
радиусом, соединяющим центр диска с площадкой с, град.
Тогда будем иметь:
dR р qdS qbrd .
(2.131)
Подставим уравнение (2.131) в (2.129), получим:
dRxр qbr cos d .
(2.132)
Суммарная горизонтальная составляющая движущей силы от
реакций резания диском-движителем будет равна:
E
Rxр qbr cosd .
(2.133)
0
Углы и выразим системой уравнений:
x r sin sin ;
z r cos cos a.
Из системы (2.134), имеем:
(2.134)
a cos a 2 cos2 r 2 a 2 ;
(2.135)
sin ,
tg cos a
(2.136)
93
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
откуда
arctg
a sin cos sin a 2 cos2 r 2 a 2
.
(2.137)
a cos2 cos a 2 cos2 r 2 a 2 a
Продифференцируем уравнение (2.80), получим:
a 3 sin 2 cos
r2 a cos a 2 cos2 r 2 a 2
2
2
2
2
a cos r a
d d . (2.138)
r2
Подставим уравнение (2.138) в уравнение (2.133), получим:
qb 2
sin 2 cos2 3
Rxр d r cosd a r 0
a 2 cos2 r 2 a 2
0
. (2.139)
a cos2 a 2 cos2 r 2 a 2 d 0
После подстановки выражения (2.117) в (2.139) интегральное
уравнение примет вид:
E
E
E
3
r E
qb 2 E
R xр r cosd r 0
k 0
r E
cos2 k 0
sin 2 cos2 2
r r cos2 r 2 k k 2
d .
(2.140)
2
2
r 2
2 r cos r d k k После подстановки в уравнение (2.111) уравнения (2.128) и
(2.140) получим движущую силу развиваемую дискомдвижителем:
2
E
Pдв. 4 gp r r h уст 4 k
arctg (2.141)
0 cosdd 4 gp
2
4 2
r 2
2 r cos cos r k
k k r
0
r
qb 2 E
r cosd r 0
k
r
k
E
cos 2
0
2
3
r
k
sin 2 cos2 E
r
k
0
2
2
r
cos2 r 2 k
r
cos2 r 2 k
94
2
d 2
d Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.23. Зависимость движущей силы от коэффициента
кинематического несоответствия (h уст = 12,5 см):
1 – при r = 0,20 м; 2 – при r = 0,25 м; 3 – при r = 0,30 м
Рис. 2.24. Зависимость движущей силы от глубины хода ( λ k=1,8):
1 – при r = 0,20 м; 2 – при r = 0,25 м; 3 – при r = 0,30 м
95
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 2.25. Зависимость движущей силы от радиуса диска (h уст = 10 см):
1– при λk=1,6; 2 – при λ k=1,8; 3 – при λk=2
Решение уравнения (2.141) было произведено при g = 0,5,
р = 20 кПа, q = 550 кПа, b=0,004 м. Радиус диска-движителя был
выбран в трех значениях: r1 = 0,20 м; r2 = 0,25 м; r3 = 0,30 м, из
вероятного диапазона, исходя из конструктивных особенностей
культиватора-окучника КОН-2,8 и режима его работы. Расчет проводился с использованием программы Mathcad 14.
2.6. Тяговый и мощностной балансы культиваторного
агрегата с дисковыми и рыхлящими движителями
Общее уравнение тягового баланса колесного трактора выглядит следующим образом [55]:
FКТР FKP Ff Fj F Fi ,
(2.142)
где FКТР – касательная сила тяги трактора, кН;
FKP – тяговое сопротивление, создаваемое работающей в агрегате с трактором машиной, кН;
F f – сила сопротивления качению, кН;
F j – сила инерции поступательно движущих масс (приложенная в центре масс), кН;
96
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
F – сила сопротивления воздуха (приложенная в центре парусности), кН;
Fi – сила сопротивления при движении трактора при подъеме,
либо при спуске, кН.
Рассмотрим режим движения агрегата по полю, характеризуемый следующими особенностями: скорость 1,38-2,5 м/с; сопротивление воздуха мало и им можно пренебречь – F 0; культиваторный агрегат движется без значительных изменений скорости,
поэтому инерционными силами также можно пренебречь – F j 0;
уклон поля незначителен, поэтому можно принять Fi 0.
С учетом этих особенностей уравнение тягового баланса примет следующий вид:
FКТР FKP Ff .
(2.143)
Максимальная касательная сила тяги по двигателю FK [28]
равна:
M i (2.144)
FКТР K ТР ТР ,
rK
где M K – максимальный крутящий момент двигателя, Н·м;
iТР , ТР – передаточное число и КПД силовой передачи;
rK – радиус качения колеса, м.
Тяговое сопротивление, создаваемое работающей в агрегате с
трактором машиной FKP , определяется по формуле В. П. Горячкина:
FKP Gм f м k мb2a р nр ab2nVO2 ,
(2.145)
где G м – вес сельскохозяйственной машины, кН;
f м – коэффициент перекатыванию опорных колес сельскохозяйственной машины;
k м – удельное сопротивление пассивных рабочих органов
в почве, Н/м (максимальное удельное сопротивление для
культиватора-окучника составляет k м 2500 Н/м);
b2 – ширина захвата пассивного рабочего органа
97
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
сельскохозяйственной машины, м;
a р – глубина обработки рабочими органами, м;
n р – количество рабочих органов, шт.;
– коэффициент, учитывающий энергию на отбрасывание
пласта, зависящий от формы отвала и свойств почвы, кг·с2 /м 4 ;
VO – скорость движения агрегата, м/с.
По данным В.П. Горячкина, величина a рb2 n рVO2 зависит от
величины k м b2 a р n р и составляет:
a рb2 n рVO2 (0,05...0,1)k мb2a р n р .
(2.146)
При максимальном значении a рb2 n рVO2 формула (2.145) может быть представлена в следующем виде:
FKP G м f м 1,1k м b2 a р n р .
(2.147)
Сила сопротивления качению определяется по следующей
формуле [28]:
(2.148)
Ff GТР fТР GПТР fТР GЗТР fТР ,
где GТР – вес трактора, кН;
G ПТР – вес, приходящийся на передние колеса трактора, кН;
G ЗТР – вес, приходящийся на задние колеса трактора, кН;
fТР – коэффициент сопротивления перекатыванию колес трак-
тора.
Подставляя в уравнение (2.143), значения его составляющих
(2.147) и (2.148) получим следующий вид уравнения тягового баланса культиваторного агрегата без активных дисков-движителей:
(2.149)
FКТР Gм f м 1,1k мb2 a р n р GТР fТР .
Составим уравнение тягового баланса для культиваторного
агрегата с активными дисками-движителями, для этого распишем
составляющие уравнения (2.143) применительно для данного
культиваторного агрегата.
Касательная сила тяги культиваторного агрегата с активными
дисками-движителями будет равна:
FKTPаP FКР Ff Pдв.nдв. ,
(2.150)
98
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
где Pдв. – движущая сила диска-движителя, кН;
nдв. – количество активных дисков-рыхлителей.
Тяговое сопротивление, создаваемое работающей в агрегате с
трактором машиной с активными дисками-движителями FKP , для
данного агрегата определится как:
FKP G м f м 1,1k м1b2 a р n р ,
(2.151)
где k м1 – удельное сопротивление пассивных рабочих органов в
почве, после прохода дисков-движителей в почве, Н/м.
С учетом формул (2.148, 2.151), уравнение (2.150) тягового
баланса культиваторного агрегата с активными дискамидвижителями будет выглядеть следующим образом:
(2.152)
FKTPаP Gм f м 1,1k м1b2a р nр GТР fТР Pдв.nдв. .
Анализируя формулы (2.149) и (2.152) можно сказать, что затраты касательной силы трактора в культиваторном агрегате с активными дисками-движителями, меньше чем в культиваторном
агрегате без активных дисков-движителей на величину движущей
силы Pдв.nдв. и удельного сопротивление пассивных рабочих органов в почве, после прохода активных дисков-движителей в почве
k м1 .
В следующем разделе рассмотрим распределение мощности
двигателя трактора в культиваторном агрегате с активными дисками-движителями.
Общие затраты мощности, необходимые для работы агрегата
с активными дисками-движителями при установившемся движении и на ровной поверхности поля (мощность затрачиваемая на
преодоление подъема N i , подворотов N П , инерции N j равна нулю) определяют по формуле
N e N ВОМ N КР N ТР N f N N прВОМ ,
(2.153)
где N e – мощность, развиваемая тракторным двигателем, кВт;
N ВОМ – мощность, отбираемая от ВОМ трактора, кВт;
N КР – мощность на крюке трактора, кВт;
N ТР – потери мощности в трансмиссии трактора, кВт;
99
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
N f – потери мощности на самопередвижение агрегата, кВт;
N – потери мощности на буксование движителей, кВт;
N прВОМ – потери мощности в приводе ВОМ, кВт.
Мощность, отбираемая через ВОМ трактора для привода активных дисков-движителей, равна:
(2.154)
N ВОМ nдв. M дд пр ,
где nдв. – количество дисков-движителей, шт.;
M д – крутящий момент на валу диска-движителя, Н·м;
д – окружная скорость диска-движителя, рад/с;
nр – КПД привода активных дисков-движителей.
Мощность на крюке трактора:
VO .
N КР FKP
(2.155)
– тяговое усилие на крюке трактора, кН;
где FКР
VO – скорость движения агрегата, м/с.
Рабочая скорость агрегата определяется по формуле
n
VO 2rK д (1 ) ,
iТР
(2.156)
где n д – частота вращения двигателя, с 1 ;
iTP – передаточное число силовой передачи;
– буксование движителей трактора, соответствующие заданному тяговому усилию:
FKP Pдв.nдв. ,
FKP
(2.157)
где FKP – тяговое сопротивление, создаваемое работающей в агрегате с трактором машиной, кН.
Потери мощности в трансмиссии трактора:
N 1 ТР ,
(2.158)
N ТР K
ТР
где N K – мощность на ведущих колесах, кВт;
ТР – КПД трансмиссии трактора.
Мощность на ведущих колесах трактора и дисках-движителях
определяется по формуле
100
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
(2.159)
N K FKTP Pдв. nдв. VO 10 3 .
Потери мощности на самопередвижение агрегата:
G GТР fVO ,
(2.160)
Nf м
1000
где GТР – вес трактора, Н; G м – вес сельскохозяйственной машины, Н; f – коэффициент сопротивления качению.
Потери мощности на буксование агрегата:
N N К .
Потери мощности в приводе ВОМ:
N прВОМ N ВОМ (1 ВОМ )
ВОМ
,
(2.161)
(2.162)
где ВОМ – КПД привода к ВОМ трактора.
Коэффициент полезного действия агрегата с рабочими органами-движителями равен отношению мощности, затраченной на
агротехнически полезную работу, ко всей затраченной мощности.
Для определения КПД агрегата необходимо определить категории
“полезных” и “вредных” сопротивлений. Так реакция почвы пассивным рабочим органам является “вредным” сопротивлением.
При работе агрегата с активными дисками-движителями сопротивление почвы создает подталкивающее усилие, направленное по
ходу движения трактора и, соответственно, будет полезным.
Мощность, необходимая для обработки почвы является полезной.
При отсутствии пассивных рабочих органов крюковая мощность
не относится к полезной.
Итак, КПД агрегата равен:
N
N КР
.
(2.163)
а ВОМ
Ne
Тяговый КПД трактора определяется по формуле
N KP
Т .
(2.164)
N e ( N прВОМ N ВОМ )
Применение двухпоточного распределения мощности позволяет значительно повысить коэффициент загрузки двигателя и
увеличить КПД машинно-тракторного агрегата.
101
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3. АНАЛИЗ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ
3.1. Реализация многофакторного эксперимента
Целью экспериментальных исследований являлось изучение
влияния различных факторов на энергетические и силовые показатели диска-движителя с выявлением его рациональных технологических и конструктивных параметров, и определение прямолинейности траектории движения культиваторного агрегата с применением активных дисков-движителей.
При проведении опытов использовалась общая методика экспериментальных исследований. Из классической теории ошибок
измерений известно, что количество измерений зависит от надежности (вероятности получения) результатов опыта, определяющего
доверительный интервал значений измеряемой величины и допустимой ошибки вычисления повторностей, выраженной в долях
среднеквадратического отклонения , для нахождения функциональных зависимостей в технических измерениях, по данным
Г. В. Веденяпина [21], доверительная вероятность достаточна
H 0,90 (10% уровень вероятности).
