Улучшение маневренности колесных машин применением управляемого механизма распределения мощности тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 05.02.02, кандидат наук Дидиков Роман Александрович

• Дидиков Роман Александрович
• кандидат наук
• 2019

Оглавление диссертации кандидат наук Дидиков Роман Александрович

ВВЕДЕНИЕ

1.ПРОБЛЕМА УПРАВЛЕНИЯ РАСПРЕДЕЛЕНИЕМ МОЩНОСТИ В ТРАНСМИССИЯХ КОЛЕСНЫХ ТРАНСПОРТНЫХ И КОЛЕСНЫХ ТРАНСПОРТНО-ТЯГОВЫХ МАШИН

1.1. Современные системы управления распределением мощности в трансмиссиях колесных транспортных и колесных транспортно-тяговых машин

1.2.Классификация межколесных и межосевых механизмов распределения мощности

1.3.Механизмы распределения мощности без собственной системы управления

1.4.Механизмы распределения мощности с собственной системой управления

1.5.Выводы по главе

2.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВНЕШНИХ ПАРАМЕТРОВ И ПОСТРОЕНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ СХЕМ МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ

2.1 .Определение внешних параметров механизма распределения мощности в трансмиссии колесной машины

2.2.Баланс мощности

2.3. Синтез кинематических схем механизмов распределения мощности

2.4.О системе управления механизмом распределения мощности

2.5.Выводы по главе

3.МОДЕЛИРОВАНИЕ ПОВОРОТА ТРАКТОРА С УЧЕТОМ РАБОТЫ МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ

3.1. Особенности системы управления поворотом трактора

3.2.Математическая модель поворота трактора с учетом работы механизма распределения мощности

3.3.Влияние параметров механизма распределения мощности на давление в

гидроприводе механизма поворота

3.4.Выводы по главе

4.ПРИМЕНЕНИЕ ГИДРОПРИВОДА В СИСТЕМЕ УПРАВЛЕНИЯ МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ

4.1.Математическая модель работы гидравлического привода

4.2.Испытательный стенд

4.3.Программа и методика испытаний

4.4.Основные результаты испытаний

4.5.Выводы по главе

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ А СИНТЕЗ И АНАЛИЗ КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ

ПРИЛОЖЕНИЕ Б СИНТЕЗ И АНАЛИЗ СХЕМЫ КОМПАКТНОГО МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ

ПРИЛОЖЕНИЕ В ПАРАМЕТРЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРАКТОРА К744Р1

ПРИЛОЖЕНИЕ Г РАСЧЕТ ЧИСЛА ПАР ТРЕНИЯ ДЛЯ АВТОРСКОЙ СХЕМЫ МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ

ПРИЛОЖЕНИЕ Д ОЦЕНКА БЫСТРОДЕЙСТВИЯ АВТОРСКОЙ СХЕМЫ МЕХАНИЗМА РАСПРЕДЕЛЕНИЯ МОЩНОСТИ. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ГИДРОТРАСС

ПРИЛОЖЕНИЕ Е РАСЧЕТ МОМЕНТА, НЕОБХОДИМОГО ДЛЯ ПОВОРОТА ТРАКТОРА

ВВЕДЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Улучшение маневренности колесных машин применением управляемого механизма распределения мощности»

Актуальность работы

Управление потоками мощности в идеальном случае позволяет оптимальным образом распределить мощность между колесами транспортно-тяговой или транспортной машины с учетом текущих условий движения. Такой подход позволяет обеспечить комплексное повышение эксплуатационно-технических характеристик колесной машины.

Распределение мощности между ведущими колесами требует установки специального механизма распределения мощности (МРМ). Простейшим примером такого механизма является межколесный дифференциал.

Активно ведётся поиск универсального технического решения, которое бы позволило распределять мощность в соответствии с конкретными условиями движения. В российской практике до сих пор имеются лишь наработки для реализации компромиссных технических решений. Повышая уровень для одной или нескольких эксплуатационно-технических характеристик, они, в свою очередь, снижают или ограничивают предельный уровень для других. Такой эффект дают МРМ с принудительной блокировкой, МРМ с повышенным внутренним трением и др.

Из зарубежных источников известно об управляемых МРМ [9, 10 - 13]. Применение управляемых МРМ в составе трансмиссии автомобилей и тракторов позволяет обеспечить высокий уровень проходимости за счёт распределения мощности в соответствии со сцепным весом, приходящимся на каждое из колес и с учетом буксования ведущих колес.

В то же время с помощью управляемого МРМ возможно создавать поворачивающий момент относительно вертикальной оси машины, что, в свою очередь, позволяет реализовать эффект динамической стабилизации, а также косвенно воздействовать на величины углов увода колес. При этом сохраняется

высокий уровень управляемости, повышается устойчивость и, как следствие, безопасность движения.

Актуальность использования МРМ в составе трансмиссии тракторов с шарнирно-сочленённой рамой обусловлена возможностью уменьшения усилий, развиваемых гидравлическими цилиндрами, разворачивающими секции. Также имеется потребность в улучшении маневренности колесной машины. Желательно уменьшить коридор, занимаемый шасси при повороте. Для снижения утомляемости водителя желательно минимизировать корректирующие воздействия с его стороны, направленные на компенсацию отклонений трактора от заданного курса, обусловленных случайными возмущениями, действующими на колесную машину в ходе выполнения работ. Это может быть достигнуто за счет комбинации кинематического и силового поворота с помощью МРМ.

В зависимости от типа машины и ее назначения различаются и требования к характеристикам процесса распределения мощности. Однако анализ конструкций зарубежных прототипов МРМ [9, 10, 11, 13] позволяет заключить, что концептуальное техническое решение в виде шестеренчатого МРМ с управляемой фрикционной муфтой актуально для колесных машин самого различного назначения.

Данными положениями определяется актуальность вопроса создания МРМ для колесных машин (в частности, для тракторов с шарнирно-сочленённой рамой).

Степень разработанности темы исследования

Основное внимание отечественных исследователей сосредоточено на исследовании неуправляемых (в том числе, самоблокирующихся) МРМ (Андреев А.Ф., Агейкин Я.С., Бахмутов С.В., Барыкин А.Ю., Ванцевич В.В., Исхаков Н.М., Карунин А.Л., Круташов А.В., Лефаров А.Х., Матюшев С.И., Селифонов В.В., Серебряков В.В., Титков А.И., Умняшкин В.А., Чудаков Е.А., Шуклин С.А., Степанова Е.А. и др.).

Изучены работы М.М. Жилейкина, Е.В. Ягубова, А.Г. Стрелкова, посвященные вопросам реализации принципа курсовой коррекции и

динамической стабилизации тракторов, а также публикации С.К. Сидорова, в которых рассматривается проблема повышения манёвренности машин с шарнирно-сочлененной рамой с помощью косвенного управления параметрами простого шестеренчатого дифференциала.

Изучены публикации коллектива предприятия «Кировский завод» (Шувалов Е.А., Добряков Б.А., Борисов Ю.И., Пантюхин М.Г., Стацевич В.И., Стаубе М.Г.), результаты исследований специалистов Ленинградского Политехнического Института (Бойков А.В., Григорьев А.П., Демидов Н.Н., Русинов Р.В., Шеломов В.Б., Цветков В.В., Элизов А.Д. и др.).

За рубежом имеются исследования, посвященные созданию управляемых МРМ для легковых автомобилей. В частности, опубликованы результаты работы коллективов, создавших системы ZF VectorDrive ( Dr.C. Granzow и др.), SuperAYC (Y. Ushiroda, K. Sawase, N. Takahashi, K. Suzuki, K. Manabe ) и SH-AWD (Y. Atsumi, A. Iwazaki, A. Mori, R. Kuni ). Однако, в этих публикациях отсутствует информация, позволяющая перейти к синтезу схем подобных механизмов, а вопрос о применении подобных МРМ в трансмиссиях тракторов не освещается.

