35308

Теорія, основи розрахунку і аналіз роботи тракторів і автомобілів

Конспект

Логистика и транспорт

Способи раціонального комплектування і використання машин.чо-тракторних агрегатів (МТА) вивчаються в курсі експлуатації МТА. Однак для успішного оволодіння цим курсом і згаданими способами необхідно добре знати властивості машин

Украинкский

2014-12-18

2.18 MB

8 чел.

ТЕОРІЯ, ОСНОВИ РОЗРАХУНКУ І АНАЛІЗ РОБОТИ ТРАКТОРІВ ТА АВТОМОБІЛІВ

УДК 631. 137

 Чвартацький І.І. Теорія, основи розрахунк уі аналіз роботи тракторів  і автомобілів : Навч. посібник. – Бережани . НВДЦ «Нововведення» БАТІ. –  2010 . – 124 с.

Рекомендовано до друку Вченою радою ВП НУБІП України « Бережанський агротехнічний  інститут».

Протокол №1 від 31.08.2010 року

Конспект лекцій розроблений на основі програми затвердженої головним управлінням кадрової політики і аграрної освіти Мінагропрому України від 13 травня 1998 року і у відповідності до навчального плану підготовки фахівців освітньо-кваліфікаційного рівня «бакалавр», з напряму підготовки 6.100102 «Процеси, машини та обладнання агропромислового виробництва»

Рецензенти:Гевко Б.М., д.т.н., професор ,завідувач кафедри технології-машинобудування Тернопільського національного технічного університетуім. Івана Пулюя.;

                     Павліський В.М., д.т.н., професор кафедри енергетичних машин  та технічного сервісу в АПК ВП НУБіП України «Бережанський агротехнічний інститут»

                     М.М. Нікітін, доцент, к.т.н. ВП НУБіП України «Бережанський агротехнічний інститут».

Розглянуто і схвалено   кафедрою енергетичних машин та технічного сервісу в АПК ВП НУБіП України «Бережанський агротехнічний інститут»

                Протокол № 10 від  25.06. 2010р.

                                                                                       

                                                                                      © Чвартацький І.І.

Чвартацький І.І.

Навчальне видання

ТЕОРІЯ , ОСНОВИ РОЗРАХУНКУ І АНАЛІЗ РОБОТИ ТРАКТОРІВ ТА АВТОМОБІЛІВ

Конспект лекцій

Відповідальний за випуск – Штогрин С.С.

Редактор – Мазурик В.М.

Підп. До друку 25.01.2010 р. Формат 60x90/32.

Паір офсетний. Друк плоский.

Ум. Друк. Арк.. 9,2.

Наклад 100 примірників.

НВДЦ «Нововведення»

вул.. Академічна, 20

м. Бережани, Тернопільської обл.., 47501

тел./факс 2-18-15

ЗМІСТ

Вступ                                                                                              2

                                                                                                                             

Умовні позначення                                                                       З

Лекція №1

Значення тракторів і автомобілів в інтенсифікації

технологічних процесів сільськогосподарського

виробництва                                                                                  4

Лекція №2

Тяговий баланс трактора і автомобіля та нормальні

реакції опорної поверхні на колісний рушій.                           14

Лекція № З

Тягова динаміка і паливна економічність тракторів.              27

Лекція №4

Тягова динаміка і паливна економічність автомобіля.            42

Лекція № 5

Теорія повороту трактора і автомобіля                                     59

Лекція №6

Стійкість трактора та автомобіля.                                              74

Лекція №7

Прохідність трактора і автомобіля.                                           93

124

ВІДОКРЕМЛЕНИЙ ПІДРОЗДІЛ НАЦІОНАЛЬНОГО УНІВЕРСИТЕТУ БІОРЕСУРСІВ І

ПРИРОДОКОРИСТУВАННЯ УКРАЇНИ

Бережанський агротехнічний інститут

ТЕОРІЯ, ОСНОВИ

РОЗРАХУНКУ І АНАЛІЗ

РОБОТИ ТРАКТОРІВ ТА

АВТОМОБІЛІВ

КОНСПЕКТ ЛЕКЦІЙ

БЕРЕЖАНИ 2010

Вступ

Головним завданням інженера-механіка сільського господарства є забезпечення виконання всіх механізованих робіт з максимальною ефективністю, тобто з найбільшою продуктивністю і мінімальними експлуатаційними затратами (особливо палива).

Способи раціонального комплектування і використання машин.чо-тракторних агрегатів (МТА) вивчаються в курсі експлуатації МТА. Однак для успішного оволодіння цим курсом і згаданими способами необхідно добре знати властивості машин, з яких комплектуються МТА і технологічні ьомплекси машин (наприклад, збирально-транспортні).

Вивчення експлуатаційних властивостей тракторів і автомобілів передбачене учбовим планом і програмою курсу після вивчення їх конструкції, а також після оволодіння основами загальнотехнічних і за-гальнонаукових дисциплін.

Таким чином, до моменту початку вивчення експлуатаційних властивостей тракторів і автомобілів студенти мають уявлення про їх конструкцію, а також про наукові принципи створення машин (розрахунок і конструкцію), які вивчаються теоретичною механікою, теорією механізмів і машин, деталями машин тощо.

Основна мета предмету «Властивості тракторів і автомобілів» полягає у тому, щоб показати, як закладені при створенні трактора або автомобіля потенційні властивості машин реалізувати в різних експлуатаційних умовах для досягнення максимального ефекту від їх застосування.

У цьому посібнику описані основні властивості тракторів і автомобілів та їх показники, наведені способи вимірювань і розрахунків останніх, відображено вплив на них різних конструктивних і експлуатаційних факторів. Усі властивості аналізуються з точки зору їх впливу на продуктивність і паливну економічність.

Рух машини відбувається під дією зовнішніх сил. У посібнику ча-сгіше вживаються назви таких із них: вага — сила дії машини на опорну поверхню, зчіпна вага — сила дії на опорну поверхню ведучих коліс або гусениць, реакції грунту — сили, що діють у кожній-точці контакту з опорною поверхнею колеса або гусениці (елементарні) і на колеса або гусениці (результуючі).

Вміст пилу в робочій зоні тракториста визначають під час виконання трактором операцій, при яких запиленість повітря, що оточує агрегат, найбільша (це культивація або сівба). Вимірювання виконують у зоні дихання тракториста. Якщо трактор обладнаний кабіною, що має засоби для нормалізації мікроклімату, то вона повинна бути при вимірюваннях закрита, а всі засоби нормалізації — працюючими.

Допустима концентрація пилу в кабіні залежить від вмісту в ній частинок окису кремнію (8і02) і не повинна перевищувати 10 мг/м3, якщо його нема, і 1 мг/м3 при наявності його серед часток пилу понад 70 %

123

де— оціночне середньоквадратичне значення віброприскорення в £-му діапазоні частот, м/с2; , — середньоквадратичне значення віброприскорення в i-му діапазоні частот, виміряне при випробуваннях, м/с ; , — середньоквадратичне значення функції висоти нерівностей типового мікропрофілю (табл. 7.8) в i-му діапазоні частот, см;  — середньоквадратичне значення висоти нерівностей мікропрофілю, знайдене за результатами вимірювань, см.

Висоту нерівностей мікропрофілю агрофону (стерні злаків) вимірюють на довжині 100м із кроком 0,1м після проходу трактора, а дороги — на довжині 200м з кроком 0,2м.

Негативний вплив вібрацій по-різному відбивається при різних частотах, тому при оцінці результатів випробувань користуються спеціальними таблицями стандартів, у яких наведені нормальні рівні вібрацій при різних частотах (див. табл. 7.4—7.6).

Мікроклімат у кабіні трактора змінюється залежно від змін температури, вологості зовнішнього повітря, а також теплової дії двигуна, гідросистеми та інших факторів.

Нормальними умовами для роботи вважаються такі, за яких температура повітря в кабіні у теплий період не перевищує більш як на 2— 3° температури зовнішнього повітря, але є не вищою 28 °С і не нижчою 14 °С при відносній вологості повітря 40—60 % та не вищою 26 °С при відносній вологості 60—80 %. У районах із жарким кліматом максимальна температура повітря в кабіні допускається до 31 °С.

Конструкція кабіни повинна забезпечувати підтримку нормального мікроклімату під час роботи за будь-яких погодних умов. Тому при випробуваннях вимірюють температуру, відносну вологість і швидкість руху повітря в кабіні, а також температуру внутрішніх поверхонь кабіни, максимально допустиме значення якої 35 °С (крім скла) при роботі трактора із завантаженням 70+15 % номінальної потужності у найжаркіший або найхолодніший день влітку або взимку залежно від призначення трактора.

Швидкість руху повітря в кабіні не повинна перевищувати 0,5 м/с при температурі до 22 °С і 1,5 м/с при температурі вище 22 °С.

Оскільки параметри клімату в зоні випробувань трактора постійно змінюються, що утруднює вибір часу вимірювань, застосовують спеціальні кліматичні камери, в яких потрібні умови можуть підтримуватися достатньо довго.

122

                                                  Умовні позначення                                                                                                                         P    —  тягове зусилля

Рж  —  сила опору руху, створювана повітрям

Рк   — дотична сила тяги (колове зусилля на ведучому колесі)

Рв   —  номінальне тягове зусилля

Ріо —  оптимальне значення тягового зусилля

Pj    —  сила інерції мас, що рухаються поступально

Рі    —  сила опору коченню

G     —  вага

Go   —  зчіпна вага

GT   —  годинна витрата палива двигуном

Gn   —  вага причепа

Gr   — вага вантажу

Ga   —  вага автомобіля у спорядженому стані

v     — швидкість поступального руху

v0    —  оптимальне значення швидкості руху

t      —  час

tp     —  час розгону

tT     —  час гальмування

Мд   —  крутний момент, який розвиває двигун

М     —  ведучий момент

nд     —   максимальна частота обертання колінчастого вала на

            холостому ходу

nдн   —  номінальна частота обертання

nдм   —   коефіцієнт опору коченню

fт      — коефіцієнт опору коченню, зумовлений внутрішніми втратами

потужності

fn         —  коефіцієнт опору коченню, зумовлений втратами потужності на

деформування грунту

    —  коефіцієнт зчеплення

к    —  коефіцієнт використання зчіпної ваги

    —  коефіцієнт буксування

вр  —  коефіцієнт, що враховує обертальні маси при розрахунку сил

інерції

   —  тяговий ККД

  —  ККД, що враховує втрати потужності у трансмісії

   —  ККД, що враховує втрати потужності на кочення

3

Лекція №1

Значення тракторів і автомобілів в інтенсифікації технологічних процесів сільськогосподарського виробництва.

План.

         1. Предмет теоріі, основ розрахунку і аналізу роботи тракторів і        автомобілів.

  1.  Властивості та експлуатаційні якості тракторів і автомобілів.
  2.  Основні тенденції удосконалення експлуатаційних якостей тракторів і автомобілів.

         4.  Грунт як середовище, що взаємодіє з рушіями мобільних машин.

    1.1. Предмет теоріі, основ розрахунку і аналізу роботи тракторів і        автомобілів.

Теорія, основи розрахунку і аналіз роботи тракторів та автомобілів ( теорія тракторів та автомобілів) – це наука про об’єктивні закономірності зміни експлуатаційних якостей, властивостей і показників тракторів та автомобілів, а також методи їх вивчення., визначення, способи виявлення та удосконалення.

Головне завдання теорії тракторі і автомобілів полягає у створенні наукової бази для удосконалення конструкції даних машин, підвищення їх ефективності та інтенсифікації використання з метою збільшення виробництва продовольства, сировини для промисловості і поліпшення соціально - побутових умов людей.

Основними енергетичними засобами, які застосовуються в сільськогосподарському виробництві є трактори і автомобілі. Якщо всі види енергозатрат в рослинництві взяти за 100%, то роботи з підготовки  та внесення добрив і хімікаті встановлять 30%; збирання і післязбиральна обробка сільськогосподарських культур – 40...60%; основний і передпосівний обробіток ґрунту – 15... 35%. Трактори також використовуються як транспортні засоби, хоча основний обсяг перевезень добрив, хімікатів, зерна, кормів, запасних частині паливо-мастильних матеріалів виконують автомобілі.

З врахуванням сучасних вимог до ефективності нової техніки  продуктивність трактора і автомобіля повинна оцінюватись собівартістю одиниці виконуваних робіт. Цей економічний показник залежить  від експлуатаційних якостей, вивченням яких займається теорія тракторів і

4

потужності. Допускається робити вимірювання при русі колісного трактора по дорозі з бетонним і асфальтобетонним покриттями, гусеничного по ґрунтовій дорозі. Завантаження здійснюють динамометричним візком до вказаних меж.

Шум вимірюють на всіх транспортних і робочих передачах. Центр мембрани мікрофону шумовимірювача встановлюють на рівні розміщення органів слуху водія (точні координати мікрофону вказані у стандарті).

Загальний рівень шуму вважається нормальним, якщо він не перевищує 85 дБА. Рівні звукового тиску є нормальними в октавних смугах із середньо геометричними частотами 63 Гц —99 дБ; 125 — 92; 250 — 86; 500 — 83; ЮОО — 80; 2000 — 78; 4000 — 76; 8000 Гц — 7.4 дБ.

Вимірювання вібрацій виконують на подушці сидіння, рульовому колесі або рукоятках важелів повороту в робочому стані трактора, коли проявляється найбільша вібрація. Вібрацію вимірюють на колісних тракторах класів 0,6—2 при транспортній роботі на ґрунтовій дорозі; класу 3 і більше, а також гусеничних тракторах на оранці стерні злакових культур; на спеціальних тракторах (буряківницьких і бавовницьких) на культивації основної культури. Для вимірювань застосовують вібрографи, акселерометри або шумоміри з вібродатчиками.

Вібраційні перетворювачі встановлюють на сидіння, в місці обхвату рульового колеса і рукояток важелів повороту так, щоб вимірювальна вісь перетворювача була перпендикулярна до опорної поверхні контакту або збігалася з напрямком дії руки оператора.

7.8. Характеристика типового мікропрофілю шляху

Діапазон частот, Гц

, см

На стерні злаків

На грунтовій дорозі

0,88-1,4

0,43

0,62

1,4-2,8

0,40

0,53

2,8-5,6

0,29

0,36

5,6-11,6

0,20

0,26

Оціночні значення параметрів, визначені на сидінні оператора колісних тракторів загального призначення (в м/с), розраховують за формулою:

121

Основні джерела шуму на тракторах двигуни і трансмісії, а також елементи ходової частини, гідроагрегати, електродвигуни привода різних допоміжних пристроїв, вентилятори, кондиціонери тощо. Шум на робочому місці формується із шумів різного походження.

Шум являє собою сукупність звуків, різних за силою і частотою (рис. 7.19). Межі слуху у здорової людини знаходяться в діапазоні частот 16—20000 Гц.

7.7. Вплив звуку на водія

Рівень звуку дб

Інтенсивність звуку, Вт/м2

Звуковий тиск, Па

Субєктивна оцінка дії шуму на людину

0

10-12

210-5

Поріг чутності

80

10-4

0,2

Шум помітний

90

10-3

0,63

Шум турбує. Розмова потребує підвищення голосу

100

10-2

2

Шум заважає

110

10-1

6,3

Розмова неможлива

120

10

20

Шум подавлює і роздратовує

130

102

63

Больові відчуття

У табл. 7.7 наведені рівні звуку і відповідні їм значення інтенсивності звуку та звукового тиску в основній області слухового діапазону.

Постійний шум на робочому місці, який характеризується рівнем звукового тиску L  дБ, визначають за формулою:

де р середньоквадратичне значення звукового тиску; р0 початкове значення звукового тиску (умовний поріг чутності), яке відповідає ледве чутному звуку (при частоті 1000 Гц у повітрі дорівнює 2-10-5 Па).

Характеристикою широкосмугового шуму є рівень звуку LА, дБа, тобто загальний рівень звукового тиску (частотний спектр коректований за допомогою шкали, яку прийнято позначати буквою А), що вимірюється за годинниковою характеристикою шумоміру «повільно» і визначається за формулою:

де Ра середньоквадратичне значення звукового тиску з урахуванням корекції А шумоміра. Па.

Вимірювання проводять при виконанні трактором роботи із завантаженням,   яке   становить   80   %   номінальної   експлуатаційної 

120

автомобілів. Її засновниками є академіки Н.Є. Жуковський, Є.А. Чудаков і професор Є.Д. Львов. Збагатили своїми дослідженнями теорію трактора академік В.Н. Болтинський і професор Д.А. Чудаков, а теорію автомобіля В.К. Зімелєв, Н. А. Бухарін, І.К. Куликов та інші.

Властивості та експлуатаційні якості тракторів і автомобілів.

Трактор і автомобіль – складні машини, вимоги які ставлять до них настільки різноманітні, що для їх задоволення необхідно наявність ряду експлуатаційних якостей. Ці якості повинні в комплексі характеризувати ефективність роботи трактора і автомобіля в тих чи інших умовах.                                                                                                                                Важливіші із експлуатаційних якостей трактора і автомобіля можуть бути розділені 4- чотири групи.

1. Якості , що визначають техніко - економічні показники тракторів і       автомобілів і в першу чергу продуктивність і економічність.  

2. Якості , присутні трактору і автомобілю як мобільним машинам.

3. Якості загальнотехнічного характеру, тобто якості якими в більшій чи меншій мірі повинні володіти машини любого призначення.

4. Спеціальні якості, що характеризують пристосованість тракторів і автомобілів до виконання особливих вимог, які випливають із умов їх роботи.

Техніко – економічні якості. Продуктивність трактора визначається розміром земельної площі, яка може бути ним оброблена в агрегаті з відповідними сільськогосподарськими машинами за одиницю часу при збереженні заданих якісних показників. Вона залежить перш за все від ширини захвату сільськогосподарських машин, з якими працює трактор, і швидкості руху при виконанні даної операції. Аналогічно продуктив-          ність автомобіля визначається масою перевезеного вантажу або кількістю пасажирів і відстані, яку при цьому проходить автомобіль за одиницю часу.

Таким чином, продуктивність тракторів і автомобілів залежить від тягових і швидкісних якостей , а також від конструктивних і експлуатаційних факторів, що можуть вплинути на використання цих якостей. Дослідження вказаних питань являється одною із основних задач теорії трактора і автомобіля.

Економічність трактора і автомобіля являється собівартістю виконаних робіт і залежить від величини витрати палива, мастильних матеріалів  і їх собівартості витрат на заробітну плату водіїв, витрати на технічне обслуговування і ремонт. Розміру витрат на амортизацію і  ряду інших витрат. В теорії трактора і автомобіля розглядається головним чином паливна

5

економічність машини  і її залежність від величини питомих витрат палива у двигуна при різних режимах роботи .

Якості, присутні мобільним машинам. Із групи цих якостей для тракторів і автомобілів  особливо важливе значення мають керованість , маневреність, безпечність руху і зручність їзди. Можливість задоволення висуваємих  в цих відношеннях вимог залежить в значній мірі від конструктивних особливостей машини – її поворотності , стійкості. Гальмівних якостей , і плавності ходу.                           

Загально технічні якості . До  важливіших із загально технічних якостей машин відносяться міцність і довговічність, зручність технічного обслуговування і ремонту. В теорії трактора і автомобіля торкаються питань що відносяться до перших двох якостей оскільки в ній розглядається динаміка машин при різних умовах встановленої і не встановленої роботи. Це дозволяє одержувати необхідні вихідні дані для виконання міцністних і інших розрахунків.        

Спеціальні експлуатаційні якості. Що стосовно тракторів то мається на увазі агротехнічні якості, які визначають пристосованість трактора до технологічних вимог сільськогосподарського виробництва. У легкових автомобілів важливим експлуатаційним показником являється, наприклад комфортабельність, що характеризує зручність для пасажирів.    

Приведена класифікація експлуатаційних якостей в певній мірі умовна, так як різні їх групи тісно зв’язані між собою і одні і тіж якості можуть біти віднесені до декількох груп. Наприклад, гальмівні якості і плавність ходу автомобіля мають важливе значення для безпеки і зручності їзди, але і від них залежить величина середньої швидкості руху, тобто продуктивність автомобіля. Для трактора плавність ходу важлива також і з точки зору агротехніки, оскільки вона впливає на рівномірність глибини обробітку ґрунту,, в особливості застосування навісних машин. Раціональне розташування навісних машин на тракторі має суттєве агротехнічне значення і цей же час покращує поздовжню стійкість і  керованість трактора.                                                                                               

Аналіз технічного рівня тракторів і основні тенденції розвитку  їх конструкцій  і удосконалення експлуатаційних якостей.

  Основні показники трактора , які визначають його можливості й режими роботи , це потужність . швидкість, тягове зусилля та експлуатаційна маса, що забезпечує отримання необхідного тягового зусилля.

В країнах співдружності застосовується система класифікації тракторів за тяговим зусиллям, що дозволяє просто орієнтуватися в їх агрегатуванні. Так, для обробітку просапних культур, легких робіт загального призначення й

6

соціологічний. який ґрунтується на усних опитуваннях механізаторів та інженерів (для оцінки якості машини, зручності керування нею, з'ясування небезпечних і аварійних ситуацій   при

роботі).

При оцінці принципово нових конструкцій машин і технологій проводять психофізіологічні дослідження, які дозволяють визначити ступінь функціональної напруги організму при роботі.

Оскільки відповідні показники безпеки ергономічності машин проявляються при певних зовнішніх умовах, методи оцінки повинні чітко регламентувати умови і строки проведення випробувань, стан машин та інші умови вимірювань кожного показника. Це дозволяє забезпечити об'єктивну оцінку і відтворюваність результатів вимірювань.

Специфіка ергономічних випробувань у польових умовах обумовлює вимоги до приладів: обмеження за масою і розмірами, універсальність

Розглянемо методи визначення показників шкідливих факторів, що генеруються трактором (шуму, мікроклімату, вібрації і забруднення повітря).

119

7.4. Показники умов праці, які забезпечують її безпеку і ергономічність.

Зв'язок людини з машиною здійснюється за допомогою контролю і керування машиною. В системі людина — машина на людину діють шкідливі і небезпечні фактори, пов'язані з конструкцією машини, дією зовнішнього середовища, а також наявністю факторів, обумовлених ергономічними особливостями машин, кабіни і робочого місця. Перелік цих факторів можна подати у такому вигляді.

1. Структура діяльності механізатора: раціональність розподілу функцій у системі людина — машина, частота робочих рухів водія.

2. Просторово-компоновочне вирішення робочого місця: оглядовість, взаємне розміщення органів керування і сидіння, робоча поза водія.

3. Елементи обладнання і робочих процесів: ергономічність кабіни, сидіння, органів керування і контролю, допоміжного обладнання, освітлення, ергономічність технічного обслуговування, ергономічність технологічного обслуговування.

4. Шкідливі фактори, що генеруються машиною: шум, мікроклімат, вібрація, запах, шкідливі речовини.

Для кожного з цих факторів встановлюють показники, за значеннями яких роблять висновок про рівні безпеки і ергономічності машини.