Основной задачей лабораторного эксперимента являлось статическое описание степени удельных затрат мощности дискамидвижителями и формирование ими движущей силы уравнениями
регрессии. Общий ход построения и последующего использования
таких моделей сводилось к следующему:
- проводилось предварительное изучение объекта исследования;
- выбиралась зависимая переменная (критерий оптимизации),
выявлялись действующие на него факторы, и по результатам строгого эксперимента строились линейные модели факторов;
- проводилась проверка адекватности моделей (способности достаточно описывать геометрическую поверхность отклика) и её
интерпретация;
- использование математических моделей в ходе разработки рекомендаций по рационализации процесса обработки почвообрабатывающим агрегатом с активным приводом на диски-движители
от ВОМ трактора, т.е. обосновывались конструктивные параметры
и технологические режимы работы дисков-движителей.
102
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для проведения лабораторных исследований и проверки теоретических предпосылок, изложенных во 2 разделе, была разработана и изготовлена лабораторная экспериментальная установка.
Лабораторная установка (рис. 3.1-3.5) включала почвенный
канал, диск-движитель, установленный на тензометрической тележке, тормозной механизм и тензометрическую станцию. Тензометрическая тележка (рис. 3.1-3.4) представляет собой раму 1,
опирающуюся на четыре колеса 2, совершающих движение по
рельсам 3. На тележке шарнирно, а также с возможностью поперечного перемещения, закреплена консольная рама 4, на которой
соосно, с помощью соединительных муфт 5, соединены электродвигатель 6, коробка передач 7 (от автомобиля ГАЗ-51) и червячный редуктор 8, на выходной вал которого крепится дискдвижитель 9.
Рис. 3.1. Схема лабораторной установки: 1 – рама; 2 – колёса;
3 – рельсы; 4 – рама консольная; 5 – муфты соединительные;
6 – электродвигатель; 7 – коробка передач; 8 – редуктор
червячный; 9 – диск-движитель; 10 – винтовой механизм;
11 – механизм тормозной; 12 – тензоступица; 13 – тензозвено
Для создания догрузки на диск-движитель 9 использовался
винтовой механизм 10, который через пружину и корпус червячного редуктора 8 создавал давление на диск-движитель.
Конструкция почвенного канала относится к типу неподвижных, с прямолинейным движением исполнительных органов. Почва применялась естественная – чернозем суглинистый. Подготовка
почвы для проведения испытаний проводилась согласно ГОСТ
20915-75. Перед каждой серией опытов определялась характеристика почвы: твердость и влажность. Твердость определялась
твердомером Ревякина с коническим наконечником. Влажность
103
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
определялась весовым методом, взвешивание производилось на
аналитических весах ВА-200М с погрешностью 0,01 г.
Для создания суммарного тягового сопротивления перемещению тележки в начале почвенного канала установлен тормозной
механизм 12 (рис. 3.5) фрикционного принципа действия. К дискудвижителю 9 крутящий момент передается от электродвигателя 6
через коробку передач 7 и червячный редуктор 8.
Коробка передач и червячный редуктор позволили изменять
частоту вращения диска-движителя в пределах 0,53-2,99 с-1 .
Регистрация основных параметров измерения осуществлялась
комплексом тензометрического оборудования. Лабораторная установка позволяла производить измерения следующих величин: крутящий момент на диске-движителе, с помощью тензоступицы 12;
тяговое сопротивление, создаваемое тормозным механизмом,
с помощью тензозвена 13 (рис. 3.3).
Рис. 3.2. Лабораторная установка (общий вид)
В общем случае тяговое сопротивление тележки с дискомдвижителем складывается из сопротивления её перекатыванию и
технологического сопротивления, создаваемого диском-движителем. Движущая сила при этом определяется разностью сопротивлений:
104
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Pдв Р раб Рхх ,
(3.1)
где Р раб – суммарное сопротивление движению тележки с диском-движителем, Н;
Рхх – сопротивление движению тележки без дискадвижителя, Н.
Составляющие уравнения (3.1) определялись методом плоскостного динамометрирования тяговым динамографом КЭД 12 с
пределом измерения до 5 кН. Так, сила Рраб определялась динамометрированием тележки при осуществлении диском-движителем
технологического процесса обработки почвы в режиме движителей.
Сигналы от датчиков регистрировались осциллографом на осциллографической фотобумаге. При этом предварительное натяжение троса исключалось подбором нулевой отметки на осциллограмме, а также охватывались и другие побочные факторы: изменение натяжения троса по мере увеличения длины провисающей
части, сопротивление движению его по направляющему ролику,
колебание троса при натяжении и т.д.
Рис. 3.3. Тензометрическая тележка (вид сбоку)
105
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.4. Диск-движитель
Рис. 3.5. Тормозной механизм
при
На основе статической обработки осциллограмм, полученных
трехкратной повторности опыта, значение силы Рдв
106
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
определено для различных режимов работы диска-движителя.
Опыты проводились в почвенном канале Самарской ГСХА.
Показатели работы культиваторного агрегата с активными
дисками-движителями на различных режимах определяются выбранными скоростными и технологическими параметрами. Они во
многом зависят от конструктивных параметров диска-движителя.
В соответствии с целью и задачами эксперимента, лабораторными исследованиями определены условия наиболее эффективного использования диска-движителя при обработке почвы. При
этом процесс культивирования оценивался не одним, а двумя сопоставимыми для различных режимов работы зависимыми переменными: минимальной удельной мощностью и максимальным
значением движущей силы. Реализация многофакторного лабораторного эксперимента типа 25-1 приведена в таблице 3.1.
Таблица 3.1
Матрица планирования эксперимента (полуреплика) типа 25-1
Натуральный масштаб
21
(радиус диска-движителя, м)
(длина зуба, м)
(тяговое сопротивление, кН)
20
22 23
24
1
2
3
4
7
8
9
10 11 12
13 14 15 16 17 18
1
1
-1
-1 -1 -1 -1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1 1,1 0,05 0,3 0,006 0,2 0,54 0,09
2
1
1
1
-1 -1 -1
1
-1
-1
-1
-1
-1
-1
1
1
1 2,5 0,15 0,3 0,006 0,2 1,23 0,38
3
1
1
-1
1
1
1 -1
1
1
1
-1
-1
-1
1
1
1 2,5 0,05 0,9 0,014 0,3 1,57 0,63
4
1
-1
1
1
1
1 -1
-1
-1
-1
1
1
1
1
1
1 1,1 0,15 0,9 0,014 0,3 1,26 0,26
5
1
1
-1
1
-1 -1 -1
1
-1
-1
-1
1
1
-1
-1
1 2,5 0,05 0,9 0,006 0,2 0,97 0,28
6
1
-1
1
1
-1 -1 -1
-1
1
1
1
-1
-1
-1
-1
1 1,1 0,15 0,9 0,006 0,2 0,94 0,07
107
19
(движущая сила, кН)
6
(удельная мощность, кВт/кН)
5
(глубина хода, м)
Номер опыта
(частота вращения диска-движителя,
)
Кодовый масштаб
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Окончание табл. 3.1
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10 11 12
13 14 15 16 17 18
7
1
-1
-1 -1
1
1
1
1
-1
-1
1
-1
-1
-1
-1
1 1,1 0,05 0,3 0,014 0,3 0,67 0,13
8
1
1
1
1
1
1
-1
1
1
-1
1
1
-1
-1
1 2,5 0,15 0,3 0,014 0,3 1,97 0,68
9
1
1
-1 -1 -1
1 -1
-1
-1
1
1
1
-1
1
-1
-1 2,5 0,05 0,3 0,006 0,3 1,22 0,39
10 1
-1
1
-1 -1
1 -1
1
1
-1
-1
-1
1
1
-1
-1 1,1 0,15 0,3 0,006 0,3 0,79 0,06
11 1
-1
-1
1
1
-1
1
-1
-1
1
-1
-1
1
1
-1
-1 1,1 0,05 0,9 0,014 0,2 0,63 0,05
12 1
1
1
1
1
-1
1
1
1
-1
1
1
-1
1
-1
-1 2,5 0,15 0,9 0,014 0,2 1,54 0.53
13 1
1
-1 -1
1
-1 -1
-1
1
-1
1
-1
1
-1
1
-1 2,5 0,05 0,3 0,014 0,2 0,58 0,24
14 1
-1
1
-1
1
-1 -1
1
-1
1
-1
1
-1
-1
1
-1 1,1 0,15 0,3 0,014 0,2 0,77 0,12
15 1
-1
-1
1
-1
1
1
-1
1
-1
-1
1
-1
-1
1
-1 1,1 0,05 0,9 0,006 0,3 0,82 0,10
16 1
1
1
1
-1
1
1
1
-1
1
1
-1
1
-1
1
-1 2,5 0,15 0,9 0,006 0,3 1,52 0,67
-1
19
20
21
22 23
24
Исследования проводились при твердости почвы 124 Н/см 2
и влажности 13,6% с отклонениями соответственно ±15 Н/см 2
и ±1,3%.
Из результатов, полученных в отдельных опытах, следует, что
удельные затраты мощности и движущая сила изменяются в широких пределах – от 0,54 до 1,97 кВт/кН (№1 и №8) и от 0,05 до
0,68 кН (опыты №11 и №8), так как первый и второй параметры
варьируют достаточно широко. Для удобства анализа и вычислений критериев средние из результатов трех измерений приведены
в отдельных столбцах матрицы.
После реализации матрицы эксперимента определялись коэффициенты регрессии с учетом знаков соответствующих факторов. Абсолютные значения коэффициентов регрессии математической модели обоих параметров активного диска-движителя приведены в таблице 3.2.
Из таблицы 3.2 видно, что на удельные затраты мощности и
движущую силу оказывают влияние как скоростные, так и технологические и конструктивные параметры диска-движителя. После
сравнения абсолютных значений коэффициентов регрессии
108
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
приходим к выводу, что определенное влияние на показатели Y1 и
Y2 оказывают не только линейные эффекты, но и большинство их
взаимодействий. На показатель Y2 особенно влияют взаимодействия факторов X 1 X 5 и X 1 X 2 , в значительной мере связанные с
частотой вращения диска-движителя. Показатель скоростного режима (фактор X 1 ) в равной степени влияет на удельные затраты
мощности и движущую силу. С повышением его энергозатраты и
движущая сила возрастают. При равных условиях на верхнем
уровне фактора X 1 критерий Y1 достигает максимального значения, а на нижнем уровне его значение заметно отличается по абсолютной величине. Такое варьирование скоростного фактора вызывает относительно меньшее колебание второго критерия.
Таблица 3.2
Значения коэффициентов уравнений регрессии
Коэффициенты
b0
b1
b2
b3
b4
b5
b12
b13
b14
b15
b23
b24
b25
b34
b35
b45
Y1
1,064
0,261
0,189
0,093
0,060
0,164
0,051
-0,018
0,030
0,081
-0,030
0,073
-0,031
0,034
-0,028
0,080
Y2
0,293
0,183
0,054
0,031
0,038
0,073
0,036
0,021
0,008
0,045
0,005
0,014
-0.001
0,006
0,019
0,023
Из технологических параметров на изменение энергозатрат и
движущей силы активных дисков-движителей наибольшее влияние оказывают X2 глубина хода. Например, максимальная глубина
хода диска-движителя вызывает соответствующее повышение затрат мощности на резание почвы зубчатым диском.
По конструктивным параметрам большее влияние на изменение критериев Y1 и Y2 оказывает радиус диска X5 .
109
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Вместе с тем область рационального сочетания факторов по
выбранным критериям в значительной мере определяется уровнями расположения фактора частоты вращения и радиуса диска.
3.2. Зависимость удельных затрат мощности и движущей силы
от конструктивно-режимных параметров
В результате многофакторного эксперимента и математической обработки данных исследования получена линейная модель
факторов, влияющих на удельные затраты мощности. Эмпирическое выражение интересующей нас зависимости согласно таблице
3.2 запишется:
Y1 =1,064+0,261Х1 +0,189 Х2 +0,093Х3 +0,060Х4 +0,164Х5 +
+0,051Х12 – 0,018Х13 +0,030Х14 +0,081Х15 – 0,030Х23 +
+ 0,073Х24 – 0,031Х25 +0,034Х34 – 0,028Х35+0,080Х45 .
(3.2)
С целью отыскания рационального сочетания факторов в исследовательском процессе после получения математической модели (3.2) производился её анализ на экстремум. Для более глубокого исследования влияния отдельных факторов и их взаимодействий на выбранные параметры, результаты опытов были обработаны методом множественного регрессионного анализа. После такого статистического анализа уравнение регрессии (3.2) в окончательном виде запишется:
Y1 1,064 0,261X 1 0,189 X 2 0,093X 3 0,060 X 4 .
