Анализ динамических свойств силовых передач лесохозяйственных агрегатов с активными рабочими органами

Свитачев А. И., Орловский С.Н.

УДК 630.432.31.002.5

АНАЛИЗ ДИНАМИЧЕСКИХ СВОЙСТВ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ ЛЕСОХОЗЯЙСТВЕННЫХ АГРЕГАТОВ С АКТИВНЫМИ РАБОЧИМИ ОРГАНАМИ

Условия работы различного рода транспортных машин определяют новые требования к специальным лесохозяйственным тракторам по массе, энергетическим и динамическим параметрам, тягово-сцепным свойствам, ходовому аппарату, компоновочной схеме. Оценка воздействия конструктивных изменений трактора и выбор конструктивных параметров и режимов работы активных рабочих органов агрегатируемых с ним машин должны сопровождаться проверкой динамической нагруженности силовых передач лесохозя-йственных агрегатов. При этом следует учитывать возможность возникновения резонансных колебаний в трансмиссии агрегата. Данная работа посвящена анализу динамической нагруженности силовых передач трактора ДТ-75Б с орудием МДН-3 и трактора ЛХТ-55 с плугом.

Анализ динамических моделей машинно-тракторных лесохозяйственных агрегатов показал, что наиболее распространёнными являются модели в виде сложных крутильных колебательных систем. Моделирование и оптимизация динамической нагруженности силовых передач лесохозяйственных агрегатов с пассивными рабочими органами реально можно выполнять с достаточной точностью и достоверностью на основании математических моделей цепочных и разветвленных динамических систем от шести до десяти масс [1].

Шестимассовая цепочная эквивалентная динамическая схема, которая положена в основу исследований нагруженности и динамических свойств трансмиссии ЛХТ -55, приведена на рис. 1.

При исследованиях лесохозяйственных агрегатов с активными рабочими органами, особенно

имеющими значительный момент инерции, шестимассовая цепочная эквивалентная динамическая схема системы, представленная на рис. 1, должна быть заменена разветвлённой схемой, учитывающей реализацию крутящего момента двигателя на привод активного рабочего органа и движителей трактора (рис. 2).

Верхняя по схеме ветвь трансмиссии привода рабочего органа, включающая массы двигателя с маховиком и сцеплением Jд, вала привода коробки передач с шарнирами Jк, вала отбора мощности с редуктором Jвом, карданного вала привода рабочего органа с редуктором J ., вала привода фрезы с фрезой в сбо-

Рис. 1. Шестимассовая эквивалентная динамическая схема: J - приведённые моменты инерции механизмов трактора и орудия или трелюемой пачки; с - приведенные коэффициенты жесткости участков трансмиссии; М1(1)- крутящий момент от двигателя; М2(\) - момент сопротивления от разрабатываемой среды или волока.

Рис. 2. Разветвлённая десятимассовая эквивалентная динамическая схема системы при использовании основного потока мощности через ВОМ трактора с классической кинематической схемой типа ДТ - 75 с орудием.

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

ре Нижняя ветвь — привод ходовой части тракторы от коробки передач Jкnn, через главную передачу Jm, бортовые передачи Jбn и движители впж.

При исследовании сложных динамических систем, которыми являются трансмиссии, встаёт задача нахождения передаточных функций, а по ним амплитудно — частотных и фазово — частотных характеристик. Ниже предлагается следующий алгоритм их нахождения.

Многомассовая механическая система в линейном приближении может быть представлена системой дифференциальных уравнений

J V "+в V '+с V = р

где — J, В, С - матрицы моментов инерции, коэффициентов демпфирования, жёсткостей;

- вектор возмущающих воздействий; V(t) -вектор угла закрутки масс системы. Применяя преобразование Лапласа к выражению (1), в предположении нулевых начальных условий, получим уравнение относительно изображений переменных у (в) в матричной форме

V ( 8 ) = Ш ( 8 )Р ( 8 ),

где - Ш(8) матрица передаточных функций.

Ш( 8) = [* 2 + В8 + С]" = 1 {А, ) п ,

s + B  s +

-определитель.

wr

= 2л  n.

2л  n ,

v  z.

рабатываемой средой определяются по формуле

.2" ПР.О.  ZH

где Пр

Амплитудно-частотные характеристики находились по передаточным функциям по методике изложенной в работе [2].

Гусеничные машины характеризуются довольно сложным воздействием на трансмиссию со стороны движителя. Проявление возмущения от гусеничного зацепления наблюдается на валу муфты сцепления и особенно сильно при резонансных режимах работы трансмиссии агрегата. Частотные диапазоны от воздействия гусеничного зацепления определяются по формуле [3]

где пД и пк — частоты вращения коленчатого вала двигателя и ведущих звёздочек гусениц; zк - число зубьев ведущих звёздочек гусениц; /тр — передаточное число трансмиссии; V — скорость движения трактора; гк - радиус ведущей звёздочки. Частотные диапазоны от взаимодействия активных рабочих органов с раз-

- частота вращения рабочего органа; zH — число ножей (резцов) на рабочем органе; iBOM — передаточное отношение редуктора ВОМ; ipo — передаточное отношение редуктора орудия.

При изменении средней скорости движения лесохозяйственного агрегата ЛХТ -4 от 0,63 до 1,19 м/с (l - IV передачи) частота гусеничного воздействия изменяется от 37,05 до 70,00 рад/с, для трактора ЛХТ — 55 значения щГЗ на рабочих передачах составят 37,01 — 64,76 рад/с, для ЛХТ — 100 А они составят 31,19 — 54,58 рад/с. Трансмиссия трактора ДТ — 75 Б при использовании на лесомелиоративных работах с щелерезными дискофре-зерными орудиями испытывает частоту гусеничного воздействия 6,82 — 9,34 и 16,16 — 22,27 рад/с соответственно в зимний и летний периоды. Со стороны орудий она нагружена частотами 716,22 - 994,75 и 733,23 - 1018 рад/с для орудий ЩДМ — 1 и МДН — 3 соответственно.

Для оценки динамических свойств трансмиссий лесохозяйственных агрегатов нами находились их АЧХ. В цепочной трансмиссии (рис. 3 а, б) изменялся момент инерции маховика двигателя JMax с 2,9 (базовый вариант) до 6 кгм2 согласно рекомендациям [4]. В разветвлённой сравнивались варианты изменения JMax и фрезерного рабочего органа Jфр. Как следует из расчётов АЧХ для лесохозяйственного агрегата на базе трактора ЛХТ — 55 с пассивным рабочим органом, при его движении на первой передаче со стандартным и увеличенным маховиками (JMax = 2,9 и 6 кгм2), существенные амплитуды колебаний наблюдаются в области собственных частот и резо-нансы при совпадении с собственными частотами, причём колебания от движителей распространяются по всей трансмиссии и доходят до первичного вала коробки передач, от двигателя — значительно уступают по амплитуде.

Сравнение АЧХ рис. 3 а, б показывает, что при увеличении JMax с 2.9 до 6 кгм2 существенных изменений частот колебаний трансмиссии не наблюдается. Увеличение момента инерции JMax в указанных пределах приводит к уменьшению первой собственной частоты и незначительному снижению амплитуд коле-

r

k

т р

МЕХАНИКА. ТРАНСПОРТ. МАШИНОСТРОЕНИЕ

©

баний и не вызывает резонансных явлений в трансмиссии трактора. При этом энергия от воздействия гусеничного зацепления распространяется по ветви трансмиссии, а распространение колебаний в направлении трактора значительно затухает. Частоты, вызываемые воздействием гусеничного зацепления

ЛХТ — 55, составляют 37,01 рад/с и не налагаются на частоты собственных колебаний.

Анализ динамики десятимассовой схемы трансмиссии лесомелиоративного агрегата в составе трактора ДТ — 75 Б с орудиями МДН — 3 и ЩДМ -1, имеющим активный рабочий орган для различных вариантов изменения Jмaх и Jфр представлен на графиках АЧХ рис. 4 а - г. Скорость движения агрегата при расчётах принималась постоянной 0,2 м/с, согласно технической характеристике орудий; значения Jмaх принимались 2,9 и 8,0 кгм2; приведённый к коленчатому валу двигателя Jфр 1,15 и 3,61 кгм2.

Из анализа данных АЧХ трактора ДТ — 75 Б с дискофрезерным орудием следует, что энергия от воздействия Jфр сосредоточена в частотах 40 и 230 рад/с. Энергия от воздействия на трансмиссию гусеничного зацепления возрастает в диапазоне частот 190 — 210 рад/с и распространяется по ветви трансмиссии, в направлении трактора колебания затухают, поэтому выделение на АЧХ зон вынужденных колебаний трансмиссии со стороны рабочих органов и согласование конструкций рабочих органов с трансмиссиями тракторных агрегатов представляется необходимым.

Влияние передаточных чисел и жёс-ткостей участка привода орудия на изменение

Рис. 4. АЧХ трансмиссии ДТ-75 с орудием, имеющим активный рабочий орган (ЩДМ - 1). Воздействия: 1- от фрезы на вал сцепления; 2- от фрезы на ВОМ; 3 - от двигатель на фрезу; 4 - от фрезы на КПП, а) - =2.9 кгм2; Л"фр =1.15 кгм2; б) - Здв =2.9 кгм2; Л"фр =3,61 кгм2; в) -Здв =8 кгм2; Л"фр =1.15 кгм2; г) -Л =8кгм2;X =3.61 кгм2.