Цель работы - улучшение маневренности колесных машин (в частности -тракторов с шарнирно-сочлененной рамой) и снижение нагрузок на механизм поворота за счет применения в составе ведущего моста управляемого шестеренного механизма распределения мощности.

Для достижения цели в работе решены следующие задачи.

1. Произвести анализ известных конструкций МРМ и методик расчета их параметров. Выявить наиболее перспективные для повышения маневренности колесных машин концепции механизмов.

2. Разработать расчетную модель неравномерного поворота трактора с шарнирно-сочлененной рамой, учитывающую влияние МРМ на нагруженность механизма поворота.

3. Предложить методику определения внешних параметров МРМ.

4. Предложить принцип синтеза кинематических схем МРМ и разработать схемное решение МРМ для рассматриваемой колесной машины.

5. Предложить методику анализа мощностного баланса МРМ.

6. Разработать расчетную модель для определения параметров гидравлической системы управления МРМ и оценить возможность использования принципа широтно-импульсной модуляции давления в приводе управления МРМ.

Методология и методы исследования основаны на принципах системного подхода при анализе физических процессов, происходящих в узлах и агрегатах подсистем шасси колесной машины. Методологическую базу исследований составляют также подходы теории гусеничных машин; законы аналитической механики, гидродинамики; математическое и физическое моделирование, методы решения систем линейных уравнений, методы решения нелинейных дифференциальных уравнений, инженерный эксперимент.

Объектом исследований являются механизмы распределения мощности транспортно-тяговых и транспортных колесных машин.

Предмет исследования - система «трансмиссия - механизм поворота -движитель - поверхность движения» колесной машины с шарнирно-сочлененной рамой.

Обоснованность и достоверность результатов подтверждаются экспериментальными исследованиями, проведенными в стендовых условиях, а также опытных данных, опубликованных другими исследователями. Установлена достоверность физических представлений и теоретических положений, обоснованность допущений и адекватность математических моделей.

Научная новизна

1. Классифицированы новые конструкции межколесных МРМ, отличающиеся наличием системы управления, обеспечивающей возможность распределения мощности в соответствии с условиями движения колесной машины.

2. Получена методика определения исходных параметров для синтеза кинематических схем управляемых МРМ.

3. Получена методика определения составляющих баланса мощности безотносительно к конкретной схеме механизма, что позволяет произвести

предварительную оценку пригодности концепции управляемого МРМ для конкретной колесной машины. Методика основана на методе построения баланса мощности механизма поворота гусеничной машины.

4. На основе уравнения движения в обобщенных координатах разработана расчетная модель поворота шасси шарнирно-сочлененного колесного трактора, учитывающая влияние МРМ на параметры процесса поворота (в частности - на нагруженность гидравлического привода механизма поворота трактора).

5. Рассмотрена математическая модель гидравлической системы привода управления МРМ, позволяющая расчетным путем оценить возможность использования конструкции в составе конкретной трансмиссии.

6. Предложены кинематические схемы МРМ с возможностью управления распределением потоками мощности, пригодные для реализации на основе отечественной материально-технической базы.

Теоретическая значимость заключается в разработке расчетной модели для определения параметров неравномерного поворота шарнирно-сочлененного шасси с учетом особенностей работы МРМ, методики определения внешних параметров МРМ, анализа баланса мощности МРМ, а также модели для оценки параметров гидропривода элементов управления МРМ.

Практическая значимость

1. Предложенные кинематические схемы управляемых МРМ позволяют улучшить маневренность колесных машин с шарнирно-сочлененной рамой.

1.1 При помощи управляемого МРМ обеспечивается снижение нагрузки на механизм поворота трактора с шарнирно-сочлененной рамой на 10-15%, что позволяет увеличить угол складывания полурам вновь проектируемых тракторов при сохранении максимальной величины давлении в системе управления поворотом на прежнем уровне.

1.2 Управляемый МРМ позволяет реализовать режим курсовой коррекции движения трактора, и, как следствие, снизить утомляемость водителя, повысить качество выполняемых работ и производительность труда.

2. Обоснована целесообразность использования управляемых шестеренных МРМ на транспортно-тяговых и транспортных колесных машинах различного назначения.

3. Предложенные методики и расчетные модели целесообразны к применению при проведении инженерных расчетов на стадии проектирования новых МРМ для колесных машин различного назначения.

4. Разработанные и апробированные методики расчета целесообразны к применению в учебном процессе при подготовке студентов УГСН 23 в ФГАОУ ВО «СПбПУ».

Апробация работы. Материалы работы докладывались и обсуждались на конференциях «Неделя науки СПбПУ» (2011-2017); «Современная техника и технологии: проблемы, состояние и перспективы» (Рубцовск, 2016); «Повышение эффективности лесного комплекса» (г. Петрозаводск, 2017); «Современное машиностроение: Наука и образование» (Санкт-Петербург, 2017), а также на семинарах кафедры «Инжиниринг силовых установок и транспортных средств» (2015, 2016, 2018, 2019), «Машиноведение и основы конструирования» СПбПУ (2018).

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Расчетная модель неравномерного поворота колесного трактора с шарнирно-сочлененной рамой, учитывающая влияние МРМ на распределение тяговых сил.

2. Методика определения внешних параметров МРМ.

3. Кинематические схемы МРМ, полученные для рассматриваемого шасси на основе применения перечисленных методик.

4. Методика построения мощностного баланса МРМ.

5. Расчетная модель работы гидравлического привода элементов управления

МРМ.

Работа выполнена при финансовой поддержке Минобрнауки России в рамках федеральной целевой программы «Исследования и разработки по приоритетным направлениям развития научно-технологического комплекса России на 2014-2020 годы» по проекту: «Разработка конструкции нового модельного ряда автоматизированных коробок перемены передач для сельскохозяйственной и дорожно-строительной техники в диапазоне 140440 кВт, адаптированных для применения в комплексе систем беспилотного трактора» (уникальный идентификатор проекта RFMEFI57816X0213).

1. ПРОБЛЕМА УПРАВЛЕНИЯ РАСПРЕДЕЛЕНИЕМ МОЩНОСТИ В

ТРАНСМИССИЯХ КОЛЕСНЫХ ТРАНСПОРТНЫХ И КОЛЕСНЫХ ТРАНСПОРТНО-ТЯГОВЫХ МАШИН

Тенденции развития трансмиссий тракторов

На большинстве отечественных тракторов применяются ступенчатые механические трансмиссии с переключением передач без разрыва потока мощности [1, 2]. Несмотря на широкое распространение, они все меньше удовлетворяют потребностям рынка.

За последние два десятилетия сформировались условия и потребность в развитии существующих и разработке новых концепций трансмиссий тракторов.

Ведутся активные исследования по разработке тракторов с электрифицированными силовыми установками, силовыми установками, работающими на природном топливе. Имеется потребность в разработке и оснащении таких силовых установок эффективными трансмиссиями [4].

Отмечается повышение средних скоростей движения тракторов и увеличение времени передвижения в транспортном режиме. Это, в свою очередь, определят необходимость обеспечения высокого КПД трансмиссии, стабильности движения трактора по дорогам общего пользования, что в значительной степени определяется характеристиками трансмиссии [5].

Можно выделить следующие перспективные направления в области разработок трансмиссий колесных тракторов:

1. двухпоточные бесступенчатые трансмиссии;

1.1 гидрообъемно-механические;

1.2 электромеханические;

2. бесступенчатые механические;

2.1 механические трансмиссии с двойным сцеплением.