0,164 X 5 0,051X 12 0,081X 15 0,073X 24 0,080 X 45
(3.3)
Из анализа уравнения (3.3) следует, что увеличение энергозатрат на работу диска-движителя происходит на всем исследуемом
интервале независимых переменных (факторов).
На изменение потребной мощности выбранные факторы влияют не в равной степени. Для количественной оценки эффектов
факторов удобна диаграмма, приведенная на рисунке 3.6.
Она дает наглядное представление о степени влияния каждого
из факторов и их взаимодействий, позволяет определить наиболее
значимые эффекты. При взаимодействии активного дискадвижителя с почвой, как видно из рисунка 3.6, наиболее заметное
изменение потребной мощности происходит от действия двух технологических факторов: частоты вращения Х1 и глубины хода Х2
диска-движителя.
110
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.6. Диаграмма эффектов факторов на удельные затраты
мощности диска-движителя
Значительное влияние на затраты мощности оказывает радиус
диска Х5 , характеризующий конструктивный параметр. Это объясняется увеличением плеча от оси вращения диска до режущей
кромки, и, следовательно, возрастанием подведенного крутящего
момента к диску-движителю. Воздействие фактора Х4 , в заданном
интервале вызывает незначительные изменения в затратах мощности.
Наиболее существенное влияние на удельные затраты мощности оказывает сочетание факторов, связанных с частотой вращения
и радиусом диска-движителя. Сочетание факторов с длиной зуба
Х4 , также оказывает значимое воздействие на затраты мощности.
Графические отображения уравнения регрессии 3.3 представлены
на рисунке 3.7 и 3.8.
Полученная поверхность отклика позволяет определить
удельные затраты мощности в любой заданной точке, тем самым
давая возможность подобрать наиболее рациональные параметры
диска-движителя.
Таким образом, изучение характера функциональной зависимости затрат потребной мощности от конструктивных и технологических параметров режима работы диска-движителя представляет значительный интерес. Результатами и анализом однофакторных экспериментов можно точнее представить характер изменения
энергетических показателей и формирования движущей силы на
определенном режиме работы диска-движителя.
111
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.7. Зависимость удельных затрат мощности
диска-движителя от частоты вращения и глубины хода
при Х3 = 0,7 кН, Х4 = 0,01 м и Х5 = 0,25 м
Рис. 3.8. Зависимость удельных затрат мощности
диска-движителя от частоты вращения и глубины хода
при Х3 = 0,7 кН, Х4 = 0,01 м и Х5 = 0,25 м
В раскодированном виде уравнение (3.3) будет представлять
собой:
Y1 1,126 0,227 X 1 1,160 X 2 0,310 X 3 0,81 10 2 X 4 3,280 X 5 1,457 X 12 2,314 X 15 3,65 10 2 X 24 4 10 2 X 45
112
(3.4)
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Зависимость движущей силы движителя-рыхлителя от выбранных факторов представлена линейной моделью:
Y2 =0,293+0,183Х1 +0,054Х2 +0,031Х3 +0,038Х4 +0,073Х5 +
+0,036Х12 +0,021Х13 +0,008Х14 +0,045Х15 + 0,005Х23 +
+ 0,014Х24 – 0,001Х25 +0,006Х34 +0,019Х35 +0,023Х45 . (3.5)
Влияние отдельных факторов и их взаимодействий на величину формируемой диском-движителем движущей силы устанавливалось дисперсионным анализом результатов эксперимента. Как
и в предыдущем разделе, общая дисперсия экспериментальных
данных разложилась на дисперсию, обусловленную действием
факторов, и дисперсию, возникающую под влиянием неучтенных
факторов, называемую остаточной дисперсией или дисперсией
ошибки эксперимента.
Полученное уравнение регрессии (3.5) подвергалось полному
статистическому анализу. С помощью критерия Стьюдента проверялась также значимость коэффициентов регрессии.
Уравнение регрессии в итоге будет иметь вид:
Y2 =0,293+0,183Х1 +0,054Х2 +0,031Х3 +0,038Х4 +0,073Х5 +
+0,036Х12+0,045Х15 .
(3.6)
Гипотеза об адекватности представленной модели полиномом
первой степени проверялась критерием Фишера F 0,0089 0,045 .
0,196
Табличное значение F – критерия с 95 вероятностью для степеней
свободы f1 8 и f 2 16 будет F0, 05 2,59 . Оно больше вычисленного, значит гипотезу об адекватности можно принять.
Из уравнения регрессии (3.6) видно, что в заданном интервале
варьирования параметров и режима работы диска-движителя величина движущей силы в значительной мере определяется действием выбранных факторов. Из них наиболее заметное влияние
на движущую силу оказывают частота вращения диска Х1 , радиус
диска Х5 , а также глубина обработки Х2 . С увеличением их пропорционально возрастает и движущая сила. Это объясняется соответствующим возрастанием суммарной реакции резания почвы
диском-движителем и трения почвы о его боковые стороны.
Количественная оценка эффектов факторов уравнения (3.6)
приведена в диаграмме эффектов, представленной на рисунке 3.9.
Факторы расположены в порядке убывания их доли на
изменение движущей силы, образуют ранжированный ряд.
113
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
По вычисленным значениям эффектов оценивалась степень влияния того или иного фактора на величину движущей силы движителя-рыхлителя.
Рис. 3.9. Диаграмма эффектов формирования движущей силы
диском-движителем
Фактор Х1 характеризует частоту вращения диска-движителя,
повышение которого приводит к более интенсивному увеличению
движущей силы, чем факторов Х5 и Х2 , за счет увеличения скорости трения и резания почвы диском-движителем, а также приближения линии центроиды к горизонтальному диаметру диска.
Увеличение радиуса Х5 и глубины хода Х2 диска-движителя в
исследуемом интервале приводит к возрастанию движущей силы,
но менее интенсивно, чем фактор Х1 . Повышение движущей силы,
при изменении данных факторов, вызвано возрастанием дуги режущей кромки и увеличением площади заглубленных боковых
поверхностей диска, что приводит к увеличению суммарной реакции резания и трения почвы диском-движителем.
Таким образом, формирование движущей силы в большей
степени зависит от частоты вращения, радиуса и глубины хода
диска-движителя. Однофакторным экспериментом исследовался
характер изменения движущей силы в зависимости от частоты
вращения при неизмененных других параметрах диска-движителя.
По полученному уравнению (3.6) была построена поверхность
отклика, представленная на рисунке 3.10.
На рисунке 3.11 представлена двухмерная диаграмма для
определения движущей силы в зависимости от частоты вращения
и радиуса диска-движителя.
114
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 3.10. Зависимость движущей силы от частоты вращения и радиуса
диска-движителя при Х2 =10 м, Х3 =0,7 кН и Х4 =0,01 м
Рис. 3.11. Зависимость движущей силы от частоты вращения и радиуса
диска-движителя при Х2 =0,10 м, Х3 =0,7 кН и Х4 =0,01 м
По сравнению с другими параметрами (частота вращения
диска, радиус и глубина хода диска-движителя) варьирование тягового сопротивления и длины зуба в заданном интервале вызывает незначительные изменения движущей силы. Так, изменение
длины режущей кромки зуба влияет на реакцию резания почвы,
при увеличении тягового сопротивления с максимальной длиной
режущего зуба диска, движущая сила от реакции резания уменьшается, вследствие повышенного буксования и потери тяговосцепных свойств диска с почвой (таблица 3.1, опыт №11).
В раскодированном виде уравнение (3.6) будет представлять
собой:
115
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Y2 0,044 0,162 X1 0,771X 2 0,103X 3 (3.7)
9,5 X 4 0,850 X 5 1,028X12 1,285X15.
После основной серии опытов с учётом значимости эффектов
на критерии оптимизации Y1 и Y2 установление характера функциональных зависимостей от доминирующих факторов нами произведено на основании результатов дополнительных опытов.
Изучение влияния частоты вращения диска-движителя на изменение затрат мощности и формирование движущей силы проводилось для значений частоты вращения в интервале 1,1-2,5 с-1 . Это
соответствовало скорости движения агрегата на горизонтальном
участке 1,73-3,93 м/с. В лабораторных условиях применялся дискдвижитель радиусом r = 0,25, шириной b = 0,04 м и длинной зуба
l з 0,01 м.
Результаты динамометрирования и математическая обработка
опытных данных показали, что между энергетическим показателем и частотой вращения в исследуемом интервале существует
криволинейная зависимость (рис. 3.12). Из графика видно, что с
увеличением частоты вращения диска-движителя удельные затраты мощности возрастают. Так, увеличение частоты вращения диска в два раза приводит к повышению удельной мощности на 16%.
Зависимость движущей силы от частоты вращения дискадвижителя изменяется по кривой гиперболического типа. Из графика следует, что с увеличением частоты вращения диска движущая сила непрерывно возрастает и достигает своего максимума в
точках равенства установленной глубины погружения с линией
неподвижной центроиды диска-движителя. Дальнейшее увеличение частоты вращения приводит к несоответствию установленной
глубины и линии центроиды диска. Движущая сила снижается за
счет снижения рабочей площади диска-движителя, участвующей в
создании реактивной силы. Например, при глубине погружения
h уст = 0,05 м с увеличение частоты вращения движущая сила возрастает и достигает своего максимума Рдв = 0,372 кН при n =1,7 с-1 .
Дальнейшее увеличение частоты вращения приводит к снижению
движущей силы. Это соответствует явлению, рассмотренному
в теоретических исследованиях взаимодействия диска-движителя
с почвой.
116
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Следовательно, увеличение частоты вращения дискадвижителя вызывает значительный рост удельной мощности и
движущей силы при других неизменных параметрах. Это нельзя не
учитывать при проектировании агрегатов с активными движителями, используемых на различных режимах.
Рис.3.12. Изменение удельной мощности и движущей силы
в зависимости от частоты вращения диска-движителя
(r = 0,25 м; b = 0,04 м; l з 0,01 м)
при h уст = 0,05 м;
при h уст = 0,10 м;
при h уст = 0,15 м
Как видно из рисунка 3.12, характер изменения энергозатрат
и движущей силы позволяют определить рациональный режим
использования диска-движителя. Такой режим соответствует частоте вращения n = 1,8 с-1 при установке движителя на рабочую
глубину h уст = 0,1 м.
3.3. Зависимость энергетических и силовых показателей
движителя от расстояния между рыхлителями
При выборе режима обработки почвы расстояние между рыхлителями (шаг) является одним из главных параметров. Анализ
результатов многофакторного эксперимента показал, что в формировании движущей силы и снижении удельных затрат мощности
расстояние между рыхлителями играет немаловажную роль. С целью определения характера этих зависимостей и проверки
117
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
изложенных предпосылок были поставлены дополнительные опыты с различным числом рыхлителей.
Результаты опытов указывают на линейный характер изменения потребной мощности в зависимости от расстояния между
рыхлителями (рис. 3.13). При равных условиях с уменьшением
числа рыхлителей энергозатраты возрастают, так как соответствующее увеличение при этом угловой скорости вызывает пропорциональный рост и скорости резания. С увеличением числа рыхлителей происходит снижение энергозатрат.
Уменьшение числа рыхлителей на движителе-рыхлителе приводит к повышенным затратам мощности. Это объясняется увеличением расстояния между рыхлителями и соответствующим
уменьшением количества рыхлителей, одновременно находящихся
в зацеплении с почвой, т.е. уменьшением частоты входа и выхода
рабочих органов за цикл. С уменьшением числа рыхлителей движителя-рыхлителя скорость резания возросла соответственно на
16%, значительно уменьшилось количество рыхлителей, одновременно находящихся в зацеплении с почвой. Этим объясняется рост
энергозатрат и повышение нагрузки на движитель-рыхлитель, особенно в режиме движения с меньшим количеством рыхлителей
(n = 20). При этом заметно возрастает работа на сообщение почве
кинетической энергии.
Nдв,кВт
2,2
1,8
Pк, Н
445
415
385
355
0,04 0,06 0,08 0,1 0,12 0,14
t ,м
Рис. 3.13. Изменение потребной мощности и движущей силы,
формируемой движителем-рыхлителем,
в зависимости от расстояния между рыхлителями
(при r = 25 см, b = 12 см, и h max = 6 см)
118
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Следовательно, увеличение количества рыхлителей на движителе-рыхлителе приводит к уменьшению потребной мощности,
изменение которой зависит от скорости резания и от расстояния
между рыхлителями.
Для движителя-рыхлителя представляет интерес изменение
движущей силы Рк от расстояния между рыхлителями. Как видно
из графиков (рис. 3.13), это изменение подчиняется также линейной зависимости.
