Совершенствование механического привода рабочих органов сельскохозяйственных агрегатов

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА

РАБОЧИХ ОРГАНОВ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ АГРЕГАТОВ

05.20.01 - технологии и средства механизации сельского хозяйства

А В Т О Р Е Ф Е Р А Т диссертации на соискание ученой степени

доктора технических наук

МАКАРОВ Вячеслав Степанович

Чебоксары 2008

Работа выполнена в Федеральном государственном учреждении высшего профессионального образования «Чувашская государственная сельскохозяйственная академия»

Научный консультант доктор технических наук, профессор, заслуженный деятель науки и техники РФ МЕДВЕДЕВ Владимир Иванович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор КОРМЩИКОВ Александр Дмитриевич

доктор технических наук, профессор МУДРОВ Александр Григорьевич

доктор технических наук, профессор МУХАМАДЬЯРОВ Фарзутдин Фаткутдинович

Ведущая организация ГОУ ВПО Чебоксарский политехнический институт (филиал) «Московского государственного открытого университета»

Защита состоится «26» декабря 2008 г. в 10⁰⁰ на заседании диссертационного совета Д 220.070.01 при ФГОУ ВПО «Чувашская ГСХА» по адресу 428003, г. Чебоксары, ул. К.Маркса, 29, ауд. 222

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГОУ ВПО «Чувашская ГСХА»

Автореферат разослан «____»_______________200__г.

Ученый секретарь

диссертационного совета,

доктор технических наук Михайлова О.В.

Общая характеристика работы

Актуальность проблемы. Повышение производительности труда в сельском хозяйстве осуществляется как за счет увеличения количества машин, работающих в хозяйстве, так и повышения единичной мощности мобильных машин. Энергонасыщенные сельскохозяйственные машинные агрегаты позволяют уменьшить потери мощности на их собственное перемещение, т.к. установка на трактор более мощных двигателей происходит без существенных изменений массы.

Улучшение сцепных свойств ходовых аппаратов колесных тракторов, блокировкой ведущих колес, применением тракторов с колесной формулой 4х4 и применением других усовершенствований не решают коренным образом проблему несоответствия уровня энергонасыщенности трактора технологическим возможностям пассивных рабочих органов орудий. Совершенствование трансмиссии необходимо осуществлять за счет элементов и прежде всего передающих механизмах.

Энергонасыщенные колесные тракторы можно использовать более производительно, если часть энергии двигателя передавать через систему вала отбора мощности (ВОМ) трактора к исполнительным рабочим органам активного действия сельскохозяйственных орудий.

Узким местом в цепи передачи энергии является карданная передача. Работы, проведенные Лысовым М.И., Гафановичем А.А., Фликом Э.П. и др. показывают, что малый срок службы карданных передач в основном определяется надежностью работы шарнирного сочленения. Анализ литературных источников показывает, что надежную работу карданных передач можно обеспечить с учетом условий их работы при выполнении различных технологических операций, с учетом рельефа поля и передаваемой нагрузки.

В настоящей работе представлены результаты теоретических и экспериментальных исследований передающих механизмов транспортных и сельскохозяйственных агрегатов с рабочими органами-движителями в различных вариантах с обоснованием их компоновочных и конструктивных схем. Изложена методика определения силовых параметров рабочих органов-движителей, исследованы зависимости силовых и энергетических параметров от их режима движения и условий работы. Предложены варианты использования зубчатой передачи и механических коробок передач без разрыва передаваемого потока мощности.

Исследования проводились в соответствии с научно-техническим заданием Министерства сельского хозяйства и продовольствия СССР О. с/х. 109 «Разработать и внедрить машины и орудия для защиты почв от водной, ветровой и других видов эрозии, предусмотренные системой машин на 1981-1990 г.г. и обосновать новые технологические процессы и средства механизации, удовлетворяющие требованиям защитного земледелия», согласно государственной программе 16.01 «Разработка и внедрение технологий и комбинированных агрегатов для совмещения операций на возделывание зерновых и пропашных культур при агрегатировании с энергонасыщенными тракторами класса 2,3 и 5», «Стратегия машинно-технологического обеспечения производства сельскохозяйственной продукции России на период до 2010 года», а также с планами НИР Чувашской ГСХА.

Цель работы. Разработать и исследовать механизмы привода исполнительных рабочих органов энергонасыщенных машинных агрегатов (МА) многофункционального назначения, при 2-х поточной раздаче энергии двигателя, позволяющих обеспечить более полную и эффективную загрузку его в условиях ограниченных возможностях движителей колесного трактора по сцеплению с опорной поверхностью.

Объекты исследований. Конструктивно-технологические схемы привода движителей и исполнительных рабочих органов (карданные передачи, коробки передач, механизм поворота, привод рабочего органа с постоянным режимом работы и др.).

Предмет исследования. Определение параметров и режимов работ новых и усовершенствованных новых исполнительных рабочих органов с целью их оптимизации. привод агрегат загрузка двигатель

Методы исследований. Задачи, поставленные в диссертации решались с использованием: теории автоматического управления, математического и физического моделирования, анализа патентных аналогов конструкций механизмов привода, анализа и синтеза механизмов, метод начальных параметров.

Экспериментальные исследования выполнены с применением отраслевых и частных методик и тензометрирования. Обработка экспериментальных данных осуществлялась методами математической статистики.

Научная новизна заключается в том, что на основе теоретических и экспериментальных исследований:

- получены приводные механизмы, обеспечивающие более полную и эффективную загрузку двигателей энергонасыщенных МА сельскохозяйственного назначения;

- сформулированы и обоснованы теоретические предпосылки по улучшению эксплуатационных показателей почвообрабатывающих агрегатов с рабочими органами-движителями;

- обоснованы возможности передачи части функций рабочих органов и движителей на элементы привода с целью упрощения конструкции этих элементов;

- предложены конструкции механических коробок передач для передачи крутящего момента без разрыва потока мощности и произведена их классификация;

- произведен кинематический анализ работы механических КП для передачи момента без разрыва потока мощности, обоснованы эффективные показатели предложенных КП и выявлены области их применения.

