Повышение эффективности колёсного фронтального погрузчика

Размещено на http://www.allbest.ru/

На правах рукописи

Специальность 05.20.01 - "Технологии и средства механизации сельского хозяйства"

Специальность 05.05.03 - "Колесные и гусеничные машины"

Автореферат диссертации

на соискание ученой степени кандидата технических наук

Повышение эффективности колёсного фронтального погрузчика с шарнирно-сочленённой рамой путём улучшения его поворотливости

Вершинский Леонид Валерьевич

Челябинск - 2008

Работа выполнена на кафедре "Теоретическая механика и ТММ" Федерального государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования "Челябинский государственный агроинженерный университет" и в ООО "ГСКБ ЧТЗ".

Научный руководитель:

доктор технических наук, профессор Позин Борис Михайлович

Научный консультант:

кандидат технических наук Трояновская Ирина Павловна

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Горшков Юрий Германович

кандидат технических наук, доцент Галимзянов Равиль Каюмович

Ведущее предприятие:

ЗАО "Челябинские строительно-дорожные машины"

Защита диссертации состоится "18" декабря 2008 г., в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 220.069.01 Челябинского государственного агроинженерного университета по адресу: 454080, г. Челябинск, пр. им. В.И. Ленина, 75.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Челябинского государственного агроинженерного университета.

Автореферат разослан "14" ноября 2008 г. и размещен на официальном сайте ФГОУ ВПО ЧГАУ http//www.csau.ru

Ученый секретарь диссертационного совета:

доктор технических наук, профессор Басарыгина Е.М.

Общая характеристика работы

Актуальность темы. Общий объём перевозок в сельском хозяйстве России превышает 4 млрд. т самых разнообразных грузов. В общих затратах труда на производство сельскохозяйственной продукции погрузочно-разгрузочные и транспортные работы составляют 40-45%. На внутрихозяйственных перевозках доля тракторного транспорта составляет 44% (в Норвегии - 94%, Германии - 70%, Венгрии - 77%).

В гражданском строительстве доля погрузочных и транспортных работ составляет 30…35 % его стоимости и до 50% трудовых затрат.

В технологическом цикле погрузчика транспортная составляющая занимает 60…80% времени. Большая часть движения погрузчика осуществляется по криволинейной траектории с постоянными радиусами и скоростями, что соответствует определению стационарного движения. Время движения погрузчика в рабочем цикле при рационально организованных схемах работы пропорционально радиусу поворота.

Большой объём погрузочно-разгрузочных работ в сельском хозяйстве и промышленности выполняется с помощью фронтальных колесных погрузчиков, стогометателей и других машин на тракторной или специализированной базе с "ломающейся" рамой.

Отличительной особенностью таких машин является существенное перераспределение вертикальных нагрузок на опорные колеса при складывании. Вертикальные нагрузки на колеса во многом определяют формирование тяговых усилий, которые, в свою очередь, влияют на минимальный радиус поворота, буксование колёс, мощность трения в контакте колёс с грунтом, следовательно, и на эффективность работы машины. кинематический криволинейный нагрузка погрузчик

Таким образом, задача повышения эффективности колёсного фронтального погрузчика путём улучшения его поворотливости представляет несомненный научный и практический интерес.

Исследование этой проблемы велось в порядке выполнения НИР ЧГАУ и НИОКР ГСКБ ЧТЗ.

Цель работы - повышение эффективности колёсного фронтального погрузчика с шарнирно-сочленённой рамой путём улучшения поворотливости за счёт изменения его схемы и параметров.

Задачи исследования:

- изучить влияние вертикальной консольно приложенной нагрузки на кинематические связи, наложенные на фронтальный погрузчик с шарнирно-сочленённой рамой в криволинейном движении, при различных его конструктивных схемах и параметрах;

- разработать математическую модель стационарного поворота шарнирно-сочленённой машины с консольно приложенной вертикальной нагрузкой и экспериментально проверить её адекватность происходящим при повороте процессам;

- изучить изменение характеристик криволинейного движения погрузчика в зависимости от его схемы, параметров, величины груза в ковше и грунта;

- оценить влияние конструктивной схемы и параметров погрузчика на его эффективность.

Объект исследования - процесс стационарного поворота фронтального погрузчика с шарнирно-сочленённой рамой и гидростатической трансмиссией.

Предмет исследования - характеристики процесса стационарного поворота фронтального колесного погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой и гидростатической трансмиссией, нагруженного консольной вертикальной силой.

Методы исследования. Исследования проведены с использованием методов теоретической механики, теории тракторов и автомобилей, вычислительной математики и математической статистики.

Научная новизна

- установлены кинематические связи, наложенные на колесный фронтальный погрузчик с шарнирно-сочлененной рамой в криволинейном движении, нагруженный консольной вертикальной силой и записаны их уравнения;

- разработана математическая модель стационарного поворота колесного фронтального погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой с учетом особенностей силового и кинематического взаимодействия колес с грунтом при консольной вертикальной нагрузке; разработана программа ее численной реализации в пакете MathCAD;

- установлены закономерности изменения характеристик криволинейного движения колесного фронтального погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой в зависимости от его схемы, параметров, массы груза в ковше и грунта (радиусы поворота, силовые факторы в контакте колес с грунтом, буксование, скольжение, мощность трения).