С увеличением количества рыхлителей силовые показатели
движителя-рыхлителя повышаются, так как в формировании процесса движения участвует большее количество рыхлителей, находящихся в зацеплении с почвой. Количество рыхлителей, находящихся в зацеплении с почвой, ограничивается лишь конструктивным параметром. На различных режимах изменение силовых показателей происходит менее интенсивно, чем увеличение скорости
резания. Следовательно, с уменьшением рыхлителей удельные
нагрузки на каждый рыхлитель возрастают.
3.4. Влияние угла установки эксцентрикового барабана
на энергетические и силовые показатели
движителя-рыхлителя
Для движителя-рыхлителя представляет интерес изменение
движущей силы РK от угла установки эксцентрикового барабана.
Как видно из графиков (рис. 3.14), это изменение носит нелинейную зависимость.
С увеличением угла установки эксцентрика происходит увеличение движущей силы до некоторого его значения. Максимальная касательная сила соответствует углу установки эксцентрика
уст 7 9 . Это связано с уменьшением буксования, благодаря
внедрению рыхлителей в зоне буксования (рис. 2.10), что способствует увеличению зоны сцепления движителя-рыхлителя с почвой. При дальнейшем увеличении происходит уменьшение касательной силы, так как рыхлители начинают взаимодействие с почвой в зоне сцепления (рис. 2.10) движителя-рыхлителя, вызывая
дополнительное сопротивление качению колеса. С увеличением
количества рыхлителей силовые показатели движителя-рыхлителя
повышаются, так как в формировании процесса движения
119
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
участвуют большее количество рыхлителей, находящихся в зацеплении с почвой, что ограничивается лишь конструктивным параметром. На различных режимах изменение силовых показателей
происходит менее интенсивно, чем увеличение скорости резания.
Следовательно, с уменьшением рыхлителей, несмотря на изменения угла установки барабана, удельная нагрузка на движительрыхлитель возрастает.
Анализ результатов многофакторного эксперимента показал,
что на формирование движущей силы и снижение удельных затрат
мощности угол установки эксцентрикового барабана оказывает
существенное влияние.
Результаты опытов показывают линейный характер изменения потребной мощности в зависимости от угла установки эксцентрикового барабана (рис. 3.14). При равных условиях с уменьшением числа рыхлителей энергозатраты возрастают, так как соответствующее увеличение при этом угловой скорости вызывает
пропорциональный рост и скорости резания. С увеличением числа
рыхлителей происходит снижение энергозатрат [48].
Nдв ,
к Вт
2,8
Nдв
1,8
Pк ,
Н
520
Pк
450
380
11
7
3
уст,
Рис. 3.14. Изменение потребной мощности и касательной
силы в зависимости от угла установки эксцентрика
движителя-рыхлителя
(при r = 25 см, b = 12 см, и h max = 6 см)
при n = 20
при n = 40
0
Как видно из графиков, с увеличением угла установки эксцентрикового барабана понижение потребной мощности происходит
непропорционально изменению угла установки барабана движителя-рыхлителя. Например, для опорно-рыхлящего колеса
120
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
с количеством рыхлителей 40 шт. увеличение угла установки барабана до 17, вызывало уменьшение мощности в 1,3 раза, это
объясняется уменьшением работы на рыхление почвы, т.е. уменьшением суммарной поверхности рыхления в единице объёма обработанной почвы.
Уменьшение числа рыхлителей на движителе-рыхлителе, несмотря на некоторое увеличение при этом угла установки барабана до 17, приводит к повышенным затратам мощности. Например, при угле установки эксцентрика уст 17 и количестве рыхлителей n = 20, по сравнению с режимом, где количество рыхлителей n = 40, повышение мощности составило 15%. Это объясняется увеличением угла установки барабана и соответствующим
уменьшением количества рыхлителей, одновременно находящихся в зацеплении с почвой, что приводит к повышению нагрузки на
движитель-рыхлитель и росту энергозатрат. Следовательно, увеличение количества рыхлителей на движителе-рыхлителе приводит к уменьшению потребной мощности, изменение которой
(при равных условиях) в большей степени зависит от скорости
резания, чем от угла установки эксцентрикового барабана.
Результатами основной серии опытов и диаграммами эффектов основных факторов выявлено значительное изменение потребной мощности и движущей силы от тягового сопротивления
(глубины обработки). По мере увеличения тягового сопротивления
среднее значение потребной мощности возрастает (рис. 3.15).
С увеличением тягового сопротивления повышается сопротивление движению, вследствие чего наблюдается интенсивное
возрастание потребной мощности. Необходимо отметить, что
энергозатраты при увеличении глубины обработки почвы возрастают непропорционально, т.е. при увеличении тягового сопротивления в 2 раза затрачиваемая движителем-рыхлителем потребная
мощность возросла в 1,15 раза. Дальнейшее увеличение тягового
сопротивления – до 0,9 кН – вызывает соответствующее повышение затрат потребной мощности в 1,74 раза, что значительно превышает предыдущие показатели. Следовательно, с увеличением
тягового сопротивления энергетические показатели движителярыхлителя достигают наибольшего значения. Эту величину мощности необходимо учитывать при определении действующих
121
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
на движитель-рыхлитель сил и следует принять за исходное значение при прочностных расчётах.
Для исследуемого движителя-рыхлителя изменение движущей силы в зависимости от тягового сопротивления выражается
линейной зависимостью. Характер зависимости показывает, что с
увеличением тягового сопротивления происходит менее интенсивное возрастание движущей силы. Например, увеличение тягового
сопротивления до 0,9 кН, т.е. в четыре раза, вызывает возрастание
формируемой движителем-рыхлителем силы только в 1,2 раза.
Из диаграммы эффектов видно (рис. 3.6 и 3.9), что изменение
угла входа рыхлителей в почву движителя-рыхлителя оказывает
меньшее влияние на удельные затраты мощности, чем на формирование движущей силы.
Результаты исследования показывают, что увеличение угла
установки эксцентрикового барабана до 17 вызывает уменьшение
движущей силы. Рост силовых показателей происходит менее интенсивно, чем увеличение тягового сопротивления.
Nдв,
кВт
3,7
2,7
1,7
Рк, Н
310
240
170
150
400
650
900 F, Н
Рис. 3.15. Изменение потребной мощности и движущей силы
движителя-рыхлителя в зависимости от тягового сопротивления
(при r = 25 см, b = 12 см, γуст = 8 0 , h max= 6 см):
при n= 20
при n =40
Таким образом, с точки зрения силовых показателей, наиболее приемлемыми для рассматриваемого движителя-рыхлителя
(r = 25 см, b = 12 см, h max= 6 см) являются следующие значения:
угол установки эксцентрика γуст = 7 0 – 8 0 , количество рыхлителей
n = 40 шт.
122
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4. ПРОИЗВОДСТВЕННЫЕ ИСПЫТАНИЯ
4.1. Схема экспериментального культиваторного агрегата
Для проведения полевых исследований создана мобильная
экспериментальная установка на базе агрегата в составе трактора
Т-30-69 и культиватора КОН-2,8 (рис. 4.1-4.2). Привод дисковдвижителей – механический, от зависимого ВОМ трактора
(рис. 4.3-4.5).
Рис 4.1. Общая схема расположения мест регистрируемых
параметров:
1, 2, 4, 8, 9, 10, 12 – тензометрические датчики;
5 – струнный токосъёмник; 6 – ртутно-амальгамированные
токосъёмники; 3, 7, 11 – индуктивные датчики
Для создания суммарного тягового сопротивления применялись рабочие органы СХМ.
Давление в шинах устанавливали в соответствии с техническими требованиями.
Регистрирующая аппаратура, состоящая из четырёх тензоусилителей ТА-5, многоканальной (6 аналоговых и 8 дискретных каналов) измерительно-регистрирующей аппаратуры ЭМА-ПМ
(ИП-170) и счётчика расхода топлива ИП-179, размещалась на тензометрическом тракторе исследуемого агрегата (рис. 4.6). Для питания приборов служили автономная электростанция АБ-1-0/230.
Все датчики питались через стабилизатор напряжения постоянного
123
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
тока СБ-9-У4. Для измерения крутящих моментов и тяговых усилий использовались тензорезисторы, соединенные по полумостовой схеме.
Рис. 4.2. Культиватор КОН-2,8 с приводом дисков-движителей
от ВОМ трактора
Рис. 4.3. Привод на диск-движитель
124
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.4. Секция культиватора с диском-движителем
(вид спереди)
Рис. 4.5. Установка путеизмерительного колеса
125
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.6. Малогабаритная измерительно-регистрирующая
аппаратура ЭМА-ПМ
Отметчики оборотов представляют собой индукционные датчики импульсов, вся информация от которых регистрировалась на
дискретных каналах измерительной аппаратуры ЭМА-ПМ.
Общая схема расположения мест замера исследуемых параметров приведена на рисунке 4.1.
Крутящие моменты на ведущих колесах трактора и культиватора замерялись с помощью тензодатчиков, наклеенных непосредственно на полуосях ведущих колес. Съём сигналов осуществлялся концевыми ртутно-амальгамированными токосъемниками
ТРАК-4 и ТРАК-12.
Суммарное тяговое усилие агрегата замерялось тензозвеном
(максимальное усилие – 30 кН).
Действительная скорость движения тягово-приводного агрегата определялась посредством путеизмерительного колеса
(рис. 4.5).
Расход топлива определялся с помощью объемного расходомера топлива ИП-179, выходные сигналы которого фиксировались
на одном из каналов малогабаритной аппаратуры ЭМА-ПМ
(рис. 4.6).
Момент сопротивления на валу двигателя измерялся посредством проволочных тензодатчиков сопротивления. Для снятия
разбаланса использовали струнный токосъёмник.
126
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Согласно ОСТ 10 2.2-2002 «Испытания сельскохозяйственной
техники. Методы энергетической оценки» длина участка измерений составляла не менее 60 м. Принимая во внимание практические возможности получения и обработки осциллографических
записей, а также технические характеристики многоканальной измерительной аппаратуры ЭМА-ПМ длительность реализации одного опыта составляла 40-60 с. Выбранное время соответствует
участку пути агрегата длиной 80-150 м. Такой участок считается
достаточно информативным для характеристики стационарности
тягового сопротивления сельхозмашины [74].
Влияние дисков-движителей на устойчивость культиватора
относительно трактора определялось с помощью твердотельного
моделирования. Расчеты для анализа характера влияния проводились с применением метода конечных элементов. Суть метода заключалась в замене исходной пространственной конструкции
сложной формы на дискретную математическую модель, должным
образом отражающую физическую сущность и свойства исходного
изделия.
Исследование трехмерной модели состояло из следующих
этапов:
а) создания трехмерной модели;
б) задания материала;
в) генерации конечно-элементарной сетки;
г) наложение граничных условий;
д) выполнения расчета;
е) анализ арезультатов.
Устойчивость траектории движения культиваторного агрегата
оценивалось методами статистической динамики по математическому ожиданию и дисперсии отклонения кинематического центра
(к.ц.т.) культиватора от средней линии междурядья (рис. 4.7).
Степень устойчивости оценивалась по коэффициенту извилистости агрегата и коэффициенту повреждаемости растений.
Траектория движения к.ц.т. рассматривалась как кривая, имеющая случайный вид в вероятностно-статистическом смысле. Отклонения точек траектории от средней линии, когда последняя
является прямой, рассматривается как случайный процесс, обладающий эргодическими свойствами.
127
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.7. К определению боковых отклонений к.т.ц.
от оси междурядья
Во время опытов по определению математического ожидания
и дисперсии нет необходимости располагать многими реализациями процесса движения агрегата. Для этого нужно иметь одну
единственную реализацию достаточно большой длины.
Опыты проводились на горизонтальном, однородном участке
почвы с ровным микрорельефом, длиной гона 50 м. Рядки растений имитировались мерной проволокой, с шириной междурядья
70 см. Исследования проводились на разных скоростях движения
агрегата: 1; 1,5; 2 м/с.
Во время опыта замерялись следующие показатели: величина
отклонения кинематического центра тяжести агрегата от средней
линии междурядья; количество отклонений за опыт; путь, пройденный за опыт; продолжительность опыта. Оценка качества работы культиватора производилась согласно ОСТ 10 4.3-2000.
Фиксация отклонения к.ц.т. агрегата на поверхности поля
производилась с помощью молотого мела (ТУ 6-18-26-78). Измерение фиксированного следа определялось с помощью линейки
металлической (ГОСТ 42-56), через равный промежуток, который
в нашем случае составлял 5 см. Далее данные отклонения машины
записывались и обрабатывались на ПЭВМ.