Примером современной двухпоточной гидрообъемно-механической трансмиссии может служить трансмиссия Fendt VarioDrive, применяемая на тракторах мощностью до 500 л.с. [6]

Вращение вала двигателя передается водилу планетарной передачи. Посредством планетарной передачи мощность двигателя разделяется на два параллельных потока. Первый поток мощности создается гидронасосом, привод которого обеспечивается посредством передачи вращения от эпицикла планетарного ряда. Второй, параллельный поток, обеспечивается механической связью солнечной шестерни планетарной передачи и главной передачей заднего ведущего моста трактора.

Давление рабочей жидкости гидронасоса передается двум управляемым аксиально-поршневым гидравлическим моторам, выходные валы которых связаны с передней и задней ведущей осью соответственно.

Такая трансмиссия обеспечивает плавное и бесступенчатое изменение скорости и крутящего момента на колесах ведущих осей. В то же время трансмиссия позволяет вращаться ведущим осям с разной угловой скоростью, заменяя собой межосевой дифференциал.

При движении трактора в повороте передние колеса проходят больший путь. В этих условиях гидравлический мотор передает больше мощности на колеса передней оси для обеспечения согласования кинематики поворота с тяговыми усилиями на колесах передней оси. При таком распределении мощности между передними и задними колесами трактора в повороте можно обеспечить снижение радиуса поворота вплоть до 10% по сравнению с поворотом при только задних ведущих колесах. Для сохранения высоких показателей проходимости, передняя и задняя ось связанны между собой фрикционной муфтой, замыкание которой происходит при пробуксовке колес передней или задней оси.

В случае движения в транспортном режиме с большими скоростями и по дорогам общего пользования, при достижении требуемой скорости движения гидронасосы переходят в нейтральное положение, отключая поток мощности, обеспечиваемый гидравлической ветвью трансмиссии. Мощность передается только через механическую ветвь, тем самым обеспечивая максимально высокие показатели КПД трансмиссии.

Ведущие производители тракторов и трансмиссий предлагают аналогичные концепции двухпоточных гидрообъемно-механических трансмиссий. В качестве примера можно привести трансмиссии John Deere AutoPowr, ZF Eccom, Steyer S-Matic, Claas HM8. Механическая ветвь указанных выше трансмиссий имеет более сложную структуру, состоящую из нескольких планетарных передач, переключение которых осуществляется за счет фрикционных муфт и тормозов.

Рядом производителей ведутся разработки электрических силовых установок и трансмиссий для таких тракторов. На данный момент имеются лишь прототипы тракторов мощностью более 100 кВт с полностью электрической силовой установкой. Такие прототипы представлены производителями John Deere (Sesam), Fendt, Farmtrac и Multi Tool Trac. Несмотря на значительные преимущества, такие как больший чем у дизельного двигателя КПД, возможность точного контроля и регулирования параметров силовой установки, применение полностью электрических трансмиссий на тракторах мощностью более 200 кВт на данный момент не представляется рациональным в силу большого веса и высокой стоимости. Для тракторов такой мощности представляется актуальным применение гибридных силовых установок.

Тенденция перехода на электрифицированные силовые установки не столь однозначна. Так, производитель тракторов New Holland разрабатывает технологии для силовых установок на природном топливе. Такие факторы как работа при низких температурах, перемещение на большие расстояния, сырьевая ориентированность экономики позволяют предположить, что для российских условий более актуальным направлением в ближайшей перспективе будут разработки силовых установок на природном топливе, а также гибридных силовых установок.

Российским предприятием РУСЭЛПРОМ ведутся разработки гибридных силовых установок и трансмиссий для тракторов «Беларус» и «Кировец - 455» [7].

Для трактора «Беларус - 3023» мощностью от 300-350 л.с. предлагается замена традиционной ступенчатой механической трансмиссии на мотор-генератор, мощность к которому подводится от ДВС. Мощность от генератора

передается на тяговые электродвигатели, выходные валы которых связаны с ведущими мостами, конструкция которых остается без изменений.

Для тракторов высокой мощности (450-500 л.с.) предлагается концепция трансмиссии, в которой мощность двигателя преобразуется в электрическую мощность посредством мотор-генератора и передается к тяговым электродвигателям, встроенным в колеса. Мощность мотор-колеса дополнительно преобразуется посредством планетарных редукторов.

Для тракторов малой мощности третьего тягового класса (типа «Беларус - 1523») предлагается замена сцепления традиционной механической трансмиссии на мотор-генератор и тяговый электродвигатель. Мощность от электродвигателя передается к упрощенной по конструкции механической коробке передач и ведущим мостам.

Схожие концепции трансмиссий предлагаются ведущими производителями тракторов: John Deere 7430/7530 E premium, John Deere 644K, Rigitrac EWD 120-Diesel и др. Трансмиссии этих тракторов реализованы по однопоточному принципу.

По некоторым данным [8] двухпоточные электромеханические трансмиссии имеют большую (на величину около 8%) эффективность чем однопоточные электромеханические трансмиссии, однако они не находят широкого применения на колесных тракторах на данный момент.

Несмотря на заявленные преимущества, электрифицированные трансмиссии остаются дорогостоящими (на 30% дороже гидромеханической и на 10% дороже гидрообъемной) [7].

Механические коробки передач с переключением передач под нагрузкой имеют близкий по значению КПД с гидрообъемными трансмиссиями, однако требуют сложной системы управления, уступают по плавности работы и точности регулирования гидрообъемным или электромеханическим передачам.

Тем не менее, активно ведутся разработки трансмиссий с преселективным переключением передач, способные в значительной степени устранить основные недостатки трансмиссии с переключением передач под нагрузкой [2]. В 2011 году

компанией John Deere была представлена трансмиссия с двойным сцеплением под названием Direct Drive. Трансмиссия имеет три диапазона и восемь передач для использования в каждом из диапазонов и агрегатируется на тракторах мощностью от 140 до 210 л.с.

Внедрение электронных устройств, отслеживающих работу систем трактора и параметры его движения, в совокупности с применением микропроцессорных технологий для обработки этих данных, раскрыло потенциал для разработки новых систем управления механизмами трансмиссий. Закономерно, что чем больше параметры работы трансмиссии трактора согласуются с условиями движения, работой других систем трактора и намерениям водителя, тем более эффективно и качественно могут быть выполнены поставленные задачи [3, с.60]. Для всех типов трансмиссий разрабатываются и совершенствуются системы управления для достижения максимально высоких эксплуатационно-технических показателей.

Из анализа литературных источников видно, что все три направления сохраняют актуальность и динамично развиваются без очевидно превалирующей тенденции. Дифференциация по типам применяемых трансмиссий в будущем будет определяться географией рынков сбыта, динамикой изменения стоимости на электрические машины, материалы и технологии, используемые при производстве гидрообъемных передач. Как отмечено выше, для российского рынка полностью электрифицированные силовые установки и трансмиссии вряд ли найдут широкое применение на тракторах средней и большой мощности. Однако в долгосрочной перспективе гибридные силовые установки с электромеханическими трансмиссиями могут оказаться наиболее востребованными для реализации стратегии точного земледелия, внедрения автономных или дистанционных систем управления тракторами. В среднесрочной перспективе гидрообъемные двухпоточные трансмиссии и преселективные механические трансмиссии представляются наиболее актуальными для тракторов широкого диапазона мощностей. Тенденции в значительной степени зависят и от

стратегий развития ключевых игроков рынка тракторов, а также запросов со стороны клиентов.