Залежно від способу визначення показників і джерела одержання інформації застосовують такі методи:

вимірювальний (при дослідженні розмірних характеристик машини і її елементів, рівнів шкідливих факторів, що генеруються машиною тощо):

реєстраційний, який ґрунтується на інформації, одержаній шляхом підрахунку кількості певних подій і предметів (при дослідженні трудових дій у процесі керування машиною або її обслуговування);

органолептичний, за результатами аналізу сприйняття органів чуття (при дослідженні оглядовості, запаху тощо);

розрахунковий, за допомогою теоретичних або емпіричних залежностей (наприклад, для розрахунку кута статичної стійкості за координатами центра ваги);

експертний, за оцінкою показників спеціалістами-експертами (при визначенні вагомості окремих ергономічних показників, що не мають метрологічної основи);

118

транспортних застосовують, головним чином, трактори класів 1,4-3, а для оранки та інших енергомістких робіт - трактори класів 3,0-6,0.

Високі швидкості роботи характерні для всіх сучасних тракторів. Ця можливість створюється підвищенням енергонасиченості, а підвищення тягових якостей потребує зростання маси. Змінюючи енергонасиченість за рахунок зменшення чи збільшення маси трактора баластуванням, досягають високого тягового коефіцієнта корисної дії, як на легких, так і на важких роботах.

Використання потужних тракторів створює умови для скорочення тривалості виконання робіт, але великого значення набувають втрати часу на підготовку агрегатів , їх технічне обслуговування, заправку , переїзди. Зменшення вищезгаданих втрат досягається, зокрема такими конструктивними заходами, як застосування авто зчіпок, паливних баків збільшеної місткості тощо.

У тракторобудуванні розвинених держава суттєву роль відіграє міжнародне науково технічне кооперування, що скорочує терміни розробки нових моделей тракторів і створює можливості компонувати їх на базі готових складальних одиниць.

За останнє десятиріччя потужність тракторних двигунів зросла на двадцять відсотків, а конструкційна маса тракторів знизилася в середньому

на 15 % за рахунок застосування прогресивних високоякісних матеріалів, економічних профілей прокату, легких сплавів і пластмас, спечених матеріалів тощо.

Сучасним тракторам властиві:

засоби нормалізації умов праці на посту керування; глушники шуму і звуковіброізольовані кабіни; вентилятори - пилевідокремлювачі та підігрівачі повітря - на більшості моделей тракторів країн співдружності, на всіх моделях з кабінами у - провідних фірм; охолодники повітря в кабінах; паси безпеки (мають бути у всіх колісних тракторів); засоби пуску двигуна з робочого місця оператора.

Аналіз конструкцій засвідчує : тракторні дизелі мають, головним чином , рідинне охолодження , більшість виконані рядними, серед рядних переважають 6-циліндрові, а серед У-подібних - 8-циліндрові з кутом розвалу циліндрів 90°. Дизелі з турбонадцувом складають переважну більшість загальної кількості. Усереднена швидкість поршня - 9,6 м/с.

Низький рівень токсичності випускних газів поряд з високим рівнем паливної економічності та сприятливими пусковими якостями при низьких температурах забезпечуються робочим процесом / М-процес/, розроблений фірмою „МАН" / Німеччина/. Його найважливішими елементами є сферична камера у поршні та гвинтовий впускний канал у головці, які створюють інтенсивне завихрювання повітря у камері згоряння при впорскуванні палива. В результаті вдосконалення

7

з'явився ХМ-процес, при якому впускна система працює з підвищеною інтенсивністю вихора за рахунок використання хвильових явищ.

Характерною особливістю сучасних тракторних дизелів є зниження частоти обертання колінчастих валів до 2000-2300 хв"1, що забезпечує

підвищення ресурсу. Таким шляхом фірма „Катерпіллер" /США/ підвищила термін служби до капітального ремонту двигунів на 30% і зменшила шумність на 8дБ.

Застосування замість механічного регулятора подачі палива електронного мікропроцесора з електрогідравлічним або електромеханічним приводом рейки паливного насоса, що впроваджується фірмами „Дойч" /Німеччина/, „Джон Дір'7США/ та ін., автоматизує керування дизелем і підвищує економічність роботи.

Трансмісії сучасних тракторів різноманітні: механічні ступеневі, гідромеханічні, механічні ступеневі з синхронізованими або гідро керованими коробками передач діапазонного типу. Провідні фірми пропонують споживачам моделі тракторів, обладнані у стандартному виконанні або на замовлення швидкісними коробками передач /40 - 50 км/год/. Великою мірою це зумовлено значним обсягом транспортних робіт, виконання яких швидкісними тракторами підвищує продуктивність, знижує втрати продукції, яка швидко псується.

Процес інтенсифікації сільського господарства супроводжується зростанням ущільнення ґрунту тракторами, внаслідок чого порушується його структура, водний і повітряний режими. Через ущільнення знижується родючість ґрунту, зростає питомий опір і відповідно зростають енергозатрати на обробіток.

Одним із шляхів зниження шкідливої дії потужних тракторів на ґрунт та вписання в міжряддя є подвоєння та потроєння коліс переднього та заднього мостів. Цей захід передбачений практично всіма фірмами -виготовлювачами потужних колісних тракторів.

Аналіз розвитку тракторної техніки і технологій  сільськогосподарського виробництва засвідчує, що трактори ще довго виконуватимуть функції тягово-енергетичного засобу з подальшим розвитком функцій мобільного джерела енергії.

Розвиток тракторів традиційної компоновки відбувається за рахунок збільшення існуючих типорозмірів, переважно із збільшенням коліс і баластуванням, підвищенням ролі переднього ведучого моста. Перерозподіл маси тракторів досягається різними конструктивними заходами: консольним виносом двигуна наперед, зміщення робочого місця оператора в між мостову зону, фронтальним встановленням агрегатів тощо. Для поліпшення маневреності тракторів з великими передніми колесами застосовуються вузькі рядні двигуни та роздільне гальмування задніх коліс. Здвоювання та строювання ведучих коліс має

8

УААН створений і випробуваний двосекційний МЕЗ-300. Секції взяті від гусеничних тракторів Т-150 і з'єднані за схемою катамаран.

У НАТІ розроблено МЕЗ модульної схеми побудови, що є трактором того покоління. У ньому енергетичні функції трактора конструктивно відокремлені від технологічних. Енергетичним модулем є енергонасичений трактор, а технологічними модулями — візки, які мають пристрої для з'єднання із знаряддями, місткостями для технологічних матеріалів, ВВП і активними колесами з приводом від енергетичного модуля.

Пройшов випробування створений за такою схемою широкозахватний багатомашинний просапний агрегат з автоматизованого системою керування (АСК) електроприводом активних рушіїв.

Розставлені на велику ширину колеса МЕЗ з малим тиском повітря в шинах менше руйнують ґрунт. Ущільнення ґрунту при роботі МЕЗ менше, ніж після тракторів класів 1,4 і 2.

У створенні агрофільної техніки для сільськогосподарського виробництва важливе місце відводиться розробці машин з робочими органами-рушіями. Відмінною особливістю цих машин є те, що при обробці ґрунту активними робочими органами виникають реакції, що діють у напрямку руху (рушійні сили). Від тракторів, що працюють із такими машинами, потрібне менше тягове зусилля, тому можна застосовувати більш легкі трактори, які менше ущільнюють ґрунт. Створений і пройшов випробування самохідний реактивний ґрунтообробний агрегат (СРГА).

До технологічних методів зниження рівня ущільнюючої дії на ґрунт можна віднести і таке налагодження колісної ходової системи тракторів, при якому сліди передніх і задніх коліс не збігаються.

Метою конструктивних заходів по створенню нових і удосконаленню існуючих ходових систем, які не чинять шкідливої дії на ґрунт, є зниження контактних тисків. Відповідно до вимог стандарту тиск на ґрунт коліс і гусениць при пологості, що становить 0,7 номінальної вологості, не повинен перевищувати у весняний період 100, а у літньо-осінній 120 кПа (див. табл. 7.2).

У той же час гусеничні трактори загального призначення тиснуть на ґрунт із силою 150—200, а колісні — 200— 300 кПа. Комбайни і транспортні засоби створюють ще більший тиск. Навіть порівняно легкі універсально-просапні трактори класів 0,6 і 0,9 тиснуть на ґрунт із силою 150—250 кПа.

117

Останнім часом увагу .вчених все більше привертає проект мостового землеробства, запропонований ще у 1931 р. М. А. Правоторовим (див., наприклад, добірку статей у журналі «Механізація і електрифікація сільського господарства», 1985, №4). Його реалізація дозволила б не тільки радикально вирішити проблему зниження шкідливої дії ходових систем на грунт, а й надати сільськогосподарському виробництву характеру промислового з максимальною механізацією, автоматизацією і комп'ютеризацією робіт.

Хоча реалізація цього проекту за пропозицією Ю. Н. Жукова у вигляді автоматизованого мостового агротехнічного комплексу (АМЛК), що являє собою самохідний сільськогосподарський завод довжиною в десятки кілометрів, який обробляє угіддя площею 50—300 тис. га, справа віддаленого майбутнього, агропромислова технологія вже тепер може знайти застосування при таких умовах:

маршрутизація руху сільськогосподарського агрегату і технологічного транспорту по постійних напрямних доріжках протягом всього сезону вирощування і збирання сільськогосподарських культур;

обробка тільки зони розміщення рослин (напрямні доріжки не обробляються);

наявність  єдиного  енергетичного  модуля  для  виконання  всього комплексу сільськогосподарських робіт при вирощуванні і збиранні;

перехід до єдиної базової колії агрегату і транспортних засобів для різних просапних культур.

Зниженню рівня шкідливої дії ходових систем МТА на ґрунт і підвищенню ефективності використання його родючості, а також генетичного потенціалу рослин сприяє застосування інтенсивних технологій вирощування озимих культур, ярової пшениці, кукурудзи, рису і проса. Вони передбачають, зокрема, використання технологічної колії, по . якій переміщуються всі агрегати.

Останнім часом у зв'язку із збільшенням маси тракторів і підвищенням рівня шкідливої дії їх ходових систем на ґрунт, ставиться під сумнів перспективність цих машин як основи мобільної енергетики сільськогосподарського виробництва. Замість того пропонуються секційні мобільні енергетичні засоби (МЕЗ) і трактори другого покоління, побудовані за модульною схемою.

Відома тягово-енергетична система, створена у США, що включає три однакових секції (одна попереду і дві ззаду). Кожна тягова секція має двигун, трансмісію і два ведучих колеса. Вони з'єднані гак, що ними може керувати один тракторист. Сліди коліс передньої і задньої секцій не збігаються.

В Інституті механізації та електрифікації сільського господарства

116

за мету не стільки підвищення тягових якостей скільки забезпечення прохідності в ранньовесняний і пізньоосінній періоди.

Від показників паливної економічності двигунів істотно залежить енергомісткість виконання сільськогосподарських робіт, що важливо за умов постійного зростання вартості виробництва енергоносіїв, їх дефіциту. Основним двигуном для тракторів до 2010 року залишається дизель як достатньо економічний із прийнятими експлуатаційними показниками.

Підвищення потужності дизелів здійснюється за рахунок збільшення кількості циліндрів і їх робочого об'єму , поліпшення процесу впорскування палива й сумішоутворення та згоряння, застосування турбонаддуву з проміжним охолодженням повітря. Застосуванням паливної апаратури з електронним керуванням досягається автоматичне пристосування двигунів до змін навантаження, можливість зміни кута впорскування палива залежно від умов роботи.

Зменшення питомої витрати палива тракторними дизелями, виготовлені за останні роки, уповільнюється в порівнянні з попереднім періодом, і фірми шукають нові технічні рішення, серед яких: створення двигунів із сталою потужністю, оснащення їх додатковими пристроями і механізмами, виготовлення окремих деталей з нетрадиційних матеріалів, розробка принципово нових конструкцій двигунів.

Прогнозується , що питома витрата палива досягне в дизелях , які модернізуються. У 2005 році - 198-204 г/кВт-год, в 2010 - 190-197 г/кВт-год;

в дизелях перспективних схем і конструкцій в 2005 році - 184-198 г/кВт-год з наступним їх вдосконаленням і досягненням в 2010 - 178-190 г/кВт-год.

Пошуки методів вдосконалення конструкції двигуна привели до створення ефективнішого ніж турбонаддуву за матеріалами австрійської фірми „Стойєр У способу подачі заряду повітря в циліндри. Відмінність способу полягає в тому, що за відсутності традиційної турбіни додаткова подача повітря відбувається за рахунок витискування його відпрацьованими газами при їх безпосередньому контакті. Повідомляється, що крутний момент двигуна, оснащеного такою системою наддуву, більший на 15-30% від двигуна із звичайним механізмом наддуву в широких межах частоти обертання колінчастого вала.

Одним із вирішення проблеми втрати тепла двигунами з випускними газами та в систему охолодження вважається використання керамічних матеріалів, що дозволить:

досягти повного згорання не тільки дизельного палива, але й мазуту, вугілля тощо; істотно спростити /а в перспективі - усунути /систему охолодження за рахунок невеликого нагрівання керамічних поверхонь відповідних деталей; зменшити конструкційну масу двигунів.

Широкому застосуванню керамічних матеріалів у тракторному машинобудуванні перешкоджають їх висока вартість і невідпрацьованість

9

технологій виробництва і нанесення кераміки.

Розвиток і вдосконалення трансмісій відбуватиметься шляхом модернізації існуючих і розширення застосування прогресивних конструкцій, оптимізації схем трансмісій та систем керування ними. Набувають розширення передні ведучі мости як додаткове обладнання трактора /комплектація на замовлення/.

Ходові системи вдосконалюються шляхом оптимізації схем параметрів. Негативна дія ходових систем на грунт знижуватиметься за рахунок перерозподілу маси тракторів, збільшення опорної поверхні, створення досконаліших конструкцій колісних гусеничних рушіїв.

Можливості агрегатування із зростаючою номенклатурою машин і знарядь забезпечуються вдосконаленням систем відбору потужності та уніфікацією начіпних механізмів.

Стійкою тенденцією розвитку конструкції тракторів є поліпшення умов оператора.

Технічний прогрес і поглиблення наукових досліджень, пов’язані із зростанням енергонасиченості тракторів і автомобілів, привели до створення коробок передач з перемиканням на ходу; поліпшення ергономічних властивостей машин ; підвищення плавності ходу, а також тягово - зчіпних властивостей.

Внаслідок зростання енергонасиченості, а відповідно, і і робочих швидкостей тракторі і автомобілів, виникає необхідність в автоматизації управління ними. Це зумовлено частковою невідповідністю загальною кількістю тракторів , сільськогосподарських машин і автомобілів чисельності механізаторських кадрів.

Перша тенденція в сучасній теорії і практиці сучасного автотракторобудування – автоматизація управління як окремими властивостями машин, так і всією машиною, тобто створення своєрідних роботів на тракторі і автомобілі на базі мікропроцесорів міні комп’ютерів , що працюють за заданою програмою.

Друга тенденція – зменшення шкідливої дії ходових систем тракторів і автомобілів на родючість ґрунту і урожай сільськогосподарських культур, тобто ущільнення гранту, кількості слідів коліс і гусениць на полі; зменшення механічного пошкодження рослин та гумусово утворюючих істот ( мікроорганізмів). Існує декілька способів рзвязання даної проблеми: створення багатоосних агрегатів; забезпечення приводу начіпних і причіпних знарядь від валу відбору потужності трактора; створення машин з однаковою колією ходових систем і машин, що працюють за принципом мостових енергетичних засобів; створення спеціальних опорно рушійних пристроїв, які дозволяють зменшення тиску шин на грунт (пневмогусениці, повітряна подушка з гусеницею, використання здвоєних коліс, широко профільних пневмошин з регульованим тиском повітря).

10

До числа перспективних, частково реалізованих, шляхів зниження шкідливої дії ходових систем на ґрунт відносяться застосування багато осьових ходових систем, подвоєних або навіть потроєних коліс, мобільних енергетичних засобів при модульному агрегатуванні тощо.

Особливе місце серед способів зниження шкідливої дії ходових систем на ґрунт займає поліпшення показників взаємодії коліс і гусениць із фунтом, оскільки воно впливає ще й на тягово-зчіпні властивості тракторів.

Всі способи зниження рівня шкідливої дії машин на грунт можна умовно поділити на три групи: агротехнічні, технологічні і конструктивні.

Впровадження агротехнічної системи дозволяє не тільки підвищити врожайність сільськогосподарських культур, але й знизити енергетичні і трудові затрати шляхом зменшення кількості і глибини обробітку ґрунту, виконання кількох операцій за один прохід агрегату або машини і застосування пестицидів. Цю систему називають мінімальним обробітком ґрунту.

У нашій країні розвиток мінімального обробітку ґрунту здійснюється у трьох напрямках: заміна традиційного глибокого обробітку ґрунту поверхневим, часткова або повна заміна деяких видів механічного обробітку внесенням гербіцидів для знищення бур'янів, одночасне виконання кількох технологічних операцій за один прохід з використанням комбінованих ґрунтообробних і посівних агрегатів. Це дозволяє істотно зменшити кількість проходів машин по полю.

До числа агротехнічних прийомів також відносяться розпушування грунту у слідах коліс і підорного шару.

До технологічних способів зниження шкідливої дії ходових систем на ґрунт належать: застосування широкозахватних агрегатів; вибір таких способів руху, за яких площа ущільненої поверхні мінімальна: впровадження у сільськогосподарське виробництво мостового землеробства, селекційних мобільних енергетичних засобів, модульного агрегатування і використання агрегатів з робочими органами-рушіями.

Із збільшенням ширини захвату МТА і довжини гону площа ущільненої колесами і гусеницями поверхні поля зменшується.

Раціональним для передпосівного обробітку грунту є човниковий спосіб руху агрегату, при якому кожний наступний заїзд виконується поряд з попереднім. При такому способі руху агрегату довжина шляху на поворотній смузі мінімальна. Крім того, рівномірно обробляються поля, не утворюються вузькі смуги або клини, що потребують додаткових заїздів. 

115

114

Третя тенденція – це підвищення надійності тракторів і автомобілів. Зростаюча складність вузлів машин, обладнання їх приладами контролю і сигналізації, бортовими комп’ютерами , а також необхідність безвідмовної роботи, особливо в періоди посіву і збирання, - все це ставить проблему надійності в одну із першочергових , розв’язання якої забезпечить високу продуктивність тракторів і автомобілів.

Грунт як середовище, що взаємодіє з рушіями мобільних машин.

Грунт – це родючий шар землі, що складається з твердих мінеральних частин різного розміру і частин органічного походження (гумусу)

між якими є пори, заповнені повітрям і вологою з розчиненими в ній поживними речовинами. Грунт є не тільки середовищем для проростання сільськогосподарських рослин, але й несучою основою , по якій рухаються трактори і автомобілі. Тому фізико – механічні властивості грунтів характер процесів які відбуваються під час взаємодії з грунтом коліс і гусениць , необхідно знати для побудови теорії сухопутних і транспортних машин та для правильної ґрунтозахисної теорії їх експлуатації.

Грунтові умови характеризуються комплексом агрофізичних і механічних властивостей: структурою грунту , гранулометричним складом, щільністю, вологістю, твердістю, опором стиску і зсуву.

Під структурою грунту розуміють процентний вміст в ньому твердих грудок різної величини ( більше 10 мм, о,25-10мм і менше 0,25 мм).

Гранулометричний склад _ це процентний вміст в грунті мінеральних твердих частин різного розміру ( піщаних і глинистих); залежно від співвідношення піщаних частинок розміром0,01 – 1.0 мм і глинистих частинок ( менше 0,01мм) розрізняють піщані, супіщані і глинисті грунти.

Щільність або маса одиниці об’єму залежить від мінералогічного складу , вмісту гумусу, а також від ступеня ущільнення грунту  ходовими системами тракторів, автомобілів і сільськогосподарських машин. Існує значення щільності грунту , за якого рослини добре ростуть, даючи високий урожай.  Наприклад . на суглинистих грунтах оптимальна щільність  1,0- 1.2 г/см3 , а для супіщаних – 1,25-1,35г/см3. Якщо ходові системи машин ущільнюють грунт до більшого значення, ніж оптимальне, то родючість грунту зменшується, а опір і  енергомісткість  - збільшується.

Вологість грунту оцінюється відношенням маси води , що міститься в одиниці об’єму, до маси даної одиниці об’єму грунту.

11

          W=                           ( 1.1)

де   mвод і mтв – відповідно маса води і твердої фракції.

Твердість грунту визначається в процесі втискання в нього твердомірів плунжерного типу або ж ударників конусної форми. Твердість характеризує опір грунту різанню.

Під дією ходових органів машин грунт стискається і зсувається в різних напрямах; в результаті цього в ньому виникають поля нормальних і дотичних напружень, що поширюються в глибину і і в різні сторони від місця прикладання навантаження. Основні механічні властивості грунту , які впливають на тягово-зчіпні показники машин, - це опір грунту стиску і зсуву.

Рис.1.1. Схема навантаження грунту жорстким штампом вздовж                          нормалі по його поверхні.

Опір грунту стиску залежить від глибини h його осідання під жорстким штампом у випдку втискання останнього / рис.1.1./

З рис.1.1. видно, що штамп ширинию B  і опорною площею F навантажують нормально до поверхні грунту силою Q шт ,під дією якої штамп деформує грунт на глибину h.

12

При цьому значення  знаходять за рис. 7.17, який дає наочне уявлення про вплив ущільнення ґрунту на урожайність сільськогосподарських культур.

За негативним впливом ходових систем на родючість ґрунту і урожайність сільськогосподарських культур трактори умовно можна розмістити у такій послідовності: МТЗ-80<Т-150<Т-150К<К-701.

7.3. Шляхи зниження рівня негативного впливу

ходових систем машин на ґрунт.

На підставі даних про вилив ущільнення грунту на урожайність сільськогосподарських культур існують загальні напрямки удосконалення машинно-тракторних" агрегатів і систем обробки ґрунту, які дозволяють знизити шкідливу дію ходових систем на грунт (рис 7.18).

Застосування апаратів і машин, які не діють або незначно діють на Фунт (мостове землеробство, сільськогосподарська авіація, апарати на повітряній подушці) — радикальне вирішення проблеми.

113

ланки у проміжку між грунтозачепами, а другий — був на рівні опорних поверхонь грунтозачепів.

При прокочуванні колеса або гусениці сильфон втискується в грунт, а манометр фіксує тиск рідини у сильфоні. Діаметр торця сильфона dт повернутого до грунту, повинен бути не менший діаметра сильфона dc. Якщо ці діаметри однакові, то манометр показує тиск ґрунту на опорні поверхні грунтозачепів г. Якщо dт > dc то для визначення г покази манометра необхідно поділити на відношення dт / dc

Щоб визначити максимальний розрахунковий тиск т колеса або гусениці на грунт, тобто такий, який характеризує максимальний тиск всієї опорної поверхні (включаючи і опорні поверхні проміжків між грунтозачепами), необхідно скористатися формулою:

де zt — середня висота грунтозачепів; ht — глибина заглиблення грунтозачепів у грунт; kп — коефіцієнт насиченості контакту (частка площі опорної поверхні грунтозачепів у загальній площі контакту колеса або гусеничної ланки з ґрунтом).

Одержані в результаті розрахунків за формулами (7.17) і (7.20) або вимірювань значення ат можна використати для визначення ущільнення ґрунту і зіставлення із стандартними нормами дії рушіїв на ґрунт (див. табл. 7.2, значення qК).