Исследования проводились в пос. Усть-Кинельский на селекционных полях на черноземной почве среднесуглинистого механического состава влажностью в слое 0-5 см – 20,65%, 5-10 см –
22,89%, 10-20 см – 26,06% и твердостью 1,8 МПа. Анализ почвы
проводился в соответствии с ГОСТ 20915-75.
128
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
В основу полевого эксперимента заложены стандартные методики испытаний (ОСТ 10 2.2-2002; ОСТ 10 4.3-2000; СТО АИСТ
10 4.6-2003), а также учитывались рекомендации М. И. Астафьева,
Е. В. Маркова[4, 63].
В целях снижения влияния временного дрейфа серии лабораторно-полевых испытаний проводились в течение одного дня,
сравнительные испытания – в течение одной недели, чем обеспечивалась сопоставимость полученных результатов.
4.2. Влияние режимов работы дисков-движителей и глубины
обработки на энергетические параметры экспериментального
агрегата
Лабораторными исследованиями выявлены рациональные параметры диска-движителя, обеспечивающие необходимый из
условия устойчивости режим работы агрегата. В полевых условиях
осуществлялась проверка возможностей использования такого агрегата на различных скоростных режимах. При этом одновременно исследовалось влияние режимов работы на технико-экономические показатели почвообрабатывающего агрегата.
После проведения серии опытов и обработки экспериментальных данных, в которых изменялась глубина обработки пассивных рабочих органов и скорость движения агрегата, был получен график изменения составляющих баланса мощности, рисунок 4.8. Так как сила сопротивления машины зависит от скорости
движения агрегата и от глубины обработки, то для лучшей сопоставимости значений составляющих баланса мощности ось ординат отнесена к величине крюкового усилия. Функциональная зависимость энергетических показателей, по оси координат, представлена от скорости движения агрегата и коэффициента кинематического несоответствия. Коэффициент кинематический несоответствия изменялся путем увеличения поступательной скорости агрегата при постоянной переносной скорости диска-движителя
(ν0 = 2,82 м/с).
На графике (рис. 4.8) показана мощность, подведенная к движителям трактора Nкр +Nf , дискам-движителям NВОМ и суммарная
мощность движителей Nд, отнесенная к крюковому усилию в зависимости от глубины хода окучников и скорости движения энергосредства.
129
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Из графика видно, что мощность, подводимая к дискамдвижителям NВОМ , убывает с увеличением скорости движения агрегата. Это связано с тем, что с увеличением поступательной скорости движения агрегата при постоянной переносной скорости
диска-движителя, коэффициент кинематического несоответствия
уменьшается, что согласуется с проведенными теоретическими
исследованиями. Мощность, подводимая к движителям трактора
Nкр +Nf , наоборот, с повышением скорости возрастает по кривой
параболического типа. Это вызвано тем, что созданная дискамидвижителями реактивная сила уменьшается с увеличением скорости движения агрегата. Так как в опытах тяговое сопротивление
измерялось в одинаковых скоростных интервалах, то удельная
мощность, приходящаяся на движители трактора Nкр +Nf , была постоянной при различной глубине обработке почвы культиватором.
Рис. 4.8. Изменение составляющих баланса мощности от скорости
движения экспериментальной установки:
при глубине обработки h=6 – 8 см;
при глубине обработки h=8 – 10 см
Кривая суммарной мощности Nд показывает, что наименьшие
затраты энергии соответствуют скорости движения агрегата в интервале 2-2,22 м/с, при средней глубине обработки h = 8 см. Смещение минимума суммарных затрат энергии вправо в сторону
больших скоростей движения агрегата вызвано тем, что скорость
падения мощности NВОМ больше по сравнению со скоростью
130
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
возрастания мощности Nкр +Nf . Интенсивное уменьшение мощности на дисках-движителях обусловлено тем, что изменение коэффициента кинематического несоответствия к осуществлялось
поступательной скорость агрегата.
Согласно условию устойчивости движения агрегата, необходимо, чтобы созданная движущая сила дисками-движителями была меньше или равна тяговым сопротивлениям рабочих органов
культиватора. Это условие соблюдается после пересечения ветвей
NВОМ и Nкр +Nf , в интервале к 1,8-1,3. Оптимальным параметром
скорости движения агрегата является 2-2,22 м/с при глубине обработке h = 8 см.
4.3. Влияние крюкового усилия на тяговые
и топливно-экономические показатели
Полное представление мощностных и других показателей
трактора дает тяговая характеристика. По своим возможностям
она универсальна. Тяговая характеристика лежит в основе расчёта
машинно-тракторных агрегатов, с её помощью оценивают динамические и топливно-экономические показатели трактора, а также
пригодность его использования в конкретных почвенно-климатических условиях различных зон страны.
На графике (рис. 4.9) представлена неполная тяговая характеристика культиваторного агрегата с дисками-движителями. Кривые тяговой характеристики выражают зависимость на каждой
передаче трактора его поступательной скорости, тяговой мощности, часового расхода топлива, удельного тягового расхода топлива и буксования от силы тяги на крюке. Тяговая мощность трактора на данной передаче (по мере увеличения нагрузки на крюке до
известного предела) возрастает. Достигнув максимального значения, она с увеличением тягового усилия падает. Максимальное
значение тяговой мощности культиваторного агрегата с дискамидвижителями с переходом на высшие скорости движения уменьшается, – так как сцепление движителей было достаточным для
реализации полной мощности двигателя. На графике максимальное значение тяговой мощности составляет 10 кВт (вторая передача).
На тяговой характеристике для каждой передачи есть две зоны: первая (до перегиба кривой мощности) отражает работу
131
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
двигателя на регуляторе, вторая (после точки перегиба) – на безрегуляторной ветви, соответствует перегрузке двигателя. Перегрузка
двигателя культиваторного агрегата с дисками-движителями
наступает при увеличении нагрузки на крюке (тягового усилия)
выше 3,5 кН (третья передача).
Рис. 4.9. Тяговая характеристика культиваторного агрегата
с дисками-движителями:
1; 2; 3 – передачи
Незначительная перегрузка двигателя имеется также и на второй передаче. При увеличении тягового усилия возрастает также
буксование агрегата. С повышением скорости движения буксование уменьшается. Наибольшее буксование отмечается на низших
132
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
скоростях движения в зоне перегрузок двигателя. Буксование у
культиваторного агрегата с дисками-движителями составляло
4,2% при крюковом усилии 5,6 кН, на скорости движения 7,5 км/ч
(вторая передача) (рис. 4.9).
Часовой расход возрастает по мере увеличения нагрузки на
крюке. В точке, соответствующей максимальной тяговой мощности, он достигает максимального значения. Затем часовой расход
топлива при режиме перегрузки падает, в связи с тем, что количество рабочих циклов в двигателе уменьшается из-за снижения
числа оборотов двигателя. Часовой расход топлива имеет максимальное значение, которое составляет 4,60 кг/ч (вторая передача).
Удельный тяговый расход топлива с увеличением нагрузки
уменьшается и становится минимальным в точке максимальной
крюковой мощности. При нагрузке двигателя культиваторного агрегата с дисками-движителями удельный тяговый расход топлива
возрастает. Минимальный удельный тяговый расход топлива составляет 0,40 кг/кВтч (вторая передача).
Из анализа графика (рис. 4.9) можно сделать вывод, что оптимальный режим работы культиваторного агрегата с дискамидвижителями обеспечивается работой трактора на второй передаче
на скорости движения 7,5-8 км/ч.
На графике (рис. 4.10) показан теоретический (сплошные линии) и полученный в результате экспериментов (штриховые линии) баланс мощности культиваторного агрегата с дискамидвижителями.
Эффективная мощность энергосредства Ne состоит из тяговой
мощности (крюковой мощности) Nкр , мощности на привод вала
отбора мощности NВОМ , мощности на самопередвижение Nf , потерь
мощности в трансмиссии Nтр и потерь мощности на буксование Nб.
Изменения вышеперечисленных составляющих баланса мощности
представлены графически (рис. 4.10). Теоретические кривые получены по выражениям (2.152 и 2.161) (коэффициент сопротивления
качению принят равным 0,10).
Характер изменения теоретических и экспериментальных
кривых одинаков. В численных значениях параметров есть некоторые расхождения. У тяговой (крюковой мощности) и потерь
мощности на буксование расхождение между теоретическими и
экспериментальными значениями незначительны и составляют
1-2,5%. Мощность на привод ВОМ уменьшается с ростом нагрузки
133
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
на крюк трактора. Расхождение между теоретическими и экспериментальными данными составляет 3-4%. Наибольшее расхождение
наблюдается между экспериментальной и теоретической кривой
мощности на самопередвижение, которое составляет 4,7-5,5%. Это
можно объяснить тем, что при теоретическом определении мощности на самопередвижение коэффициент сопротивления качения
был принят постоянным. Однако он зависит как от вида, состояния
и свойств почвы (плотность, структура, влажность и т.д.), так и от
конструкции движителей и их технического состояния.
Рис. 4.10. Баланс мощности агрегата с активными
дисками-движителями (вторая передача):
теоретический;
экспериментальный
В справочниках приводятся данные по коэффициенту сопротивления качению только для гусеничных и пневматических движителей. Испытываемая экспериментальная установка сочетает в
себе признаки этих двух движителей, так как при движении культиваторного агрегата с дисками-движителями, зубчатый обод диска выполняет роль почвозацепов, а опорные катки служат опорным колесом. Таким образом, агрегат перекатывается как на
134
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
пневматической шине, так и на дисках-движителях. Погрешность
в теоретическом определение мощности на самопередвижение
вносит и то, что не учитывался КПД привода рабочих органов.
Мощность на самопередвижение составляет 10-25% эффективной
мощности, поэтому расхождение между теоретическими и экспериментальными значениями мощности на самопередвижение не
вызывают больших расхождений между теоретическими и экспериментальными значениями эффективной мощности, которые составляют 2-4,5%.
Анализируя график (рис. 4.10), видно, что потери мощности в
трансмиссии, а также крюковая и эффективная мощности возрастают по мере увеличения нагрузки на крюке – линейно, до тех пор,
пока двигатель работает в режиме, соответствующем его нормальной работе (регуляторная ветвь). При перегрузке двигателя агрегата с дисками-движителями составляющие баланса мощности
уменьшаются, кроме мощности на буксование, которая возрастает
в зоне перегрузок. Мощность двигателя на холостом ходу (FКР =0)
культиваторного агрегата с дисками-движителями расходуется на
потери в силовой передаче, на качение трактора и на привод ВОМ,
что наглядно представлено на графике (рис. 4.10).
4.4. Воздействие дисков-движителей на силы и реакции,
действующие в навесном экспериментальном агрегате
Анализ тяговых и мощностных характеристик экспериментального агрегата, работающего в установленном оптимальном
режиме, показал, что смонтированные на раме культиватора диски-движители активно участвуют в создании движущей силы.
С целью определения характера влияния дисков-движителей на
раму и навесную систему агрегата были поставлены дополнительные опыты со сравнением экспериментального и серийного агрегатов.
Эксперименты проводились на среднесуглинистых почвах с
твердостью 1,8 мПа и влажностью 18%. Движение агрегата осуществлялось на скорости 2 м/с при глубине обработки 8 см.
Результаты опытов представлены в виде цветовой шкалы.
Диапазон цветовой шкалы размечен в логарифмическом масштабе.
Это позволяет более точно определить зоны с критическими значениями.
135
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.11. Эпюра приложенных сил:
а) серийный агрегат; б) экспериментальный агрегат
Исследования показывают существенное изменение сил и реакций сил, действующих на раме и навесной системе экспериментального и серийного агрегата, при прочих равных условиях
(рис. 4.11, 4.12). Как видно из эпюры рамы серийного культиватора (рис. 4.11, а), величина сил, действующих в местах крепления
почвообрабатывающих секций к раме, имеет колебательный характер. Интервал колебаний в точках максимума составляет от 24
до 32 Н. Это связанно с неоднородностью физико-механических
свойств обрабатываемой почвы и непостоянством хода рабочих
органов по глубине. Суммарная нагрузка, возникшая в местах
крепления, приводит к деформации правого и левого плеча рамы.
Например, при движении серийного агрегата с установленной оптимальной скоростью и глубиной обработки, возникшая нагрузка
на плечах рамы отклоняет крайние ее точки на 1,70 мм.
Аналогичный характер сил, действующих в местах крепления
секций к раме, наблюдается при движении экспериментального
агрегата. Интервал колебаний в точках максимума составляет от
20 до 39 Н. Вместе с этим, на раму культиватора в местах крепления стоек дисков-движителей воздействуют силы, направленные
по ходу движения агрегата. В результате чего суммарная нагрузка
на левом и правом плечах рамы меньше, чем на серийном агрегате.