Практическая ценность. Результаты теоретических и экспериментальных исследований позволяют обоснованно выбрать оптимальные конструктивные и эксплуатационные параметры элементов привода рабочих органов и движителей.

Реализация результатов исследований. Комбинированный плуг с дисками-движителями вошел в перечень перспективных комбинированных агрегатов и технологического оборудования к ним, предложенных для включения в Систему машин на 1976 - 1980 г.г. (раздел 3.3.).

Полученные результаты нашли практическое применение при разработке новых моделей энергонасыщенных колесных тракторов Минского и Липецкого тракторных заводов на основе хоздоговорных научных работ, проведенных совместно с конструкторскими бюро названных заводов. Приводной механизм «Прицеп-передача» признан классическим и вошел в сборник «Словарь-справочник» Крайнева А.Ф. М., Машиностроение, 1977 г. и монографию этого же автора «Идеология конструирования» М., Машиностроение, 2003 г.

Материалы исследования используются в учебном процессе, в частности, при курсовом и дипломном проектировании на инженерных факультетах сельскохозяйственных вузов.

Апробация работы. Основные результаты исследований доложены, обсуждены и одобрены на зональных научно-практических конференциях кафедр «Тракторы и автомобили» сельскохозяйственных вузов Поволжья и Предуралья в 1996 - 2004 г.г. (Чебоксары, Киров, Нижний Новгород, Ижевск, Пермь, Казань, Кострома, Рязань), научно-техническом совете ГСКБ Минского тракторного завода (Минск, 1979), Международной научной конференции «Земледельческая механика на рубеже столетия» (Мелитополь, 2001), научных конференциях профессорско-преподавательского состава и аспирантов ЧГСХА (1968 - 2004), Международной научно-практической конференции, посвященной 75-летию заслуженного деятеля науки и техники с/х РФ, доктора технических наук, профессора Медведева Владимира Ивановича «Совершенствование технологий, средств механизации и технического обслуживания в АПК» (Чебоксары, 2003).

Публикации. Автором опубликовано 108 научных работ общим объемом 132,9 п.л., в том числе 1 монография; 2 учебных пособия, 16 авторских свидетельств и 12 патентов на изобретения.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения и 9 глав, общих выводов, списка использованной литературы и приложения. При общем объеме страниц 465 работа включает 302 стр. основного текста, 105 рисунков, 22 таблиц. Список использованной литературы включает 158 наименований.

Научные положения и результаты исследований, выносимые на защиту:

1. Теоретические предпосылки по разрешению несоответствия уровня энергонасыщенности колесных тракторов технологическим возможностям исполнительных рабочих органов.

2. На основе теоретических и экспериментальных исследований выявлены основные силовые зависимости на элементах карданных передач и определена и критическая частоты вращения.

3. На основе результатов экспериментальных исследований оптимизированы условия работы карданных передач в приводе исполнительных рабочих органов

4. Произведен анализ и осуществлена классификация коробок передач и предложены варианты совершенствования их конструкций.

5. Разработана методика выбора оптимальных параметров коробки передач без разрыва потока мощности и определена область их применение.

6. Предложены оценочные показатели преимуществ предложенных конструкций в приводе движителей и исполнительных рабочих органов.

Содержание работы

Во введении показана актуальность рассматриваемой темы, обоснована народнохозяйственная проблема, представлена информация о возможности реализации исследований и приведены основные положения, выносимые на защиту.

Первая глава «Анализ работы присоединительных элементов трактора и сельскохозяйственной машины».

Между тяговым усилием трактора и силой его тяжести сложились вполне определенные соотношения, нарушение которых приводит либо к излишней силе тяжести трактора при ограниченных возможностях двигателя, либо к значительному недоиспользованию мощности двигателя при недостаточной силе тяжести трактора.

Перечисленные трудности и противоречия в реализации мощности энергонасыщенных тракторов привели к мысли о необходимости применения такого способа передачи энергии двигателя к рабочим органам, который позволил бы миновать или разгрузить узкое звено в цепи передачи энергии «ведущие колеса-почва». В этом случае загрузку двигателя можно производить как за счет увеличения скорости движения, так и за счет увеличения ширины захвата сельскохозяйственных машин.

Энергонасыщенные тракторы можно использовать эффективно, если часть энергии двигателя передавать через систему ВОМ трактора к исполнительным рабочим органам сельскохозяйственной машины.

Большой вклад в теорию взаимодействия дисковых рабочих органов с почвой внесли: Н. Нерли, В.П. Горячкин, Г.Н. Синеоков, Ф.М. Канарев, П.С. Нартов, В.И. Медведев, В.В. Кацыгин и др. С развитием теории взаимодействия дисковых рабочих органов получили развитие и теоретические исследования других ротационных рабочих органов с почвой. Изучению процесса взаимодействия рабочих органов с почвой посвящено большое количество работ: Н.Б. Бока, Ю.И. Матяшина, А.И. Лещанкина, А.Д. Кормщикова, А.П. Акимова, Ю.Ф. Казакова и др.

Привод рабочих органов сельскохозяйственных машин через систему ВОМ с каждым годом расширяется, а в связи с продолжающимся ростом энергонасыщение тракторов ожидается еще большая интенсивность применения активного привода исполнительных рабочих органов. Опыт использования машинных агрегатов с приводом рабочих органов от ВОМ трактора показал, что узким местом в цепи передачи энергии является карданная передача. По данным исследований М.И. Лысова, А.А. Гафановича, Э.П. Флика, К.Б. Бицено и др. малый срок службы карданных передач предопределяется, главным образом, недостаточной надежностью шарнирных сочленений. В последние годы усилия исследователей, конструкторских бюро направлены на создание более долговечных шарнирных сочленений карданных передач. При этом условия работы других элементов конструкции карданных передач мало изучались. Недостаточно исследовано влияние режима работы телескопического соединения на кинематику и динамику работы всей передачи и на надежность и долговечность шарнирных сочленений.

Недостаточно изучены условия работы карданных передач сельскохозяйственных агрегатов на различных технологических операциях, при различном рельефе и других эксплуатационных условиях, а также влияние условий их работы на нагрузки в элементах привода исполнительных рабочих органов.

Для расширения зоны нормальной работы агрегатов необходимо уменьшить горизонтальное сопротивление движению рабочих органов. Этим требованиям удовлетворяют почвообрабатывающие орудия, у которых рабочие органы наряду с технологическими выполняют и функции движителей.

Отечественные тракторы, имеющие независимый и синхронный приводы ВОМ, во многих случаях не соответствуют скоростным технологическим характеристикам рабочих машин. По мере увеличения урожайности убираемой культуры или изменения нормы распределения материала на единицу площади поступательная скорость движения агрегата вследствие ограничения пропускной способности рабочих органов падает, тогда как число оборотов приводного вала машины должно увеличиваться. Отсюда следует, что синхронный привод здесь вообще не пригоден, а оптимальное значение скорости при независимом приводе рабочих органов практически трудно определить и постоянно поддерживать по мере изменения технологических показателей обрабатываемого материала и условий движения. Для обеспечения наилучшей загрузки двигателя энергонасыщенного трактора при меняющихся технологических параметрах необходимо иметь многоступенчатый независимый привод ВОМ, а ещё лучше - бесступенчатый привод, обеспечивающий постоянный режим работы рабочих органов при любой скорости движения агрегата.

На основании анализа состояния проблемы и в соответствии с поставленной целью решены следующие задачи исследования:

1. Провести исследования существующих приводов исполнительных рабочих органов и движителей по определению вредных сопротивлений и нагрузок на элементах привода.

2. Сделать анализ условий работы карданных передач в приводе исполнительных рабочих органов и движителей.

3. Разработать классификацию элементов привода исполнительных рабочих органов и движителей по функциональному назначению.

4. Определить необходимость создания привода, где часть функций исполнительных рабочих органов и движителей будут переданы элементам привода.

5. Разработать классификацию механических коробок передач (КП), позволяющих передавать крутящий момент без разрыва передаваемого потока мощности и определить область их применения.

6. Обосновать необходимость создания конструкции привода исполнительных рабочих органов в зависимости от действительной скорости движения агрегата.

7. Разработать и провести кинематический расчет механизма поворота гусеничной машины, совмещенного с коробкой передач.

8. Обосновать необходимость создания многопоточных энергосберегающих приводов исполнительных рабочих органов.

Изучением двухшарнирных карданных передач занимались Н.И. Мерцалов, Е.А. Чудаков, А.В. Верховский, З.Ш. Блох и др. Теоретические и экспериментальные исследования, проведенные И.Я Дьяковым, У.Б. Утемисовым, С.А. Лапшиным и др. показывают, что повышение долговечности карданных передач должно осуществляться по следующим направлениям:

1. Снижения температурного режима подшипниковых узлов шарниров в условиях эксплуатации.

2. Применения современных сортов смазки.

3. Создания карданных передач, позволяющих уменьшить нагрузки на элементах трансмиссии агрегата.

Для улучшения работы элементов привода движителей и исполнительных рабочих органов необходимо искать пути совершенствования конструкций с целью уменьшения нагрузок на элементах привода, улучшения технологического процесса передачи энергии, расширения границ изменения режимов работы, уменьшения непроизводительных затрат при передаче энергии и т.п.

При передаче крутящего момента под углом между валами на вилках карданных шарниров возникают знакопеременные изгибающие моменты, вызывающие поперечную вибрацию валов карданной передачи, которые представлены на рисунке 1.

Размещено на http://www.allbest.ru/

а) при копировании рельефа; б) при работе на поворотах.

Рисунок 1 Знакопеременные изгибающие моменты на валах карданной передачи

В результате теоретических и экспериментальных исследований карданных передач выявлено, что изгибающий момент, возникающий на промежуточном валу карданной передачи, за каждый оборот вала дважды достигают максимума и меняют знак. На рисунке 2 показан график изменения изгибающих моментов на промежуточном валу от одного шарнира карданной передачи при передаче постоянного крутящего момента, в зависимости от угла поворота вала. Знакопеременные изгибающие моменты, возникающие на промежуточном валу карданной передачи, будут влиять на прогиб промежуточного вала и вызывает поперечную вибрацию телескопического соединения.

Рисунок 2 График изменения изгибающего момента на промежуточном валу в зависимости от угла между валами при постоянном крутящем моменте

Наибольший прогиб промежуточного вала получается при одноволновом изгибе и следует ожидать, что наименьшая критическая скорость будет при одноволновом изгибе промежуточного вала.

Используя метод начальных параметров нами определены критические частоты вращения карданного вала в зависимости от угла между валами, изгибающего момента и длины карданного вала.

(1)

Рисунок 3 Схема действия сил на карданный вал

Обозначим через Q_о и М_о - соответственно поперечную силу и изгибающий момент на левом конце вала (х=0).

Пусть в точках a_i (1, 2, 3…) на вал действуют сосредоточенные силы Р_i и изгибающие моменты M_i, уравнение упругой линии в этом случае будет иметь вид:

(2)

При исследовании влияния изгибающего момента, зависящего от величины угла между валами и длины промежуточного вала, на величину критической частоты вращения карданного вала сделаем следующие допущения:

1. Карданная передача точно отбалансирована;

2. Критическая частота вращения зависит только от прогиба вала (одноволновый прогиб).

3. Изгибающие моменты, возникающие на валах при передаче крутящего момента под углом между валами, заменяем фиктивной знакопеременной силой Q, создающей эквивалентный прогиб.

4. Промежуточный вал карданной передачи безмассовый.

Учитывая условие, что фиктивная нагрузка Q и изгибающий момент создают эквивалентный прогиб, имеем:

(3)

Результаты расчета приведем в виде таблицы 1.

Таблица 1

1	-1	3	1		0		0
0	1	-6	-3		1		0
0	0	1	1		0		0
0	0	0	1		0		1
1	0	0	0		-1		1
-	1	0	0		0		1
0	0	1	0		0		1
	0	0	1		0		1
1	-1	0,6	0,2		-1		1
0	1	-1,2	-0,6		1
0	0	0	1		0		1+
0	0	0	1		-		1+
Продолжение таблицы 1.
				*	-2-0,2· 1+0,6 - -		4,8+0,2 -4,8-0,6 2 + 1 +
				*

Элементы матрицы, отмеченные звездочками, в условия на левом конце не входят, т.к. левая опора шарнирно неподвижная. Тогда на левой опоре прогиб и изгибающий момент отсутствуют и имеем:

(4)

где

Решая совместно полученные выражения приходим к уравнению:

2,4•А•р² - 4 = 0 (5)

Уравнение (5) имеет один корень.

Из этого уравнения получаем значение первой критической частоты вращения карданного вала при различных значениях изгибающих моментов. На рисунке 4 представлен график изменения критической частоты вращения в зависимости от величины изгибающего момента. При длине промежуточного вала 1000 мм и угле между валами 30⁰ и при частоте вращения ВОМ в режиме 1000 об/мин следует ожидать работу карданного вала в режиме резонанса.

При движении сельскохозяйственного агрегата по неровному полю и на поворотах длина промежуточного вала карданной передачи постоянно меняется. Под действием передаваемого момента шлицы втулки и наконечника вала испытывают взаимное давление, и между ними возникает сила трения. Величина силы трения, направленная вдоль оси вала, зависит от коэффициента трения между валом и трубой величины передаваемого момента и угла между валами.

Следует отметить, что при измерении тягового сопротивления машины с одновременной передачей крутящего момента к рабочим органам через систему ВОМ трактора, тяговые динамографы теряют чувствительность, а при работе агрегата на неровном рельефе с частыми поворотами погрешность их показаний растёт, т.к. часть горизонтального сопротивления машины воспринимается карданным валом. При увеличении длины промежуточного вала карданной передачи тяговое сопротивление в телескопическом соединении уменьшается на величину силы трения между валами, а при уменьшении длины промежуточного вала - увеличивается на ту же величину. Поперечная вибрация промежуточного вала под действием знакопеременных изгибающих моментов увеличивает погрешность тяговых динамографов.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 4 График изменения n_кр в зависимости от изгибающего момента между валами при передаче М_кр= 300 Нм

Наши теоретические исследования показали, что среднюю величину осевого усилия в телескопическом соединении можно определить из выражения:

(6)

где f - коэффициент трения;

N - нормальная нагрузка на трущихся поверхностях;

Ф_о - амплитуда нормальных сил, возникающих в телескопическом соединении карданного вала, зависящая от угла между валами

где - изгибающий момент, возникающий на промежуточном валу кар данной передачи от одного шарнира;

l - длина телескопической втулки промежуточного вала карданной передачи.

Величина изгибающего момента изменяется от 0 до ± , поэтому Ф_о тоже изменяется от 0 до ± Ф_о.

Исходя из выражения (6) нами получен график изменения максимального, среднего и минимального значений осевых усилий в телескопическом соединении промежуточного вала, которые представлены на рисунке 5. Как видно из рисунка, максимальное значение осевого усилия по мере увеличения угла между валами увеличивается, хотя среднее и минимальное значения - уменьшаются. Уменьшение среднего и минимального значений осевого усилия объясняется поперечной вибрацией промежуточного вала под действием знакопеременного изгибающего момента.

Величина осевого усилия в телескопическим соединении карданного вала зависит от условий смазки. Коэффициент трения может находиться в пределах 0,1…0,3. Величина осевого усилия зависит не только от величины передаваемого момента, но зависит и от амплитуды поперечной силы Ф_о.

Рисунок 5 Изменение максимального и минимального значения осевых усилий в зависимости от угла между валами

Для уменьшения осевых сил в телескопическом соединении применяются различные конструкции подвижных элементов. Шариковые компенсаторы фирмами Роквел-Стандарт (США) и Кое Сейко (Япония) и роликовые компенсаторы применяемые фирмой Крейслер (США), устанавливаемые между валом и трубой и заменяющие трение скольжения трением качения, не решают полностью вопросы, связанные с работой телескопического соединения. В таких конструкциях появляется опасность точечного повреждения рабочих поверхностей трубы и вала телескопического устройства и из-за высокой стоимости их изготовления они находят ограниченное применение.

Для исключения изменения длины промежуточного вала при работе сельскохозяйственного агрегата на поворотах с одновременным копированием рельефа поля нами предложены комбинированные валопроводы, которые одновременно являются устройствами для передачи, как крутящего момента, так и тягового усилия. В качестве примера на рисунке 6 представлен комбинированный механизм навески разработанный нами. Он состоит из подъемных рычагов 1, раскосов 2, продольных тяг и центральной тяги. Передние шаровые опоры продольных тяг соединены с кронштейном 7, который крепится к остову трактора. Задние шаровые опоры продольных тяг через кронштейн 5 соединены с рамой сельскохозяйственной машины. Кронштейны 7 и 5 установлены так, что центры крестовин шарниров Гука карданной передачи располагаются на осях рамкообразных кронштейнов, проходящих через их шаровые шарниры, а ось телескопического карданного вала 6 лежит в плоскости нижних тяг механизма трактора. Это позволяет копировать неровности поля без удлинения или укорачивания промежуточного вала карданной передачи. Поэтому в телескопическом соединении карданного вала осевые усилия не возникают и это приводит к увеличению срока службы подшипников валопровода и уменьшает механические потери. Исследованию пространственных шарнирных механизмов посвящены работы Мудрова П.Г., Мудрова А.Г., Яхина С.Н. и др.

Предложенная нами конструкция «Принципа валопровода» вошла в классику справочной литературы (см. «Словарь-справочник по механизмам» А.Ф. Крайнев, М., Машиностроение, 1977. - с. 343).

Рис. 6 Комбинированный механизм навески

Программа экспериментальных исследований включала:

1. Проектирование и изготовление стенда для лабораторных исследований карданных передач и комбинированных валопроводов.

2. Проведение лабораторных исследований карданных передач по определению вредных нагрузок и сопротивлений при различных их режимах для различных типов телескопических соединений при входе вала в трубу и выходе вала из трубы для различных углов между валами .

Приборы и оборудование. В качестве регистрирующих приборов применялись: осциллограф Н-700, усилитель 8АНЧ-7М, ротационный динамограф (ДЭК) и тяговые динамографы КЭД конструкции ВИСХОМ, импульсные датчики оборотов ДВ-2, импульсные счетчики МЭС-54, секундомеры и др. приборы.

Контрольно-измерительная аппаратура монтировалась на рабочем месте оператора на лабораторной установке или в кабине трактора (рисунок 7).

В процессе испытаний определялись следующие параметры: крутящие моменты на валах, частота вращения, изгибающие моменты, тяговые усилия.

1 и 2 - тяговые динамографы; 3 - измеритель передаваемого момента; 4 - датчик оборотов

Рисунок 7 Блок-схема измерительных приборов

В задачу экспериментальных исследований карданных передач комбинированного валопровода входило определение нагрузок на элементах карданной передачи и установление работоспособности предлагаемого устройства. На рисунке 8 представлен график изменения осевого усилия А, в зависимости от крутящего момента при постоянном угле между валами для шлицевого телескопического соединения. В результате математической обработки полученных данных получены корреляционные уравнения связи между минимальным и максимальным средним значениям осевого усилия в зависимости от угла между валами при передаче постоянного крутящего момента. Величина коэффициента корреляции для различных типов телескопических соединений находится в пределах 0,85…0,95.

а) шлицевой вал со смазкой при входе вала в трубу

б) шлицевой вал без смазки при входе вала в трубу

Рисунок 8 Изменение осевого усилия А в зависимости от угла г между валами

При отсутствии угла между валами и передачи постоянного крутящего момента через промежуточный вал величина осевого усилия постоянна. По мере увеличения угла между валами карданной передачи величина передаваемого момента за каждый оборот вала изменяется от максимального значения до минимального и обратно. Кроме этого, изгибающие моменты, возникающие на валах карданной передачи вызывают поперечную вибрацию вала, что вызывает изменение величины осевого усилия в телескопическом соединении карданного вала.

В результате лабораторных испытаний комбинированных валопроводов выявлено, что при передаче крутящего момента под углом между валами изменение длины промежуточного вала не происходит, поэтому осевые усилия в телескопическом соединении карданного вала отсутствуют.

На рисунке 9 показан график изменения максимального значения изгибающего момента на промежуточном валу карданной передачи в зависимости от угла между валами при передаче постоянного крутящего момента.

Рисунок 9 Изменение в зависимости от угла г

В стандартных телескопических соединениях величина осевого усилия зависит от величины передаваемого момента, типа, состояния телескопического соединения и от угла между валами. Анализ результатов исследований на графике показывает, что наибольшие осевые усилия при одинаковых крутящих моментах возникают в телескопических соединениях квадратного типа. На величину осевого усилия влияет состояние сопрягаемых деталей телескопического соединения и наличие смазки. В большинстве случаев в соединениях без смазки осевое усилие на 20…30% больше, чем в соединениях со смазкой. Величина коэффициента трения в телескопическом соединении получена в пределах 0,1…03.

Для всех углов наклона телескопического вала к горизонту и для всех типов соединений при входе вала в трубу осевые усилия оказались большими, чем при выходе вала из трубы. Такое явление объясняется тем, что вал, вытянутый из трубы и сама труба при одинаковой нагрузке моментом скручиваются в большей степени по сравнению с тем случаем, когда они воспринимают нагрузку совместно. Эта разница будет тем больше, чем больше телескопия и длиннее телескопический вал. Уменьшение среднего значения осевого усилия объясняется тем, что по мере увеличения угла между валами увеличивается и величина изгибающего момента. При этом изгибающий момент за каждый оборот вала дважды достигает максимума и меняет знак. Знакопеременный изгибающий момент на промежуточном валу карданной передачи приводит к уменьшению заклинивания вала в трубе. Проведенные нами теоретические исследования этого явления совпадают с результатами экспериментальных исследований.

Полевые испытания комбинированных валопроводов показали, что при их применении можно существенно снизить нагрузки на элементах привода активных рабочих органов.

Во второй главе рассмотрены способы реализации мощности энергонасыщенных тракторов. По данной классификации существуют следующие способы реализации мощности энергонасыщенного трактора:

а) повышение проходимости мобильной техники:

1) увеличение количества ведущих мостов;

2) создание движителя с улучшенными сцепными свойствами;

3) применение блокировки дифференциала;

4) использование увеличителя сцепного веса.

б) уменьшение тягового сопротивления машины:

1) свободное вращение рабочего органа в почве (а. с. №1517771; а.с. №1782353).

в) совершенствование самого рабочего органа:

1) использование дисков-движителей;

2) рабочие органы на тяговых цепях (а.с. №445386);

3) с поперечным движением рабочего органа (а.с. №858589).

г) рациональное использование мощности двигателя:

1) с образованием спиралеобразных отверстий (а.с. №1477259);

2) с использованием штыревателя почвы (а.с. №143697);

3) с обеспечением постоянного режима работы (патент РФ № 2080035).

Для улучшения условий работы рабочих органов необходимо изменить конструкцию самих рабочих органов. Для этого можно использовать следующие направления: использовать диски-движители; применять самовращающиеся рабочие органы; установить рабочие органы на тяговые цепи; осуществлять поперечное движение рабочих органов; использовать штыреватели почвы; применять рабочие органы, выполняющие технологический процесс с выстоем агрегата; обеспечить постоянный режим работы рабочих органов в зависимости от действительной скорости движения агрегата.

Применением таких конструкций элементов привода рабочих органов и изменение конструкции рабочих органов в указанных направлениях достигается более рациональное использование мощности энергонасыщенного трактора.

Наиболее перспективными в этом перечне способов реализации мощности двигателя являются: машины с поперечным движением рабочего органа и машины с постоянным режимом работы рабочих органов в зависимости от действительной скорости движения агрегата.

На агрегатах с поперечным движением рабочего органа происходит разделением по времени движения агрегата по полю и процесс обработки почвы. Поэтому мощность двигателя энергонасыщенного трактора используется более рационально, т.к. процессы движения агрегата по полю и процесс обработки почвы происходят разновременно. Движение агрегата поперек обрабатываемого поля исключает опасность опрокидывания агрегата при обработке склоновых земель, т.к. агрегат, двигаясь вдоль склона, обрабатывает почву поперек склона. Кроме того, рабочие органы, двигаясь поперек склона с большой скоростью, обрабатывают почву без вовлечения в движение всей массы агрегата. Поэтому затраты энергии двигателя на обработку почвы будут значительно уменьшены.

На машинах с постоянным режимом работы рабочих органов в зависимости от действительной скорости движения агрегата обеспечивается оптимальный режим работы рабочего органа. При буксовании ведущих колес трактора режим работы рабочего органа остается постоянным. Это очень важно учитывать на рассадопосадочных машинах, т.к. расстояние между высаживаемым материалом всегда будет постоянным.

В третьей главе приведены требования, предъявляемые к механическим приводам.

В четвертой главе дается анализ структурных схем машинно-тракторных агрегатов.

Применяется однопоточная схема передачи энергии к рабочему органу. К таким агрегатам относятся бороны, культиваторы и агрегаты с самовращающимися рабочими органами.

Имеется двухпоточная схема передачи энергии, где наряду со звеном «ведущие колеса - почва» энергия передается через ВОМ трактора, минуя наиболее узкое звено «ведущие колеса - почва». В зависимости от типа рабочего органа соотношение передаваемой мощности в этих силовых потоках изменяется в широких пределах. Так, например, работа агрегата с фрезерными рабочими органами через ВОМ трактора передается до 80…90% мощности.

Имеется трехпоточная схема передачи энергии, где третий поток передачи энергии - это давление, создаваемое отработавшими газами и используемое для подачи корма по транспортеру (патент РФ №2067823).

В пятой главе приведена классификация приводных механизмов по функциональному назначению.

Для рационального использования мощности двигателя применяются следующие типы трансмиссий:

1. Преобразующая трансмиссия, которая позволяет изменять следующие показатели:

а) силовые (передаваемый момент и усилие на рабочем органе);

б) скоростные показатели:

- изменение скорости вращения ведомого вала с применением фрикционных элементов;

- изменение скорости вращения ведомого вала ступенчато без фрикционных элементов (а.с. №1404700; а.с. №1495550; а.с. №1782781);

- изменение скорости вращения ведомого вала от нагрузки (а.с. №1591897; а.с. №1681933);

- бесступенчатое изменение скорости вращения ведомого вала (патент РФ №2080035);

в) кинематические показатели:

- частота вращения ведомого вала характер движения исполнительного рабочего органа (ИРО) (а.с. №1681933; а.с. №1510795; патент РФ №2009655; патент РФ №2011332).

г) динамические показатели:

- с применением демпфирующих элементов;

- с применением фрикционных элементов;

- с применением торсионных элементов.

2. Управляющая трансмиссия:

а) реализующие заданный закон вращения выходного вала;

- обеспечивающие вращения выходного вала наперед заданным законом (а.с. №1566120);

- обеспечивающее плоскопараллельное движение рабочего органа (а.с. №445386);

- обеспечивающее сложное движение рабочего органа (а.с. №1391514);

б) интенсифицирующие работу ИРО:

- ускорение движения в режиме холостого хода и замедление в режиме рабочего хода (патент РФ №2027610);

- поперечное движение рабочего органа (а.с. №858589);

- движение рабочего органа с той же скоростью, что и агрегат;

- совершение рабочего хода против движения агрегата;

в) реализующие режимы заданного технологического процесса:

- независимый привод ИРО;

- синхронный привод ИРО;

- комбинированный привод ИРО;

- привод рабочего органа, обеспечивающий постоянный режим работы (патент РФ №2080035);

г) автоматически выбирающие оптимальный режим работы ИРО:

- многопоточные приводы ИРО (патент РФ №2009635; патент РФ №2011332);

- многопоточные приводы с оптимизацией работы в одном приводе (патент РФ №2080035);

- многопоточные приводы со сложением движений двух и более потоков (патент РФ №2063565, патент РФ №2056303);

д) улучшающие эффективные показатели ИРО:

- с приводом рабочих органов от ходовых колес;

- с приводом рабочих органов через ВОМ;

- с применением пассивных рабочих органов;

- с самовращающимися рабочими органами (а.с. №1517771).

3. Комбинированная трансмиссия:

а) с раздельным выполнением элементов преобразования и управления:

- классическая механическая трансмиссия;

- гидромеханическая трансмиссия;

- гидравлическая трансмиссия;

- электрическая трансмиссия;

- электромеханическая трансмиссия;

б) с объединением элементов преобразования и управления:

- механическая трансмиссия с разделением на три потока, один из них является потоком управления;

- механическая трансмиссия с разделением потока на три части по каждому борту, по одному из них является потоком управлении (патент РФ №2056314);

- механическая трансмиссия со сложением двух вращательных движений с использованием пятого колеса (патент РФ №2080035).