1.1. Современные системы управления распределением мощности в трансмиссиях колесных транспортных и колесных транспортно-тяговых

машин

Трактор - достаточно сложный объект, функционирование которого удобно рассматривать с позиций системного анализа. Выделяемые основные системы шасси трактора (или транспортной машины) должны проектироваться с учетом необходимости обеспечения их максимальной эффективности в заданных условиях эксплуатации. Однако не менее важно обеспечить согласованную работу этих систем. В частности, при проектировании трансмиссии, весьма желательно обеспечить наиболее эффективную ее работу в повороте в согласовании с механизмом управления поворотом. Для колесного трактора с ломающейся рамой последний представляет собой рычажную систему с гидравлическим приводом, обеспечивающую взаимный поворот секций машины в плоскости плана.

Для выявления характера связей между устройством, параметрами агрегатов трансмиссии и условиями работы механизма поворота требуется первоначально рассмотреть основные тенденции в конструировании современных трансмиссий, имеющиеся технические решения по исполнению отдельных ее агрегатов (в частности - МРМ) и предложить обоснованные концепции использования МРМ.

В рамках данной главы выполнен сравнительный анализ известных МРМ. Выявлены перспективные пути по адаптации таких узлов для работы в составе трансмиссии трактора.

1.2.

Классификация межколесных и межосевых механизмов распределения мощности

В свете возникновения на рынке новых конструкций МРМ, преимущественно в автомобильной отрасли, требуется пересмотр принятой классификации межколесных и межосевых МРМ колесных машин. Так, разделение МРМ с повышенным внутренним трением на механизмы с постоянным и переменным коэффициентом блокировки Кб требует некоторых уточнений. В работах Андреева А.Ф., Степановой Е.А. рассматриваются лишь механизмы (за исключением МРМ с принудительной блокировкой), изменяющие свои характеристики исключительно в зависимости от условий движения, т.е. автоматически. Такие механизмы можно назвать механизмами с автоматическим (неуправляемым) изменением коэффициента блокировки. Существуют механизмы, имеющие в составе конструкции системы управления, позволяющие изменять степень блокирования дифференциала в соответствии с параметрами движения. Соответствие управляющего воздействия вырабатываемого в системе управления МРМ с параметрами движения, обеспечивается за счет применения датчиков различного типа. Таким образом, в каждой конкретной ситуации подобный механизм имеет определенное значение Кб.

Следует отметить другой класс механизмов, который не попадает под принятые в литературе классификации. Такие механизмы не имеют собственной системы управления. Вместо этого для изменения характеристик работы механизма используется система управления тормозными усилиями. Такие механизмы в данной работе классифицируются как механизмы с косвенным управлением.

Другой класс механизмов, не рассматриваемый в литературе, посвященной дифференциалам колесных машин - это механизмы с бортовыми независимыми схемами. В зависимых схемах кинематические параметры выходных звеньев связаны определенными кинематическими соотношениями. Под независимыми бортовыми схемами понимаются схемы, представляющие раздельный привод к

каждой из полуосей (осей) колесной машины. Кинематические параметры выходных звеньев таких механизмов не зависят друг от друга и могут изменяться в любых соотношениях в пределах, определяемых конструкцией.

Отдельно также выделяется такой механизм как мотор-колесо. Подобный механизм является частью электромеханической системы, связанной единой системой управления. Такая система позволяет добиться индивидуального управления тяговым усилием каждого из движителей колесной машины. Данный механизм нельзя прямо отнести к МРМ без поправки на то, что в данном механизме происходит не распределение, а управление мощностью на выходе конкретного механизма. В нижеприведенную классификацию МРМ данный механизм внесен с целью сравнения и оценки перспектив его развития.

Список литературы диссертационного исследования кандидат наук Дидиков Роман Александрович, 2019 год

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

1. Шарипов В.М., Элгит И.М., Парфенов А.П., Щетинин Ю.С. Трансмиссии тракторов (конструкция). Под ред. В.М. Шарипова - М.: МГТУ «МАМИ», 1999. - 245 с.

2. Щельцын Н.А. О механических трансмиссиях сельхозтракторов [Электронный ресурс] // URL: http://www.mashportal.ru/technologies-30199.aspx (дата обращения: 20.04.2019).

3. Площаднов А.Н., Курсов И.В. Автоматические системы колесных и гусеничных транспортно-тяговых машин: Учебное пособие для студентов всех форм обучения специальности 190201.65 «Автомобиле - и тракторостроение» / Рубцовский индустриальный институт. - Рубцовск, 2009. - 108 с.

4. Analysis: Is electric technology set to kill off diesel tractors ? [Электронный ресурс] // URL: https://www.fwi.co.uk/arable/analysis-electric-technology-set-kill-off-diesel-tractors (дата обращения: 20.04.2019).

5. Comparison of transport operations by tractors with different transmissions with a focus on fuel efficiency in road [Электронный ресурс] // Final report from 25. September 2012 to the conducted test in July 2012. URL: http://www.deere.it/it_IT/docs/products/equipment/tractors/6r_series/rapporto_fina le_del_test_di_trasporto_eng.pdf (дата обращения: 20.04.2019).

6. The Fendt 1000 Vario. A revolutionary standard tractor [Электронный ресурс] // URL: https://www.fendt.com/int/page_2822_web_en.html (дата обращения: 20.04.2019).

7. Электромеханическая трансмиссия [Электронный ресурс] // Русэлпром. URL: http://www.ruselprom-kuzbass.ru/files/transml.pdf (дата обращения: 20.04.2019).

8. G.P. Moreda, M.A. Muñoz-García, P. Barreiro. High voltage electrification of tractor and agricultural machinery - A review. Energy Conversion and Management, 2016, Vol. 115, 1, pp. 117-131.

9. S. Sekiya, A. Iwazaki, Y. Kanno, R. Kunii. Control technology of direct

electromagnetic clutch employed in SH-AWD system. Honda R&D Technical Review 2005, Vol.17 No.2, pp. 20-25.

10.Y. Ushiroda, K. Sawase, N. Takahashi, K. Suzuki, K. Manabe. Development of Super AYC. Technical review, 2003, N15, pp. 73-76.

11.Круташов А.В. Методы формирования рационального распределения мощности в трансмиссии легкового полноприводного автомобиля : диссертация кандидата технических наук: 05.05.03 / Москва, 2009.- 136 с.: ил.

12.Y. Atsumi, A. Iwazaki, A. Mori, R. Kuni. Development of SH-AWD system. Honda R&D technical review, 2004, Vol.16 No.2, pp. 10-16.

13.[Электронный ресурс] URL: http://www.irs.kit.edu/download/131213_ GC_TorqueVectoring_ZF_Handout.pdf (дата обращения: 01.07.2015).

14. Андреев А.Ф. Дифференциалы колесных машин / А.Ф. Андреев, В.В. Ванцевич, А.Х. Лефаров.; Под ред. Лефарова А.Х. - М.: Машиностроение, 1987. - 176 с.: ил.

15. Степанова, Е.А. Блокирующиеся дифференциалы грузовых автомобилей / Е.А. Степанова, А.Х. Лефаров. - М. : Машгиз, 1960. - 128 с. : ил.

16.Проектирование полноприводных колесных машин: Учебник для вузов / Б.А. Афанасьев, и др.; Под общ. ред. А.А. Полунгяна. М.: Изд. МГТУ им. Н.Э. Баумана, Т.2, 2000.

17.Армейские автомобили: учебник: [в 3 кн.] / ред. А.С. Антонов. - М. : Воениздат, 1970. [Кн. 2] : Конструкция и расчет, ч. 1 : Типы автомобилей, компоновка, силовые передачи / А.С. Антонов [и др.]. - 1970. - 543 с. : ил. -Библиогр.: с. 539.