Так, при движении экспериментального агрегата отклонение крайних точек рамы составляет 1,09 мм.
136
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Влияние дисков-движителей на навесную систему агрегата
определялось по эпюре сил реакций в местах соединения рамы
культиватора и навесного треугольника (рис. 4.12). Из эпюры видно, что силы реакций, возникшие в местах соединения рамы и
навесного треугольника серийного агрегата, больше, чем у экспериментального. Это объясняется тем, что рама серийного агрегата
под воздействием нагрузок имеет большее отклонение по сравнению с рамой экспериментального агрегата. В результате опыта
установлено, что при отклонении рамы серийного агрегата на
навесной треугольник возникает усилие, равное среднему значению 2920 Н. Разница усилий в точках максимума между левой и
правой тягой навесной системы составляет 520 Н.
Рис.4.12. Эпюра сил реакций (вид спереди):
а) серийный агрегат; б) экспериментальный агрегат
В экспериментальном агрегате за счет применения дисковдвижителей силы реакций в тягах навески трактора снижены до
среднего значения 2615 Н, а разница максимальных усилий на левой и правой тягах навесной системы трактора составляет 460 Н.
В результате проведенного исследования, установлено, что
смонтированные на раме культиватора диски-движители уменьшают разницу сопротивлений на навесном треугольнике, что положительно сказывается на курсовой устойчивости хода агрегата.
137
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
4.5. Сравнительная оценка работы экспериментального
и серийного культиваторов
Для оценки эффективности применения дисков-движителей,
повышающих курсовую устойчивость культиваторного агрегата,
были проведены полевые исследования работы серийного и экспериментального агрегата.
Для соблюдения идентичных условий работы сравниваемых
агрегатов эксперименты проводились на одном участке поля, с
одним трактористом. При этом замерялись координаты кинематического центра агрегата относительно средней линии междурядья,
путь, пройденный агрегатом, расстояние от начальной и до конечной точки пути.
После обработки данных была построена графическая зависимость изменения дисперсии боковых отклонений агрегата от
скорости движения, при заданной прямолинейной траектории, рисунок 4.13.
Рис. 4.13. Зависимость дисперсии отклонения агрегата
от скорости движения:
серийный агрегат;
экспериментальный агрегат
Общий анализ полученных зависимостей показывает, что характер изменения дисперсий боковых отклонений серийного и
экспериментального агрегата сохраняет тенденцию к увеличению
при повышении скорости движения. Тем не менее, применение
дисков-движителей позволяет значительно уменьшить дисперсию
отклонений на всем скоростном интервале. Так, при движении
экспериментального агрегата со скоростью 2 м/с дисперсия
138
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
отклонений составляет 13,6 см 2 , что на 27,7% ниже по сравнению с
серийным агрегатом.
Заметим также, что минимальная дисперсия отклонения экспериментального агрегата от средней линии междурядья наблюдается в скоростном интервале 1,4-1,5 м/с. Это объясняется тем, что
движущая сила, созданная дисками-движителями, равна тяговому
сопротивлению рабочих органов. Дальнейшее увеличение скорости движения агрегата приводит к уменьшению движущей силы и
увеличению тягового сопротивления окучников, вследствие чего
дисперсия отклонений повышается. Однако это повышение имеет
неинтенсивный характер, за счет удержания агрегата на заданном
курсе боковыми сторонами дисков-движителей. Следовательно,
с увеличением скорости движения культиваторного агрегата эффективность дисков-движителей становится все более заметной.
Оценка курсовой устойчивости движения агрегата проводилась по коэффициенту извилистости хода культиваторного агрегата, рисунок 4.14.
Рис. 4.14. Зависимость извилистости пути от скорости движения:
серийный агрегат;
экспериментальный агрегат
Как видно из графика (рис. 4.14), коэффициент извилистости
пути у экспериментального культиваторного агрегата с дискамидвижителями меньше по сравнению с серийным агрегатом. Благодаря созданию движущей силы, компенсирующей часть тягового
сопротивления на плечах рамы культиватора, обеспечивается
уменьшение разворачивающего момента на сцепном устройстве
трактора, что, в свою очередь, повышает курсовую устойчивость
агрегата. Так, при скорости движения экспериментального
139
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
агрегата 2 м/с извилистость пути составляет 15%, а у серийного
агрегата – 22%.
В итоге проведенного исследования по оценке траекторной и
курсовой устойчивости движения агрегата, можно сказать, что активные диски-движители обеспечивают устойчивость движения
агрегата на высоких скоростях.
Проведение сравнительной оценки работы культиваторного
агрегата с дисками-движителями и навесного культиватора КОН2,8 исходило из задач исследования, в одной из которых ставилась
цель по определению оптимального режима работы (на одинаковых почвенных фонах) как экспериментального агрегата, так и серийного агрегата, выполняющего аналогичные функции в системе
обработки почвы.
Загрузка двигателя трактора, работающего с навесным культиватором, осуществлялась так же, как и у агрегата с дискамидвижителями, непосредственно заглублением пассивных рабочих
органов или увеличением скорости движения трактора путем перехода на повышенную передачу.
Для сравнительной оценки работы были использованы следующие удельные показатели: погектарный расход топлива g П ,
удельные энергозатраты на физическую единицу выработки Q,
производительность W, тяговый КПД Т . Вышеперечисленные
показатели представлены графически на рисунке 4.15.
На рисунке 4.15 представлены удельные показатели работы
культиваторных агрегатов с дисками-движителями (сплошные линии) и без них (пунктирные линии) при глубине обработке 8 см.
Оптимальный режим работы для сравниваемых агрегатов выбирали по их максимальному тяговому КПД, который выражает
относительные потери мощности. Из анализа графиков (рис. 4.15)
видно, что при работе относительные потери мощности у культиваторного агрегата без дисков-движителей выше, чем у экспериментального агрегата. Это объясняется тем, что потери мощности
на буксование у культиваторного агрегата с дисками-движителями
ниже, чем у серийного культиваторного агрегата в связи с тем, что
диски-движители обеспечивают снижение сопротивления пассивному рабочему органу и создают дополнительную движущую силу, благодаря активному приводу от ВОМ трактора.
140
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Рис. 4.15. Зависимость удельных показателей от скорости движения
агрегата с дисками-движителями:
серийный агрегат;
экспериментальный агрегат
Максимальное значение тягового КПД экспериментального
культиваторного агрегата составляет 72%, что соответствует скорости движения агрегата 2,16 м/с, а для культиваторного агрегата
без дисков-движителей максимальное значение тягового КПД ниже на 18% при скорости движения агрегата 1,91 м/с.
С увеличением скорости движения агрегатов производительность растет линейно. Производительность серийного культиваторного агрегата ниже производительности культиваторного агрегата с дисками-движителями на 0,35 га/ч.
Удельные энергозатраты на физическую единицу выработки
(рис. 4.15), соответствующие максимальному тяговому КПД агрегатов, у серийного культиваторного агрегата выше, чем у культиваторного агрегата с дисками-движителями на 3,6 кВт·ч/га.
Из графиков (рис. 4.15) видно, что максимальному значению
тягового КПД агрегатов соответствует минимум кривой погектарного расхода топлива, который для культиваторного агрегата
с дисками-движителями равен 2,3 кг/га. Погектарный расход
141
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
топлива, соответствующий оптимальному режиму работы, для
экспериментального культиваторного агрегата меньше, чем у
культиваторного агрегата без дисков-движителей на 0,4 кг/га.
Буксование у культиваторного агрегата с дисками-движителями мало и не превышает 6%, а у культиваторного агрегата без дисков-движителей – до 23%.
Согласно разработанной методике экспериментальных исследований были проведены сравнительные испытания агрегатов для
окучивания картофеля: Т-30-69+КОН-2,8 и Т-30-69+КОН-2,8 с активными дисками-движителями. Результаты экспериментальных
исследований показали, что агрегат для окучивания картофеля
экспериментальным агрегатом с активными дисками-движителями
имеет высокие тягово-сцепные и технико-экономические показатели по сравнению с серийным агрегатом.
Испытания показали, что вследствии высокого тягового сопротивления серийный культиватор для окучивания картофеля не
может агрегатироваться с трактором Т-30-69 в тяговом режиме.
В этом случае буксование ведущих колес трактора в 17-20, превышает агротехнически допустимое значение 16%.
Известно, что при таком буксовании колеса резко увеличиваются его колебания, как в горизонтальном, так и вертикальном
направлении.
Применение активных дисков-движителей впереди секций
окучника КОН-2,8 позволило уменьшить буксование ведущих
колес трактора до 6%. При этом производительность агрегата для
окучивания картофеля в час чистого времени составила 2,32 га/ч.
Следует отметить, что агрегат в составе трактора Т-30-69 и
окучника КОН-2,8 является скоростной машиной, допустимая рабочая скорость которой достигает 2-2,22 м/с. В связи с этим, возможно дальнейшее повышение производительности исследуемого
агрегата путем повышения его действительной скорости до максимально допустимого значения. Однако для этого необходимо
повышение номинальной мощности двигателя.
Результаты исследования показали, что для достижения максимально допустимой рабочей скорости исследуемого агрегата,
при соблюдении рационального режима работы необходима номинальная мощность двигателя колесного трактора класса тяги 0,6
не менее 25-30 кВт.
142
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Для комплексной оценки степени совершенства экспериментальной установки была проведена сравнительная агротехническая
оценка её работы по следу опорных колес с серийным культиватором КОН-2,8.
Степень крошения и распыления определяли взвешиванием
отдельных фракций. На графиках (рис. 4.16) представлен агрегатный состав почвы, характеризующий процентное содержание
в ней различных фракций. Так, перед обработкой почва имела следующий фракционный состав (%): комки размером менее
0,25 мм – 1,8; 0,25-1 мм – 5,2; 1-10 мм – 8,0; 10-25 мм – 8,0;
25-50 мм – 19,6; 50-100 мм – 32,4; свыше 100 мм – 24,8.
После прохода сравниваемых агрегатов фракционный состав
почвы по следу опорного колеса изменился, а именно, глыбы размером более 100 мм были намельчены, уменьшилась доля фракций с размером комков от 50 до 100 мм, увеличилось процентное
содержание фракций с размером комков от 0 до 50 мм (рис. 4.16).
%
1
30
20
3
2
10
0
0,25 1
10
25 50 100
Размер
комков, мм
Рис. 4.16. Агрегатный состав почвы по следу
движителей-рыхлителей до (1), после (2) экспериментального
культиватора с движителями-рыхлителями и (3)после прохода
серийного культиватора
Наибольшую ценность в агрономическом отношении представляет мелкая фракция почвы. В зависимости от содержания
мелких частиц и стадии почвообразовательного процесса изменяется связанность почвенных частиц и структурных агрегатов,
143
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
обуславливающих водонепроницаемость, пластичность и высокое
плодородие почвы.
Академик В. Р. Вильямс придавал большое значение показателю структурности почвы. Он считал, что только структурная
почва с агрегатами от 1 до 10 мм обладает всеми полезными свойствами и может обеспечить высокое плодородие [95].
Степень крошения по следу опорных колес, определяемая отношением веса частиц от 1 до 10 мм, после прохода экспериментального агрегата выше, чем у агрегата с серийным культиватором
на 9,7% и составляет 25,4% от общего веса пробы.
Исследования В. А. Франценссова, И. Б. Ревута, П. А. Некрасова и других ученых показали, что на структурных черноземных
почвах агрегаты с размерами даже менее 0,25 мм (до 0,06 мм), полученные в результате неоднократного рыхления, не ухудшают
полезных свойств почвы [95].
Следовательно, более высокая степень крошения у экспериментального культиватора в сравнении с серийным, не ухудшает
полезных свойств почвы.
144
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Акимов, А. П. Ротационные рабочие органы-движители /
А. П. Акимов, В. И. Медведев. – М. : МГОУ, 2004. – 234 c.
2. Аникин, А. С. Влияние кратности проходов движителей по одному
следу на деформацию и плотность почвы / А. С. Аникин, С. Н. Миркин //
Улучшение агротехнической проходимости машин : сб. науч. работ. –
1991. – С. 4-12.
3. Астафьев, М. И. Улучшение эксплуатационных показателей тракторов // Механизация и электрификация сельского хозяйства. – 1985. –
№3. – С. 37-39.
4. Астафьев, М. И. Экспериментально-расчетный метод определения
эксплуатационно-технических показателей тракторов // Тракторы и
СХМ. – 1976. – №5. – С. 7-9.