Зниження урожайності Пу сільськогосподарської культури внаслідок ущільнення ґрунту колесами і гусеницями МТА визначають за формулою:

де — зниження урожайності культури, відповідне збільшенню щільності на 0,1 г/см3, починаючи з оптимального значення р0; Ваширина захвату МТА; п — кількість слідів коліс і гусениць, що залишають МТА на полі; Вi — ширина i-го сліду; /Kрi — коефіцієнт ущільнення ґрунту в i-му сліді; рn — вихідна   щільність ґрунту.

112

Під штампом утворюється ущільнений шар грунту ,  епюра тиску на якій характеризується середнім Pср і найбільшим Pmax значеннями. Вид епюри залежить від жорсткості і шорсткості штампа, фізичних властивостей грунту.

Контрольні запитання і завдання.

1. Предмет теорії тракторів  і автомобілів , її завдання і мета.

2. Засновники теорії тракторів і автомобілів.

3. У чому полягає відмінність понять “властивість ” та “якість” і яке з них повно характеризує трактори і автомобілі ?

4. Назвіть головні експлуатаційні якості і властивості тракторів та автомобілів , а також показники даних властивостей.

5. Сучасні тенденції розвитку тракторів і автомобілів.

6. Основні фізико- механічні властивості грунту .

7. Як впливає щільність грунту на тяговий опір сільськогосподарських машин іта врожайність культур?

8. Від яких факторів залежить опір грунту зсуву і стиску?

13

Лекція №2

Тяговий баланс трактора і автомобіля та нормальні реакції опорної поверхні на колісний рушій.

План

1.  Сили що діють на колісний трактор або автомобіль.

2. Крутний момент двигуна. Передатне число трансмісії. Коефіцієнт               корисної дії трансмісії.

3. Рівняння руху і тяговий баланс трактора.

4. Нормальні реакції опорної поверхні на колеса.

5. Нормальні реакції грунту на колеса трактора під час      роботи з начіпними знаряддями.

       2.1. Сили що діють на колісний трактор або автомобіль.

Розглянемо загальний випадок руху машини /трактора , автомобіля / на підйом  по поверхні, розміщеній під кутом α до горизонтальної площини ( рис.2.1.). з неусталеною швидкістю V і навантаженням на гаку Рг , прикладеним на висоті hг і направленим під кутом γ до горизонталі. Навантаження Рг змінюється залежно від неоднорідності грунту  , нерівності поверхні поля  , нестабільності і заглиблення робочого знаряддя , швидкості руху та інших факторів . В даному разі на машину діють сили і реакції з боку опорної поверхні , повітряного середовища , двигуна та гравітаційного поля землі / рис.2.1/.

Сила тяжіння G / вага / машини прикладається в центрі її тяжіння О , положення якого визначається двома координатами : поздовжньою α і hцт . Перша з них рівна відстані від центра тяжіння до площини , що проходить через вісь обертання ведучих коліс перпендикулярно до поверхні дороги . Друга – рівна відстані від центра тяжіння до опорної поверхні коліс. Нормальна і поздовжня складові відповідно становлять Gcosα  та Gsinα . Складова  Gcosα , прижимає колеса до опорної поверхні і визиває деформацію коліс , а складова  Gsinα паралельна опорній поверхні і перешкоджає підйому машини.

Сила опору коченню Pf виникає від затрат енергії на деформацію грунту . на зминання шини колеса і тертя між ґрунтом і колесами. Сила Pf визначається із виразу

                                       Pf = fGcosα ,                               (2.1)

14

у свою чергу, от може бути знайдено за даними стандартних випробувань колеса з пневматичною шиною, в результаті яких визначається контурна площа контакту шини з недеформованою площиною.

Для гусеничного рушія m  визначається за формулою:

Де К — коефіцієнт нерівномірності розподілі контактного тиску по довжині опорної поверхні гусениці; 0 середній умовний тиск рушія на жорстку основу, визначений в результаті стандартних вимірювань. При цьому К розраховують за такими емпіричними формулами: для індивідуальної і балансирної підвісок опорних котків

Для пів жорсткої підвіски:

найменша і найбільша відстані між сусідніми опорними котками; t — крок гусеничного ланцюга; v — відносне зміщення центра тиску (хдкоордината центра тиску відносно середини опорної поверхні, довжина якої L): к — коефіцієнт нерівномірності розподілу навантажень на опорні котки (Gt — навантаження на i-ий коток, Gс — середнє навантаження на опорні котки, п — кількість опорних котків).

Для вимірювання ат можна використати пристрій, що включає в себе сильфон і манометр, з'єднані трубкою і заповнені рідиною. При вимірюваннях сильфон встановлюють під колесо або гусеницю так, щоб один його торець спирався на опорну поверхню шини або гусеничної

111

де he —деформація ґрунту колесом, знайдена з урахуванням лише Е2.

Застосування Ер у розрахунках показників дії ходових систем на грунт дозволяє одержувати більш вірогідні дані.

Необхідні при розрахунковій оцінці ущільнення ґрунту значення От для коліс і гусениць можна визначити методами, розробленими в Кам'янець-Подільському сільськогосподарському інституті (КПСГІ).

Розрахунковий метод визначення от для коліс ґрунтується на аналізі процесів одночасного деформування шини і ґрунту, а також відновлення їх деформацій при коченні колеса (внаслідок громіздкості рівняння не наводяться).

При орієнтовних розрахунках можна використати формулу апроксимації:

де Qнормальне навантаження колеса; r0і Впвідповідно вільний радіус і ширина профілю шини; Е1 і Е2 — модулі деформації відповідно шини і ґрунту; С і п — коефіцієнти апроксимації.

На недеформованій опорній площині:

де mт — максимальний контактний тиск (розрахунковий) на недеформовану площину.

Установлено, що п = 4,5, а для визначення коефіцієнта апроксимації С, залежного від деформаційних властивостей пневматичної шини, використовують відоме співвідношення між максимальним mт і середнім от тисками на недеформовану площину: mт 1.5 от – Тоді

 

110

де    f – коефіцієнт опору коченню машини . який залежить від типу та стану дороги , конструкції ходової системи трактора чи автомобіля.

                                                                        

В центрі тяжіння машини також прикладається результуюча сила інерції, яка під час розгону направлена протилежно до вектора швидкості   V прямолінійно поступального руху, а в разі сповільнення – в напрямі руху.

                                        ,                        (2.2)

де  δоб – коефіцієнт обертових мас , який враховує збільшення маси машини за рахунок інерції деталей двигуна , силової передачі та коліс , що обертаються ;       j , g – прискорення прямолінійно-поступального руху машини та вільного падіння.

Рис .2.1 Схема сил що діють на колісний трактор в поздовжньо вертикальній площині.

Сила опору повітря Pw прикладається в центрі парусності , який

15

практично розташований на однаковій висоті (hцт) з центром тяжіння О. Сила Pw залежить від площі , форми та жорсткості лобової поверхні машини і визначається за формулою

                                  ,                       (2.3)

   

Де – kw  - коефіцієнт обтічності ; F – площа лобового опору ;   V – швидкість руху трактора /автомобіля/.

F = H×B

H – висота  трактора  (автомобіля).

B – колія трактора ( трактора )

Дотична сила тяги Рк ведучих коліс машини  - це рівнодійна реакцій опорної поверхні , які направлені вздовж напряму руху , паралельно вектору швидкості V . Сила Рк виникає в зоні контакту кожного ведучого колеса з опорною поверхнею на відстані rk  від його осі як реакція на частину колового зусилля Ркол , плече дії якого rкол.

Різниція сил Рк – Рfk дорівнює штовхаючій силі Xk яка прикладається до осі ведучих коліс і призначена для подолання тягових опорів агрегатованих знарядь та опору коченню ведених коліс машини.

Максимальне значення дотичної сили тяги Ркmax називають силою зчеплення Ркψ ведучих коліс з опорною поверхнею

                                       Ркmax =  Ркψ =φyk ,                (2.4)          

де   φ – коефіцієнт зчеплення рушіїв з опорою.

Проміжне значення дотичної сили тяги дорівнює

                                               Рк =φв yk                      (2.5)                   

 

де   φв – коефіцієнт використання зчіпної сили тяжіння yk ,  0 ≤ φв ≤φ .

2.2. Крутний момент двигуна і ведучий момент коліс трактора ( автомобіля ).

Крутний момент двигуна Мдв , який передається через трансмісію до рушіїв ( коліс , гусениць ) , забезпечує рух трактора або автомобіля. Припустимо ,  що мобільна машина працює за умови усталеного навантаження , тобто : сили опору руху Рг ,  Рf  , Рw   постійні в часі ; відсутні кутові

16

При коченні широкого колеса шириною ВI по вузькому сліду шириною ВI деформується ґрунт з модулями Е1 і Е2 і значеннями товщини активного шару AI і АII (рис. 7.16). Тому:

При розрахунковій оцінці ущільнюючої дії коліс і гусениць на грунт використовують модуль його деформації Е2. Це не дає можливості урахувати вплив на коефіцієнт ущільнення ґрунту швидкості його деформування і динамічних навантажень, що діють на ходові системи. У той же час розроблені розрахункові методи дозволяють визначити h з урахуванням цих факторів.

Якщо вважати, що Е2 — тривалий модуль деформації ґрунту, а Ермиттєвий (розрахунковий), то:

109

де індекс 1 при z, x, О, В, z, h  вказує на їх відповідність першому сліду, а 2 — другому (h — глибина сліду).

У випадках утворення паралельних слідів послідовними за часом проходами (наприклад, колесами І і II або III, рис. 7.14) їх взаємний вплив ураховується так само, але з використанням відповідних значень модуля деформації Е2 (точки 1,2,3).

При коченні колеса II по сліду І, а III — по недеформованому ґрунту відбувається перерозподіл сумарного навантаження Q так, що реакція на зовнішнє колесо Yн стає більшою, ніж на внутрішнє. Для визначення цих реакцій користуються моделлю із лінійними елементами (рис. 7.15), які відповідають жорсткостям шини Сш, ґрунту у сліді СB і поза слідом Си (— глибина сліду, залишеного переднім колесом):

108

коливання мас двигуна , шестерень і коліс,  що обертаються.

Ведучий момент Мк . який передається трансмісією мобільної машини і підводиться до осей ведучих коліс , та пропорційну йому дотичну силу тяги Рк можна визначити за формулою

                           Мк = Мд ітр ηтр ;                                 (2.6)          

                 Рк = ,                               (2.7)          

де Мд – крутний момент двигуна ; ітр – передатне число трансмісії ; ηтр  - коефіцієнт корисної дії трансмісії.

Момент двигуна Мд набуває певних значень залежно від потужності , що споживається , та від частоти обертання колінчастого вала. Через те , що тракторні і автомобільні дизельні двигуни обладнані регуляторами частоти обертання , дослідження в теорії трактора і автомобіля базуються на регуляторних характеристиках дизельних двигунів і швидкісних характеристиках автомобільних карбюраторних двигунів.

Передатне число трансмісії.

Важливим фактором , який впливає на ведучий момент , є передатне число трансмісії

                                                 ,                         (2.8)          

де    nд ,  nк  - частота обертання двигуна і ведучих коліс.

Спосіб досягнення необхідного передатного числа ітр  залежить від типу трансмісії , яка може забезпечувати перехід від одного передатного числа до іншого ступінчастого або безступінчастого, з розривом або без розриву потоку потужності.

В разі розриву потоку для переходу з однієї передачі на іншу двигун від’єднується від трансмісії за допомогою головної муфти зчеплення. Переміщенням рухомих шестірень в коробці передач змінюється передатне число , після чого головною муфтою зчеплення двигун підєднується до трансмісії. Такий підбір передатного числа супроводжується сповільненням або зупинкою мобільної машини, зміною ведучого моменту і інтенсивним спрацюванням торців шестірень, що перемикаються.

Механічний коефіцієнт корисної дії.

На значення ведучого моменту впливає механічний коефіцієнт корисної дії трансмісії ( к.к.д. ) трансмісії , що враховує в  основному втрати на тертя і перемішування мастильного матеріалу . Він залежить від : числа пар зубчастих

17

передач , що перебувають в зачепленні ; типу шестерень ; типу , конструкції і числа опор , в яких обертаються вали ; в’язкості , кількості та рівня мастильного матеріалу; частоти обертання валів ; лінійної швидкості шестерень.

Механічний коефіцієнт корисної дії трансмісії ηтр визначається як добуток                                                                                 ηтр = ηх ηн ,                                                                          (2.9)                                                                                                                        

де ηх , ηн  - к. к. д. , що враховують відповідно втрати холостого ходу та втрати на роботі під навантаженням.

Коефіцієнт втрат холостого ходу

                                          (2.10)          

де  Мдх – приведений до колінчастого вала двигуна момент опору , що виникає на режимі його холостого прокручування; ξ – коефіцієнт який враховує частку моменту холостого ходу від номінального крутного моменту двигуна./ ξ  = 0,03 – 0,05/.

Додаткові втрати енергії , зумовлені роботою під навантаженням . пропорційні діючому навантаженню . Найбільш суттєві з них – втрати в зачепленні шестерень . Тому значення коефіцієнта ηн з достатнім наближенням можна розрахувати за формулою

                                     ηн = η1n1 η2n2 ,                        (2.11)          

де  η1 ,η2  - к. к. д. циліндричної та конічної шестерень ; n1 ,  n2 – число пар циліндричних та конічних шестерень , що перебувають в зачепленні.

Для сучасного рівня технології виготовлення шестерень трансмісії  ,  

η1 = 0,985  - 0,99;  η2  = 0,975 – 0,98 .

 Підстановка ( 2.11 )    і ( 2.10 ) в ( 2.9 )    дозволяє отримати  механічний коефіцієнт к. к. д. трансмісії   

                               η тр = η1n1 η2n2 ()                   (2.12)

 Механічний к. к. д. автомобільних і тракторних передач шестеренного типу на навантаженнях , що близькі до паспортних значень . лежать в межах 0.88 – 0,93 . це означає , що 7 – 12 % потужності двигуна тратиться на

18

107

користуватися рівнянням теорії пружності, пластичності і повзучості.

де Е2 — модуль деформації ґрунту, а  — коефіцієнт його поперечного розширення.

Коефіцієнт ущільнення ґрунту Кр, що являє собою відношення розраховують за формулою

Наочне уявлення про закономірності поширення ущільнення в масиві ґрунту дає рис. 7.12, на якому показані зміни приросту коефіцієнта ущільнення КРР = Кр — 1).

Наведена методика розрахунку ущільнення ґрунту може використовуватися і для аналізу випадків багаторазових проходів коліс по одному сліду, а також утворення паралельних слідів. У першому випадку враховується зміна деформованості ґрунту від проходу до проходу, а в іншому (наприклад, для двох слідів, віддалених один від одного на відстані /, рис. 7.13) напруги визначаються з використанням формул:

Крім того, у системі координат з початком О1 відносно якого задаються х і z;    х2= х-0,5,

106

подолання тертя  . перемішування мастильного матеріалу. Порушення правил технічного обслуговування і ремонту може привести до збільшення вказаних втрат , тобто до зниження реального к. к. д. трансмісії.

2. 3. Рівняння руху і тяговий баланс трактора і автомобіля

Розглянемо випадок нерівномірного руху на підйом під кутом α до горизонталі трактора ( рис.2.2 ) , який працює з тяговим навантаженням Рr і має задні ведучі та передні ведені колеса. Поздовжня база трактора L дорівнює відстані між проекціями О4 і О2 осей обертання коліс на опорну поверхню (поверхню шляху), від якої лінія дії сили Рr , прикладеної в точці К , відхиляється на кут γ . Відносно площини, що проходить через вісь обертання задніх коліс по нормалі до опорної поверхні, точка К розміщена на відстані Lr , а відстанню шляху – на висоті hr .

Рівняння проекції на поверхні шляху сил, що забезпечують рух машини (трактора, автомобіля) та сил, які спричиняють опір руху, записується у вигляді

                          (2.13)

 

Сила опору коченню Рf становить

                                 (2.14)

     

де f – коефіцієнт опору коченню машини.

Результуюча сила інерції Рj може визначатися з виразу

                                                         (2.15)       

або ж

 (2.16)

19

 

Рис. 2.2. Схема рушійних сил та сил опору руху, що діють на трактор                              в поздовжній  площині.

де Мj , Mjn – сумарні моменти дотичних сил інерції коліс і кінематичну з’єднаних з ними деталей трансмісії та двигуна, зведені до ведучих і ведених коліс; т – маса машини; j – прискорення прямолінійно-поступального руху; Ід – момент інерції мас двигуна, що обертаються; Ік -  момент інерції окремих деталей трансмісії, які обертаються та розташовані між двигуном і ведучими колесами; іх , ηк – передатні числа і механічні ККД передач, що з’єднують відповідні деталі з ведучими колесами; Ік , Іп  - момент інерції ведучих і ведених коліс відносно їх осей обертання;  δοδ – коефіцієнт обертових мас.

Точне значення коефіцієнта обертових мас визначають експериментально. Орієнтовний зразок δοδ  для тракторів і автомобілів відповідно виконується за наступними емпіричними формулами

                                                         (2.17)

                                       (2.18)

де ітр – передаточне число трансмісії трактора;  ік – передаточне число коробки передач автомобіля; та , та’ – задана експлуатаційна та повна ( максимальна експлуатаційна ) маса автомобіля.

Рівняння тягового балансу машини для загального випадку руху

20

замінити кутові координати лінійними, приймають вигляд:

денапруги, що діють по напрямках відповідних осей координат; т максимальний розрахунковий контактний тиск; х1=х+0,5В, х2 = х 0,5В; z, х відповідно вертикальна і горизонтальна координати точки, в якій визначається напруга відносно середини профілю сліду (рис. 7.11): В ширина сліду.

Одиничний об'єм ґрунту з вихідною щільністю рп, взятий у даній точці його масиву, після проходу колеса або гусениці зміниться до значення р,n

де єz, єх, єz — відносні деформації одиничного об'єму ґрунту вздовж відповідних осей координат; Кв — коефіцієнт збільшення об'єму, зумовленого пружними властивостями ґрунту.

Оскільки пружні деформації ґрунту становлять 0,7—3 %, то, припустивши, що вони відновлюються в усіх напрямках однаково, Кв=1?02—1,09.

Для розрахунку відносних деформацій одиничного об'єму можна

105

Для розрахунку напруг у будь-якій точці поперечного (по відношенню до слід) перетину масиву ґрунту можуть бути використані відомі рівняння механіки ґрунтів, які після перетворень, що мають мету

104

 (2.19)

Знак плюс перед символами Рі=Gsinα та  Pj  ставиться у випадку прискореного руху на підйом; знак мінус – в режимі сповільненого руху на схилі. Значення складової  Prsinγ визначається кутом γ відхилення лінії прикладання тягового опору. Якщо вектор сили Pr відхиляється вниз від площини, що проходить через точку К паралельно до опорної поверхні, складова Prsinγ входить в рівняння (4.7) із знаком плюс, а у протилежному випадку – із знаком мінус.

Припустимо, що γ=0 і введено позначення

                                            (2.20)                                         

Де Рψ – загальний (зведений) опір руху, що спричиняється дорогою; ψ – коефіцієнт опору дороги

                                                          (2.21)

Якщо  

                                                    Ψ=f±I ,                          (2.22)

де  і – нахил дороги  (i=tgα).

Рівняння тягового балансу трактора або автомобіля з врахуванням (2.18) записується у вигляді

                   Pk=Pr+Pψ+Pω±Pj                                            (2.23)

Диференціальне рівняння руху машини

                                                      (2.22)

            

де  - сума зовнішніх опорів, яких зазнає трактор чи автомобіль під час відповідного режиму роботи.

 За умови    прискорення  dv/dt  позитивне і машина рухається прискорено, якщо   - спостерігається сповільнений рух машини.

21

2.4. Нормальні реакції опорної поверхні на колеса трактора та  автомобіля.

Значення номінальних реакцій  Ук  та  Уп  (рис.2.2) на задні і передні колеса машини суттєво впливають на показники тягово-зчіпних властивостей, оскільки  f=Pf /Уп+Ук і φв=Рк /Ук / для машини з задньою ведучою віссю φв=Рк /(Ук+Уп), якщо всі осі ведучі. Крім цього, нормальні реакції зумовлюють гальмівні властивості, керованість та стійкість мобільних машин.

З метою аналізу залежності нормальних реакцій опорної поверхні на колеса трактора та автомобіля від конструктивних і експлуатаційних факторів розглянемо прискорений рух машини з причепом (рис.4.1). Для спрощення наступних розрахунків сила тягового опору  Рr переноситься вздовж напрямку її дії до перетину з площиною, що походить через вісь ведучих коліс по формулі до поверхні шляху. Отримана точка К` називається умовною точкою прикладання тягового опору, висота якої над поверхнею шляху

 (2.24)

Рівняння суми моментів всіх сил вказаних на рис.4.1, відносно точки О2 записується у вигляді

         (2.25)

Введемо позначення

                  Мf=Mfk+Mfn=Уnak+Уnan ,                              2.26)

де Мf – момент сил опору коченню трактора або автомобіля;

Mfk , Mfn - момент сил опору коченню ведучих і ведених коліс.

З врахуванням виразу (2.25) отримуємо

      (2.27)          

Оскільки

                          

                          

  (2.28)

У разі руху на схилі на кут α набуває від’ємного значення тому складову   необхідно підставляти в рівняння (2.26), (2.27) із знаком мінус. Сила інерції також може мати у вказаних рівняннях різні знаки: для сповільненого руху машини силу Рj  треба брати із знаком мінус, а для розгону – плюс.

Якщо трактор або автомобіль перебуває у статичному (нерухомому) положенні без причепа на горизонтальній дорозі (Рr=0; V=0; α=0;  Mf=0), нормальні реакції опорної поверхні, що передаються колесам, називаються

22

висота подоланого веденим колесом порогу становить 0,3 — 0,5 радіуса колеса, а ведучим — 0,5 — 0.8.

Максимальна глибина подоланого броду залежить від рівня розміщення лопатей вентилятора, всмоктувального патрубка, акумуляторної батареї, генератора, повітроочисних отворів у картерах механізмів трансмісії. Для збільшення глибини подоланого броду у автомобілів високої прохідності виходи всмоктувальних і вихлопних патрубків розміщують високо, застосовують вентилятор із приводом, що виключається, і герметичні генератор, прилади, апарати системи запалювання, картери мостів і колісні гальма. При такому конструктивному виконанні автомобілі можуть подолати брід глибиною до 1,6—1,8 м.

7.2.Вплив ходових систем машин на ґрунт.

Колеса і гусениці машин деформують ґрунт (рис. 7.10), ущільнюючи і розпилюючи його та утворюючи сліди. Все це призводить до зниження урожайності сільськогосподарських культур, руйнування структури ґрунту, вітрової і водної ерозії, збільшення затрат енергії і палива на обробіток ущільненого ґрунту.

Фізичними властивостями ґрунту є його структурний стан, щільність, твердість, пористість (загальна, між агрегатна і окремих агрегатів). Від цих властивостей залежать водо- і повітропроникність, волого- і повітроємність. Вони визначають потенціальну і ефективну родючість ґрунту.

Встановлені оптимальні параметри найважливіших із перерахованих показників фізичних властивостей ґрунту. Так, оптимальними вважаються щільності 1 —1,3 г/см3 (суглинкових і глинистих ґрунтів), 1,1—1,4 (легкосуглинкових) і 1,2—1,45 г/см3 (супіщаних).