18. Автомобиль: описательный курс: учебник для втузов / Ф.М. Жигарев [и др.]; под ред. Г.В. Зимелева ; Комитет по делам высшей школы при Совете Министров СССР, Академия бронетанковых и механизированных войск Красной Армии. - М. : Машгиз, 1946. - 727 с. : ил.

19.Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов. Учебник для студентов вузов. 2-е изд. перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2009. -752 с: ил.

20.Шарипов В.М. Ведущие мосты тракторов (конструкция). Учебное пособие

для студентов специальности 150100 «Автомобиле и тракторостроение. - М.: МАМИ, 1998. - 72 с.

21.Фоминых А.Б., Жеглов Л.Ф. / Методика определения коэффициента блокировки дифференциала «Квайф», Наука и Образование. МГТУ им. Н.Э. Баумана. Электрон. журн. 2015 . № 08 . С. 51 - 62.

22.Torsen differential. How it works [Электронный ресурс] // URL: https://torsen.com/how-it-works/ (дата обращения: 20.04.2019).

23.Самоблоки: все, что вам нужно знать [Электронный ресурс] // URL: https://www.zr.ru/content/articles/907515-differentsialnoe-uravnenie/ (дата обращения: 20.04.2019)

24.Шеломов В.Б., Добрецов Р.Ю. Мощности двигателя и буксования фрикционного элемента управления поворотом гусеничной машины // «Научно-технические ведомости СПбГПУ», серия «Наука и образование». №2, т. 2, 2010. - С. 87-91.

25. Добрецов Р.Ю. Учет энергетических параметров механизмов поворота при комплексной оценке потерь мощности в шасси транспортных гусеничных машин // Научно-технические ведомости СПбГПУ, серия «Наука и образование». №1(117), 2011 - С. 122-128.

26.Шеломов В.Б. Теория движения многоцелевых гусеничных и колесных машин. Тяговый расчет криволинейного движения: учебное пособие для вузов по специальности «Автомобиле- и тракторостроение» / В.Б. Шеломов. - Санкт-Петербург: Изд-во Политехн. ун-та, 2013. - 90 с.

27.Расчет и конструирование гусеничных машин : Учебник для вузов / Н.А. Носов, В.Д. Галышев, Ю.П. Волков, А.П. Харченко; Под ред. Н.А. Носова. - Ленинград : Машиностроение, 1972 .— 559 с.

28.К вопросу о выборе кинематических схем шестеренчатых МРМ / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов // Автомобильная промышленность: ежемесячный научно-технический журнал / Министерство образования и науки РФ; ОАО "Автосельхозмаш-холдинг". - М., 2014. - № 9. - С. 12-14.

29. Замкнутые системы управления поворотом гусеничных машин /

Ю.В. Галышев [и др.] // Научно-технические ведомости СПбГПУ. Сер. : Наука и образование / Министерство образования и науки РФ; Санкт-Петербургский гос. политехн. ун-т. - Санкт-Петербург, 2014. - № 3 (202). -С. 201-208.

30.Дидиков Р.А., Добрецов Р.Ю., Семенов А.Г. Пат. RU 2634062 С1 Российская Федерация. Механизм распределения мощности в трансмиссии автомобиля. 2016136252; заявл. 08.09.2016; опубл. 23.10.2017. Бюл. №30.

31.Харитонов С.А. Автоматические коробки передач / С.А. Харитонов. - М.: ООО «Издательство Астрель», ООО «Издательство АСТ», 2003. - 335 с.

32.Системы управления бензиновыми двигателями. Перевод с немецкого. Первое русское издание. - М.: ЗАО «КЖИ «За рулем», 2005. - 432 с: ил.

33.Электронное управление автомобильными двигателями/ Г.П. Покровский, Е.А. Белов, С.Г. Драгомиров и др.; Под ред. Покровского Г.П. - М.: Машиностроение, 1994. - 336 с.: ил.

34. Мирошниченко А.Н. Основы теории автомобиля и трактора [Текст] : учебное пособие / А.Н. Мирошниченко. - Томск : Изд-во Том. гос. архит.-строит. ун-та, 2014. - 490 с.

35.Теория и расчет трактора «Кировец» / Е.А. Шувалов, А.В. Бойков, Б.А. Добряков, М.Г. Пантюхин; Под ред. А.В. Бойкова. - Ленинград: Машиностроение, 1980. - 208 с.

36.Трактор «Кировец». Описание конструкции и расчет. / Е.А. Шувалов, Б.А. Добряков, Ю.И. Борисов и др. - Л.: «Машиностроение» (Ленингр. Отд-ние), 1974. - 168 с.

37.Динамика неголономных систем / Ю.И. Неймарк, Н.А. Фуфаев. - Москва : Наука, 1967. - 520 с.

38. Неустойчивость в механике: Автомобили. Самолеты. Висячие мосты: пер. с фр. / И. Рокар. - Москва: Издательство иностранной литературы, 1959. -287 с.

39.Забавников Н.А. Основы теории транспортных гусеничных машин. - М.: Машиностроение, 1975. - 448 с.

40.Галышев Ю.В. Исследования и разработки ученых СПбГПУ в области оборонной техники (по материалам IX-й международной выставки вооружения, военной техники и боеприпасов) / Ю.В. Галышев [и др.] // «Научно-технические ведомости СПбГПУ», серия «Наука и образование», №1, 2014. - С. 26-32.

41. Добрецов Р.Ю. Фрикционный механизм поворота двухпоточных трансмиссий гусеничных машин // Изобретатели в инновационном процессе России: материалы Всероссийский (с международным участием) научно-практической конференции / под ред. Ю.Г. Попова и А.Г. Семенова. - СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2014. - 384 с., С. 121-124.

42.Транспортные гусеничные машины: механизмы поворота с нелинейной характеристикой / Демидов Н.Н., Добрецов Р.Ю., Лозин А.В., Филиппов А.Н. // Современное машиностроение: Наука и образование: материалы 5-й Международной научно-практической конференции. / Под ред. А.Н. Евграфова и А.А. Поповича. - СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2016. -1445 с. - С. 898-912.

43.Конструкция автомобиля. Шасси / Под общ. ред. А.Л. Карунина - М.: МАМИ, 2000. - 528 с.

44.Гладов Г.И., Лобанов С.А. Дифференциал с управляемым распределением крутящих моментов по колесам автомобиля // Автомобильная промышленность: ежемесячный научно-технический журнал / Министерство образования и науки РФ; ОАО «Автосельхозмаш-холдинг» - 2004. - № 5. -С.36-40.

45.Bosch. Автомобильный справочник: Пер. с англ. - 2-е изд., перераб. и доп. -М.: ЗАО «КЖИ «За рулем», 2004. - 992 с.

46. О возможности применения гидравлического привода в механизме распределения мощности / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов, Р.В. Русинов // Вестник ААИ. - 2016. - №5(100). - С. 30-32.

47. Метод определения составляющих баланса мощности механизма распределения мощности в трансмиссии автомобиля / Р.А. Дидиков //

Вестник СибАДИ. - 2016 - №4(50). - С. 61-63.

48. Варианты кинематической схемы двухпоточной трансмиссии перспективного трактора с автоматизированной коробкой передач / Дидиков Р.А., Добрецов Р.Ю., Галышев Ю.В. // Современная техника и технологии: проблемы, состояние и перспективы: Материалы VI Всероссийской научно-практической конференции с международным участием 24-25 ноября 2016 г, посвященной 70-летию Рубцовского индустриального института. / Под ред. к.т.н. О.А. Михайленко; к.ф.-м.н., доцента Г.А. Обуховой / Рубцовский индустриальный институт. - Рубцовск, 2016. - 393 с. - С. 113-120.