5. Баев, И. В. Обоснование критериев устойчивости движения сельскохозяйственных машин и агрегатов в горизонтальной плоскости // Тр.
Украинской с/х академии. – Киев, 1986. – С. 44-51.
6. Блонштейн, Э. В. Комбинированные почвообрабатывающие машины // Почвообрабатывающие машины и динамика агрегатов : науч. тр.
ЧИМЭСХ. – Челябинск, 1980. – С. 48-51.
7. Бок, Н. Б. К теории ротационных органов сельскохозяйственных
машин // Земледельческая механика : сб. науч. тр. ВАСХНИЛ. – М.,
1968. – С. 33-39.
8. Бок, Н. Б. Основы исследования и проектирования активных рабочих органов сельскохозяйственных машин // Доклад-сообщение опубликованных работ. – М., 1970. – 109 с.
9. Бок, Н. Б. Технологический расчет почвообрабатывающих фрез //
Земледельческая механика : сб. науч. тр. ВАСХНИЛ. – М., 1968. –
С.16-23.
10. Болошов, А. К. О влиянии ходовой системы трактора Т-150 КСШ
на свойства почвы / А. К. Болошов, А. И. Легков, В. А. Медведев //
Межвузовский сборник научных трудов. – Ижевск, 1984. – С. 8-14.
11. Бондарев, А. Г. Временные рекомендации по ограничению уровня
воздействия движителей сельскохозяйственной техники на почву /
А. Г. Бондарев, В. А. Русанов, И. С. Рабочев. – М. : Агропромиздат, 1985.
12. Бондарев, А. Г. Уплотнение почв техникой: состояние проблемы и
пути решения / А. Г. Бондарев, В. А. Русанов, В. В. Медведев. – М. :
Наука, 1990.
13. Бондарев, Ф. Г. Прогнозная оценка уплотнения почв двигателями //
Техника в сельском хозяйстве. – 1988. – №5. – С. 13-14.
14. Борисов, В. Н. Пути повышения устойчивости сельскохозяйственных фрез // Материалы НТС ВИСХОМ. – М., 1970. – Вып. 27. –
С. 483-489.
145
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
15. Бочаров, Н. Ф. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости / Н. Ф. Бочаров, И. С. Цитович. – М. : Машиностроение, 1983. – 299 с.
16. Братушков, В. Н. Устойчивость движения и тяговое сопротивление
прицепной части культиваторных машинно -тракторных агрегатов при
увеличении ширины захвата : автореф. дис. ... канд. техн. наук. – М.,
1984. – 20 с.
17. Бронштейн, Я. Л. Некоторые вопросы динам ики управления сельскохозяйственными агрегатами : дис. ... канд. техн. наук. – М., 1964.
18. Бурцев, В. В. Исследование тягово-сцепных показателей трехосного
колесного движителя тяговой машины: дис. ... канд. техн. наук. – Челябинск, 1974. – 173 с.
19. Валге, А. М. Пути повышения тяговой эффективности агрегата //
Техника в сельском хозяйстве. – 1988. – №5. – С.44.
20. Василенко, П. М. Элементы теории устойчивости движения пр ицепных сельскохозяйственных машин и орудий // Сборник трудов по
земледельческой механике. – М. : Сельхозгиз, 1954. – Т. 2. – С. 73-93.
21. Веденяпин, Г. В. Общая методика экспериментального исследования и обработки опытных данных. – М. : Колос, 1973. – 199 с.
22. Вильде, А. А. Комбинированные почвообрабатывающие машины /
А. А. Вильде, А. Х. Цесниекс А. Х. – Л. : Агропромиздат, 1986. – 128 с.
23. Виноградов, В. И. Взаимодействие ротационных рабочих органов
с почвой / В. И. Виноградов, Ю. С. Леонтьев // Тракторы и сельхозмашины. – 1968. – №9. – С.29-31.
24. Виноградов, В. И. Широкозахватные мостовые агрегаты для возделывания картофеля / В. И. Виноградов, И. П. Дорохов // Механизация и
электрификация сельского хозяйства. – 1986.
25. Горин, Г. С. Мобильные энергетические средства (МЭС) на базе
трактора МТЗ-142 // Повышение ТЭП пропашных тракторов : тр.
ВСХА. – Горки, 1982. – С. 18-20.
26. Горячкин, В. П. Общая теория орудий // Собр. соч. – М. : Сельхозгиз, 1937. – Т. 2. – 164 с.
27. Гуревич, А. М. Повышение проходимости колесных тракторов //
Тракторы и СХМ. – 1977. – №3. – С. 17-18.
28. Гуревич, А. М. Тракторы и автомобили / А. М Гуревич, Е. М. Сорокин. – М. : Колос, 1974. – 400 с.
29. Гуськов, В. В. Вопросы качения, тягового и мощностного баланса
колес / В. В. Гуськов, И. П. Ксеневич // Тракторы и СХМ. – 1986. – №8. –
С. 22-32.
30. Гуськов, В. В. Тракторы. Теория : учебник / В. В. Гуськов, Н. Н. Велев, Ю. Е. Атаманов ; под общ. ред. В. В. Гуськова. – М. : Машиностроение, 1988. – 376 с.
146
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
31. Гуськов, В. В. Тракторы. – Ч. 2 : Теория. – Минск : Высш. школа,
1977. – 384 с.
32. Гячев, Л. В. Устойчивость движения сельскохозяйственных машин
и агрегатов. – М. : Машиностроение, 1981. – 206 с.
33. Диденко, Н. К. Совершенствование почвообрабатывающих машин с
активными рабочими органами / Н. К. Диденко, П. А. Кудинов,
А. М. Печурица. – Киев : УкрНИИНТИ, 1975. – 10 с.
34. Жук, Я. М. Исследование фрезерование почвы // Сборник научных
трудов ВИМ. – М. : Сельхозгиз, 1952. – Т. 15. – С.18-39.
35. Зангиев, А. А. Агрегаты с изменяемой шириной захвата / А. А. Зангиев, О. Н. Дидманидзе // Техника в сельском хозяйстве. – 1989. – №2. –
С. 47-49.
36. Зангиев, А. А. Оптимизация скорости и ширины захвата агрегата //
Механизация и электрификация сельского хозяйства. – 1983. – №4. –
С. 48.
37. Зангиев, А. А. Расчет оптимальной скорости и ширины захвата //
Механизация и электрификация сельского хозяйства. – 1986. – №7. –
С. 45-49.
38. Захаров, О. В. Снижение уплотняющего воздействия почвы по следам тракторов класса 0,6 на селекционных полях путем применения уширителей колес в виде рабочего органа-движителя : дис. ... канд. техн.
наук : 05.20.01. – Саратов, 2002.
39. Зволинский, В. Н. К вопросу определения усилия резания ротационными рабочими органами / В. Н. Зволинский, С. А. Инаекян // Сборник
научных трудов ВИСХОМ. – М., 1975. – С. 36-40.
40. Инаекян, С. А. Фрезерные и пропашные культиваторы / С. А. Инаекян, В. Н. Зволинский, В. П. Савин // Тракторы и сельхозмашины. –
1984. – №11. – С. 28-32.
41. Исаков, П. К. Уплотнение почвы ходовыми частями тракторов /
П. К. Исаков, И. А. Чуданова // Обработка почвы в степном Заволжье. –
Куйбышев, 1980. – С. 25-30.
42. Канаев, А. И. Управление системой “рабочие органы – почва” при
обработке зяби с целью накопления почвенной влаги в условиях Заво лжья : монография. – Самара, 2001. – 274 с.
43. Канарев, Ф. М. Ротационные машины и орудия. – М. : Машиностроение, 1983. – 142 с.
44. Карева, Н. В. Пути и средства снижения истирания и уплотнения
почвы ходовой системой тракторов и сельскохозяйственных машин :
дис. ... канд. техн. наук : 05.20.01. – Волгоград, 1998.
45. Кацыгин, В. В. Перспективные мобильные энергетические средства
для сельскохозяйственного производства. – Минск : Наука и техника,
1982. – 272 с.
147
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
46. Кацыгин, В. В. Тягово-энергетические мобильные средства для
сельскохозяйственного производства нечерноземной зо ны // Вопросы
сельскохозяйственной механики : тр. ЦНИИМЭСХ. – Минск, 1985. –
188 с.
47. Климанов, А. В. Повышение проходимости и тягово-сцепных
свойств сельскохозяйственных тракторов. – Ульяновск, 1981. – 93 с.
48. Кобелев, А. В. Повышение эффективности культиваторного агрегата с трактором класса 0,6 применением активных колес-рыхлителей :
дис. ... канд. техн. наук : 05.20.01. – Пенза, 2004.
49. Ковриков, И. Т. Обоснование формы иглы и параметров рабочих
органов для поверхностной обработки почв // Тракторы и сельхозмашины. – 1978. – №7. – С. 22-24.
50. Кокарев, А. Ю. Повышение технико-экономических показателей
МТА путем применения ведущих колес сельхозмашины : дис. ... канд.
техн. наук : 05.20.01. – Челябинск, 1990. – 181 с.
51. Колёсные трактора фирмы «Hurliman». – М. : Наука и техника,
1989. – 24с.
52. Колёсные трактора фирмы «Ford Latest». – М. : Наука и техника,
1989. – С. 5-11.
53. Коновалов, В. Ф. Устойчивость и управляемость машинно-тракторных агрегатов. – Пермь : Пермское кн. изд-во, 1969. – 409 с.
54. Кормщиков, А. Д. Теоретические основы устойчивости движения
агрегатов с фрезерными рабочими органами / А. Д. Кормщиков,
О. А. Шубин, Р. Ф. Курбанов // Улучшение эксплуатационных показателей сельскохозяйственной энергетики : сб. науч. тр. Вятской ГСХА. –
Киров, 2004. – Вып. 4. – С. 109-116.
55. Кутьков, Г. М. Тракторы и автомобили. Теория и технологические
свойства. – М. : Колос, 2004. – 504 с.
56. Кутьков, Г. М. Тяговая динамика тракторов. – М. : Машиностроение, 1980. – 215 с.
57. Кычев, В. Н. Взаимосвязь энергонасыщенности трактора и производительности МТА // Улучшение тяговодинамических качеств сельскохозяйственных тракторов в условиях эксплуатации : тр. ЧИМЭСХ. – Челябинск, 1982. – С. 14-18.
58. Кычев, В. Н. Проблемы и пути реализации потенциальных возможностей машинно-тракторных агрегатов при увеличении энергонасыщенности тракторов : учебное пособие. – Челябинск, 1989. – 84 с.
59. Кычев, В. Н. Пути повышения использования мощности двигателя
с.-х. трактора // Тр. ЧИМЭСХ. – Челябинск, 1987. – С. 3-6.
60. Кычев, В. Н. Эффективность использования в МТА ведущих колес
(мостов) с жесткой кинематической связью // Резервы повышения эксплутационных качеств с.-х. тракторов : тр. ЧИМЭСХ. – Челябинск,
1986. – С. 24-31.
148
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
61. Лефаров, А. Х. Потери мощности на буксование колесного трактора
4К4 с блокированным приводом / А. Х. Лефаров, В. И. Кабанов // Тракторы и СХМ. – 1971. – №12. – С. 16-18.
62. Лещанкин, А. И. Теоретические основы ротационных почвообраб атывающих рабочих органов с винтовыми поверхностями. – Саратов :
СГУ, 1986. – 208 с.
63. Маркова, Е. В. Планирование эксперимента в условиях плодоро дности / Е. В. Маркова, А. Н. Лисенков. – М. : Наука, 1973. – 248 с.
64. Матяшин, Ю. И. Расчет и проектирование ротационных почвообр абатывающих машин / Ю. И. Матяшин, И. М. Гринчук, Г. М. Егоров. –
М. : Агропромиздат, 1988. – 176 с.
65. Медведев, В. В. Об уплотнении чернозема типичного сельскохозяйственной техникой и пути его снижения / В. В. Медведев, В. Г. Цыбулько, П. И. Слободюк, М. С. Чернова // Влияние сельскохозяйственной техники на почву : науч. тр. Почвенного института им. В. В. Докучаева. –
М., 1981.
66. Медведев, В. И. Лемешные плуги с активными дисковыми фрезами.
/ В. И. Медведев, А. И. Веднеев // Техника в сельском хозяйстве. – 1968. –
№11. – С. 76-77.
67. Медведев, В. И. Энергетика машинных агрегатов с рабочими органами движителями. – Чебоксары : Чувашское кн. изд-во, 1972. – 180 с.