4. Компенсирующая трансмиссия:

а) угловую несоосность;

б) осевую несоосность;

в) комбинированные несоосности;

г) осевая компенсация при передаче момента на значительные расстояния с применением комбинированных валопроводов (а.с. №970907).

5. Дистанционная трансмиссия:

а) однопоточные;

б) многопоточные.

В шестой главе приведена классификация механических КП, позволяющих изменять передаточное отношение в трансмиссии без разрыва передаваемого потока мощности.

Для выявления недостатков существующих конструкций коробок передач рассмотрим схемы переключения передач для различных типов КП. Пусть условия работы всех типов коробок передач (время переключения передач, изменения угловых скоростей и передаваемых моментов) одинаковые и тогда изменение скоростей вращения валов и передаваемого момента можно представить графически (рисунок 10).

При переключении передач на тракторах со ступенчатой коробкой передач угловая скорость ведомого вала изменяется при выключении передачи от W₁ до 0 и при переключении от 0 до W_2,т.к. переключение передач осуществляется остановкой трактора. При этом передаваемый момент изменяется от М₁ до 0 и после переключения растет от 0 до М₂. Если угловая скорость плавно падает и плавно растет, то передаваемый момент плавно падает от М₁ до 0 и растет от 0 до М₂, который превышает величину М₂ 1,5…2 раза и только после разгона уменьшится до М₂ (рисунок 10, а). Переключение передач на автомобилях осуществляется с разрывом передаваемого потока мощности, но без остановки автомобиля. При этом угловая скорость ведомого вала плавно переходит от одного уровня на другой уровень и передаваемый момент изменится от М₁ до 0 и увеличится от 0 до М₂ (рисунок 10, б). Следует отметить, что передаваемый момент на ведомом валу после переключения передачи расчет плавно до (1,1…1,2) М₂ и только после разгона автомобиля приобретает значение М₂.

а) на тракторах с механической КП; б) на автомобилях с использованием синхронизаторов

в) на тракторах с гидромеханической КП; г) желательный закон изменения W и М

Рисунок 10 Изменение угловой скорости и передаваемого момента в момент переключения передач

Переключение передач в гидромеханических коробках происходит таким образом, что в определенном промежутке времени будут включены две передачи одновременно (рисунок 10, в). Кинематическое несоответствие в зубчатых парах из-за включения двух передач одновременно компенсируется пробуксовкой дисков гидроподжимных муфт. В пределах коробки передач получается замкнутый силовой контур, снижающий кпд трансмиссии и приводящий к износу фрикционных элементов гидроподжимных муфт.

Наиболее прогрессивными являются коробки передач, позволяющие изменять передаточное отношение без разрыва потока мощности, в которых изменения угловых скоростей и моментов происходит плавно (рисунок 10, г).

Наиболее дешевыми при изготовлении и простыми в обслуживании являются механические коробки передач. Нами предложено семейство механических коробок передач, позволяющих изменять передаточное число в трансмиссии без разрыва потока мощности.

Схема предложенной коробки передач с качающейся рамой представлена на рисунке 11.

1 - ведущий вал; 2 - ведомый вал; 3, 4 и 5 -зубчатые колеса с разными числами зубьев; 6 и 7 - зубчатые винтовые дорожки разной заходности; 8 и 9 - ведомая и промежуточная шестерни; 10 подвижная рамка; 11 - пружинное устройство.

Рисунок 11 Схема коробки передач для изменения передаточного отношения без разрыва потока мощности с качающейся рамой (А.с. № 1404700 СССР)

Схема коробки передач для изменения передаточного отношения без разрыва потока мощности с косой направляющей представлена на рисунке 12.

Для определения закона изменения радиусов шестерен при переключении передач рассмотрим развертку ведущей и ведомой шестерен в момент изменение радиусов шестерен при переключении передач с первой передачи на вторую и со второй передачи на третью можно записать (рисунок 13):

(7)

где ц₁ - угол поворота меньшей шестерни в момент изменения передаточного числа.

При переключении передач с третьей на вторую и со второй на первую можно записать:

(8)

Размещено на http://www.allbest.ru/

1 - корпус; 2 - ведущий вал; 3, 4 и 5 - ведущие шестерни; 6 - ведомый вал; 7, 8 и 9 -ведомые шестерни; 10 и 11- левозаходные и правозаходные зубчатые спиралевидные винтовые дорожки; 12 -- промежуточная шестерня; 13 - косая направляющая; 14 - скользящая втулка.

Рисунок 12 Схема коробки передач для изменения передаточного отношения без разрыва потока мощности с косой направляющей. (А.с. № 1495550 СССР)

Рисунок 13 Развертка ведущих и ведомых шестерен

Механические коробки передач с регулированием частоты вращения выходного вала бывают двух типов:

а) регулирование производится в силовом контуре;

б) регулирование производится в цепи управления.

Для обеспечения работы КП в тихоходном режиме, повышения надежности и долговечности переключающего устройства предлагается конструкция, состоящая из двух взаимосвязанных друг с другом потока, передающих вращательное движение и потока управления. Поэтому в конструкции КП имеются:

1. Силовой поток;

2. Поток управления.

а) силовой поток; б) поток управления

1 - дифференциал І; 2 и 3 - входная и выходная шестерни І дифференциала; 4 - первая ступень замыкающей передачи; 5 - дифференциал ІІ; 6 и 7 - входной и выходной шестерни ІІ дифференциала; 8 - междифференциальная передача; 9 - червячная пара; 10 - вторая ступень замыкающей передачи; 11 - понижающий редуктор; 12 - редуктор для изменения передаточного отношения без разрыва потока мощности; 13 - коническая пара.

Рисунок 14 Схема КП для изменения передаточного отношения без разрыва потока мощности. Патент № 2056303 РФ

Силовой поток состоит из двух контуров (рисунок 14). Первый силовой контур образован коническим дифференциалом 1 с входной 2 и выходной 3 шестернями; второй контур состоит из последовательно расположенных зубчатой пары 4, второго дифференциала 5 с входной 6 и выходной 7 коническими шестернями. Выходная коническая шестерня через червячную пару 9 соединяется с (потоком) цепью управления, а корпуса первого и второго дифференциалов замыкают первый и второй контуры силового потока через зубчатые венцы 8, установленные на корпусах дифференциалов 1 и 5.

Цепь (поток) управления получает вращение от выходной зубчатой пары второго контура силового потока и передает вращение через понижающий редуктор 11 на редуктор 12 для изменения передаточного отношения без разрыва передаваемого потока мощности. В свою очередь, от редуктора 12 вращение передается через коническую пару 13 на червячную пару 9, соединенную со вторым контуром силового потока.

Наличие в цепи управления червячной пары исключает передачу момента через цепь управления, а наличие понижающего редуктора - обеспечивает работу цепи управления в тихоходном режиме. Поэтому элементы цепи управления имеют маленькую угловую скорость и передают только вращение, не испытывая при этом силовых нагрузок.

В данной конструкции, изменяя передаточное отношение в цепи управления, при помощи редуктора без разрыва передаваемого потока мощности изменяем угловую скорость червячного колеса. При этом в спаренном дифференциальном механизме происходит сложение трех вращательных движений: первого и второго контуров силового потока и цепи (потока) управления. Изменять передаточное число в цепи управления не сложно, т.к. угловые скорости выходного вала (червяка) в цепи управления небольшие и в цепи управления крутящий момент не передается. Червячная передача служит для передачи вращательного движения только в одном направлении - от червяка к колесу.

Валы и шестерни цепи управления имеют невысокие угловые скорости и передают вращательное движение на червяк, не испытывая при этом силовых нагрузок. Особенностью редуктора для изменения передаточного отношения без разрыва передаваемого потока мощности является обратная зависимость угловой скорости быстроходного вала редуктора и времени изменения передаточного отношения.

Чем меньше угловая скорость быстроходного вала редуктора, тем больше времени отводится на изменение передаточного отношения. Это позволяет уменьшить динамические нагрузки на элементах переключающего устройства в момент изменения передаточного механизма.

Рисунок 15 Схема графического расчета КП для изменения передаточного отношения без разрыва

При расчете предложенного механизма наиболее сложным является сложение трех вращательных движений и получение необходимых угловых скоростей выходного вала. Графическое сложение трех вращательных движений представлено на рисунке 15. Зная, требуемые значения угловых скоростей выходного вала КП выбираем предварительно передаточные числа в каждой зубчатой паре. Для сравнения результатов, полученных графическим сложением трех вращательных движений, нами проведен аналитический расчет угловой скорости выходного вала КП.

Проведем кинематический расчет цепи управления по следующей схеме. Зададимся передаточным отношением замыкающей передачи

(9)

где

- угловая скорость ведущего вала;

- угловая скорость промежуточного вала замыкающей передачи;

- угловая скорость ведомого вала замыкающей передачи.

Если в цепи управления используется понижающий редуктор, четырехступенчатый редуктор для изменения передаточного отношения без разрыва передаваемого потока мощности и червячная передача, то угловую скорость червяка для каждой передачи определим из следующих зависимостей:

(10)

где - соответствующие передаточные отношения редуктора без разрыва передаваемого потока мощности при включении соответствующей передачи; - передаточное отношение понижающего редуктора; - передаточное число червячной передачи.

Второй дифференциал производит сложение двух вращательных движений: цепи управления и второго контура силового потока. Тогда для каждой включенной передачи имеются следующие угловые скорости корпуса второго дифференциала:

(11)

Корпус І дифференциала будет иметь следующие угловые скорости:

(12)

где - передаточное число междифференциальной передачи, расположенное между корпусами дифференциалов.

При сложении трех вращательных движений угловая скорость выходного вала будет:

, (13)

где - передаточное число цепи управления для разных передач;

- передаточное отношение второго контура силового потока;

- передаточное отношение первого контура силового потока (первый контур силового потока дает обратное вращение).

Кинематический расчет, выполненный графическим, способом совпадает с результатами аналитических расчетов.

Такие передачи можно использовать: в коробках передач; механизмах поворота гусеничных машин и в приводе вала отбора мощности. Конструктивно они выполняются по-разному и законы вращения выходного вала можно выбрать в зависимости от требований технологического процесса.

В седьмой главе рассмотрены вопросы, связанные с теорией и кинематическим расчетом механической зубчатой передачи.

В восьмой главе рассмотрены энергосберегающие приводы рабочих органов.

В девятой главе приведен экономический эффект от совершенствования некоторых элементов привода исполнительных рабочих органов и движителей.

Выводы

1. Установлено, что характерной особенностью современных энергонасыщенных тракторов (особенно колесных) это нарушение условий движения по сцеплению движителей на почвах с малой несущей способностью. Это особенно часто наблюдается при работе агрегата на низших передачах. Поэтому для постоянного поддержания уровня энергонасыщенности тракторов необходимо иметь сельскохозяйственные машины с рабочими органами-движителями, которые уменьшают зависимость массы трактора от его энергонасыщенности.

2. Для выполнения полевых работ с наименьшими энергетическими затратами необходимо обеспечить строго определенное значение кинематического коэффициента (отношение окружной скорости вращения диска движителя к поступательной скорости движения агрегата л), зависящее от глубины обработки. Так, при глубине обработки 15см кинематический коэффициент должен быть л ? 2..3.

3. Поддержание постоянного значения кинематического коэффициента обеспечивается путем изменения частоты вращения дисков-движителей. Поэтому возникает необходимость создания привода с постоянным режимом работы рабочих органов в зависимости от действительной поступательной скорости движения агрегата. При изменении урожайности или изменении плотности почвы возникает необходимость создания многорежимного привода ВОМ с изменением режимов без разрыва передаваемого потока мощности.

Предложен многорежимный привод ВОМ трактора в зависимости от действительной скорости движения агрегата с использованием пятого колеса.