49.Трансмиссия перспективного колесного трактора с автоматизированной коробкой передач: управление распределением мощности / Дидиков Р.А., Добрецов Р.Ю., Галышев Ю.В. // Современное машиностроение: Наука и образование: материалы 6-й Международной научно-практической конференции. / Под ред. А.Н. Евграфова и А.А. Поповича.- СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2017. - 818 с., С.741-754.

50.Dobretsov R.Yu., Didikov R.A., Galyshev Yu.V. Power Distribution Control in Perspective Wheeled Tractor Transmission. Procedía Engineering 206 (2017) рр. 1735-1740. (DOI: 10.1016/j.proeng.2017.10.706).

51. О возможности улучшения управляемости трелевочного гусеничного трактора / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов // Повышение эффективности лесного комплекса : материалы третьей Всероссийской научно-практической конференции с международным участием / М-во образования и науки Рос. Федерации, Федер. гос. бюджет. образоват. учреждение высш. образования Петрозавод. гос. ун-т. - Петрозаводск: Издательство ПетрГУ, 2017. - 299 с. -С.61-64.

52.Теория дискретных систем автоматического управления: Учеб. пособие для втузов / В.А. Иванов, А.С. Ющенко; Под ред. Е.П. Попова. - Москва: Наука, 1983. - 335 с.

53.К методу оценки частоты импульсного управления поворотом гусеничной

машины / Русинов Р.В. и др. // «Рабочие процессы компрессоров и установок с ДВС. Межвузовский сборник» - Л., изд-во ЛПИ, 1987. - 96 с. - С.73-78.

54.Попов Д.Н. Динамика и регулирование гидро- и пневмосистем. Учебник для вузов. - М: «Машиностроение», 1976. - 424 с.

55.Френкель Н.З. Гидравлика. - М.-Л. Госэнергоиздат, 1956. - 456 с.

56.Оценка быстродействия системы гидравлического привода механизма распределения мощности / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов // Неделя науки СПбПУ: материалы форума с международным участием. Институт энергетики и транспортных систем. Часть 1. - СПб, Изд-во Политехн. ун-та, 2015, - 352 с. - С. 27-30.

57.О возможности применения гидравлического привода в механизме распределения мощности / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов, Р.В. Русинов // Вестник ААИ. - 2016. - №5(100). - С. 30-32.

58.Механизм распределения мощности в трансмиссии автомобиля пат. 2618830 Рос. Федерация МПК 51 B60K 17/35 F16H 48/30 F16H 37/08 / Р.Ю. Добрецов, Р.А. Дидиков, А.Г. Семенов ; заявитель и патентообладатель Санкт-Петербургский политехнический университет Петра Великого. -2014144666; заявл. 05.11.2014; опубл. 11.05.2017, Бюл. № 17.

59.Дидиков Р.А. Механизм распределения мощности на основе дисковой фрикционной муфты / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов // XL Неделя науки СПбГПУ: материалы научно-практической конф-и. Ч. III. - СПб. : Изд-во Политехн. ун-та, 2011. - 164 с. - С. 56-58.

60. Дидиков Р.А. К определению значений передаточных отношений механизма распределения мощности трансмиссии автомобиля / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов // Неделя науки СПбГПУ : материалы научно-практической конференции c международным участием. Институт энергетики и транспортных систем СПбГПУ. Ч. 2. - СПб. : Изд-во Политехн. ун-та, 2014. -228 с. - С. 29-32.

61. Дидиков Р.А. О составе двухпоточной трансмиссии перспективного трактора с автоматизированной коробкой передач / Р.А. Дидиков, Р.Ю. Добрецов,

Ю.В. Галышев // Неделя науки СПбПУ: материалы научной конф-и с междунар. участием. Институт энергетики и транспортных систем. Ч.1. -СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2016. - 276 с. - С. 257-259. 62.Поршнев Г.П., Поршнева Е.Г., Худорожков С.И. Проектирование автомобилей и тракторов. Конструирование и расчет трансмиссий автомобилей: Конспект лекций - учебное пособие / Г.П. Поршнев, Е.Г. Поршнева, С.И. Худорожков. - СПб.: Изд-во политехнического ун-та, 2015. - 105с.

132

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Синтез и анализ кинематической схемы механизма распределения мощности

Даны и1 = и02 = 1,22 и и11 = и01 = 0,84; соответственно:

1

1 - и1

и

1

= -4,55 (А.1)

6,25. (А.2)

1 - и11

Число простых (трехзвенных) планетарных механизмов при использовании

. х

Процесс синтеза проиллюстрирован в Таблице А.1.

двух тормозов и наличии входного (о) и выходного (х) звеньев: С2+2 = С\ = 4

Варианты структуры: ох1; ох2; х12 и о12. Структура механизма ^г

Р

определяется по плану скоростей или расчетом из соображения: прямая водила г должна проходить между прямыми двух других звеньев; прямая солнца р

«максимально удалена» от прямой водила (по пересечению с прямой = 0). В

этом случае кинематический параметр

к.

будет отрицательным, но по модулю - больше единицы.

® р -®Г

-®Г <эх =0

(А.3)

Таблица А.1 - К синтезу кинематической схемы

№ п/п Я — г Р ®Р -®г юх=0 к Оценка

1 0 — х 1 -4,55 - 0 1 - 0 -4,55 +

2 х — о 2 6,25 -1 0 -1 -5,25 +

3 1 — х 2 6,25 - 0 -4,55 - 0 -1,38 +

4 2 — о 1 -4,55 6,25 -1 -1,06 -

План скоростей основных звеньев

Компромиссным представляется вариант 1-3 (0х 1 х), но он является

геометрически несовместным, так же как и вариант 3-4.

Совместными оказываются варианты 2-3 и 1-2 (рисунок А.1).

Рисунок А.1 - Кинематическая схема для вариантов 2-3 (слева)

и 1-2 (справа)

Результаты кинематического и силового анализа, выполненного с помощью программы КБАМ

Таблица А.2 - Схема МРМ

О О X

Структурная схема А X О

X 1 2

Номер планетарного механизма 1 2 3

Параметр планетарного механизма 2,000 -4,545 -5,250

Имя параметра X У Ъ

Внутренний КПД 0,960 0,980 0,980

Таблица А.3 - Параметры МРМ на различных режимах работы

Включенн ые тормоза и муфты Передаточ ные отношения режимов Разбивка КПД Аналитические зависимости передаточных отношений режимов КП от параметров планетарных механизмов

1 1,22 ..................................................................... 0,996 (у -1)/У

............................................................ ...........................■................................ 1,45 ........................■................................... __________

2 0,84 ..................................................................... 0,997 - 2/(1 - 2)

Таблица А. 4 - Моменты опоры включенных тормозов и муфт

Номер режима Включаемые тормоза и муфты

1 2

1 0,22 _______

2 _______ -1,60

Таблица А. 5 - Угловые скорости звеньев и муфт

Номер режима Звенья и муфты

X А 1 2

1 0,82 1,18 0,00 1,947

2 1,19 0,81 2,056 0,00

Таблица А. 6 - Относительный момент первых звеньев

Номер режима Номер планетарного механизма

N=1 N=2 N=3

1 0,00 0,22 0,00

2 0,00 0,00 -0,16

Таблица А. 7 - Относительная скорость сателлитов

Номер режима Номер планетарного механизма

N=1 N=2 N=3

1 0,721 0,462 - 0,446

2 -0,762 -0,488 0,471

135

ПРИЛОЖЕНИЕ Б Синтез и анализ схемы компактного механизма распределения мощности

Отличием данного варианта является обеспечение максимальной компактности редукторной части механизма в радиальном направлении.

Синтез кинематической схемы

Проведем синтез кинематической схемы первой ступени МРМ под новую гамму передаточных отношений.

Координаты точек на оси ординат, соответственно:

1

1 *

1 - и*

и

1

= 2,56 (Б.1)

*

1 - ии

= 1,72 . (Б.2)

Число простых (трехзвенных) планетарных механизмов при использовании

двух тормозов и наличии входного (о) и выходного (х) звеньев: С\+2 = С = 4.

^ 2 х »1 ^ о „ я

Варианты структуры: о —; о—; 2— и 2 —. Структура механизма —г

х 1 х 1 Р

определяется по плану скоростей или расчетом из соображения: прямая водила г

должна проходить между прямыми двух других звеньев; прямая солнца р

«максимально удалена» от прямой водила (по пересечению с прямой юх = 0). В

этом случае кинематический параметр к =

ю р -Юг

ю -ю

Я г

будет отрицательным, но

ю =0

по модулю - больше единицы.

Процесс синтеза проиллюстрирован Таблице Б.1.

Компромиссным представляется вариант 1-3 (°х 1 х), но он является геометрически несовместным. Совместными оказываются варианты 2-3 и 1-2.

В схеме оХ + 21 удается использовать ряды с кинематическим параметром, 1 х

близким к оптимальному значению. Таблица Б. 1 - К синтезу кинематической схемы

№ п/п Я — г Р ®Р -®г юх=0 к Оценка

1 2 о— х 0 -1 1,72 -1 -1,38 +

2 х о — 1 2,56 -1 0 -1 -1,56 +

3 21 х 0 -1,72 2,56 -1,72 -2,05 +

4 2 0 1 2,56 -1,72 1 -1,72 -1,12 —

ю =0

X

\ 2,564 \ со , х/

1,724 ш

/V (1.1)

/ со. ]

/ \ х^2

№1

План скоростей основных звеньев

Результаты кинематического и силового анализа механизма распределения мощности с дополнительным редуктором, выполненного с помощью программы КБАМ

Таблица Б.2 - Схема МРМ

О 1 X а

Структурная схема В 2 а 3

X X 1 О

Номер планетарного механизма 1 2 3 4

Параметр планетарного механизма 2,000 -2,053 -1,564 2,000

Имя параметра X У ъ к

Внутренний КПД 0,976 0,980 0,980 0,976

Таблица Б.3 - Параметры МРМ на различных режимах работы

Включенн ые тормоза и муфты Передаточ ные отношения режимов Разбивка КПД Аналитические зависимости передаточных отношений режимов КП от параметров планетарных механизмов

1 3 1,220 ...................................................................... 0,968 2 • к/(2 - 1)

........................■................................... 1,45 ........................■................................... ^---

2 3 0,840 ..................................................................... 0,950 (к - У • 2 • к)/(у • (1 - 2))

Таблица Б. 4 - Моменты опоры включенных тормозов и муфт

Номер режима Включаемые тормоза и муфты

1 2 3

1 -0,780 .....................—— 1,000

2 ................—-—— -1,160 1,000

Таблица Б. 5 - Угловые скорости звеньев и муфт

Номер режима Звенья и муфты

X В 1 2 а 3

1 0,820 1,180 0,000 0,268 0,500 0,000

2 1,190 0,810 -0,580 0,000 0,500 0,000

Таблица Б. 6 - Относительный момент первых звеньев

Номер режима Номер планетарного механизма

N=1 N=2 N=3 N=4

1 0,000 0,000 -0,780 1,000

2 0,000 0,380 -0,780 1,000

Таблица Б. 7 - Относительная скорость сателлитов

Номер режима Номер планетарного механизма

N=1 N=2 N=3 N=4

1 0,721 -1,047 1,773 -2,000

2 -0,762 -2,261 3,829 -2,000

Таблица Б.8 - Схема МРМ

Структурная схема О 1 2 3 В а а а X X X О

Номер планетарного механизма 1 2 3 4

Параметр планетарного механизма 2,000 -1,868 -3,167 -2,500

Имя параметра X У ъ к

Внутренний КПД 0,976 0,980 0,980 0,980

Таблица Б. 9 - Параметры МРМ на различных режимах работы

Включенн ые тормоза и муфты Передаточ ные отношения режимов Разбивка КПД Аналитические зависимости передаточных отношений режимов КП от параметров планетарных механизмов

1 3 1,220 ..................................................................... 0,73 (к -1)/( у -1)

........................■................................... 1,45 ...........................■................................ ^---

2 3 0,840 ..................................................................... 0,971 (к -1)/( 2 -1)

Таблица Б. 10 - Моменты опоры включенных тормозов и муфт

Номер режима Включаемые тормоза и муфты

1 2 3

1 -2,280 ....................—— 2,500

2 ................—---— -2,660 2,500

Таблица Б.11 - Угловые скорости звеньев и муфт

Номер режима Звенья и муфты

X В 1 а 2 3

1 0,819 1,181 0,000 0,286 0,117 0,000

2 1,191 0,809 -0,199 0,286 0,000 0,000

Таблица Б.12 - Относительный момент первых звеньев

Номер режима Номер планетарного механизма

N=1 N=2 N=3 N=4

1 0,000 -1,220 0,000 1,000

2 0,000 0,000 -0,840 1,000

Таблица Б. 13 - Относительная скорость сателлитов

Номер режима Номер планетарного механизма

N=1 N=2 N=3 N=4

1 0,722 -1,230 -0,493 -0,952

2 -0,762 -2,085 -0,835 -0,952

139

ПРИЛОЖЕНИЕ В Параметры и характеристики трактора К744Р1

Таблица В.1 - Параметры и характеристики трактора К744Р1

Параметр Величина

Мощность двигателя, кВт 220

База Э, мм 3750

Длина Ь, мм 7100

Ширина мм 2865

Колея В, мм 2115

Радиус поворота по центру трактора Я,11Ш, м 5,9

Радиус поворота по внешнему колесу Япов, м 7,9

Масса трактора М, кг 14 900

Масса, приходящаяся на переднюю ось М1, кг 8046

Масса, приходящаяся на заднюю ось М2, кг 6854

Угол складывания полурам 0, град. 35О

Расстояние от оси переднего колеса до шарнира /1, мм 1850

Расстояние от оси заднего колеса до шарнира /2, мм 1900

Диаметр шины 28.1Я26 , м 1,73

Передаточное число конечной передачи /кп 6

140

ПРИЛОЖЕНИЕ Г

Расчет числа пар трения для авторской схемы механизма распределения

мощности

Ниже приведен расчет количества фрикционных дисков для кинематической схемы, представленной в главе 2 (Рисунок 2.6). Для рассматриваемой схемы параметры планетарных рядов к = 2, к2 = -2,5, к3 = -1,8,

к =-3,16.

Передаточное отношение от входного звена к выходному будет определяться зависимостью

0х =-= 0,84, (Г.1)

ох М0

где М0 - момент на входном звене,

Мх - момент на выходном звене.