68. Медведев, В. И. Эффективность использования плуга ПН-3-35 с
приводными дисками / В. И. Медведев, А. П. Акимов // Тракторы и сельхозмашины. – 1979. – №8. – С. 15- 17.
69. Пат. 2319616 С1 Российская Федерация, МПК В 60 В 15/12 Движитель сельскохозяйственного агрегата / Мингалимов Р. Р., Ларионов Ю.
В., Мусин Р. М. ; заявитель и патентообладатель ФГОУ ВПО СГСХА. –
№2006124495/ 11, заявл. 07.07.2008 ; опубл. 20.03.2008 Бюл. №8. – 7 с.
70. Миркитанов, В. И. Влияние параметров трактора и прицепа с пр иводом колес на эксплуатационные свойства
тракторного поезда /
В. И. Миркитанов, Г. А. Таяновский // Резервы повышения эксплутационных качеств с.-х. тракторов : тр. ЧИМЭСХ. – Челябинск, 1986. –
С. 32-34.
71. Панов, И. М. Ротационные почвообрабатывающие машины и ор удия / И. М. Панов, В. В. Мелихов. – М., 1963. – 31 с.
72. Панов, И. М. Снижение энергоемкости ротационного плуга /
И. М. Панов, В. В. Мелихов, В. А. Юзбашев // Механизация и электрификация соц. сел. хоз-ва. – 1971. – №2. – С. 20- 22.
73. Панов, И. М. Энергетика и обоснование основных параметров и
режимов работы ротационных машин / И. М. Панов, В. А. Юзбашев,
В. В. Мелихов : науч. тр. ВИСХОМ. – М., 1978. – С. 3-24.
74. Панов, И. М. Ротационные плуги / И. М. Панов, В. В. Мелихов //
Тракторы и сельхозмашины. – 1964. – №10. – С.45-48.
149
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
75. Подскребко, М. Д. К обоснованию формы зубьев ротора комбинированного рабочего органа для основной обработки солонцовых почв /
М. Д. Подскребко, Н. К. Смагин, А. Н. Кузьмин // Тр. Челябинского институт механизации и электрификации сельского хозяйства. – 1979. –
Вып. 149. – С. 88- 93.
76. Покровский, Г. И. Исследования по физике грунтов. – М., 1937. –
136 с.
77. Полетаев, Ф. А. Основы теории сопротивления качению и тяги
жесткого колеса по деформируемому основанию. – М. : Машиностроение, 1971. – 68 с.
78. Поляк, А. Я. Эксплуатация машинно-тракторных агрегатов на повышенных скоростях / А. Я. Поляк, А. Д. Щупак. – М., 1974.
79. Поповский, А. А. Эффективность повышения мощности тракторов
Т-150 и Т-150 К // Тракторы и сельскохозяйственные машины. – 1979. –
№11.
80. Саакян, С. С. Сельскохозяйственные машины (конструкция, теория
и расчет). – М. : Государственное изд-во сельскохозяйственной литературы, 1962. – С. 95-126.
81. Савельев, Ю. А. Разуплотнение почвы по следу тракторов при посеве сельскохозяйственных культур : автореф. дис. … канд. техн. наук. –
1990. – 24 с.
82. Савельев, Г. С. Особенности конструкции мобильного энергетич еского средства для Нечерноземной зоны // Тр. ВИМ. – М., 1978. – Т.81. –
С. 25-30.
83. Синеоков, Г. Н. Теория и расчет почвообрабатывающих машин /
Г. Н. Синеоков, И. М. Панов. – М. : Машиностроение, 1977. – 322 с.
84. Синеоков, Г. Н. Дисковые рабочие органы почвообрабатывающих
машин. – М. : Машгиз, 1949.
85. Тимофеев, А. И. Теория устойчивости движения мобильных сельскохозяйственных машин / А. И. Тимофеев, Н. М. Флайшер. – М., 1981. –
43 с.
86. Уткин-Любовцев, О. Л. Оценка сдваивания колес тракторов 30 и
50 кН по некоторым показателям / О. Л. Уткин-Любовцев, Л. Н. Кутан,
А. А. Шабров, М. И. Ляско // Тракторы и сельхозмашины. – 1981. – №3. –
С. 4-7.
87. Фадеев, А. Ф. Анализ конструкций механизмов привода рабочих
органов-движителей // Совершенствование конструкций сельскохозяйственной техники : сб. науч. тр. – Горький, 1984. – С.6-9.
88. Флик, Э. П. Механические приводы СХМ и перспективы повышения их технического уровня // Тракторы и СХМ. – 1984. – №8. – С. 16.
89. Цхварадзе, P. O. Оптимизация распределения крутящих моментов
между валом отбора мощности и движителями // Резервы повышения
эксплуатационных качеств сельскохозяйственных тракторов : тр.
150
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ЧИМЭСХ. – Челябинск, 1986. – С. 10- 24.
90. Цхварадзе, Р. О. Обоснование рационального распределения энергии двигателя между валом отбора мощности и движителями трактора в
составе тягово-приводного агрегата : дис. …канд. техн. наук. – Челябинск, 1988.
91. Чаткин, М. Н. Кинематика и динамика ротационных почвообраб атывающих рабочих органов с винтовыми элементами / М. Н. Чаткин ;
науч. ред. В. И. Медведев, П. П. Лезин. – Саранск : Изд-во Мордов. ун-та,
2008. – 316 с.
92. Шалягин, В. Н. Комплексное повышение эффективности МТА с
энергонасыщенными тракторами // Тракторы и СХМ. – 1988. – №5. –
С. 9-13.
93. Шалягин, В. Н. Транспортные и транспортно-технологические
средства повышенной проходимости. – М. : Агропромиздат, 1986. –
204 с.
94. Эльгурт, Я. Б. Механика взаимодействия с почвой радиально расположенных зубьев ротационного рабочего органа // Материалы НТС
ВИСХОМ. – М., 1968. – Вып. 25. – С. 577 – 584.
95. Яцук, Е. П. Ротационные почвообрабатывающие машины /
Е. П. Яцук, И. М. Панов. – М. : Машиностроение, 1971. – 252 с.
151
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
АЛФАВИТНО-ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
А
Активный привод 3, 9
Агрегат
- тягово-приводной 12, 54
- культиваторный 4, 27, 57
- комбинированный 6
Активные рабочие органы 10
Активная поверхность дисков 80, 87
Б
Буксование 8, 11, 12, 14, 60
Д
Движущая сила 4, 76, 116
Движители-рыхлители 4, 12, 27, 50,
66
Дисковые стабилизаторы 45
Диск-движитель 76, 88, 111
Дифференциальное уравнение
движения 76, 78, 86
Деформация почвы 68
Динамометрирование 105, 116
Дисперсионный анализ 113
Дисперсии отклонения агрегата 139
И
Извилистость пути 139
К
Комбинированные рабочие органы 3
Кинематическое
несоответствие 13, 14, 16, 57
Коэффициент сопротивления
качению 21
- скольжения движителя 60
- деформации 68
- угловой жесткости шины 79
- трения 80
Курсовая устойчивость агрегата 43
КПД ходовой системы 50
Касательная сила тяги 65, 69, 98
Крюковая мощность 99
Кинематический центр
культиватора 127
152
М
Математическая модель 59, 63
Мгновенный центр вращения 86,
90
Мощностной баланс 96, 133
Многофакторный
эксперимент 110, 120
Мобильное энергетическое
средство 9, 19
Математическое
моделирование 49, 110
О
Опорно-ведущие колеса 12, 16, 49
П
Площадь контакта 6
Проходимость 9, 25
Почвозацеп 58
Прямолинейность движения 37
Плотность почвы 38
Почвенный канал 104, 107
Поверхность отклика 111
Р
Регрессионный анализ 110
С
Сдвиг почвы 67
Стабилизаторы 75
Стабилизирующие элементы 44, 48
Стабилизирующий момент 78
Статистический анализ 113
Степень неравномерности 7
Т
Твердость почвы 108
Тензозвено 104
Тензометрическая тележка 103
Технико-экономические
показатели 49
Техническая
производительность 49
Тяговая мощность трактора 51
Тяговая характеристика 132
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Тягово-сцепные свойства 11, 17, 24,
49
Тяговое сопротивление 32, 38, 50
Тяговое усилие агрегата 5, 32
Тяговый баланс 96
Тяговый КПД агрегата 50
У
Устойчивость движения 5, 18, 39,
74, 84
Уплотнение почвы 6
Управление агрегатом 37
Удельное сопротивление СХМ 53
Угловая деформация шин 77, 79
153
Ф
Физико-механические свойства
почвы 69, 136
Ц
Центр масс агрегата 78
Центроида 90, 116
Э
Энергонасыщенный трактор 6, 32
Эксцентриковый механизм 58, 120
Эпюра сил реакции 137
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
ОГЛАВЛЕНИЕ
1.
1.1.
1.2.
1.3.
1.4.
2.
2.1.
2.2.
2.3.
2.4.
2.5.
2.6.
3.
3.1.
3.2.
3.3.
ВВЕДЕНИЕ....................................................................
ПОВЫШ ЕНИЕ
ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ
КУЛЬТИВАТОРНЫХ АГРЕГАТОВ УЛУЧШЕНИЕМ ТЯГОВО-СЦЕПНЫХ СВОЙСТВ И
УСТОЙЧИВОСТИ
ДВИЖЕНИЯ……….......................
Способы увеличения тягового усилия агрегата..........
Повышение производительности культиваторных
агрегатов........................................................................ .
Оценка устройств автоматического направления
движения агрегата.........................................................
Анализ стабилизирующих элементов, повышающих
устойчивость движения агрегета .................................
ИССЛЕДОВАНИЕ ПРОЦЕССА ОБРАЗОВАНИЯ
ДВИЖУЩЕЙ СИЛЫ И ПОВЫШ ЕНИЯ
УСТОЙЧИВОСТИ ДВИЖЕНИЯ КУЛЬТИВАТОРНОГО
АГРЕГАТА…………………………………...
Энергетические параметры тягово-приводного агрегата с движителями-рыхлителями................................
Обоснование конструкции движителя-рыхлителя......
Анализ работы движителя-рыхлителя........................
Определение дифференциального уравнения угловых колебаний навесного культиваторного агрегата
с дисками-движителями................................................
Определение активной площади и движущей силы
диска-движителя............................................................
Тяговый и мощностной балансы культиваторного
агрегата с дисковыми и рыхлящими движителями....
АНАЛИЗ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИЙ……………………………………………
Реализация многофакторного эксперимента................
Зависимость удельных затрат мощности и движущей
силы от конструктивно-режимных параметров...........
Зависимость энергетических и силовых показателей
движителя от расстояния между рыхлителями...........
154
3
5
5
29
41
44
49
49
58
65
74
84
96
102
102
110
117
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
3.4.
4.
4.1.
4.2.
4.3.
4.4.
4.5.
Влияние угла установки эксцентрикового барабана
на энергетические и силовые показатели движителярыхлителя………………………………………………
ПРОИЗВОДСТВЕННЫЕ ИСПЫТАНИЯ..............
Схема
экспериментального
культиваторного
агрегата…………………………………………………
Влияние режимов работы дисков-движителей и глубины обработки на энергетические параметры экспериментального агрегата…........................................
Влияние крюкового усилия на тяговые и топливноэкономические показатели.............................................
Воздействие дисков-движителей на силы и реакции,
действующие в навесном экспериментальном
агрегате….……………………………………………..
Сравнительная оценка работы экспериментального и
серийного культиваторов..............................................
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ..........................................
АЛФАВИТНО-ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ......
155
119
123
123
129
131
135
138
145
152
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
Научное издание
МУСИН Рамиль Магданович
МИНГАЛИМОВ Руслан Рустамович
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ
КУЛЬТИВАТОРНЫХ АГРЕГАТОВ
С ДВИЖИТЕЛЯМИ-РЫХЛИТЕЛЯМИ
Монография
Подписано в печать 12.03.2012. Формат 60×841/16
Усл. печ. л. 9,07, печ. л. 9,75.
Тираж 500. Заказ №27.
Редакционно-издательский центр Самарской ГСХА
446442, Самарская обл., пгт. Усть-Кинельский, ул. Учебная, 2
Тел.: (84663) 46-6-70
Факс 46-6-70
E-mail: ssaariz@mail.ru
Отпечатано с готового оригинал-макета в ООО Издательство «Книга»
156
Copyright ОАО «ЦКБ «БИБКОМ» & ООО «Aгентство Kнига-Cервис»
443068, г. Самара, ул. Песчаная, 1
Тел. (846) 267-36-82. E-mail: izdatkniga@yandex.ru
157
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа