Обоснование критериев оценки эффективности применения колесных транспортно- технологических машин

ОБОСНОВАНИЕ КРИТЕРИЕВ ОЦЕНКИ ЭФФЕКТИВНОСТИ ПРИМЕНЕНИЯ КОЛЕСНЫХ ТРАНСПОРТНО- ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН

Синицын С.С., Синицына Т.С.

It is established, that as criteria it is necessary to use the traction -power properties, allowing to judge degree of conformity of a machine design to operation conditions.

Колесные транспортно-технологические машины выполняют заданные функции в разнообразных организационно-технологических, дорожных и почвенно-грунтовых условиях эксплуатации.

Одним из основных критериев оценки эффективности применения колесных транспортно-технологических машин являются тягово-энергетические свойства, характеризующие степень реализации их потенциальных функциональных возможностей на разнообразных опорных поверхностях, при различных скоростных и нагрузочных режимах.

Качественные и количественные показатели тягово-энергетических свойств позволяют судить о степени соответствия конструкции транспортно-технологических машин конкретным условиям эксплуатации. Причем, это можно осуществлять как на стадии проектирования, так и в производственных условиях.

Для выявления «наилучшего» технического решения необходимо выбрать критерий, на основе которого можно оценить характеристики взаимодействия элементов системы «местность-машина», объединяющей опорную поверхность и колесную транспортно-технологическую машину.

Процесс взаимодействия колёсной транспортно-технологической машины с опорной поверхностью достаточно полно характеризуется следующими показателями: касательной силой тяги Рк, зависящей от крутящего момента двигателя; силой сопротивления движению Pf, обусловленной энергозатратами на деформацию шины и опорной поверхности; силой тяги Рф по сцеплению движителя с опорной поверхностью. Соотношение этих сил определяет возможность движения машины. Для обеспечения подвижности машины необходимым и достаточным условием является выполнение следующего соотношения:

Pf < Рк < Рф.

Между тем для выявления особенностей характера движения машины, достоверного установления степени влияния различных факторов на тягово-энергетические свойства и определения потенциально возможных путей для улучшения требуется более детальный анализ их оценочных показателей, особенно с точки зрения отражения всей совокупности кинематических, силовых и энергетических сторон взаимодействия колесного движителя с опорной поверхностью.

В современной теории качения пневматического колеса [1] в качестве оценочных показателей тягово-энергетических свойств принято использовать безразмерные эквиваленты сил Pf, Рк, и Рф, а именно: коэффициент ô буксования; коэффициент ф сцепления; коэффициент фк использования

сцепного веса; коэффициент f сопротивления качению. Рассмотрим физическую сущность этих коэффициентов.

Коэффициент 8 буксования характеризует скольжение шины в пятне контакта в сторону, обратную направлению движения. Из-за буксования уменьшается скорость машины и повышается энергоемкость качения вследствие затрат мощности на буксование. Величину буксования принято выражать в частях или в процентах. Таким образом, при буксовании колеса

V х V T - V Д

8 = —8 = —-Д  100%,

V Т V Т

где V 8 - скорость продольного скольжения беговой дорожки колеса; V т

- теоретическая окружная скорость колеса; v д - действительная поступательная скорость колеса.

Коэффициент р сцепления представляет собой отношение максимальной

касательной силы тяги Р к (max) = P р на ведущем колесе к нормальной

нагрузке G - или адекватно к нормальной реакции R z опорной поверхности, а коэффициент р к - отношение касательной силы Р к к нормальной реакции R z опорной поверхности:

Р P

1 К (max) 1 р

р = — = ~z ;

Р к

р к = -W-

R z

Величина коэффициента р для конкретной системы «колесо-дорога» в общем случае считается постоянной, а величина р к является переменной, изменяющейся в зависимости от тягового усилия Р к от 0 до р.

Сопротивление Р f качению колеса с пневматической шиной обусловлено потерями на преодоление сопротивления Р f деформированию опорной поверхности и гистерезисными потерями Р f в шине вследствие ее радиальной и тангенциальной деформаций. Поэтому коэффициент f сопротивления качению состоит из двух компонентов, учитывающих потери f Г в опорной поверхности и f Ш в шине, то есть

f = f Г + Ш ш ,

а его значение определяется как отношение силы сопротивления качению Р f к нормальной реакции R z опорной поверхности:

P f P f - P f

/J J Г J Ш /^ч

= ~R~ =-~R-

R z R z

Каждый из указанных коэффициентов отражает одну из сторон процесса взаимодействия колеса с опорной поверхностью, а именно: коэффициент буксования - кинематику процесса, коэффициент сцепления - тяговые

возможности колеса, а коэффициент сопротивления - энергоемкость процесса. Однако в представленном виде они не позволяют оценивать тягово-сцепные качества комплексно с учетом взаимодействия всех основных факторов. Поэтому для обобщенной оценки тягово-энергетических свойств колесного движителя необходимо использовать комплексные показатели, учитывающие энергетические, тяговые и кинематические характеристики процесса качения колеса.

Общепризнанным комплексным оценочным показателем тягово-энергетических свойств колесного движителя является его КПД т] К [2], представляющий собой произведение КПД т] /, учитывающего потери на качение и КПД т] д , учитывающего потери на буксование:

Т К = Т / + Т д •

Для определения т] К через его составляющие используется, например, следующая зависимость:

Р к - Р / V д Р к -

р к у т Р к

Наиболее общим оценочным показателем экономичности процесса качения колеса является его энергоемкость [4]. Для ведущего пневматического колеса принято определять энергоемкость суммой потерь на качение колеса в свободном режиме N с и дополнительных потерь N д из-за буксования [3]:

n к = n0 + n д •

С учетом степени влияния отдельных составляющих суммарных потерь на качение колеса в свободном режиме при определении N с допустимо ограничиться двумя основными составляющими, а именно - потерями N с Г на деформацию опорной поверхности и гистерезисными N с Ш потерями в шине.

Процесс взаимодействия полноприводного движителя с опорной поверхностью носит боле сложный характер, чем у единичного колеса, поскольку здесь сказывается взаимное влияние ведущих колес различных мостов, обусловленное налагаемыми на силовой контур кинематическими и силовыми связями.

В реальных условиях применения транспортно-технологических полноприводных машин с колесной формулой 4К4 из-за неравномерного распределения собственной массы по осям, различия в допусках на изготовление шин и элементов трансмиссии, а также вследствие не идентичности у колес различных осей характеристик опорной поверхности, эксплуатационных вертикальных нагрузок и давлений воздуха в шинах неизбежно возникает рассогласование окружных скоростей передних (V ^ ) и задних (V Т 2) колес.

Степень рассогласования принято оценивать коэффициентом кинематического несоответствия

т =

V. - VT

1 1 1 2

V Т

где V т (тах) - теоретическая окружная скорость забегающих колес.

При блокированном межосевом приводе рассогласование скоростей приводит к повышенному буксованию забегающих колес и неравномерному распределению крутящего момента по ведущим мостам. Поэтому для определения КПД буксования полноприводного движителя применяется более сложная зависимость [2]:

Рк , • Vт,

Р .V, + Р.. • V ---

К1 Т 1 \ 1 / К 2 Т 2

к 1 ' V т 1 + Р к 2 ' V т 2

где Р К1 , V Т , 5 1 и Р ^ , V Т ,5 2 - касательные силы тяги,

теоретические скорости и коэффициенты буксования соответственно передних и задних колес.

Сопутствующее неравномерному распределению крутящего момента упругое скручивание элементов силовой передачи и движителя, а также повышенное буксование движителя приводит к дополнительным диссипативным потерям энергии. Поэтому мощность N у сопротивления качению

полноприводного движителя отображается следующей зависимостью [3]: N у к + N кт + N 5. т ,

где X N к - потери мощности в движителе при отсутствии взаимного влияния колес; N кт, N 5т - дополнительные потери мощности в движителе и на буксование, обусловленные кинематическим несоответствием.

При значительном рассогласовании скоростей возможно вращение отстающих колес с частичным юзом (тормозной режим), вследствие чего в блокированном приводе появляется паразитная мощность, снижающая тягово-сцепные свойства, проходимость, экономичность и надежность элементов трансмиссии и движителя. Естественно, таких режимов работы колесных машин следует избегать.

Литература

1. Левин М.А. Теория качения деформируемого колеса./ М.А.Левин. - М.: Наука, 1989.

- 270 с.

2. Лефаров А.Х. Энергонагруженность и надежность дифференциальных механизмов транспортно-тяговых машин./ А.Х.Лефаров. - Мн.: Наука и техника, 1991.- 285 с.

3. Тарасик В.П. Проектирование колесных тягово-транспортных машин./ В.П. Тарасик. -Мн.: Вышейш. шк., 1984.- 185 с.

4. Бочаров Н.Ф. Транспортные средства на высокоэластичных движителях. Н.Ф. Бочаров.

- М.: Машиностроение, 1974. - 215 с.