' дв » фр

ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ

динамических свойств и характеристик трансмиссии агрегата может моделироваться по методике [2]. Предпочтительным представляется увеличение передаточного числа редуктора орудия, поскольку в данном случае жёсткость участка уменьшается, две первые собственные частоты расходятся, а третья увеличивается, что благоприятно сказывается на частотном диапазоне низкочастотных возмущающих колебаний в плане отстройки от резонанса. При необходимости в силовую цепь трансмиссии на участке «ВОМ — рабочий орган» должны устанавливаться демпфирующие устройства, что позволяет значительно снизить значения амплитуд, особенно в области высоких частот. Увеличение передаточного числа редуктора ВОМ в 1,8 раза приводит к снижению амплитуд колебаний до 30 — 40 %. При выборе значений передаточных чисел необходимо проведение многокритериальной оптимизации по методике [2].

Выбор направления модернизации агрегата в направлении изменения момента инерции вращающихся масс должен определяться изменением Jфр, которое возможно менять только при модернизации трактора, хотя возможно применение дополнительного маховика в его трансмиссии.

Представленные математические модели позволяют определить оптимальные энергетические и динамические параметры лесохозяйственных агрегатов, рассчитать на-груженность участков трансмиссии агрегатов, прогнозировать изменение силовой на-груженности при конструктивных изменениях базовой машины. Последнее позволяет обосновать агрегатирование трактора с орудиями, имеющими активные рабочие органы, в направлении выбора масс и моментов инерции вращающихся масс с целью предотвращения резонансных явлений в трансмиссиях агрегатов. На основании математических моделей динамических систем можно произвести согласование возбуждающих частот со стороны рабочего органа и собственных частот колебаний трансмиссий, чтобы исключить резонансные режимы работы.

Выводы.

Из анализа АЧХ тракторных агрегатов с пассивными рабочими органами можно отметить, что при увеличении момента инерции маховика двигателя с 2.9 до 6 кгм2 существенных изменений частот колебаний трансмис-

сии трактора и резонансных явлений в ней не наблюдается. Частоты, вызываемые воздействием гусеничного зацепления не налагаются на частоты собственных колебаний.

В агрегатах с активными рабочими органами анализ АЧХ показал:

- усиленные колебания наблюдаются на участке трансмиссии с минимальной жёсткостью между первичным валом ходоуменьшите-ля и редуктором ВОМ;

- увеличение момента инерции маховика двигателя не вызывает существенных изменений АЧХ и не вызывает резонансных явлений в трансмиссии трактора;

- увеличение момента инерции дисковой фрезы снижает уровень колебательных процессов в трансмиссии агрегата;

- частоты, вызываемые воздействием гусеничного зацепления (6,8 и 22,3 рад/с), не попадают в резонанс;

- частоты, вызываемые взаимодействием фрезы с разрабатываемой средой (716 - 1018 рад/с), не оказывают существенного влияния на динамическую нагруженность участков трансмиссии агрегата.

БИБЛИОГРАФИЯ

1. Орловский С. Н. Нейросетевая оптимизация динамических параметров тракторных агрегатов [Текст] / С. Н. Орловский, Т. Ф. Басканова, Ю. П. Ланкин // Нейрокомпьютеры и их применение // Сб. на-учн. тр. с междунар. Участием. VIII Всероссийская конференция «НКП-2002».-М.: ИПУРАН, 2002.-ISBN 5-201-14935-9. С. 42-47.

2. Свитачев А.И. Динамика трансмиссий гусеничных тракторов с учётом навесного оборудования [Текст] / А.И. Свитачев; -Красноярск; Изд-во КрасГАУ, 2005.- 190 с.

3. Свитачев А. И., Свитачева М. П. Изменение свойств динамической нагруженности трансмиссии трактора с учётом навесного оборудования // Лесоэксплуатация. Межвузовский сборник научных трудов. Вып. 5. СибГТУ, Красноярск, 2004. С.237 - 244.

4. Орловский С. Н. Обоснование оптимальных параметров и рабочих режимов тракторных мелиоративных агрегатов [Текст] / С. Н. Орловский // Ресурсосберегающие технологии механизации сельского хозяйства: прил. к «Вестн. КрасГАУ»: сб. научн. ст. / Краснояр. гос. аграрн. ун-т. -. Красноярск, 2003. - С. 128 - 139.