Груп і ущільнюється під дією напруг, які виникають в його масиві. Значення напруг і закономірності їх розподілу по масиву залежать від процесів взаємодії колеса і гусениці з ґрунтом, які можна уявити як одночасне деформування і відновлення деформацій контактуючих тіл.

103

Можливість подолання рову визначається кількістю і розміщенням мостів, розмірами коліс і положенням центра ваги автомобіля по базі. Для дво- і триосьових автомобілів (якщо центр ваги розміщений не над середнім мостом) ширина подоланого рову залежить від розмірів коліс. Випробування показують, що такі автомобілі здатні подолати рів з міцними кромками шириною до 1—1,3 радіуса колеса (більші значення відносяться до автомобілів з усіма ведучими колесами).

Для триосьових автомобілів з рівномірним розміщенням мостів і чотириосьових ширина подоланого рову може бути значною і визначатися балою автомобіля, розставлянням коліс і положенням центра ваги по довжині. Схема проїзду рову багато осьовим автомобілем показана на рис 3.8.

Висота hи подоланої автомобілем порогової перешкоди (рис. 7.9) залежить від розмірів колеса і жорсткості кромки порога. Максимальна 

102

статичним і дорівнюють ст

                                                                          (2.29)

                                                                  (2.30)

Реакції Уп  та Ук  змінюються в результаті перерозподілу нормальних навантажень  в ходовій системі, коли машина рухається без причепа Рr=0 або або лінія тягового опору паралельна до поверхні шляху (γ=0). Зниження навантаження на передні колеса викликає його збільшення на задні колеса і навпаки, а сума        Ук +Уп  залишається постійною і дорівнює Gcosα.

Зміна реакцій Ук  і  Уп  , якщо лінія тягового опору нахилена до поверхні шляху, походить не тільки в результаті перерозподілу нормальних навантажень між колесами, але й внаслідок того, щоУк +Уп= Gcosα± Prsinγ.  

Нормальні реакції на передні і задні колеса характеризують наступні показники:

                            ;                                                (2.31)

                            ;                                                 (2.32)

де λк , λп – коефіцієнти навантаження ведучих і ведених коліс.

За умовами паралельності лінії тягового опору до поверхні шляху (γ=0) λк+λп=1; якщо γ≠0 , то для нахилу лінії тягового  опору вниз λк + λп>1 , а для нахилу вгору λк + λп<1.

На розподіл нормальних навантажень між задніми і передніми колесами суттєво впливає поздовжня координата центру тяжіння машини. У тракторів із задніми ведучими колесами центр тяжіння розміщений ближче до задніх коліс з таким розрахунком, щоб Укст=(0,65-0,70)G. Зменшення сили тяжіння, яка припадає на задні колеса, погіршує зчіпні властивості трактора (автомобіля), а її зменшення на передні колеса негативно впливає на керованість і поздовжню стійкість.

У самохідних шасі на передні колеса передається значно менша частина сили тяжіння (Укст=0,2G), оскільки монтаж на рамі шасі начіпних машин зумовлює переміщення центру тяжіння агрегату вперед.

Центр тяжіння легкових автомобілів, а також вантажних, якщо відсутній вантаж на платформі, розташовується приблизно посередині поздовжньої бази. Коли наявний вантаж, маса якого відповідає номінальній вантажопідйомності автомобіля, в статистичному положенні на задні колеса припадає приблизно (0,70-0,75)G.

23

2.5. Нормальні реакції ґрунту на колеса трактора під час роботи з                     начіпними знаряддями.

Керованість трактора, його тягово-зчіпні і гальмівні властивості залежить від нормальних навантажень на ведучі і ведені колеса. Під час роботи з начіпними знаряддями слід врахувати їх силову дію на трактор.

Для оцінки силового впливу ґрунтообробного знаряддя (плуга задньої начіпки   з упорним колесом) на нормальні реакції ґрунту, що діють на задні і передні колеса трактора, розглянемо рух машино-тракторного агрегату на горизонтальній ділянці поля рис. (2.3).

 

Рис. 2.3. Схема сил, що діють на тракторний агрегат в поздовжній  площині під час роботи на горизонтальній ділянці.

На знаряддя діє реакція ґрунту R ,  значення, напрям і точка прикладання якої залежить від виду сільськогосподарської операції, що виконується, ґрунтових умов, конфігурації с/г машини, стану робочих органів та інших факторів. Допустимо, що точка прикладання до ґрунтообробного знаряддя   R   розміщується в поздовжньо вертикальній площині, яка проходить через центр тяжіння с/г машини; сила тяжіння Gn Знаряддя і реакції  R  прикладені в одній точці, а їх результуюча   і опік коченню опорного колеса знаряддя незначний і тому реакція Уп  проходить через центр колеса; висота точки прикладання реакції  R  відносно поверхні поля  hr=0.

24

Поздовжній радіус прохідності  — це радіус умовної циліндричної поверхні, через яку автомобіль може проїхати, не зачіпаючи її найнижчою точкою, розміщеною у його середній частині. У вантажних автомобілів =25— 6 м.

Поперечний радіус прохідності RB використовують у деяких випадках для оцінки прохідності автомобілів через перешкоди, розмірні з колією автомобіля.

Кут перекосу мостів  характеризує здатність автомобіля пристосовуватися до нерівностей місцевості без втрат контакту коліс з дорогою. Його знаходять як суму кутів перекосу переднього 1 і заднього 2 мостів відносно горизонтальної площини (рис. 7.6). У автомобілів, що мають ведучі мости, згруповані в балансирний візок, визначають так само можливі кути перекосу мостів візка. 

Кутом гнучкості £ автопоїзда у вертикальній площині оцінюється його здатність рухатися по пересіченій місцевості. Схема його визначення показана на рис. 7.7. За існуючими нормами кут гнучкості £ у автопоїзда з двоосьовим причепом повинен бути не менше ±62°, а у сідельного автопоїзда — ±8°.

101

компонувальним кресленням або шляхом вимірювань натурних зразків при повному навантаженні автомобілів на горизонтальному майданчику з твердим і рівним покриттям, показані на рис. 7.5.

Дорожній просвіт А — це відстань від опорної поверхні до найбільш низької точки автомобіля, розміщеної між колесами. У технічних характеристиках автомобілів можуть наводитися кілька значень просвіту. Наприклад, дорожній просвіт під переднім h1 і заднім h 2 мостами. Рекомендується для вантажних автомобілів забезпеч} вати дорожній просвіт не менше 270мм. У автомобілів високої прохідності за рахунок застосування колісних передач і великорозмірних шин дорожній просвіт досягає 400—500 мм.

Переднім уі і заднім у2 кутами звисання обмежується прохідність автомобіля при проїзді через канави, пороги, круті переломи шляху. Кути звисання — це кути між площиною опорної поверхні і площиною, дотичною до коліс і найбільш виступаючою точкою автомобіля. Великі кути звисання забезпечують можливість подолання автомобілем крутих перешкод. Найбільші кути звисання мають автомобілі високої прохідності: передній 60—70° і задній 50—60°.

100

Сила Rρгз  є рівнодійною двох складових: горизонтальної Rх , що визначає тяговий опір ґрунтообробного знаряддя, і вертикальної Rу+ Gn ,  котра дорівнює сумі вертикальної Rу складової реакції  R ґрунту та сили тяжіння Gn  знаряддя. Якщо кут між векторами Rρгз  і  Rх позначати  θ, то  Rу+ Gn= Rпtgθ.

Ґрунтообробне знаряддя може переміщатися у вертикальній площині під дією зусилля  N , створюваного гідро циліндром начіпної системи трактора.

Умова статичної рівноваги агрегату записується у вигляді

                                                                     (2.33)

Звідки знаходимо реакції ґрунту на передні Уп та задні Ук колеса

       Уп=[ Ga- Rхantg θ-(Pω±Pj)hцт -Mf+ УпLn]/L                     (2.34)

 

       Ук=[G(L-a)+Rk(L+an)tgθ+(Pω±Pj)hцт+Mf-Уп(Ln+L)]/L               (2.35)

Отримані формули свідчать про залежність зусиль Ук  і Уп  від реакції Уп  на опорне колесо начіпного знаряддя. У випадку збільшення Уп  зменшується зачіпна сила тяжіння трактора не тільки з задніми, але й із всіма ведучими колесами, і збільшується навантаження на передні колеса.

Для підвищення тягово-зчіпних властивостей трактора бажано зменшити реакцію грунту на опорне колесо знаряддя. Проте результати дослідів свідчать, що за надмірного зменшення Уп порушується агротехніка вирощування с/г культур (відхилення від заданої глибини обробітку) значення реакції  Уп  можна коректувати: положенням миттєвого центру повертання Оп начіпного механізму трактора: положенням опорного колеса; зусиллям N ,  створюваним гідро циліндром  (тобто тиском у гідро циліндрі начіпної машини).

Для перших двох способів коректування значення реакції Уп становить

                Уп=mRрез/Ln                                                    (2.36)

де mRрез – момент що сприяє заглиблення знаряддя;  Ln – плече сили Ук відносно точки  Оп .

Най простіший спосіб регулювання положення миттєвого центру повертання начіпної машини – це змінна кута нахилу верхньої тяги механізму начіпки. Під час зменшення кута миттєвий центр повертання Оп  переміщається до передніх коліс. Даний спосіб використовується для збільшення моменту, що заглиблює знаряддя з затупленими робочими органами, а також, якщо змінюється тип начіпного знаряддя та коректується глибина обробітку грунту.

Реакцію Уп  регулюють без зупинки трактора, змінюючи тиск в гідро

25

циліндрі, і таким чином підтримують необхідне значення реакції  

                                   Уп=( mRрез-Nl)/ln ,                         (2.37)

де l – плече сили N відносно точки Оп .

Відривання від ґрунту або надмірному заглибленню опорного колеса запобігають обладнанням гідро циліндрі напівавтоматичним пристроєм, який стабілізує заданий тиск в гідро системі. Коректори навантажень такого типу встановлюють на тракторах для збільшення зчіпної сили тяжіння і їх називають довантажувачами ведучих коліс або ж гідро збільшувачами зчіпної сили тяжіння.

Най більші тягове зусилля і нормальне навантаження на ведучі колеса трактора досягаються, коли немає опорних коліс. Проте в цьому разі ускладнюється забезпечення глибини обробітку в заданих межах, як правило з відхиленням ±5% .  Навіть на достатньо рівних полях з однорідною структурою ґрунту дану задачу важко розв’язати без застосування автоматичних пристроїв, що керують силовим гідроцеліндром начіпної системи. До таких пристроїв відноситься позиційно-силовий регулятор, який залежно від реакції ґрунту  Rрез  на начіпне знаряддя, (тобто від значення і напряму відхилення від заданої середньої глибини обробітку ґрунту), подає масло із гідросистеми у відповідну порожнину гідро циліндра і тим самим повертає знаряддя до середнього положення, визначеного заданою глибиною обробітку ґрунту.

Під час роботи з позиційно-силовим регулятором збільшується продуктивність трактора, оскільки відсутня сила опору коченню колеса знаряддя, зростає зчіпна сила тяжіння і зменшується буксування ведучих коліс порівняно з роботою, коли на начіпному знарядді є опорне колесо. Проте в разі поверхневого обробітку ґрунту (малих опорах грунту) відхилення глибини обробітку від її середнього значення ао   може перевищувати межі, регламентовані агротехнічними вимогами. Якщо глибина ао   незначна, треба працювати з опорними колесами і з гідро збільшувачами зчіпної сили тяжіння, а на великих глибинах – з позиційно-силовим регулятором.

26

Захисна зона повинна бути не менше 12 см. (табл. 7.1).

Висота вертикального просвіту в місцях проходу рослин (агротехнічний просвіт) для низько стеблових культур (буряк, картопля) становить 0,45—0,50 м, для високостеблових (кукурудза, соняшник) — 0,65—0,75 м, а для деяких спеціальних культур (бавовник, чай) необхідний ще більший просвіт.

Абрис прохідності повинен відповідати формам і розмірам наземної частини рослин, розміщених у рядках.

Нормативні дані дії рушіїв на грунт наведені у табл. 7.2.

Найменша вологоємність, НВ, залежно від механічного складу ґрунту відповідає таким значенням вологості, %:

Супіщаний                                                                 24

легкосуглинковий                                                     27

середньо суглинковий                                              31                  

важко суглинковий і глинистий                              40

Методи визначення qк і  стандартизовані. Зараз більшість тракторів не задовольняє стандартним вимогам до контактних тисків рушіїв на ґрунт і створюваним ним напругам на глибині 0,5м.

Геометричні параметри прохідності автомобілів, які визначаються за 

99

        У цьому випадку:

98

Лекція № 3

Тягова динаміка і паливна економічність тракторів.

          План:

1. Потужнісний баланс і коефіцієнт корисної дії трактора.

2. Методика тягового розрахунку трактора.

3. Розрахунок і побудова теоретичної тягової характеристики.

3.1. Потужнісний баланс і коефіцієнт корисної дії трактора.

Баланс потужності трактора – це рівняння, яке відображає витрату потужності

      Nе = Nо+ Nтр+Nδ+Nf+Ni+Nj+Nw+Nг+Nпр+Nввп+Nгв+Nгом        ( 3.1)

Складові правої частини виразу (3.1) характеризують потужності , що відводяться окремим споживачам і витрачаються на : Nо – обслуговування систем трактора та поліпшення умов праці тракториста – машиніста ; Nтр – подолання механічних опорів у трансмісії ;  Nδ – буксування робочих органів ;

Nf , Ni , Nj , Nw – подолання опору коченню , підйомів,  опору повітря і зміну швидкості руху ; Nг – переміщення робочих машин , причепів ; Nпр – подолання механічних опорів у приводі вала відбору потужності ; Nввп – обертання механізмів , зєднаних з валом відбору потужності ; Nввп – подолання опорів у приводі гідравлічної системи; Nгом – обертання гідрофікованих робочих органів сільськогосподарських машин.

Потужності Ni , Nj можуть мати різні знаки залежно від режиму руху трактора . На підйомі під час розгону потужності мають знак плюс ; на схилі під час сповільнення  - знак мінус; у процесі усталеного руху тракторного агрегату по горизонтальній поверхні дані потужності дорівнюють нулю . Внаслідок порівняно малих швидкостей руху тракторних агрегаті в робочому режимі опором навколишнього середовища можна нехтувати

( Nw ) .

Загальний к. к. д. трактора під час усталеного руху по горизонтальній ділянці дорівнює

27

                          η =                                    (3.2)

Тяговий к. к. д. трактора у цих же умовах визначається з виразу

                   η =                       (3.3)

Якщо трактор працює без використаннявала відбору потужності і гідросистеми

                                             η =                                         (3.4)

В процесі стаціонарної роботи загальний к. к. д. трактора становить

                                               η = ηввп ,                                        (3.5)

де ηввп – к.к.д. приводу вала відбору потужності або шківа, залежно від того, який з цих механізмів працює.

Тяговий к.к.д. можна виразити таким чином :

                                       ηт = ηтр ηδ ηf ,                                        (3.6)

де ηтр ,  ηδ , ηf  - к.к.д. , що враховують механічні втрати у трансмісії , втрати на буксування рушія і перекочування трактора .

Експериментально значення коефіцієнта ηт  можна знайти з виразу

                                               ηтр =                               (3.7)                     

де Мк , Мд – ведучий та крутний момент двигуна , визначені за допомогою ротаційних динамографів , один з яких встановлюється між двигуном і коробкою передач , а інші – на ведучих колесах.

Аналітично ηтр  розраховують за формулою

28

Де n- кількість рядків рослин, які проходять під трактором;

m- ширина міжрядь

B, b відповідно колія і ширина колеса або гусениці,

97

можна уявити залежною від параметрів розподілу  і :

де р() — імовірність руху транспортного засобу по місцевості з коефіцієнтом =; р() — імовірність появи ділянок місцевості з коефіцієнтом = (<) — імовірність можливості руху на ділянці з коефіцієнтом =

Відомо, що для умов бездоріжжя математичне очікування коефіцієнта опору руху становить 0,16, а середнє квадратичне відхилення () 0,03. На заболоченій місцевості М()=0,45 а ()=0,03. Ці дані дозволяють визначити діапазон змінз відомою імовірністю: 68,26 %

випадкових значень поміщається в інтервалі М()±() 95,45 % - в інтервалі М()±2() і 99,73 % (тобто практично всі випадкові значення) в інтервалі  М()±()

Показниками агротехнічної прохідності є: захисні зони, що захищають рослини від пошкоджень колесами і гусеницями; вертикальний просвіт у місцях проходу рослин; абрис прохідності (контур вільного простору під трактором); максимальний тиск у контакті рушія з ґрунтом; нормальна напруга у ґрунті під рушієм на глибині 0,5 м.

Захисна зона — це відстань по горизонталі від середньої осьової лінії рядка рослин до краю обода колеса або гусениці. Позначивши зовнішню і внутрішню захисні зони відповідно Сн і Св, з рис. 7.4 одержимо:

96

               ηтр = η1n1 η2n2 ( 1- ξ )                          (3.8)

К. к. д. , який враховує втрати на буксування рушія , становить              ηδ = 1- δ . У цьому випадку необхідно знати буксування δ рушія . Коефіцієнт буксування визначаємо з виразу

                        δ = aР + bРc ,                                      (3.9)

де а , b , c – емпіричні коефіцієнти, що залежать від ґрунтових умов і типу ходової системи трактора ; Р – відносна сила тяги трактора.

Значення Р дорівнює

                         Р  = ,                                     (3.10)

де  Рг ,G – тягове зусилля і експлуатаційна сила тяжіння трактора ;

     φ , λк – коефіцієнти зчеплення і завантаження ведучих коліс.

Щоб визначити  ηf  дослідним шляхом , необхідно заміряти одночасно дотичну силу тяги Рк  і тягове зусилля Рг , тоді

                                         ηf   =  = 1 -  .                         (3.11)

Аналітично опір коченню розраховують за рівнянням Рf   = f G ,

де і коефіцієнт опору коченню вибирають з довідникових даних згідно з типом трактора і заданими ґрунтовими умовами. (Див. табл..3.1.)

29

Тип грунту або дороги

Колісні трактори

Гусеничні трактори

f

f

Асфальтоване шосе

0,01-0,02

0,8-0,9

Гравійне шосе

0,02-0,03

0,6

Грунтова суха втрамбована дорога:

— глинистий грунт;

0,03-0,05

0,8-0,9

0,05-0,07

1,0

— піщаний грунт;

0,03-0,05

0,7-0,8

0,05-0,07

0,9-1,0

— чорнозем;

0,03-0,05

0,6-0,7

0,05-0,07

0,9

Цілина

0,03-0,07

0,7-0,9

0,06-0,07

1,0-1,1

Перелік 2-3-х років

0,06-0,08

0,6-0,8

0,06-0,07

0,9-1,0

Стерня нормальної

вологості

0,06-0,08

0,7-0,8

0,07-0,09

0,9-1,0

Волога стерня

0,08-0,10

0,6-0,7

0,08-0,11

0,9

Зоране поле

0,08

0,7

0,09

0,8

Поле пдготовлене під сівбу

0,16-0,18

0,4-0,6

0,10-0,12

0,6-0,7

Вологий луг:

— скошений;

0,08

0,7

0,09

0,8

— нескошений;

0,10

0,5-0,6

0,11

0,6-0,7

Злежана оранка

0,08-0,12

0,5

0,08

0,6

Втрамбована снігова дорога

0,03-0,04

0,3-0,4

0,06-0,07

0,5-0,7

Дорога під час ожеледиці

0,02-0,025

0,1-0,3

0,03-0,04

0,2-0,4

Пісок:

— вологий

0,08-0,10

0,4

0,5

— сухий

0,15-0,20

0,3

0,10-0,12

0,4

3.1. Коефіцієнт опору коченню f і коефіцієнти зчеплення тракторів.

Розрахунки і досліди для визначення тягового к. к. д. ηт  трактора виконуються під час усталеного режиму роботи на горизонтальній ділянці , коли тяговий опір прикладається до причіпного гака і направлений паралельно поверхні  шляху , а вал відбору потужності і гідросистема не використовуються

30

На кривих розділу є зони від’ємних значень цього коефіцієнта, що зумовлено спусками на маршрутах руху.

Якщо при визначенні можливості руху транспортного засобу за рівнянням (7.3) використовувати не середні значення коефіцієнтів сер і сер а випадкові  і

, то може виявитися, що при  сер <сер  існує область в якій >, що свідчить про неможливість руху. І навпаки, навіть при сер >сер  може існувати область, де < (рис 7.3). У зв'язку з цим можливість руху буде носити імовірний характер і може оцінюватися імовірністю події р(<) при заданих законах розподілу  і:

На рис. 3.3 імовірність р(<)  являє собою площу під кривою  правіше ординати =.

Таким чином, імовірність руху транспортного засобу по місцевості з  

95

Можливість руху машини за умовами опірно-зчіпної прохідності має вигляд

П0

Умову можливості виконання роботи можна виразити у вигляді:

де рт і рв — питомі відповідно тягове зусилля і сила аеродинамічного опору.

Рівняння (7.3) показує, на що може витрачатися запас зчеплення: на подолання тягового опору, опору повітря (при великих швидкостях руху) і сил інерції.

Зауважимо, що наведеш формули для визначення показника прохідності і можливості руху включають середні значення величин. В дійсності такі величини, як \|/ і. носять випадковий характер.

Обробка експериментальної інформації показує, що розподіл у відповідає нормальному закону розподілу, а  — двопараметричному

розподілу Вейбула (рис. 7.1 і 7.2).

94

3.2. Методика тягового розрахунку трактора.

Тяговий розрахунок виконується з метою визначення маси трактора , швидкості руху і потужності двигуна.

Вихідні дані тягового розрахунку обґрунтовуються з врахуванням пристосованості трактора до виконання всіх робіт  , що відповідають його тяговому класу , і частини робіт , віднесених до тягової зони сусіднього з ним попереднього класу.

Тяговий діапазон  δт  трактора визначають за формулою

                                                                      (3.12)

                                                                    

            де — коефіцієнт розширення тягової зони трактора, рекомендоване значення якого становить 1,25-1,30;

Для тракторів класу тяги 0,2-0,6 тяговий діапазон дорівнює Т =2,0;

Рн і Рн' — відповідно номінальна сила тяги (згідно із завданням) і сила тяги трактора попереднього класу.

Знаючи тяговий діапазон і номінальну силу тяги трактора, можна визначити його номінальне тягове зусилля із співвідношення:

                                                              (3.13)

          Наступний етап тягового розрахунку – обґрунтування маси трактора.

Розрізняють конструктивну (суху) тк і експлуатаційну (повну) me масу трактора. Під конструктивною розуміють масу трактора в не заправленому стані без тракториста, інструментів, додаткового обладнання і баласту.

Максимальна експлуатаційна, маса вибирається таким чином, щоб під час роботи трактора у відповідних умовах із встановленою для нього номінальною силою тяги на гаку буксування ведучих органів машини не перевищувало б допустимих меж. В установленому режимі роботи тракторів на горизонтальній ділянці вказана вимога виражається наступним рівнянням:

      (3.14)

де доп — допустиме значення коефіцієнта використання зчіпної ваги

трактора; для колісних тракторів приймається 0,5-0,65; для гусеничних

31

— 0,55-0,65.

к — коефіцієнт навантаження на ведучі колеса трактора; приймається для тракторів з колісною формулою 4х2 – 0,75-0,80, а для тракторів з колісною формулою 4х4 і гусеничних – к =1,0.

те — експлуатаційна маса трактора, кг;

g — прискорення вільного падіння, м/c2;

lim — коефіцієнт можливого перевантаження трактора (задається), =1

РН — номінальна сила тяги трактора, Н;

f — коефіцієнт опору коченню; для колісних тракторів приймається 0,12, для гусеничних 0,08.

З даного співвідношення:

                                                   (3.15)

Внаслідок різноманітності виконуваних робіт на тракторах повинні бкти передачі трьох груп : допоміжні , основні і транспортні. Допоміжні  - забезпечують отримання особливо низьких швидкостей руху і призначені для виконання робіт, за яких швидкості руху обмежуються умовами технологічного процесу ; основні – призначені для виконання більшості операцій ; транспортні – для перевезення вантажів і холостих переїздів.

Назвемо номінальними або розрахунковими швидкостями трактора теоретичні швидкості руху в разі номінальної частоти обертання вала двигуна . нехай число основних передач дорівнює  Z , тоді

                                             δvосн =  ,                               (3.16)

де  δvосн – діапазон основних номінальних швидкостей трактора;

VнZ , Vн1 – найвища і найнижча основна номінальна швидкість.

Якщо швидкість - Vн1 повинна забезпечуватись завантаженням двигуна номінальним крутним  Мдн моментом під час роботи з номінальною силою тяги на гаку , тоді експлуатаційна маса трактора є максимальною.

Ці умови характеризуються наступними рівняннями

                 ( Ргн  + f1 memax g)rк = Мдн ітр1 ηтр ;

32

Лекція №7

Прохідність трактора і автомобіля.

План

  1.  Прохідність. Показники прохідності.
  2.  Вплив ходових систем машин на ґрунт.

3.   Шляхи зниження рівня негативного впливу ходових систем машин на ґрунт      4.Показники умов праці, які забезпечують її безпеку і ергономічність.

7.1. Прохідність. Показники прохідності.

Прохідність — це експлуатаційна властивість машини, яка характеризується здатністю працювати в умовах поганих доріг і бездоріжжя (опорно-зчіпна прохідність), а для сільськогосподарського трактора, крім того виконувати польові роботи, не пошкоджуючи рослин і не впливаючи ходовою системою негативно на ґрунт (агротехнічна прохідність).

Основним показником опорно-зчіпної прохідності є параметр прохідності П, який являє собою безрозмірну величину і розраховується за формулою:

Зіставляючи цю формулу з (2.14), можна зробити висновок про те, що параметр прохідності можна вважати питомим тяговим зусиллям (тяговим зусиллям, що приходиться на одиницю ваги машини):

У зв'язку з тим, що в умовах поганих доріг і бездоріжжя практично завжди є уклони, показник П зручно подавати у такому вигляді:

Де

Для повноприводних колісних і гусеничних машин:

93

В результаті  цього створені МБП для окремих зарубіжних моделей гусеничних промислових і енергонасичених сільськогосподарських тракторів.

 Порівняно з тракторами   з   традиційними   механізмами   повороту   із   силови регулюванням тракторам з МБП властиві такі переваги:

простота, висока точність і надійність керування, підвищена маневреність;

у зв'язку з цим менша напруженість і більша безпека роботи двигуна, що сприяє продуктивнішому використанню трактора (МТА);

менша динамічність процесів повороту трактора і тим самим менший рівень інерційних навантажень у системі трактор причіпне знаряддя (машина).

З багатьох можливих МБП найкращими для гусеничних тракторів є механізми диференціального типу, що практично забезпечують незмінність швидкості центра ваги машини при прямолінійному русі і повороті. Вони розробляються, як правило, на основі порівняно простих кінематичних і конструкційних схем відносно до ОГП з регульованим за допомогою шайби насосом і режимом нульової подачі, причому нульова подача (блокування ОГП) використовується при прямолінійному русі. Відомо, що такі МБП дуже поширені на зарубіжних військових гусеничних машинах (ВГМ). Серед них є схеми МБП, які реалізуються при розробці аналогічних механізмів повороту для гусеничних тракторів, причому кожний з них враховує особливості використання трактора в сільському господарстві або промисловості.

У НАТІ розроблені МБП для гусеничних сільськогосподарських тракторів типу Т-250, ДТ-175С і Т-150 з урахуванням їх конструкційних особливостей і компонувальних можливостей.

92

           ( + f2 memin g)rк = γдmin Мдн ітрz ηтр ;                   (3.17)

де  ітр1 ,   ітрz – передатні числа трансмісії трактора на нижчій і вищій основних пердачах ; f1 , f2 – коефіцієнти опору коченню трактора під час роботи з номінальною і мінімальною силами тяги на гаку ; γдmin – мінімально допустимий коефіцієнт завантаження двигуна.

Почастинно розділимо рівняння ( 3.17 ) і візьмемо до уваги  , що

                                   =  = δvосн = qz-1 ,                    (3.18)

отримаємо      δvосн = γдmin δт ,                         (3.19)

Оскільки f1 > f2  , f1 memax g  ≈ f2 memin g ,             (3.20)

тоді                                  δvосн = γдmin δт                                    (3.21)

                                     q =                                      (3.22)

Після визначення  знаменника геометричного ряду передач і вибору номінальної швидкості Vн1 трактора на першій основній передачі , розраховуємо значення номінальних швидкостей на інших передачах основного ряду

                                                        (3.23)

Вища транспортна швидкість Vтр.max у геометричний ряд прогресій не входить, а проміжна транспортна швидкість Vтр.2 визначається як середньо геометрична величина між вищою транспортною і нижчою швидкістю основного ряду передач:

33

                                                                  (3.24)

         

                            або                         (3.25)

Для отримання особливо низьких швидкостей трансмісія трактора обладнується ходозменшувачем. Величина цих швидкостей приймається згідно з технологічним процесом.

Кількість транспортних передач і їх номінальні швидкості вибирають залежно від типу ходової частини та підресореності трактора . Для гусеничних тракторів сільськогосподарського призначення часто обмежуються однією транспортною передачею , а у тракторів на пневматичних шинах їх повинно бути не менше двох.

Збільшення кількості ступенів коробки зміни передач , як видно з формули (3.22) , приводить до зменшення знаменника геометричної прогресії передатних чисел , тобто до підвищення мінімального коефіцієнта завантаження двигуна . Якщо число передач у безступінчастій коробці безконечно велике , коефіцієнт завантаження двигуна теоретично найвищий і дорівнює одиниці , тобо теоретично двигун працює на номінальному режимі з найменшою витратою палива на одиницю виконуваної роботи.

Необхідну потужність тракторного двигуна визначають , виходячи із встановлених попередніми розрахунками тягових та швидкісних параметрів трактора. При цьому слід враховувати особливості тягового режиму трактора , який характеризується зміною сил опору руху тракторного агрегату у достатньо значних межах. Навантаження коливається в результаті впливу мікрорельєфу  поля, неоднорідності грунту , особливостей технологічного процесу .нерівномірності опору коченню.

Коливний характер навантаження зумовлює необхідність резервування деякої частини потужності тракторного двигуна для подолання максимальних опорів руху , що систематично виникають. Резерв потужності також потрібен для розгону тракторного агрегату без перемикання передач. Саме тому машинно – тракторні агрегати комплектуються таким чином , щоб зведений до колінчастого вала середній момент опору був дещо менший від номінального крутного моменту двигуна.  Відношення вказаних моментів називається коефіцієнтом експлуатаційного навантаження  тракторного двигуна , величина якого χе береться в межах 0,80 – 0,85 залежно від динамічних якостей двигуна і коливань опору руху.

Необхідна номінальна потужність Nн  / кВт / тракторного двигуна визначається за формулою

34

параметрів близькі або перевищують межі фізіологічних можливостей людини.  Відчути і своєчасно прийняти заходи щодо припинення заносу часто не може навіть  досвідчений водій. Тому велике значення має використання автоматичних пристроїв з мікропроцесорами (міні ЕОМ), які блокують і деблокують гальма і таким чином перешкоджають заносу.

Стійкість і керованість автомобілів — найбільш важливі з погляду безпеки руху властивості. Оскільки інтенсивність руху рік у рік зростає, проблема поліпшення цих  властивостей стає все актуальнішою.

Підвищення вимог до безпеки і комфортабельності легкових автомобілів у різноманітних дорожніх умовах привело до подальшого розвитку систем привода на всі колеса.

На відміну від повноприводних автомобілів підвищеної прохідності, що мають роздавальні коробки і системи карданних передач, у нових системах за основу прийнятий передній привод, додатковий же привод задніх коліс включається при спуску із шосе та русі на слизьких дорогах і на повороті, дозволяючи зберегти задану траєкторію і курсову стійкість за рахунок примусового вирівнювання швидкостей обертання коліс і виключаючи буксування задніх коліс однієї з осей.

Крім того, стійкість автомобілів такого типу проти перекидання істотно вища, ніж повноприводних автомобілів традиційного компонування з вищим розміщенням центра ваги.

Зіставлення поворотпостей колісних тракторів, які характеризуються мінімальним радіусом повороту, показує, що менший радіус повороту має трактор типу 4К2 з переднім ведучим і напрямним .мостом, в якому встановлений простий міжколісний диференціал. Трактор типу 4К4, в трансмісії якого встановлені міжосьовий і міжколісний диференціали, повертається з меншим радіусом повороту, ніж трактор типу 4К4 з блокованим міжосьовим приводом (міжколісний привод — диференціальний), тому що при криволінійному русі тягове зусилля переднього моста у останнього менше, ніж у першого, в усьому діапазоні кутів повороту напрямних коліс. Поки тягове зусилля переднього моста трактора типу 4К4 з блокованим міжосьовим приводом додатне, його радіус повороту буде менший, ніж радіус повороту трактора типу 4К2 із заднім ведучим мостом. Блокування міжколісних диференціалів істотно збільшує радіус повороту трактора з диференціальним і блокованим міжосьовими приводами.

Поліпшення керованості гусеничних тракторів досягається шляхом вдосконалення механізмів повороту. У нашій країні і за рубежем ведуться роботи по застосуванню на гусеничних тракторах механізмів безступеневого повороту (МБП) на базі об'ємного гідроприводу (ОГП).

91

кріплять до рами трактора з обох боків ззовні біля двигуна. При наїзді  машини на небезпечний схил або перешкоду пристрій, заряджений тверда ракетним паливом, автоматично спрацьовує і різко викидає вверх струмінь газу. Реактивна сила, що виникла при цьому, притискає коле^ трактора до землі і утримує їх достатньо довго, щоб водій міг зіскочити з трактора. Потім двигун зупиняється.

Опис тракторів для гірського землеробства різних країн наведено в статті 3. Н. Емінбейля у журналі «Техніка в сільському господарстві» 1988 р. (№1).

Щоб збільшити поперечну стійкість автомобілів при високих швидкостях руху, заокруглення на автомагістралях виконують із радіусом 300—1000 м, а полотну дороги надають на заокругленнях поперечний ухил у межах 8— 12°, спрямований до центра заокруглення.

Для зменшення бокового крену кузова, що знижує поперечну стійкість автомобіля, застосовують такі способи: розширення ресорної колії, тобто відстані між пружними елементами правої і лівої підвісок, збільшення кутової жорсткості підвіски, яка характеризується відношенням моменту, що викликає поперечний крен кузова, до кута крену. Проте підвищення кутової жорсткості підвіски не повинне впливати на її лінійну жорсткість. Цій вимозі задовольняють стабілізатори поперечної стійкості кузова.

Щоб під час руху автомобіля не виникали коливання напрямних коліс, прагнуть до кінематичної погодженості їх подвійного зв'язку з підресореною масою (через підвіску і рульовий привод). З цією ж метою колеса легкових автомобілів у складі із шинами піддають балансуванню, а на виготовлення шин встановлені жорсткі допуски по неврівноваженості (5— 10 Н*см).

Зниження гігроскопічного ефекту забезпечується застосуванням таких типів підвіски, при яких деформування її пружних елементів, викликане нерівностями дороги, не супроводжується зміною площини обертання коліс.

Для забезпечення стійкості автомобіля проти заносу при гальмуванні необхідно, щоб в умовах руху, які найчастіше зустрічаються, задні колеса не досягали ковзання першими. У зв'язку з цим міжнародними правилами рекомендується розподіляти гальмівні сили, щоб при всіх навантаженнях на колеса питомі гальмівні сили були більші на передніх колесах, ніж на задніх. При виконанні цієї рекомендації у легкових автомобілів практично в будь-яких дорожніх умовах в процесі гальмування першими блокуються колеса переднього моста. У вантажних автомобілів навантаження на мости змінюється в широких межах. Тому в певних умовах при гальмуванні першими блокуються задні колеса.

Швидкість  процесів при заносі і потрібна точність регулювання

90

                                                                                      (3.26)

де NH — номінальна потужність двигуна, кВт;

UH1 — розрахункова швидкість руху на нижчій робочій передачі (км/год) при номінальній силі тяги (згідно завдання);

тр — К.К.Д., що враховує втрати потужності в трансмісії,

     

де 1, 2 — відповідно К.К.Д. циліндричної і конічної пари шестерень, які приймаються 0,915 і 0,975;

x — К.К.Д., що враховує втрати потужності на холостому ходу (х=0,96);

n1, n2 — показники числа пар шестерень, працюючих в трансмісії на даній передачі;

хе — коефіцієнт експлуатаційного завантаження тракторного двигуна – 0,85.

Енергонасиченість і металомісткість — важливі параметри, які визначають рівень технічної досконалості трактора. Енергонасиченість, що характеризується відношенням номінальної потужності двигуна до експлуатаційної маси трактора, становить:

                                                                   (3.27)

Металоємність трактора визначається відношенням його конструктивної маси mК до номінальної потужності NH двигуна. Даний показник з удосконаленням конструкції тракторів і підвищенням його енергонасиченості знижується. Зменшення металомісткості не повинно погіршувати зчіпні властивості трактора і зменшувати його надійність під час роботи. Значення металомісткості (кг/кВт) визначається за формулою:

                                                                                 (3.28)

де mк — конструктивна маса трактора, яка становить (0,91…0,94) mе, кг.

35

Для колісних тракторів mп = 40-50 кг/кВт , а для гусеничних mп = 50-60 кг/кВт . Із удосконаленням конструкції машин їх питома маса постійно знижується.

3.3. Розрахунок і побудова теоретичної тягової характеристики трактора.

Після визначення основних конструктивних і економічних параметрі вдвигуна та трактора приступають до побудови теоретичної тягової характеристики на різних режимах роботи трактора .

Побудова теоретичної тягової характеристики здійснюється з припущенням , що коефіцієнт опору коченню f має постійне значення на всіх режимах роботи , а механічний к. к. д. трансмісії постійний і дорівнює    ηтр = η1n1 η2n2 ( 1- ξ ).

Теоретична тягова характеристика (Рис.3.1.) складається з двох частин , з яких нижня  - має допоміжне значення і використовується для нанесення основних вихідних параметрів двигуна трактора. У верхній частині

характеристики наноситься ряд кривих , що свідчать , як в заданих ґрунтових умовах , під час усталеного руху на горизонтальній ділянці , залежно від навантаження на гаку трактора змінюються його експлуатаційні показники – буксування робочих органів , робоча швидкість руху , тягова потужність, питома витрата палива і тяговий к. к. д. трактора.

Аналітичний розрахунок і графічна побудова теоретичної тягової характеристики, трактора проводиться в такій послідовності. У нижній частині листа креслярського або міліметрового паперу наносяться (Рисунок 1.3.) осі координат з повернутою вниз віссю ординат. Потім на осі абсцис від початку координат О' в прийнятому масштабі відкладається для (кожної передачі максимальна дотична сила тяги Ркmax, що розраховується за формулою:

                                                            (3.29)

номінальне дотичне тягове зусилля Рк.н.:

                                                              (3.30)

і тягове зусилля Рк.і., що відповідно роботі двигуна з крутним моментом Мді на проміжному режимі коректора:

36

остовів з'єднаними механізмами,  1 — низькокліренсний трактор,  2 стабілізація шляхом зміщення значної маси відносно осі симетрії мостів, З стабілізація шляхом вирівнювання остова і коліс до вертикального положення.

Конструкції колісних тракторів, пристосованих для роботи на схилах, розробляються у трьох напрямках (рис. 6.8.):

1. Створення низькокліренсних тракторів шляхом зниження центра ваги (встановленням коліс меншого діаметра і розширення колії), максимально уніфікованих з рівнинними моделями (Т-40НМ, Т-40АНМ, МТЗ-80Н, МТЗ-82Н тощо). Низькокліренсні трактори можуть працювати на схилах крутістю до 15—18°. При виконанні деяких операцій з невеликим тяговим опором (наприклад, сінозбирання) ці трактори задовільно можуть працювати на схилах до 20—25° залежно від стану поверхні.

2. Розробка спеціальних тракторів, призначених для роботи на крутих схилах, стійкість яких підвищується вирівнюванням остова до вертикального положення.

3. Створення тракторів із спеціальною ходовою системою, в яких передбачено вирівнювання до вертикального положення не тільки остова, але й коліс. Останнє досягається підвіскою передніх і задніх коліс на паралелограмних механізмах, застосуванням поворотних корпусів кінцевих

передач заднього моста і важільно-паралелограмної підвіски передніх коліс.

Вирівнювальні механізми забезпечують зберігання вертикального положення коліс і остова на уклонах до 30°.

Гусеничні трактори, призначені для виконання енергоємних робіт на схилах, внаслідок більшої динамічної стійкості менше відрізняються від рівнинних. При їх створенні передбачається зміна конструкції масло приймачів з метою зберігання роботоздатності системи мащення «при кренах, введення реверсування всіх передач і одночасне начеплення машин спереду і ззаду трактора, щоб можна було виконувати роботу без розворотів на кінцях гонів (човниковий спосіб).

Крутосхилий гусеничний трактор ДТ-75К має пристрій, що запобігає його перекиданню, у вигляді опорного кронштейна з повзуном, який опускається на боці трактора, розміщеному нижче по схилу. Обидва сидіння тракториста, симетрично розміщені відносно органів керування, мають пристрої для вирівнювання, які дозволяють йому займати нормальне положення при поперечному крені трактора.

Для запобігання перекиданню на крутих схилах тракторів та інших самохідних машин у США запатентовано реактивний пристрій. Його 

89

4.6. Шляхи підвищення стійкості і керованості

Як випливає 3. формул (6.1) і (6.5). для збільшення граничних статичних кутів поздовжньої і поперечної стій-костей проти перекидання необхідно збільшувати поздовжню базу і колію машини, а також зменшу вати висоту розміщення її центра ваги. Це враховують при проектуванні машини шляхом відповідного компонування. Конструкцією деяких тракторів передбачається можливість зміни бази і колії в умовах експлуатації. Висоту розміщення центра ваги зменшують збільшенням поздовжньої бази, а також встановленням спеціальних вантажів.

Відповідно до вимог стандартів кути поперечної статичної стійкості повинні бути не менші 35° у тракторів тягових класів вище 0,6 (за виключенням бавовницьких) і 30° у самохідних сільськогосподарських машин.

У тракторів тягового класу 0,6 і бавовницьких ці кути нормуються технічною документацією.

Звичайні трактори, не обладнані спеціальними пристроями для запобігання перекиданню, можуть працювати на схилах крутістю до 12° (гусеничні) і 8° (колісні). 

88

                                                                (3.31)

де Мдmах — максимальний крутний момент двигуна , Нм;

Мдн — крутний момент двигуна з номінальною частотою обертання колінчастого вала , Нм;

ітрZ, трZ — відповідно передатне число та К.К.Д. трансмісії на Z-тій передачі.

Рис.3.1. Теоретична тягова характеристика трактора.

37

Враховуючи, що дотична сила тяги трактора прямо пропорційна крутному моментові двигуна, на осі абсцис (Рисунок 3.1.) від точки О' для кожної заданої передачі наносяться масштабні шкали крутних моментів двигуна Мдтах, Мдн, і Мді відповідно дотичним силам тяги Рктах, Ркном і ркі.

Вздовж осі ординат вниз наносяться масштабні шкали ефективної потужності, годинні витрати палива і частоти обертання колінчастого вала двигуна з таким розрахунком, щоб графіки в регуляторній зоні не перетинались. З врахуванням числа передач і відповідних крутних моментів будується характеристика показників роботи двигуна у вигляді залежностей Nе, GT, nд=f(Мкр). В результаті утворюються пучки кривих Nе із спільним центром в точці О', криві GТ із спільним центром в точці GТХ, пучок кривих nд з центром в точці nX, яка відповідає холостому ходу двигуна. Точки перетину (вершини) кривих усіх показників регуляторної характеристики двигуна повинні знаходитися на горизонтальних прямих, а по вертикалі — відповідати номінальним моментам двигуна.

Криві, розташовані в нерегуляторній зоні в межах від Мдн до Мдтах, будуються для кожної передачі за розрахунковими точками регуляторної характеристики

Прикладом побудови навантажувальної характеристики двигуна в функції від крутного моменту може служити нижня частина теоретичної тягової характеристики трактора (Рисунок 3.1.).

Слід врахувати, що в зоні перевантажень від Мдн до Мдтах криві Nе, GТ і nд будуються за точками регуляторної характеристики, а в зоні дії регулятора закономірності зміни даних показників зображаються прямими лініями.

Після побудови навантажувальної характеристики визначається сила опору коченню:

                                                                            (3.32)

де f — коефіцієнт опору коченню, який відповідає заданому агрофону.

Значення сили опору коченню Pf відкладається на осі абсцис вправо від точки О' до точки О — початку координат безпосередньо тягової характеристики трактора. На осі абсцис від точки О в масштабі дотичної сили відраховується сила тяги на гаку трактора, що визначається за формулою Ргк=Рк-Рf, а вздовж осі ординат вверх зображаються у відповідних масштабах тягові показники трактора: буксування рушіїв, швидкості руху, тягові потужності на гаку, питомі витрати палива на кожній з передач і тяговий К.К.Д.

Коефіцієнт буксування розраховується з емпіричного виразу:

                                                   (3.33)

де р — відносна сила тяги трактора, яка дорівнює:

38

У випадку бокового ковзання заднього моста (схема а) відцентрова сила створює момент, який намагається збільшити занос. Для гасіння бокового ковзання заднього моста рекомендується повертати напрямні колеса у бік заносу так. щоб центр повороту автомобіля опинився на тому боці, в який ковзає автомобіль. Відцентрова сила, що виникла при цьому, спрямовуватиметься в бік, протилежний бойовому ковзанню моста. При боковому ковзанні переднього моста (схема б) відцентрова сила Рц створить момент, який протидіє повороту передньої частини автомобіля у бік заносу. Тому бокове ковзання переднього моста гаситься автоматично.

.

Передньоприводні автомобілі мають більшу стійкість проти заносу, тому що задні колеса не зазнають дії дотичних реакцій дороги, обумовлених ведучими моментами, а отже, здатні сприймати більші бокові зусилля без бокового ковзання.

Особливістю керованості передньоприводного автомобіля належить вважати можливість несподіваного виникнення бокового ковзання передніх коліс при перевищенні швидкості на вході у поворот. Зниження швидкості при цьому гальмуванням двигуном може сприяти заносу.

Як показали випробування, найраціональнішим у цій ситуації є наявність мінімальних тягових сил (реакцій), які наче «затягують» автомобіль у поворот. Діючи на педаль акселератора, водій знаходить оптимальну тягову силу.