Практическая ценность работы

- разработанная модель движения фронтального колёсного погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой в режиме стационарного поворота и программа ее численной реализации позволяют на ранней стадии проектирования обоснованно выбирать его конструктивную схему и основные параметры, исходя из заданных требований и условий эксплуатации;

- разработанные практические рекомендации позволяют усовершенствовать колесный погрузчик ПК-5, а также семейство сельскохозяйственных и дорожно-строительных машин на единой модульной базе и другие колесные машины, разрабатываемые ООО "ЧТЗ-Уралтрак".

Реализация работы. Разработанная методика расчёта характеристик поворота использовалась ГСКБ ЧТЗ при проектировании колёсных машин:

- погрузчика ПК-5 (опытный образец);

- виброкатка ВК-24 (товарная продукция);

- компактора БКК-1 (товарная продукция).

Апробация работы. Основные результаты исследований доложены и обсуждены:

- в ЧГАУ на научно-технических конференциях (2004, 2006, 2007, 2008 гг.);

- на научно-технической конференции "Актуальные проблемы автомобильного, железнодорожного, трубопроводного транспорта в Уральском регионе", г. Пермь (2005 г.);

- в ЮУрГУ на научно-технических конференциях (2007, 2008 гг.);

В полном объёме диссертационная работа заслушана и обсуждена на расширенном заседании кафедр "Тракторы и автомобили", "Эксплуатация машинно-тракторного парка", "ТМ и ТММ" ЧГАУ (2008 г.) и НТС ООО "ГСКБ ЧТЗ" (2008 г.).

Публикации. Основные положения диссертации опубликованы в шести научных работах.

Структура и объём работы. Диссертационная работа изложена на 128 страницах основного текста, включая 66 рисунков, 46 таблиц; состоит из введения, четырех глав, выводов, списка литературы (152 наименования) и 12 приложений.

Основное содержание работы

Во введении обоснованы актуальность темы, цель работы, сформулированы научная новизна и практическая полезность. Даётся общая характеристика и краткое содержание диссертации.

В первой главе "Состояние вопроса. Цель и задачи исследования" рассматриваются транспортные и погрузочно-разгрузочные работы в основном сельскохозяйственном производстве, сельском и гражданском строительстве, роль и место фронтальных погрузчиков при выполнении этих работ. Анализируются технологические циклы фронтальных погрузчиков. Показывается, что улучшение поворотливости, главной характеристикой которой является минимальный радиус, - один из основных путей совершенствования фронтальных погрузчиков и повышения их эффективности. Проанализированы состояние и развитие теории стационарного поворота колёсных машин, исследования взаимодействия площадки контакта колеса с грунтом на повороте с учетом их скольжения и упругих свойств шины. На ранних этапах развития теории в основе моделей взаимодействия колеса с грунтом на повороте лежало представление о жёстком колесе (Н.Е. Жуковский, Е.Д. Львов, Я.М. Певзнер, Д.А. Чудаков). В дальнейшем получила развитие теория упругого колеса, учитывающая боковой и угловой увод без скольжения (Г. Брулье, Я.М. Певзнер, В.В. Редчиц, И. Рокар) и со скольжением колеса по грунту (В.В. Ларин, К.Ю. Машков, Ю.Л. Рождественский), применяемая в основном в моделях движения быстроходных машин. В последние годы получает распространение теория, основанная на представлении взаимодействия колеса с грунтом как фрикционной пары (А.С. Антонов, Ю.А. Брянский, Г.В. Казаченко, Ф.А. Опейко, И.П. Трояновская).

Сформулированы цель и задачи исследования.

Во второй главе "Теоретические исследования поворотливости фронтальных погрузчиков" показано, что специфика нагружения опорных колёс фронтальных погрузчиков консольно приложенной силой не позволяет использовать напрямую известные методы описания криволинейного движения. Сформулирована концепция модели стационарного поворота колесного фронтального погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой и консольно приложенной вертикальной силой. Составление модели поворота фронтального погрузчика в диссертации основано на подходе И.П. Трояновской, развившей идеи Ф.А. Опейко. В основе этого подхода лежит представление о машине, взаимодействие колёс которой с грунтом происходит посредством плоских площадок, составляющих с ним пары с переменными коэффициентами трения. Мгновенные центры скольжения (МЦС) площадок удовлетворяют условиям ортогональности, а их координаты и коэффициенты трения зависят, вообще говоря, от некоторых характеристик движения. Этот подход позволяет рассматривать каждое колесо отдельно, с действующими на него нагрузками, размерами следа и динамического радиуса, скольжения и буксования.

Силы, действующие на колесо со стороны грунта (рисунок 1), приведенные к центру скольжения площадки, определяются по формулам

где TX, TY, M - поперечная, продольная составляющие силы сопротивления (сцепления) и момент этих сил, приведенный к МЦС;

о, з - текущие координаты точки контакта;

q - давление на грунт в точке с координатами (о, з);

ц - коэффициент сцепления колеса с грунтом в точке с координатами (о, з), равный отношению элементарной силы трения (сцепления) dT к элементарной нормальной силе - qdF;

P - внешняя сдвигающая сила;

V - скорость скольжения в точке с координатами (о, з);

С - мгновенный центр скоростей.