Определим выражение, определющее зависимость момента на тормозе от момента на выходном звене. Для этого используем расчетные данные из Таблицы Б.10, определяющие связь между моментом на входном звене и моментом опоры фрикционного тормоза. Так, зная передаточное отношение МРМ, при полностью включенном элементе управления Г2 получим выражение

МТ2 = 2,66 • М0 = 2,66 •= 3,17 • Мх . (Г.2)

0,84

Момент на тормозе будем считать для случая движения колесной машины на пределе по сцеплению с опорной поверхностью. Зададимся параметрами опорной поверхности из тех же соображений, что и при расчете мощности буксования ФЭУ МРМ (см. Главу 2). Диаметр шины и передаточное отношение конечной передачи приняты согласно Таблице В.1. В этом случае сила сцепления на ведущей оси будет определяться

Р>=Ф, • g • Мь = 36,3 кН. (Г.3)

Считаем, что нагрузка на колеса бортов одинаковая. В этом случае

р

Р2ф = рф = 18,2 кН. (Г.4)

Момент на колесе

Мх = Р^^т = 15,7 кН. (Г.5)

ц, 2

Момент на полуоси МРМ можно определить, поделив момент на колесе на передаточное число конечно передачи

М2ио = = 2,62 кН • м. (Г.6)

'кп

Таким образом, можно определить момент на фрикционном тормозе Г2

МТ7 = 2,66 = 8,29 кН • м. (Г.7)

Т2 0,84

Расчет числа пар трения ведется согласно методике, приведенной в [53]. Зададимся параметрами фрикционного узла, используя значения, приведенные в [27, с 70-71], [53].

Р = 1,3 - коэффициент запаса при трении в масле;

ц = 0,05 - минимальный коэффициент трения для дисков трения из металлокерамики;

q = 4 МПа - удельное давление на диски;

ка = 0,85 - коэффициент использования рабочей поверхности диска. Зададимся геометрическими параметрами дисков исходя из габаритных соображений и рекомендуемых параметров для фрикционных дисков современных коробок передач.

Rн = 0,26 м - наружный радиус фрикционного диска; Рв = 0,23 м - внутренний радиус фрикционного диска; Ь = 0,4 см - толщина фрикционного диска.

Таким образом, можно определить число пар трения по формуле [53]

* =-3' ^ ^-^ = 5,59. (Г.8)

2ка • д •( R н - R в)

Округляя до ближайшего четного числа получим * = 6.

142

ПРИЛОЖЕНИЕ Д

Оценка быстродействия авторской схемы механизма распределения мощности. Выбор параметров гидротрасс

Согласно расчету (см. Приложение Г), фрикционный тормоз предложенной схемы МРМ должен иметь не менее шести пар трения. Удельное давление с учетом принятых материалов дисков трения не должно превышать 4 МПа [27].

Используя математическую модель для оценки быстродействия МРМ, представленную в Главе 4, определим параметры гидротрасс, которые способны обеспечить потребное быстродействие МРМ равное 100 мс.

Для расчета величины усилия, создаваемого вследствие коробления дисков, используем зависимость

Р = 3,7 -105bh(Ь2 - 0,52И2). (Д.1)

Здесь Ь и И - толщина, и величина коробления фрикционного диска. Для рассматриваемого элемента управления Ь = 0,4см и И = 0,025см. Величина износа на пару трения принята w = 0,25 мм. Значения приняты согласно данным, приведенным в литературе для фрикционных дисков современых автоматических гидромеханических коробок передач.

Таким образом,

Р = 3,7 • 105 • 0,4 • 0,025(0,42 - 0,52 • 0,0252) = 590 Н. (Д.2)

Рпр = 10 кН - усилие, создаваемое отжимными пружинами.

Суммарное усилие сопротивления сжатию дисков ФЭУ

Р = 10000 Н+590,8 Н=10,6 кН. (Д.3)

Произведем расчет площади рабочей поверхности фрикционного диска р, используя габаритные параметры Ян, Яв, принятые в Приложении Г

Р = 3,14-(Я2Н -Я\) = 0,046м2. (Д.4)

Удельная величина сопротивления сжатию пакета дисков ФЭУ

Р

Р = -^ = 2,29 -105 Па. (Д.5)

ЕУД Т7 гб

Ход нажимного диска бустера ФЭУ

Н = к • 2 + w • 2 = 3-10"3 м. (Д.6)

Таким образом, можно рассчитать объем бустера V = ^ • Н = 138 см3. Зададимся параметрами трубопровода системы гидравлического привода

ФЭУ.

I = 0,5 м - длина трубопровода; й = 0,016 м - диаметр трубопровода; ^ = 0,045 - коэффициент гидравлического сопротивления согласно формуле Блазиуса для турбулентного режима течения жидкости.

Коэффициент местного сопротивления для случая одного колена в трубопроводе согласно справочным данным Е = 0,12. Дополнительное сопротивление, обусловленное выходом трубопровода в полость гидроцилиндра

Е вых 1 .

Коэффициент путевых потерь

Е =*• = 1,41. (Д.7)

а

Таким образом, суммарный коэффициент гидравлического сопротивления

=2,53.

Приведенная длина трубопровода

е • а Т

Управляющее давление за вычетом усилия сопротивления пружин и вследствие коробления фриционных дисков будет определяться

рж = 4,00 МПа - 0,29 МПа=3,77 МПа. (Д.9)

кг

Принимаем значение плотности рабочей жидкости равное р = 850 —.

ж м3

1прив = "^ = 0,9м. (Д 8)

Таким образом, определены значения необходимых величин для расчета зависимости изменения объема жидкости, заполняющей гидроцилиндр ФЭУ, от времени на цикле включения

п! й2

-у _ прив

^ Рс

1 + ехр

2 Р ж!

г + 1п-

V

Р,

Рж!,

е " сж / 2 1

ж прив

ж прив

Рисунок Д.1 - изменение объема гидроцилиндра от времени на цикле сжатия пакета дисков ФЭУ

(Д10)

Из графика на Рисунке Д. 1 видно, что время на заполнение гидроцилиндра объемом V = 138 см3 составляет гсж = 19 мс.

Аналогичным образом произведем расчет изменения объема гидроцилиндра во времени на цикле разжатия пакета дисков

п! й2

-у _ прив

\ Р

г + 1п-

1 + ехр

2? Р

^е 1 г

Рж!,

ж прив

/

2р ж!

ж прив

(Д.11)

е

е

Рисунок Д.2 - изменения объема гидроцилиндра от времени на цикле разжатия пакета дисков ФЭУ

Время, затрачиваемое на цикле разжатия, составляет г = 79 мс

Таким образом, суммарное время на цикл определяется как,

г = г + г = 98 мс,

цикл сж разж '

что соответствует потребной величине быстродействия МРМ.

(Д12)

146

ПРИЛОЖЕНИЕ Е Расчет момента, необходимого для поворота трактора

Произведем расчет момента, необходимого для поворота трактора, с учетом влияния распределения тяговых сил на колесах.

Произведем расчет без учета динамической составляющей в уравнении момента. Такой режим характерен для наиболее нагруженных режимов работы МРМ, при которых происходит движение с малыми радиусами поворота с малой постоянной скоростью. Уравнение (3.21) примет вид

Ы& = Ы^ + Мц22 + - (- Р22) + /А. (ЕЛ)

Обозначения в уравнении те же, что приняты в Главе 3.

Расчет производится для случая движения трактора с минимальным радиусом поворота Рт;п = 5,9 ми при условии достижения предела по сцеплению в поперечном (и продольном) направлении. Принимаем фх = 0,9, Ф^, = 0,85 -ф^. [34, с.383].

Определим неизвестные, входящие в уравнение.

Момент сопротивления повороту колес передней оси М и М определяем по известной формуле [35, с.42]

М„и (Е.2)

где х = - коэффициент, учитывающий форму пятная контакта;

Ь - геометрический параметр пятна контакта шины (наибольшее расстояние, связывающее две граничные точки пятна контакта);