87

Наочне уявлення про вплив дотичної реакції на здатність колеса сприймати бокові зусилля без бокового ковзання дає рис. 6.6, де побудовані три прямокутника сил, що мають однакові діагоналі (штрихові лінії), відповідні сили зчеплення коліс з дорогою, але з різними сторонами, одна з яких — поздовжня сила в певному масштабі, а друга — бокова сила, при якій наступає бокове ковзання колеса.

Очевидно, збільшення дотичної реакції дороги, викликане розгоном або гальмуванням, призводить до зменшення бокової реакції, при якій може початися бокове ковзання коліс. У граничному випадку, коли дотична реакція досягає значення сили зчеплення, колесо втрачає здатність до сприйняття бокових зусиль. Граничний випадок дозволяє пояснити причину заносу, яким супроводжується гальмування автомобіля до блокування коліс (до юзу).

Занос у результаті бокового ковзання заднього моста у більшості автомобілів не тільки більш імовірний, але й не безпечніший.

На рис. 6.7. показані схеми заносу автомобіля в результаті бокового ковзання заднього (а) і переднього (б) мостів.

Припустимо, що автомобіль рухається прямолінійно зі швидкістю и. З цією швидкістю перемішаються центри переднього і заднього мостів Занос виникає в результаті бокового ковзання моста зі швидкістю уа. Вектор результуючої швидкості ир моста складає деякий кут з поздовжньою віссю автомобіля. Це призводить до повороту автомобіля відносно центра О і виникнення відцентрової сили Рц

86

— характерний для заданого агрофону коефіцієнт зчеплення;

а, в, с — коефіцієнти, що залежать від типу трактора і ґрунтових умов; для колісних тракторів: а=0,13; в=0,013; с=8, а для гусеничних тракторів: а=0,04; в=0,04; с=8.

Для кожної заданої передачі визначається теоретична швидкість UT в км/год.

                                                                     (3.34)

де rК — динамічний радіус ведучого колеса (зірочки), м;

nд — частота обертання колінчастого вала двигуна, хв-1.

Знаючи коефіцієнт буксування і теоретичну швидкість руху, можна розрахувати для заданих передач робочі швидкості Vp в км/год.

                                      (3.35)

За формулою Nгк=РгкVр/3600 для кожної передачі визначається потужність на гаку трактора, (кВт).

Паливна економічність трактора оцінюється питомою тяговою витратою палива:

                                             (3.36)

де GT — годинна втрата палива, яка береться з графіка регуляторної характеристики двигуна, кг/год.

Умовний тяговий К.К.Д. трактора становить:

                                                                             (3.37)

значення Nгк і Ne визначається за теоретичною тяговою характеристикою.

Перевірка T.Y здійсняється за формулою:

                                                                       (3.38)

Якщо розрахунки за формулою (3.37) і (3.38) виконано правильно, результати розрахунків повинні співпадати або бути близькими.

Після побудови теоретичної тягової характеристики складається баланс потужності трактора для умов усталеного руху. Потужність на гаку Nгк і значення , Vp , GT , РК беруться з графіка тягової характеристики.

39

3.4. Тягові випробування тракторів.

Найбільш близькі до дійсності дані по тягових і паливно-економічних якостях трактора можуть бути одержані шляхом його тягових випробувань в польових умовах. Тягові випробування інколи називають динамометруванням трактора, так як при цих випробуваннях одним із основних елементів являється замір за допомогою динамографів тягових зусиль , що розвиваються на гаку трактора. По результатах випробувань будують експериментальні тягові характеристики.  

Щоб одержати всі дані , необхідні  для побудови тягової характеристики , при проведенні дослідів заміряють слідуючі величини : 1) тягове зусилля на гаку ; 2) швидкість руху (шлях і час) ; 3) число оберті введучих коліс ; 4) витрату палива .

По результатах замірів підраховують інші показники , які повинні бути нанесені на хаарктеристиці : буксування рушія, тягова потужність трактора , годинна і питома витрата палива .

Перед тяговим випробуванням проводяться лабораторні випробування тракторного двигуна з метою перевірки відповідності його характеристики встановленим параметрам.

В процесі тягових випробувань ведуться спостереження за режимом роботи і станом двигуна . записуються частота обертання колінчастого вала , температура води в радіаторі і температура масла в картері.

Державний стандарт (ГОСТ7057 - 73) на методи випробування сільськогосподарських тракторва  передбачає динамометрування : колісних тракторів – на треку з бетонним покриттям , стерні колосових та на полі , підготовленому під сівбу ; гусеничних тракторів – на глинистій укоченій дорозі (треку ) , на стерні колосових та на полі . підготовленому під сівбу.

Ділянка для проведення тягових випробувань тракторі вне повинна мати уклонів більше 2о  у будь якому напрямі . Довжина ділянки для вимірювання повинна становити нен менше як 50 м при швидкостях руху трактора до 2,5  м/c і не менше як 80 м при швидкостях . що перевищують 2,5 м/с.

ГОСТ7057 – 73 ставить також вимоги до якості покриття трека, вологості і твердості грунтових фонів , технічного стану і оптимальності регулювань випробовуваного трактора.

Лінія тяги трактора повинна горизонтально розташовуватись на висоті , рекомендованій інструкцією з експлуатацією трактора . відхилення від поздовжньої площини симетрії трактора не повинно перевищувати 3о .

Випробування проводять при повній подачі палива.

На треку тягові характеристики знімають на всіх передачах ; на стерні та на полі , підготовленому під сівбу , - тільки на передачах , призначених для

40

Якщо до повороту на вказаний кут двигун заглухне від перевантаження; то остов під дією ваги Gот повернеться у початкове положення.

Небезпечна ситуація (відривання передніх коліс від ґрунту) може виникнути, коли трактор, спустившись під уклон з кутом у2 , починає підніматися з кутом уі (рис. 2.5), а напівпричіп тим часом скочується з уклону і давить на зчіпний шарнір.

Тиск на зчіпний шарнір може сприяти перекиданню. При наявності диференціала відрив або значне розвантаження передніх коліс може призвести до раптового некерованого повороту трактора. Тоді спільна дія сил інерції і тиску напівпричепа перекине трактор.

6.3. Стійкість автомобіля проти заносу.

Занос довільний поворот автомобіля в результаті неоднакового або неодночасного бокового ковзання передніх і задніх коліс. Заноси частіше всього спостерігаються при різких гальмуваннях або розгонах, на поворотах, під час руху по дорозі з поперечним уклоном, при підскакуванні коліс на нерівностях тощо. Вплив перелічених факторів особливо виявляється на мокрих і слизьких дорогах та в інших випадках, коли зчеплення коліс з дорогою погіршується.

Схильність до заносу при гальмуванні і розгоні пояснюється тим, що в цей час на колеса діють значні дотичні реакції дороги, які негативно впливають на стійкість коліс проти бокового ковзання.

85

обмежується моментом тертя зчеплення.

Рівняння рівноваги відносно осі Ок перекидання при відриванні від землі передніх коліс (Уп=0) має вигляд:

де Gост вага остова, рівна вазі трактора без ведучих коліс; lост —плече СИЛИ Gост відносно осі Ок.

Слід відзначити, що поворот остова навколо осі ведучих коліс і відривання від землі передніх коліс ще не значить аварійного перекидання трактора. Воно відбудеться, якщо двигун трактора (з урахуванням кінетичної енергії його рухомих деталей) за відповідний проміжок часу зможе здійснити роботу, необхідну для повороту остова на кут y ост. Тоді центр ваги остова переміститься у вертикальну площину, що проходить через вісь ведучих коліс, а подальше перекидання завершиться під дією ваги остова.

84

виконання польових робіт у цих умовах.

У процесі зняття тягової характеристики на кожній передачі навантаження на гаку тарктора послідовно змінюватись від 0 до максимуму  (не менше 12 ступенів навантаження) .

Максимальне тягове зусилля трактора повинно обмежуватись або крутним моментом двигуна  (робота двигуна стає нестійкою) , або буксуванням  (колісні тарктори  : 15 – на трку і 30% - на грунтових фонах ; гусеничні трактори : 7 – на треку і 15% - на грунтових фонах).

Розрахунок основних показників трактора за результатами тягових  випрбувань рекомендуєтьс я виконувати за такими формулами :

Середнє тягове зусилля Ргак  визначається опрацюванням осцилограми Ргак (t);

середня швидкість руху трактора , м/с ,

                                      ;                                      (3.39)

тягова потужність трактора , кВт ,

                                       Nгак = 103 РгакVТ ,                               (3.40)

де  Ргак – тягове зусилля ,  Н ;  VТ – швидкість , м/с ;

масова витрата палива ,  кг/год ,

                                    ,                               (3.41)

де Vд – обємна витрата палив аза дослід , см3 , ρ – густина палива,  г/см3 ;

питома витрата палива , г/(кВт∙год) ,

                                        ;                           (3.42)

              буксування , % ,

                                                  (3.43)

41

Лекція №4

Тягова динаміка і паливна економічність автомобіля.

      План :

       1 Динамічний фактор і динамічні характеристики.

       2.Тяговий розрахунок автомобіля.

       3.Паливна економічність автомобіля.

4.1. Динамічний фактор і динамічні характеристики.

З тягового балансу автомобіля , який для загального випадку руху  описується рівнянням

 

                     Pk = ψGa ± δоб Ga + Pw                           ( 4.1)

випливає, що

  

                      Pk - Pw  = Ga (ψ ± δоб),                          (4.2 )

де  Pk – дотична сила тяги ; ψ – зведений коефіцієнт опору дороги;   Ga – експлуатаційна сила тяжіння автомобіля; Pw  - сила опору повітря ; δоб – коефіцієнт обертових мас автомобіля; j, g – прискорення нерівномірного прямолінійного руху та вільного падіння.

У рівнянні (4.2) різниця Pk - Pw   відображає силу тяги , необхідну для подолання всіх зовнішніх опорів руху автомобіля , не враховуючи опору повітря. Вказана різниця пропорційна експлуатаційній силі тяжіння Ga  автомобіля або сумарній силі тяжіння автопоїзда, якщо автомобіль

42

На рис. 6.3, б зображена схема сил, що діють на автомобіль у поперечній площині при сталому русі, на заокругленні дороги з уклоном, спрямованим до осі yy заокруглення. У даному випадку перекидання можливе навколо осі О". Оскільки в момент початку перекидання ліві колеса відриваються від дороги і реакція У' дорівнює нулю, то умова рівноваги автомобіля відносно осі О" прийме вигляд:

Звідси після підставляння значення Рц з (6.9) і з урахуванням (6.12) одержимо формулу для розрахунку критичної швидкості vк  руху на повороті:

Якщо поперечний уклон дороги спрямований у бік, протилежний центру заокруглення, то

При аналізі стійкості руху на заокругленнях дороги автомобіля-цистерни необхідно враховувати наступне. Якщо цистерна заповнена рідиною неповністю, то вона змішується у цистерні під дією відцентрових сил так, що центр ваги автомобіля переміщується в бік, протилежний центру заокруглення, і вверх. Це знижує стійкість його руху на заокругленнях дороги.

На заокругленні, що не має уклону:

Небезпека перекидання може виникати також у випадку заклинювання ведучих коліс (рис. 6.4). При цьому ведучі півосі перестають обертатися і починає обертатися остов машини навколо осі Ок коліс, що зупинились.

Остов повертається під дією реактивного моменту, що діє з боку заклинених коліс і дорівнює ведучому моменту. Його граничне значення Мпр

83

де Rцт — відстань між центрами ваги і повороту.

Розкладемо силу Рц на дві складові, що Діють у поздовжній і поперечній площинах машини. Перша з них (поздовжня) виникає перерозподіл нормальних реакцій, що діють на передні і задні колеса, а друга намагається перекинути машину на бік. Бокова поперечна складова від центрової сили;

де - кут нахилу результуючої відцентрової сили до поперечної площини; - середня швидкість руху машини на повороті.

Із збільшенням швидкості руху і зменшенням радіусу повороту відцентрова сила різко зростає і може перевищити всі інші бокові сили, що діють на машину. Як випливає з формули (6.9), навіть при помірній швидкості руху автомобіля (=15 м/с) і не дуже крутому повороті (R=4 м), бокова складова  перевищує 0,5G

При вході машини в поворот крім відцентрової сили виникають також інерційні, тому що перехід від прямолінійного, руху до сталого криволінійного (з постійним радіусом повороту) супроводжується безперервною зміною положення центра повороту О, зменшенням радіуса повороту R. і відповідним збільшенням кутової швидкості Шц. Для бокової стійкості має значення та обставина, що при вході в поворот відбувається відносне обертання центра ваги машини навколо середини заднього моста 02 з тангенціальним прискоренням, де  — поздовжня координата центра ваги (радіус відносного обертання), а — кутове прискорення. В результаті цього виникає тангенціальна сила інерції, яка на рис. 6.3 показана штриховою лінією. Різкий поворот, особливо на великій швидкості, може призвести до значного збільшення сумарної бокової сили інерції:

і порушення стійкості руху машини.

Під час руху автомобіля по дорогах на його поперечну стійкість істотно впливає поперечний профіль полотна дороги на заокругленнях. Якщо поперечний уклон дороги спрямований у бік, протилежний центру заокруглення, то бокова складова ваги автомобіля і відповідна складова відцентрової сили, що виникає при повороті, діють в одному напрямку, намагаючись перекинути автомобіль.

82

агрегатуються з причепом. Тому відношення (Pk - Pw)/ Ga , що характеризує запас сили тяги яка припадає на одиницю сили тяжіння автомобіля  

/ автопоїзда / , є показником його динамічних властивостей. Дане відношення називається динамічним фактором автомобіля D, який розраховується за формулою

                                   D = Pk - Pw  / Ga ;                          (4.3)

  Pk = Мд ітр ηтр/ rк;

де  Мд – крутний момент двигуна , котрий відповідає швидкісній характеристиці , знятій під час повної подачі палива /повному відкритті дросельної заслінки /; ітр ,ηтр – передаточне число і механічний к.к.д. трансмісії автомобіля; rк – динамічний радіус ведучих коліс.

Між динамічним фактором і параметрами , що характеризують опір руху автомобіля , існує наступна залежність

                             D = ψ ± δоб.                                   (4.4)

Динамічний фактор , як питомий параметр , дозволяє порівнювати динамічні властивості різних автомобілів незалежно від їх вантажопідйомності  та сили тяжіння.

Графік залежності динамічного фактора  від швидкості  руху називається динамічною характеристикою автомобіля. Нарис. 4.1 зображена динамічна характеристика вантажного автомобіля з чотириступінчастою трансмісією. Згідно з числом передач  на характеристику нанесено чотири криві динамічного фактора. Номери передач на кривих римськими цифрами. Чим нижчий номер передачі , тим вище проходить крива динамічного фактора  внаслідок збільшення Pk і зменшення Pw . З лівої сторони криві обмежуються мінімальною частотою обертання колінчастого вала , на якій можлива робота двигуна, а з правої сторони – допустимою максимальною частотою обертання. Точки перегину кривих відповідають режиму роботи двигуна з максимальним крутним моментом.

Розглянемо послідовність побудови динамічної характеристики.

Вибравши значення частот обертання колінчастого вала двигуна , визначають швидкості руху автомобіля   V(км/год) на кожній передачі за формулою   

                         V = 0377 ,                              (4.5)

43

де nд – частота обертання колінчастого вала двигуна , хв.-1 ;

    rк – динамічний радіус ведучих коліс , м.

Визначається дотична сила тяги Pk( Н) та сила опору повітря Pw ( Н)

                                    Pk = ,                         (4.6)

                                  Pw= ,                              (4.7)

де  Мд – крутний момент двигуна, Нм; kw – зведений коефіцієнт опору повітря , Нс2/м4 ; F – площа лобової поверхні  автомобіля, м2 .

З врахуванням результатів розрахунків за формулами (4.6) і (4.7)

                                 D = ,                      (4.8)

44

Кінетична енергія, нагромаджена в результаті цього обертання, може виявитися достатньою для того, щоб обертання трактора продовжувалося і після того, як колеса вдаряться по дну заглибини або досягнуть вершини виступу, тобто щоб відбулося перекидання.

Кут бічного нахилу трактора, при якому можливе його перекидання внаслідок динамічних явищ, зумовлених рухом по нерівностях, становить 0 4—0,6 граничного статичного кута.

На поперечну стійкість трактора і автомобіля при криволінійному русі істотно впливають інерційні сили, що виникають при цьому.

Розглянемо найпростіший .випадок повороту колісної машини на горизонтальній ділянці при сталій швидкості і постійному радіусі обертання навколо центра повороту.

Припустимо що центр повороту О (рис. 6.3) розміщений у точці перетину геометричних осей всіх коліс машини. При повороті виникає результуюча відцентрова сила Рц, Прикладена до центра ваги машини і спрямована по радіусу від центра повороту. її визначають за формулою:

81

Цей кут залежить не тільки від поздовжньої бази, колії і висоти центра ваги, але й від положення вертикального шарніра. Зі зміною кута складання змінюється положення центра ваги. Тому граничний статичний кут ста пічної стійкості відповідає такому максимальному куту уклону, на якому при будь-якому маневруванні трактора, тобто при будь-яких кутах орієнтації і складання, зберігається контакт всіх коліс з ґрунтом.

Граничний статичний кут поперечної стійкості по перекиданню гусеничного трактора визначається так само, як для колісного. При достатній твердості ґрунту перекидання гусеничного трактора відбувається навколо осі, що проходить по зовнішніх бічних кромках гусениці. Тому:

де bширина гусениці.

Граничні статичні кути поперечної стійкості проти сповзання  визначають за формулою:

де 2 коефіцієнт зчеплення у боковому напрямку.

Найбільш вірогідні дані про граничні статичні кути стійкості машин проти перекидання дають експериментальні методи, які передбачають застосування стендів у вигляді платформ, на які встановлюють машини, що можуть за допомогою гідросистеми нахилятися до моменту відривання їх коліс від платформи. За допомогою кутомірів фіксують кути статичної стійкості у момент відривання від платформи відповідних коліс.

Під час руху машини сили інерції, що виникають (відцентрова при повороті, поздовжні при розгоні і гальмуванні, бічні при русі по нерівностях шляху тощо), можуть призвести до перекидання на схилі, значно меншому за той, що відповідає граничному статичному куту, і навіть на горизонтальному шляху.

Статистичні дані про причини перекидання тракторів свідчать про те, що 10,5 % випадків приходиться на втрату 1 статичної стійкості, 86,5 — динамічної і 3 % — на дію сторонніх предметів (зіткнення, вітер, каміння, що скочується із схилів тощо).

Переважна кількість (73 %) перекидань приходиться на бокове перекидання, майже половина з них є наслідком несприятливого рельєфу.

Для аналізу динамічної стійкості у таких випадках запропонований енергетичний підхід, суть якого полягає у наступному. При рантовому потраплянні коліс одного боку трактора у западину або наїзді цими колесами на виступ відбувається його обертання навколо прямої лінії, що проходить через центри контактів коліс протилежного боку з опорною поверхнею.

80

Рис. 4.1. Динамічна характеристика автомобіля

За допомогою динамічної характеристики можна розв’язувати задачі, які виникають під час експлуатації автомобіля .

Наприклад, визначимо, на яких передачах буде працювати автомобіль в дорожніх умовах , характеризованих значенням   ψ зведеного коефіцієнта дорожніх опорів , якщо рух рівномірний , і які автомобіль зможе розвивати максимальні швидкості. Під час усталеного руху динамічний фактор дорівнює коефіцієнту ψ . Тому на осі ординат динамічної характеристики відкладаються відрізки , що відображають у масштабі , прийнятого для динамічного фактора , задані значення ψ/ та ψ//. Проводимо через вершини відкладених відрізків  прямі , паралельні осі абсцис ,  до перетину в точках а і б з кривими динамічного фактора . Криві , на яких розміщені точки перетину , визначають номери передач , а проекції даних точок на вісь абсцис відповідають максимальним швидкостям руху V /max та V //max

45

Визначимо за допомогою динамічної характеристики , які найбільші дорожні опори зможе долати автомобіль , рівномірно рухаючись на першій та другій передачах. Оскільки у даних випадках повинні бути використані  максимальні  запаси динамічного фактора , рух автомобіля повинен здійснюватись у режимах, що відповідають точкам  перегину кривих динамічного фактора . Ординати цих точок визначають максимальні значення  ψ1 max та ψ2 max зведених коефіцієнтів дорожніх опорів , які автомобіль зможе подолати на першій і другій передачах. Отримані дані необхідно перевірити за умовою зчеплення з дорогою , оскільки під час побудови динамічної характеристики  враховувались тільки тягові властивості автомобіля, зумовлені двигуном.

Назвемо динамічним фактором за зчепленням максимальне значення динамічного фактора , обмежуване зчепленням ведучих коліс з дорогою, і позначимо його Dφ. Вказане значення динамічного фактора отримується  під час реалізації максимально можливої в заданих дорожніх умовах дотичної сили Pk φ . Згідно з таким визначенням

                                         Dφ = .               (4.9)

Для автомобіля із задніми ведучими колесами

                  Dφ =  = φλк -  ,         (4.10)

 

де   φ , λк – коефіцієнти зчеплення з дорогою та навантаження ведучих коліс.

Розрахуємо з використанням динамічної характеристики  значення кутів підйому . які автомобіль здатний подолати в заданих дорожніх умовах на різних передачах. Для звичайних доріг з їх відносно невеликим нахилом  приймають  ψ = f  ± i , тому для усталеного руху  i = D – f . Таким чином , якщо для заданих дорожніх умов  відомий коефіцієнт опору коченню f , замірявши динамічний фактор в тій чи іншій точці характеристики , з різниці

D – f знаходимо значення  i допустимого підйому.

Підйом, що долається , може бути збільшений внаслідок використання

46

Для визначення кута уклону, на якому може відбутися відрив заднього колеса від опорної поверхні, розглядається умова рівноваги трактора відносно прямої, що проходить через центр контакту заднього колеса і центра шарніра передньої осі.

При бічному нахилі автомобіля має місце поворот його кузова відносно не підресорених мас, різні нормальні деформації шин по бортах, а також зміщення точок прикладання нормальних реакцій дороги відносно середини площин коліс. Це зумовлює зменшення граничного кута поперечної стійкості автомобіля по перекиданню.

Статична стійкість проти перекидання трактора з шарнірно з'єднаною рамою визначається кутом уклону, па якому трактор втрачає стійкість при деяких значеннях кутів складання і орієнтації на схилі. Для трактора з шарнірно з'єднаною рамою відрив одного з коліс від опорної поверхні не означає повну втрату7 стійкості машини. Після відриву одного з коліс із збільшенням кута уклону відбувається втрата стійкості і перекидання однієї з секцій трактора на обмежувальні упори другої секції. При подальшому збільшенні кута уклону відбувається відрив другого колеса і втрата стійкості всієї машини. Поетапна втрата стійкості є особливістю трактора з шарнірно з'єднаною рамою.

Граничним статичним кутом стійкості трактора з Шарнірно з'єднаною рамою вважається кут уклону, при якому відривається одне з його коліс.

79

розрахунку граничних статичних кутів  і  за формулами (6.1) і (6.2) повинні враховуватися координати центра ваги агрегату аагр.hагр.

Граничні статичні кути поздовжньої стійкості машини проти сповзання на підйомі () і на спуску () визначають з умов рівності складової ваги, паралельної опорній поверхні, яка викликає сповзання, гальмівній силі Рт, яка утримує машину на уклоні (силами  Р і моментами  опору коченню для підвищення надійності нехтують).

Для колісних тракторів, у яких гальмуються тільки задні колеса:

Для колісних машин, в яких гальмуються всі колеса, і для гусеничних:

Граничні статичні кути поздовжньої стійкості машин проти перекидання і сповзання визначають аналогічно. На рис. 6.2 показана схема до розрахунку цих кутів для колісного трактора.

Очевидно, що коли центр ваги знаходиться у поздовжній площині симетрії трактора, то граничний статичний кут поперечної стійкості по перекиданню визначають за формулою:

де В ширина колії трактора. Додатковий вплив на поперечну стійкість колісних тракторів чинить застосування у них хитної передньої осі. При бічному нахилі трактора остов його спочатку повертається навколо шарніра передньої осі, а після впирання в обмежувачі хитання осі перекидання продовжується за розрахунковою схемою.

78

 інерції автомобіля, оскільки

                             і = D – f + δобj /q .                                           (4.11)

Саме тому перед подоланням підйому автомобіль розганяють для накопичення  кінетичної енергії. Найбільший кут підйому , який може подолати автомобіль з розгону , називається динамічним. Значення його завжди більше від кута підйому, що долається під час усталеного руху.

Рис. 4.2. Універсальна динамічна характеристика автомобіля.

В довідкові дані автомобілів, як правило , входять повністю або частково показники , що визначаються з динамічної характеристики : максимальна швидкість з усталеного руху  в найбільш типових для даного виду автомобілів дорожніх умовах ; динамічний фактор на прямій передачі  під час швидкості , що найчастіше використовується (як  правило, береться швидкість , яка дорівнює половині максимальної ); максимальні значення динамічного фактора  на найнижчій і проміжних передачах; максимальне значення динамічного фактора на прямій передачі та відповідне йому значення швидкості.

Динамічна характеристика , зображена на рис.4.1, побудована для автомобіля з заданою експлуатаційною силою тяжіння. Характеристика, яка

47

дозволяє аналізувати динамічні властивості автомобіля  або автопоїзда у процесі зміни вагових навантажень, називається універсальною динамічною характеристикою / рис.4.2/. Перш ніж приступити до її розгляду , введемо поняття коефіцієнта навантаження  Г автомобіля , розуміючи під цим відношення даної експлуатаційної сили тяжіння автомобіля  / автопоїзда / Ga  до його мінімальної експлуатаційної / власної / сили тяжіння Gо . Значення коефіцієнта навантаження Г може бути різним, починаючи від мінімального значення , рівного одиниці.

Універсальна динамічна характеристика поряд з нижньою віссю абсцис з нанесеною на ній поступальною швидкістю автомобіля V  , має ще верхню вісь абсцис , на якій на якій відкладаються значення коефіцієнта навантаження автомобіля . З точок , що відповідають значенням коефіцієнта  Г , проводяться вертикалі через всю характеристику до зустрічі з нижньою віссю абсцис.

Оскільки динамічний фактор автомобіля за однакових інших параметрів здійснюється обернено пропорційно його силі тяжіння , масштаби динамічного фактора на характеристиці повинні бути для кожного значення коефіцієнта навантаження автомобіля іншими. В зв’язку з цим на універсальній динамічній характеристиці  будують осі ординат , що відповідають різним  значенням коефіцієнта навантаження Г. На вертикалі  проведеній через точку Г =1, відкладаються значення динамічного фактора для порожнього автомобіля  з силою тяжіння  Gо , а на інших вертикалях  - значення динамічного фактора ,  які відповідають коефіцієнтам навантаження , прийнятим для даних вертикалей  / осей ординат /. Якщо , наприклад ,вибрати другою віссю ординат вертикаль, що проходить через точку  Г = 2, то на ній масштаб динамічного фактора повинен бути вдвічі більшим , ніж на першій осі . З’єднаємо похилими прямими відрізки  лівої масштабної шкали  з відповідними за значенням  відрізками, відкладеними на другій осі ординат. Точки перетину цих прямих з побудованими на характеристиці вертикалями утворюють на кожній вертикалі  свою масштабну шкалу динамічного фактора для відповідного варіанту навантаження автомобіля.

Після цього на характеристиці , користуючись масштабною шкалою лівої осі ординат, наносяться криві динамічного фактора на різних передачах для автомобіля з коефіцієнтом навантаження Г =1.

Розглянемо , як визначити за допомогою універсальної динамічної характеристики , на яких передачах і з якими максимальними швидкостями зможе рухатися автомобіль / автопоїзд / в заданих дорожніх умовах , якщо значення коефіцієнта навантаження різні .

Відкладаємо на осях ординат характеристики, дотримуючись масштабів ,

48

Для трактора з півжорсткою підвіскою опорних котків:

tg = ;               tg =

де Іг G sin  — довжина опорної поверхні гусениці; зміщення центра ваги трактора відносно середини опорної поверхні гусениць.

Для тракторів з балансирною підвіскою опорних котків граничні статичні кути розраховують за формулами (6.2) після заміни в них Lг на Lk

Якщо на трактор, що знаходиться на схилі, начеплена машина, то при 

77

Під статичною стійкістю розуміють стійкість нерухомої машини. Розрізняють поздовжню і поперечну статичну стійкість машини по перекиданню і сповзанню. Показниками стійкості є відповідні граничні статичні кути, які визначають з умов рівноваги машин, що знаходиться у критичному стані за стійкістю.

На рис. 6.1 показані колісний і гусеничний трактори, що знаходяться на поздовжніх схилах у критичному стані за стійкістю проти перекидання.

Критичні ситуації для колісного трактора характеризуються умовами: на підйомі Уп=0, на спуску Ук=0. У цих ситуаціях лінії дії ваги G проходять через точки перекидання (відповідно О2 і О1).

Умови рівноваги для таких ситуацій виражаються так:

на підйомі:

hцт G sin  = aG cos 

на спуску:

hцm G sin = (L a)G cos

Ліві частини цих рівностей — моменти, що перекидають, праві — моменти, що перешкоджають перекиданню.

Граничні статичні кути поздовжньої стійкості колісної машини протії перекидання на підйомі () і на спуску () визначають за формулами:

tg=;     tg = ,           (6.1)

де а і  координати центра ваги (див. рис. 6.1); L поздовжня база машини.

Критична ситуація гусеничної машини за стійкістю проти перекидання на поздовжніх схилах характеризується таким положенням центра тиску: у тракторів з пів жорсткою підвіскою опорних котків — на краях опорної поверхні; у тракторів із балансирною підвіскою котків — зміщеним від середини опорної поверхні на половину відстані Lк між цапфами крайніх балансирів.

76

прийнятих для кожної осі , значення  ψ зведеного коефіцієнта опорів дороги. Вершини відкладених відрізків з’єднуємо пунктирною прямою , як показано на рис.4.2. Через точки перетину  даної прямої зрядом вертикалей, що відповідають різним значенням коефіцієнта навантаження автомобіля , проводяться горизонтальні лінії до перетину з кривими динамічного фактора. Номери кривих вказують , на яких передачах зможе працювати автомобіль  з різними навантаженнями . Максимальні швидкості руху визначаються  як проекції на нижню вісь абсцис точок перетину горизонтальних ліній з кривими динамічного фактора.                                       

4.2. Тяговий розрахунок автомобіля .

 

Тяговий розрахунок автомобіля полягає у визначенні : потужності Nv двигуна , достатньої для забезпечення руху з заданою максимальною швидкістю і повним використанням вантажопідйомності  автомобіля ; власної сили тяжіння  Go  автомобіля , що дорівнює його мінімальній експлуатаційній силі тяжіння ; максимального значення динамічного фактора  

Dmax  на першій передачі ; ряду передатних чисел трансмісії.

Потужність двигуна повинна бути достатньою для забезпечення руху з заданою максимальною швидкістю Vmax під час повного використання вантажопідйомності автомобіля. Таку швидкість автомобіль повинен розвивати на дорогах , для яких коефіцієнт опору  коченню дорівнює 0,02 – 0,025. Крім цього необхідно, щоб автомобілі мали запас динамічного фактора для подолання додаткових місцевих опорів  без зниження максимальної швидкості . В зв’язку з цим за розрахункове значення зведеного коефіцієнта дорожніх опорів , під час якого автомобіль повинен розвивати максимальну швидкість , слід брати величину  Ψv = 0,04. Потужність  Nv / кВт / , необхідна для руху  в заданих умовах, дорівнює

( 4.12.)

де Vmax — максимальна швидкість руху автомобіля на прямій передачі  з номінальною частот отою обертання колінчастого вала двигуна, км/год;

ψ — приведений коефіцієнт дорожнього опору ;

      ηтр  - коефіцієнт корисної дії трансмісісії ;

49

F  - площа лобового опору , м2

F=HB,   м2

       

    Н, В — відповідно габаритна висота в (м) і колія автомобіля (м).

Коефіцієнт обтічності КW вантажних автомобілів знаходиться в межах 0,6-0,75 Нс2/м4 і вибирається з врахуванням лобового опору.

Значення    позначають індексом РW  і називають силою опору повітря. / Н /

Gа – повна ( максимально експлуатаційна ) вага автомобіля Gа складається  з власної ваги Gо і його вантажності  Gв

                                                   ( 4.13.)

Вага Gв визначається за формулою:

                                                         ( 4.14.)      

де в — коефіцієнт вантажності

GT — теоретична вантажопідйомність, Н

      Коефіцієнт вантажності  в суттєво впливає на динамічні та економічні показники автомобіля : чим він більший , тим дані показники кращі. Значення коефіцієнта вантажопідйомності  залежить від типу та конструктивних особливостей автомобіля . для легкових автомобілів в = 0,25 – 0,4 , а  у сучасних вантажних автомобілів загального призначення  

в =0,9 – 1,1.

Наступна задача тягового розрахунку  - визначення ряду передатних чисел трансмісії. Спочатку розраховується передатне число головної передачі і0 . Якщо максимальну швидкість автомобіль повинен розвивати на прямій передачі , то

50

збурення з бігом часу зростають і відводять систему від основного руху (нестійкий рух).

Рух механічної системи є стійким (за Ляпуновим), якщо малі початкові збурення з бігом часу асимптотично наближаються до нуля і зникають або залишаються малими.

Теоретичний аналіз стійкості машини виконують у такій послідовності:

відповідно до кількості ступенів свободи складають диференціальні рівняння руху машини;

визначають порядок системи, складають і розв'язують характеристичне рівняння цієї системи;

за видом коренів характеристичного рівняння визначають стійкість руху машини (рух нестійкий, якщо серед коренів характеристичного рівняння є хоча б один дійсний додатний корінь або є комплексні корені з додатною дійсною частиною).

У зв'язку з тим, що скласти і розв'язати диференціальні рівняння досить складно, стійкість руху трактора або автомобіля оцінюють шляхом розв'язання окремих спрощених задач: аналізують керованість машини на основі розглядання кінематики і динаміки повороту; виясняють причини коливань напрямних коліс і спрацювання машини; визначають граничні кути статичної стійкості проти перекидання і сповзання з уклону; розглядаються ситуації, при яких можливе перекидання машини під час руху.

При експериментальних випробуваннях траєкторної стійкості використовують такі показники, як курсовий кут і бокове зміщення центра ваги машини, а також їх перші і другі похідні за часом (відповідно швидкість і прискорення). Ці показники вимірюють при випробуваннях автомобілів за типовою методикою.

Крім того, для оцінки керованості і поворотності визначаються мінімальний радіус повороту ,при круговому русі; граничне значення швидкості зміни кривизни траєкторій різних точок; кількість енергії, що затрачається на керування під час руху за заданою траєкторією; питома сила тяги, необхідна при повороті; коефіцієнт використання зчіпної ваги при повороті.

Показниками стійкості машин проти перекидання і сповзання на уклонах є граничні статичні кути поздовжньої і поперечної стійкостей по перекиданню і сповзанню.

6.2. Стійкість проти перекидання і сповзання.

Поперечна та поздовжня стійкість.

Аналіз стійкості машин проти перекидання і сповзання виконують, як правило, розв'язуванням окремих задачу визначають показники статичної

75

Лекція №6

Стійкість трактора та автомобіля

План:

  1.   Аналіз стійкості руху машин.

2. Стійкість проти перекидання і сповзання. Поперечна та поздовжня стійкість.

3. Стійкість автомобіля проти заносу.

4. Шляхи підвищення стійкості і керованості.

6.1. Аналіз стійкості руху машин.

Стійкість руху машини характеризується здатністю переміщуватися без відхилення від заданої траєкторії.

Внаслідок втрати стійкості руху може виникнути перекидання машини сповзання зі схилу , занос , відхилення від заданого напрямку руху, коливання напрямних коліс тощо.

Збереження стійкості надзвичайно важливе , бо обумовлює безпечну і високопродуктивну роботу машин.

Проблема стійкості руху і рівноваги механічних систем відома в механіці вже більш як два століття. Основний вклад в її вирішення вніс знаменитий російський вчений А. М. Ляпунов.

Питання про стійкість руху машин виникає в зв’язку з тим , що поряд з основними зовнішніми силами . які діють на машину ( що входять у рівняння тягового балансу або диференційне рівняння руху ), завжди існують випадкові силові дії , які виводять її з основного ( теоретичного заданого) руху. Ці сили не входять у диференційні рівняння руху машини. Вони виникають при певних умовах взаємодії ходової системи з поверхнею руху (нерівності шляху, неоднакові реакції на праві і ліві колеса та сили їх зчеплення, різні нормальні реакції, обумовлені уклоном), а також внаслідок інерційних і аеродинамічних явищ. Деякі з цих факторів можуть викликати коливання напрямних, коліс, які впливають на траєкторію руху машини

Випадкові сили надають трактору або автомобілю додаткових лінійних або кутових зміщень від основного руху.

Після одержання механічною системою малих початкових відхилень від основного руху (збурень) виникає питання про характер подальшої їх зміни за часом.

Можливі три випадки:

збурення з бігом часу зменшуються, асимптотично наближаються до нуля і зникають, система повертається до основного руху (асимптотично стійкий рух);

збурення з бігом часу не зникають, але залишаються малими (неасимптотично стійкий рух);

74

        

                                                 (4.15 .)     

де rК — динамічний радіус ведучих коліс автомобіля, м;

іKZ — передатне число коробки зміни швидкостей на прямій передачі (іKZ=1)

                                                      ( 4.16.)          

де λш — коефіцієнт деформації шини, який для вантажних автомобілів приймається 0,93-0,95;

r0 — радіус шини у вільному стані, м.

                                     ( 4.17.)    

де d, в — відповідно діаметр ободу колеса і ширина профілю шини в дюймах.

Далі визначається передатне число ік1 першого ступеня коробки передач .

Передатне число першої передачі повинно задовольняти наступні вимоги:

забезпечувати подолання підвищених дорожніх опорів руху;

не викликати буксування ведучих коліс автомобіля під час передачі максимального крутного моменту двигуна;

забезпечувати максимальне значений динамічного фактора автомобіля;

Вказані вимоги виконується за умови:

                                                (4. 18.)

    

де φ — коефіцієнт зчеплення ведучих коліс з опорною поверхнею, який приймається в межах 0,5-0,7;

λк — коефіцієнт навантаження ведучих коліс (λк =0,70-0,75);

Мдтах — максимальний крутний момент двигуна, Нм.

Щоб визначити передатне число коробки передач на інших ступенях , необхідно перш за все вибрати число ступенів . Для вантажних автомобілів , що працюють в умовах сільського господарства , їх повинно бути не менш чотирьох – п’яти . Структуру ряду передач вибирають з умови забезпечення

51

найбільшої інтенсивності розгону . Для досягнення вказаної мети розгін на кожній передачі  повинен розпочинатися на однакових частотах n1 обертання вала двигуна, а закінчуватися на постійних частотах n2 . Крім цього , швидкість початку розгону  на даній передачі  повинна дорівнювати швидкості кінця розгону  на попередній передачі  і саме тому вона повинна виконуватись  умова

                                       (4.19)

де  ік (x – 1) , ікx – передатне число коробки на попередній та наступній передачах.

Вказана умова передбачає побудову ряду передач за принципом геометричної прогресії, знаменник якої дорівнює

                                                           (4.20.)

де Z — число передач;

   іК1 — передатне число першої передачі

   іКZ — передатне число прямої (найвищої) передачі.

                Знаючи передатне число першої передачі і знаменник геометричної прогресії, визначають передатні числа всіх передач.

Розгін автомобіля , якщо застосовується геометричний ряд передач , ілюструється графіком  / 4.3 /. На графіку  , що відображає швидкісну характеристику  автомобільного двигуна  , поряд з ефективною потужності

Ne = f ( nд) побудовано ряд променів , що характеризують залежність швидкості  автомобіля V  від частоти обертання

52

русі, бо опорні котки притискаються до гребенів гусениць і зростає тертя, а також відбувається нагрібання ґрунту, який засипає внутрішні поверхні гусениць, утруднюючи кочення опорних котків);

Рт — тягове зусилля, яке при повороті діє під кутом у до поздовжньої осі симетрії машини, в результаті чого утворюється бокова складова PTsin у, що істотно впливає на динаміку повороту;

Мс— момент опору повороту гусениць, обумовлений їх тертям по ґрунту і його деформуванням при обертанні навколо полюсів О2 і О1 які, як і центр повороту О, у загальному випадку зміщені на відстань Хп від середини;

Рп і Р' — відцентрова сила і її бокова складова;

М, — момент сил інерції, що діє під час входу у поворот;

Z2 і Z1 — бокові реакції ґрунту, які діють на гусениці при повороті.

Залежно від напрямку створюваного відносно точки От моменту ці сили повертають гусеничну машину або перешкоджають повороту.

Зокрема поворотний момент Мп можна подати так:

Мп = 0,5В(Рк2- Рк1).       (5.8.)

Можливість повороту гусеничного трактора при умові достатнього зчеплення характеризується  нерівністю:

Рк2 < 0,5<φG.

Аналіз динаміки повороту поїздів і їх стійкості наведено у спеціальній літературі.

73

Рс =                         (5.7.)

Вважається, що поворот за умовами зчеплення відбудеться, тобто керованість збережеться, якщо

Рс<φΥп

Втрата керованості можлива не тільки при малому коефіцієнті зчеплення, але й при значному зменшенні нормальних реакцій грунту на передні напрямні колеса Уп під час руху по підйому або внаслідок несприятливої силової дії з'єднаної з трактором машини.

Стандартом установлено, що навантаження на передні колеса при мінімальних допустимих кутах підйому і тягових зусиллях повинні бути не менше 0,2 експлуатаційної ваги.

На гусеничну машину при повороті діють такі зовнішні сили (рис. 5.11.):

Рк2   і   Рк1  — дотичні сили тяги, що діють відповідно на забігаючу і відстаючу гусениці   (вони  бувають  різні за значенням і напрямками, бо за допомогою механізмів повороту гусениці можуть частково або повністю відключатися від двигуна, гальмуватися або до них можуть підводитися різні крутні моменти);

5.11. Схема сил, які діють на гусеничний

трактор при повороті

Pf2 і Pf1 — сили опору коченню (вони більші, ніж при прямолінійному

72

Рис. 4.3. Графік руху автомобіля  під час розгону , якщо застосовується геометричний ряд передач / I,  II,   III і   IV – номери передач /.

вала двигуна на різних передачах . Точки перетину кожної пари суміжних променів з вертикалями котрі проходять через точки  n1 та   n2 , лежать на прямих , паралельних до осі абсцис, оскільки в точках переходу з однієї передачі на іншу  швидкості автомобіля повинні бути однаковими. Відрізки промкнів , на яких проходить розгін автомобіля , виділені контурними лініями. Спочатку автомобіль рухається на першій передачі , в точці а він переходить на другу передачу , в точці б – на третю і т.п.

На процес розгону впливає багато випадкових факторі в, тому оптимізація даного процесу може бути досягнута тільки за умови його часткової або повної автоматизації.

4.3. Паливна економічність автомобіля .

Одним з основних показників, яким оцінюється паливна економічність автомобіля, вважається витрата палива QS на 100 км пройденого шляху у разі рівномірного руху з певною швидкістю в заданих дорожніх умовах.

53

                             ( 4.21)

  

де Ne — потужність двигуна, яка необхідна для руху автомобіля в заданих дорожніх умовах, кВт;

ge — питома витрата палива, що відповідає даному режиму роботи двигуна, ( для карбюраторних двигунів вона становить 250 – 320 г/кВт.год і для дизельних – 210 – 280 г/кВт.год) г/кВтгод;

ρп — питома вага палива (для бензину — 0,725 кг/л, для дизельного палива — 0,825 кг/л);

V — швидкість руху автомобіля, км/год.

Потужність, яка необхідна для руху автомобіля на дані швидкості у заданих дорожніх умовах на прямій передачі, визначається за формулою:

                           

          (4.22.)

В умовах експлуатації якість дороги , навантаження автомобіля  та швидкість руху непостійні. Тому автомобільному двигуну  доводиться працювати на різних навантажувальних і швидкісних режимах.

              Питома витрата палива ge залежить від економічності двигуна та режиму його роботи . Значення ge змінюється в широких межах із зміною потужності  та частоти обертання вала двигуна.

Для визначення питомих витрат палива , що відповідаюь різним режимам роботи автомобіля , можна користуватися графіком / 4.4. /  На графіку зображена крива ефективної потужності Ne = f ( nд) що розвивається двигуном під час повного відкриття дросельної  заслінки ,  та ряд кривих питомих витрат палива ge , отриманих під час різних навантажень  двигуна . Навантаження характеризується  відношенням потужності , що розвивається двигуном у даному режимі , до потужності , яка розвивається на тій же частоті обертання за умови повного відкриття дросельної заслінки. Для кожної кривої ge вказується ступінь використання потужності двигуна, виражений в процентах. Криві будуються за даними стендових випробувань двигуна .

Щоб зв’язати на вказаному графіку частоту обертання двигуна nд із

54

рухаються поступально, і аеродинамічний опір враховуються, при необхідності, як і при прямолінійному русі.

Для оцінки впливу сил на поворот машини зручно визначати їх моменти відносно точки О2: якщо момент спрямований в бік повороту — сила утворює поворотний момент МП, якщо проти — момент, що перешкоджає повороту Мс . Поворот неможливий (настає втрата керованості) при МП<МС .

Колісну машину розвертають бокові реакції ґрунту, які діють на передні колеса, а також дотичні сили тяги цих коліс (якщо вони ведучі).

Сила опору коченню задніх коліс і дотичні сили тяги не повертають машину і не перешкоджають повороту, якщо вони попарно рівні (їх моменти відносно точки О2 врівноважуються) .

Бокові реакції Z'2 і Z"2 не утворюють моментів відносно

точки О2, якщо задні колеса котяться без бокового відведення.

Сили опору коченню передніх коліс P'fl і Р" бокова складова відцентрової сили Рц  бокова складова тягового зусилля Рт і моменти опору повороту коліс, а також момент сил інерції Mj перешкоджають повороту.

Поздовжня складова відцентрової сили та інші поздовжні сили не впливають на поворот, якщо проекції їх ліній дії проходять через О2.

Рівність сил Р'к2 і Р"к2 забезпечується між колісним диференціалом. Проте, якщо диференціал блокований, то вона порушується і поворот утруднюється.

Роздільне гальмування задніх коліс тракторів дозволяє змінювати Р'к2 і Р"к2 так, щоб ці сили сприяли повороту.

Потрапляння задніх коліс у глибокі колії збільшує М'с2 і М"с2 і утруднює поворот.

Потрапляння задніх коліс у глибокі колії збільшує М'с2   і М"с2 і утруднює поворот.

Збільшення одного з опорів   коченню задніх коліс P'f2 або Р"f2, наприклад внаслідок наїзду на перешкоду, призводить у першому випадку до утруднення повороту, а в другому — до його полегшення або навіть до вільного повороту.

Оскільки опір коченню машини на повороті значно більший, ніж при прямолінійному русі в аналогічних умовах, від двигуна вимагається більша потужність. Тому можливість повороту колісної машини в заданих умовах перевіряють на достатність потужності двигуна.

Крім того, можливість повороту колісної машини перевіряється за умови достатнього зчеплення напрямних коліс з опорною поверхнею. Для цього спочатку визначають результуючий момент опору повороту Мрез як суму моментів всіх сил, що перешкоджають повороту, відносно точки О2, потім знаходять результуючу силу опору повороту:

71

5.10. Схема сил, які діють на колісний тарктор при повороті

При повороті колісного трактора на нього діють такі зовнішні сили (рис. 5.10):

Р’к1, Р’’к1, Р’к2, Р’’к2 —Дотичні сили тяги, що діють відповідно на передні та задні колеса і зумовлені ведучими моментами, які підводяться до цих коліс;

Р’f1, Р’’f1, Р’f2, Р’’f2  —сили 0П0РУ коченню коліс;

M'c1, M"c1, M'с2, M"с2— моменти опору повороту коліс відносно поверхонь контакту з ґрунтом;

Рц і Р'ц— відповідно відцентрова сила і її бокова складова;

Z'1, Z"1, Z'2, Z''2 — бокові реакції ґрунту, що діють на колеса;

Мj — момент сил інерції машини, який діє під час входження у поворот;

Рт — тягове зусилля.

Складові ваги, зумовлені уклоном, сила інерції мас машини, що

70

швидкостями руху автомобіля  V, до осі абсцис добудовуються похилі лінії з нанесеними на них перевідними масштабами , які визначаються з відомого співвідношення

                                   V =.                       ( 4.23)

Кількість масштабних шкал відповідає числу ступенів  коробки передач / на рис .4.4. зображена одна шкала/.

Паливна економічність автомобіля розраховується у такі послідовності . На відповідні шкалі перевідних масштабів  відзначається задана швидкість руху V/..За допомогою додаткової побудови , вказаної на рис. 4.4. пунктиром , знаходиться частота обертання   nд двигуна на вказаній

Рис. 4.4. Графік розрахунку паливної економічності автомобіля завантаження автомобіля : 1 – 35...40 % ; 2 – 55...60 % ; 3 – 100 % ;

4 – 80... 85 % /

55

Паливна економічність автомобіля розраховується у такі послідовності. На відповідній шкалі перевідних масштабів відзначається задана швидкість руху V. За допомогою додаткової побудови, вказаної на рис. 4.4. пунктиром, знаходиться частота обертання nд  двигуна на вказаній швидкості швидкості   і визначається за кривою Ne максимальна потужність двигуна Ne /, що відповідає даному числу обертів . Потім розраховується потужність двигуна Ne , необхідна для руху автомобіля  в заданих умовах, і визначається ступінь завантаження двигуна як  відношення розрахованої потужності Ne до визначеної за графіком   максимальної потужності Ne /. Знаючи число обертів двигуна та ступінь його завантаження , знаходиться за допомогою відповідної кривої питома витрата палива ge . Якщо на графіку немає кривої питомих витрат палива для  даного ступеня завантаження двигуна , інтерполюються дві сусідні криві , найближчі за ступенем завантаження . За знайденним значенням ge та розрахованою величиною N за формулою / 4.19 / визначається шляхова витрата палива.

Крім вищезгаданого  способу визначення ,  питому витрату палива, яка відповідає даному режиму роботи двигуна, можна  визначити  за формулою:

                                 ,      ( 4.24.)

де kп — коефіцієнт, який враховує вплив на питому витрату палива швидкісного режиму двигуна і визначається за рисунком 4.5. із врахуванням відношення пдi/пн;

пдi, пн — проміжна і номінальна частота обертання колінчастого вала двигуна, хв-1;

kN — коефіцієнт, що визначає вплив на питому витрату палива навантажувального режиму роботи двигуна, визначається за рисунком 4.5.із врахуванням відношення Nei/Nei(зовн);

Nei/Nei(зовн) — потужність, яка необхідна для подолання опорів руху автомобіля з даною швидкістю і потужність двигуна за зовнішньою характеристикою (на тій же частоті обертання колінчастого вала.

Із отриманих значень V, Ne i ge, можна визначити витрату палива в літрах на 100 км пройденого шляху для різних швидкостей руху.

56

Наочне уявлення про співвідношення швидкостей дає рис. 5.9. на якому, як і на рис. 5.8, показані швидкості гусениць і трактора. Варіант І відповідає прямолінійному руху трактора на заданій передачі, II — повороту шляхом відключення однієї гусениці від двигуна, яке досягається за допомогою муфти повороту або одноступінчастого планетарного механізму (v'<v), III — повороту за допомогою диференціального механізму повороту або механізму з окремим підведенням потужності до правої і лівої гусениць  (v'=v), IV — повороту шляхом збільшення швидкості однієї гусениці (v'> v), що можливе лише при окремому підведенні потужності до гусениць. При такому підведенні поворот можливий і шляхом одночасного, але неоднакового збільшення або зменшення швидкостей гусениць (ці варіанти поворотів на рис. 5.9 показані штриховими лініями).

5.9.   Співвідношення швидкостей гусениць і трактора     при                    різних варіантах повороту

Задачі динаміки повороту машин розв'язують шляхом визначення зовнішніх сил, що діють на неї при повороті, складання диференціальних рівнянь руху і розв'язання їх з метою визначення траєкторій руху і аналізу стійкості.

Розглянемо зовнішні сили, які діють на машину при повороті для визначення тих, що повертають машину і перешкоджають повороту.

69

                     5.8. Схема повороту гусеничного трактора.

Тому:   R = 0,5В       (5.5.)             

При одній зупиненій гусениці R = 0,5B. Щоб радіус повороту дорівнював нулю (центр повороту знаходився в точці От), необхідна умова v2=- v1, тобто гусениці повинні рухатися з однаковими швидкостями, але в протилежних напрямках.

Швидкість руху трактора при повороті визначається за формулою (див. рис. 5.8.):

v' = 0,5(v2+v1).      (5.6.)

Залежно від особливостей конструкції механізмів повороту швидкість v' порівняно зі швидкістю прямолінійного руху v на заданій передачі може бути меншою, більшою і дорівнювати їй.

68

Рисунок 4.5. Залежність коефіцієнтів kп і kN відповідно

від частоти обертання вала двигуна а)

і від ступеня завантаження двигуна б),

1 – карбюраторний двигун; 2 – дизель.

Паливну економічність автомобіля в різних умовах усталеного руху відображає його економічна характеристика / рис.4.6./. На ній вказується ряд кривих Qs =f (V), кожна з яких відповідає певним дорожнім умовам, що характеризуються зведеними коефіцієнтами дорожніх опорів ψ1,  ψ2 і ψ3.

Максимальні швидкості руху автомобіля із погіршенням дорожніх умов  і підвищення коефіцієнта ψ зменшуються. Їх значення обмежені огинаючою    а – а. Крива с – с відповідає мінімальним витратам палива на 100 км шляху , тобто найбільш економічним швидкостям руху , які завжди нижчі від можливих максимальних швидкостей.

На відрізках характеристики , розташованих ліворуч кривої с - с , збільшення шляхової витрати палива зумовлюється  переходом на на менш економічні режими роботи двигуна. Правіше кривої с – с шляхова витрата

57

Рис. 4.6. Економічна характеристика     автомобіля

палива зростає  в основному  за рахунок збільшення опору руху, зокрема опору повітря.

Інтервал економічних швидкостей вантажних автомобілів 35 – 55 км/год і вище залежно від класу автомобіля.

У довідниках часто вказують контрольну витрату палива на 100 км. Така витрата спостерігається  під час рівномірного руху  на прямій передачі з повним завантаженням двигуна в типових для даного автомобіля дорожніх умовах. Для автомобілів звичайної прохідності  типовими умовами вважається рух в літній час по дорозі з сухим асфальтним покриттям на ділянках з нахилами поздовжнього профілю , не більше 1,5 % .

Запас ходу автомобіля  / км / , тобто шлях , який може бути пройдений без додаткової заправки паливом, дорівнює

                                 Sзап = ,                  ( 4.25.)

де  Vбак – місткість паливного бака , л.

Паливо витрачається двигуном на переміщення порожнього автомобіля та на подолання опорів , пов’язаних з корисним використанням його вантажопідйомності . Чим більша друга частина в загальній витраті палива , тим вища паливна економічність автомобіля . Тому для економії палива важливо раціонально використовувати вантажопідйомність і застосовувати причепи.  

58

Найменші радіуси повороту: R1 — зовнішнього найбільш віддаленого від центра повороту переднього колеса тягача, R2 — внутрішнього, ближчого до центра повороту заднього колеса тягача і R3 — внутрішнього самого близького до центра повороту колеса причепа; габаритні радіуси повороту: R1г — найбільш віддаленої від центра повороту точки тягача, R2г— найбільш близької до центра повороту точки тягача і R3г — найбільш близької до центра повороту точки причепа.

За габаритними радіусами повороту можна визначити габаритну ширину коридора, необхідну для проїзду поїзду:

Bг = R1г—R3г.    (5.2.)

Важливим показником маневреності поїзда є ширина Вя смуги, на якій може бути виконаний розворот поїзда (тобто поворот його на 180°). Якщо розворот здійснюється без застосування заднього ходу і маневрування, то ширина смуги розвороту Вд визначається так:

Вд = 2Rlг + Δ,     (5.3.)

де Δ — захисна зона, необхідна для гарантії безпеки руху (Δ =0,3—0,5 м).

Оскільки зовнішній габаритний радіус R1г визначається траєкторією тягача, то наявність причепа не впливає на потрібну для розвороту ширину смуги.

Розроблений розрахунковий метод визначення параметрів кругового руху автопоїзду.

5.4 Поворот гусеничних машин.

Сталий рух на повороті гусеничної машини може розглядатися як обертальний навколо центра О зі швидкістю ωп (рис. 5.8.), або як складний рух, що складається з поступального швидкістю v' і обертального навколо точки От зі швидкістю ωп.

Швидкості  поступального  руху забігаючої  і  відсталої гусениці (відповідно v2 і v1) виразяться рівняннями:

v2=ωп(R+0,5В);          

v1=ωп(R-0,5В),         (5.4.)

де R — радіус повороту,   В — колія трактора.

67

5.6.-Схема повороту трактора з одновісним причепом

5.7.  Схема повороту автомобіля з двовісним причепом

При експериментальному визначенні траєкторії руху тягача і причіпних ланок рульове колесо тягача повертається у крайнє положення (спочатку в ліве, потім у праве). У цьому випадку визначаються такі параметри (див. рис. 5.7.)

66

Лекція № 5

Теорія повороту трактора і автомобіля

          План:

1.  Керованість машин  Основні способи і кінематика повороту коліснихмашин.

2.  Стабілізація керованих коліс.

      3  Особливості повороту автопоїзда

      4  Поворот гусеничних машин

      5. Шляхи підвищення стійкості і керованості.  

              5.1. Основні способи і кінематика повороту колісних машин.

Керованість — здатність машини рухатися у напрямку, заданому водієм. Вона реалізується шляхом дії водія на механізми повороту.

Поворот колісних машин здійснюється поворотом частини або всіх коліс, частин рами або перерозподілом моментів, що підводяться до ведучих коліс (бортовий поворот), а гусеничних — перерозподілом моментів (рис. 5.1.). Перерозподіл моментів використовується у деяких тракторів як додаток до повороту коліс, для чого застосовується роздільне гальмування задніх коліс. Сталий рух на повороті може розглядатися як обертання навколо центра повороту О або як рух, що складається з поступального зі швидкістю v2 і обертального навколо точки О2 рухів.

Очевидно, що для нормального кочення коліс необхідно, щоб вони обертались навколо осей, що перетинаються з віссю повороту (точка О є проекцією цієї осі). Для цього напрямні колеса повинні бути повернені на різні кути а (на  схемі  ж  показано  поступальний  рух  у  бік — спосіб «краб», що використовується на поперечних уклонах   для компенсації бокового зміщення машини).

Відстань R від осі повороту до поздовжньої площини симетрії машини є радіусом повороту:

                        R = Lctga,                                        (5.1.)

де L — поздовжня база.

59

5.1.    Способи   повороту   колісних машин.

а, б, в, г, є — поворотом напрямних коліс, д — поворотом частин рами, є — зміною швидкостей кочення коліс правого                                                                                   і лівого бортів (як у гусеничної машини)

Бокове відведення шини чинить істотний вплив на кінематику повороту. Воно обумовлене її боковою еластичністю  і полягає в тому, що колесо, яке зазнає дії бокової сили Z, котиться у напрямку, що складає певний кут б з площиною обертання колеса. Сила Z з'являється в результаті дії на машину бокових складових відцентрової сили і ваги на поперечному уклоні або бокового вітру.

60

5.5.   Схема   повороту  сідельного автомобіля з напівпричепом

На рис. 5.5—5.7 показані  повороти автомобільних   і тракторних поїздів, які найбільше зустрічаються. В усіх випадках кругова траєкторія середини задньої осі причіпної ланки зсунута відносно відповідної траєкторії середини заднього моста на відстань ск (див. рис. 4.12). Зсув траєкторії причепа впливає на маневреність поїзда, тому що збільшує ширину Вг габаритного коридору (поворотної смуги), необхідну для вільного руху при повороті. Зсув траєкторії причепа є також однією з причин того, що при повороті колеса причепа не йдуть по слідах коліс тягача, навіть якщо розміри колії в них однакові. В результаті цього зростає опір коченню поїзда, особливо значно при рухові по поганих дорогах і бездоріжжю.

65

Напрямний міст універсально-просапних тракторів являє собою динамічну систему, що включає маси, зв'язані пружними елементами: шинами, ресорами, рульовими тягами. Під час руху трактора можливі такі переміщення мас моста: вертикальне у вертикально-поперечній площині, кутове балки моста у вертикально-поперечній площині, кутове переміщення коліс відносно шворнів у горизонтальній площині. Найбільше впливають на керованість і стійкість трактора кутові коливання балки моста з колесами у поперечній вертикальній площині і кутові коливання коліс у горизонтальній площині.

Якщо вимушені коливання напрямних коліс виникають лід дією періодичних зовнішніх збурень, то автоколивання (шимі) є само-збуджувальними і збурення стають періодичними в результаті коливань коліс. Однією з основних причин виникнення автоколивань напрямних коліс є наявність гіроскопічного зв'язку між кутовими коливаннями напрямного моста в поперечній площині і поворотом коліс цього моста відносно шворнів.

Про стабілізацію і коливання напрямних коліс автомобіля можна дізнатися із статті Д. Ф. Фортункова у журналі «Автомобільна промисловість»   (1980 p., №11).

                    5.3  Особливості повороту автопоїзда.

Рух поїзда на повороті є менш визначеним, ніж рух одиночного тягача-автомобіля або трактора, внаслідок того, що шарнірно зв'язані між собою елементи поїзда можуть здійснювати непередбачені і неконтрольовані водієм взаємні переміщення. Аналіз їх являє значні труднощі, тому обмежимося розгляданням лише деяких питань кінематики, припускаючи, що тягач і причіпна ланка мають загальний постійний центр повороту.

передаватися на остов і викликати його коливання. Проте ці коливання остова здійснюються з малими амплітудами і практично не відбиваються на характеристиках руху трактора. Якщо при коливаннях коліс виникає їх проковзування по опорній поверхні, то може змінитися напрямок руху трактора, тобто погіршаться стійкість його руху і керованість

64

5.2    Схеми   повороту                 5.3.    Схеми   довільних   поворотів

автомобіля без відведення          автомобіля:

із відведенням шин.                     а — із зайвою поворотністю,

                                                       б — із недостатньою поворотністю

На рис. 5.2. показано, як бокове відведення шин призводить до зміни положення центра повороту машини (замість точки О без відведення точка О' з відведенням), а на рис. 5.3. — як виникає довільний поворот машини під дією бокової сили Z і відведення шин передніх і задніх коліс (кути відведення відповідно δ1 і δ 2).

Якщо автомобіль володіє зайвою поворотністю (δ2>δ1), то під дією бокової сили Z він повертатиметься. Бокова складова Р'ц відцентрової  сили,   що виникла   при  цьому, спрямовуватиметься у бік Z. Це призведе до збільшення δ2 і δ1 і зменшення R (нестійкий рух). При δ2<δ1 Рц і Z мають протилежні напрямки — стійкий рух.

Для підвищення стійкості руху застосовують стабілізацію напрямних коліс, тобто їх здатність зберігати положення, що відповідає прямолінійному руху, і самостійно повертатися в це положення після відхилення.

5.2Стабілізація керованих коліс.

Стабілізація напрямних коліс ґрунтується на використанні реакцій опорної поверхні, що діють на колеса і утворюють стабілізовані моменти відносно осей повороту коліс. Вона залежить від кутів встановлення шворнів і цапф, а також від бокової еластичності шин.

61

Розрізняють чотири види кутів встановлення напрямних коліс (рис. 5.4.): розвал коліс (кут γ0), нахили шворнів— поперечний (γ'шк) і поздовжній (γщк), а також СХІД  КОЛІС   (γсх).

Напрямний міст колісної машини являє собою динамічну систему, що включає маси, зв'язані пружними елементами: шинами, ресорами, рульовими тягами.

5.4.   Кути встановлення напрямних коліс:

а   — розвал  коліс   і   поперечний   нахил  шворня,  

б   —  поздовжній   нахил  шворня;

в — схід коліс

Під час руху машини колеса можуть здійснювати лінійні і кутові переміщення. Найбільший вплив на керованість і стійкість машини чинять кутові переміщення коліс у поперечній , вертикальній і горизонтальній площинах.

62

Причинами, що викликають коливання напрямних коліс, можуть бути їх наїзди на нерівності, дисбаланс коліс і наявність подвійного зв'язку з остовом трактора через систему рульового керування і кріплення балки напрямного моста.

При наїзді колеса на нерівність виникає реакція, яка створює момент відносно осі шворня, що призводить до повороту напрямних коліс на деякий кут. Цьому повороті протидіють сили зчеплення колеса з дорогою, пружність і тертя в рульовому керуванні, гіроскопічні моменти, які утворюються у процесі зміни положення коліс, що обертаються, і балки напрямного моста.

Внаслідок того, що останній є коливальною системою, при дії на нього періодичних або випадкових збурень виникають коливання його мас. Амплітуда коливань залежить від амплітуди збурень, власних коливань і характеру затухання коливань у системі. Найбільша інтенсивність коливань виникає, коли частота збурень близька до частоти власних коливань (резонансна зона).

Дисбаланс колеса, що обертається, призводить до появи відцентрової сили, яку можна розкласти на дві складові. Перша з них, спрямована вздовж горизонтальної осі, розміщеної у площині обертання колеса, намагається повернути колесо відносно осі шворня, а друга (вертикальна) — нахилити його в поперечній вертикальній площині. В обох випадках виникають гіроскопічні моменти, які протидіють поворотам колеса. У процесі кочення колеса значення і напрямок складових відцентрової сили змінюються, тому колесо робить складні рухи у просторі. При коливаннях коліс навколо шворнів може виявитися, що сили від не зрівноважених мас діятимуть в одній площині з напрямним мостом, але спрямовані в протилежних напрямках. Тоді виникають коливання моста разом з колесами у вертикальній площині і коливання коліс навколо шворнів.

Коливання коліс можуть відбуватися також внаслідок того, що радіальна (нормальна) жорсткість шин по колу різна. При коченні такої шини колесо починає коливатися у вертикальній площині. Подібні коливання, здійснювані внаслідок зміни параметрів коливальної системи (у даному випадку радіальної жорсткості шини), називаються параметричними. Проте амплітуди параметричних коливань коліс невеликі з погляду наявності внутрішнього тертя і відносно невеликої зміни жорсткості шини.

У деяких умовах можуть виникнути коливальні процеси в системі рульового керування з гідро-підсилювачем. При цьому змінні зусилля передаються на напрямні колеса, викликаючи також їх коливання.

Вказані причини можуть призвести до кутових переміщень коліс, які при хаотичному характері називають вилянням, а при закономірному — коливаннями. При коливаннях коліс виникають додаткові сили, які можуть .

63


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

9177. Профессиональная деятельность педагога 21.03 KB
  Профессиональная деятельность педагога Педагогическая деятельность - есть особый вид общественно-полезной деятельности взрослых людей, сознательно направленный на подготовку подрастающего поколения к жизни в соответствии с экономическими, по литичес...
9178. Психология личности. Личность как социальный индивид 20.14 KB
  Психология личности Личность- это социальный индивид, субъект общественных отношений, деятельности и общения. Э. Фромм: личность есть целостность врожденных и приобретенных...
9179. Психология общения Общение как категория психологии 25.27 KB
  Психология общения Общение как категория психологии Общение является важнейшей категорией психологической науки. Проблематика общения занимает значительное место в общей психологии и в психологии личности. Педагогическая психология, при определенном...
9180. Семья как субъект педагогического взаимодействия и социокультурная среда формирования личности 26.6 KB
  Семья как субъект педагогического взаимодействия и социокультурная среда формирования личности Начальной структурной единицей общества, закладывающей основы личности, принято считать семью. Она связана кровными и родственными отношениями и объединяе...
9181. Система образования в РФ 22.1 KB
  Система образования в РФ Образование - одна из важнейших сфер социальной жизни, от функционирования которой зависит интеллектуальное, культурное, нравственное состояние общества. Конечный результат сводится к образованности индивида, т.е. его н...
9182. jQuery для начинающих // JavaScript 435.14 KB
  jQuery для начинающих JavaScript jQuery - это замечательный JavaScript Framework, который подкупает своей простотой в понимании и удобством в использовании. Но изучение надо с чего-то начинать, и лично мое мнение - лучше всего начи...
9183. Использование jQuery и PHP для создания Web-страниц на базе Ajax 71.24 KB
  Использование jQuery и PHP для создания Web-страниц на базе Ajax Библиотеки jQuery упрощают PHP-разработчику решение трудоемких задач Описание:  Научитесь пользоваться компактной средой JavaScript jQuery, чтобы наделять свои РНР-страницы функциональ...
9184. Javascript и jQuery. Сходство с другими языками программирования 49.92 KB
  Javascript и jQuery В последнее время становиться все более и более популярным написание веб-приложений, которые по своей функциональности уже почти не отличаются от прикладных программ. Все веб-приложения состоят из двух главных составных частей: с...
9185. Работа с JavaScript Framework jQuery 357.09 KB
  Работа с JavaScript Framework jQuery Цель: ознакомиться с основными возможностями JavaScript Framework. jQuery, научиться применять его базовые структуры в html документах. jQuery - библиотека Javascript, фокусирующаяся на взаимодействии Javasc...