Коэффициент трения в точке площадки с координатами (о, з) записывается в виде

, (2)

где цд - коэффициент сцепления при полном скольжении;

ч, л - характеристики взаимодействия колеса с грунтом, учитывающие их деформативные свойства;

kд - скольжение в точке.

Скольжение kд определяется как отношение скорости скольжения в точке к теоретической скорости колеса и записывается с помощью координат МЦС площадки и центра поворота машины:

, (3)

где xci, yci - координаты центров скольжения площадок в системе XY (рисунок 1).

Рисунок 1. Схема изотропного взаимодействия площадки контакта колеса с грунтом

Симметричный рисунок протектора колеса и практически одинаковые в обоих направлениях размеры площадок контакта шин с грунтом позволяют принять допущение об изотропии их взаимодействия и принять ц = цх = цу.

Система уравнений криволинейного движения четырёхколёсной машины содержит 10 неизвестных величин (xi, yi, i=0…4), определяющих действующие на неё силы (рисунок 2).

Рисунок 2. Силовая схема поворота машины с шарнирно-сочлененной рамой

Для описания плоского движения твёрдого тела существуют три уравнения механики. В случае стационарного движения обычно пользуются уравнениями Даламбера, которые при малых скоростях фактически превращаются в уравнения равновесия. Недостающие для однозначного определения неизвестных семь независимых уравнений даются вытекающими из условий ортогональности уравнениями связей:

- геометрических

, (4)

- кинематических

(5)

где - теоретическая скорость i-го колеса;

щ - угловая скорость машины.

В, lp, lz - геометрические параметры машины;

А - шарнир складывания; г - угол складывания

Для исследуемой машины, в силу особенностей её трансмиссии и конструктивной схемы, связи, наложенные на неё, приобретают ряд новых свойств, проявляющихся в их уравнениях.

Гидростатическая трансмиссия допускает управляемое и неуправляемое продольное кинематическое несоответствие (k):

, (6)

где - расстояние от центра поворота до МЦС i-го колеса в общей системе координат;

Vi - скорость i-го колеса.

Консольно приложенная вертикальная сила приводит к нагрузкам на колёса машины, различающимся до 5 - 7 раз, различным их статическим радиусам и, как следствие, поперечному и дополнительному продольному кинематическим несоответствиям. С учётом этого равенство (6) записывается в виде

, (7)

где ri - статический радиус i-го колеса.

Кроме того, изменяются силовые свойства дифференциальных связей. Тяговые усилия колёс подчиняются соотношениям

; (8)

. (9)

Два уравнения геометрических связей упрощаются и, на основании теоремы ортогональности, имеют вид; .

Таким образом, модель стационарного поворота машины с шарнирно-сочленённой рамой записывается в виде системы уравнений:

Решение системы уравнений (10) позволяет найти координаты МЦС колёс и центра поворота машины и затем все кинематические, силовые и мощностные характеристики движения: радиусы поворота, усилия в контакте колес с грунтом, буксование и скольжение колес, мощность на повороте и др.

В третьей главе "Экспериментальные исследования" изложены цель, задачи, методы проведения экспериментов, оценка их погрешностей и результаты. Эксперименты проводились на опытном образце фронтального погрузчика ПК-5 на площадках с различной несущей поверхностью (бетон, суглинок) испытательной базы ООО "ЧТЗ-Уралтрак". При лабораторно-полевых исследованиях применялся измерительный комплекс подвижной тяговой лаборатории СДЛ-30, а также некоторые дополнительные приборы и приспособления. До и после экспериментов проводилась контрольная тарировка всех приборов и приспособлений. Внутреннее давление в шинах погрузчика поддерживалось на уровне 0,26 МПа.

Нагружение погрузчика имитировалось мерными грузами, располагаемыми в ковше. Радиусы поворота замерялись по следам струйных маркеров, закрепленных на корпусе погрузчика у переднего внутреннего колеса (RВ) и заднего наружного колеса (RН). Движение осуществлялось при скорости, соответствующей 1м/с на прямом ходу.

Тяговые усилия колёс погрузчика в движении находились путём измерения давления рабочей жидкости в гидромоторах, максимальное усилие по сцеплению - протаскиванием его при заторможенных колёсах.

Прямым экспериментом определялись геометрические размеры и весовые характеристики машины, угол складывания, динамические радиусы колес, кинематическое несоответствие, заданное трансмиссией, размер и форма площадки контакта при различных видах нагружения, коэффициенты сопротивления движению и сцепления. Коэффициент л, входящий в формулу (2), определён косвенным экспериментом. Для этого находилась зависимость среднего квадратического отклонения (у) экспериментальных тяговых усилий заднего наружного колеса от теоретически найденных при решении системы (10) в функции л. Значение л, соответствующее минимальному у, принималось для дальнейших расчётов.

Характер изменения тягового усилия при определении коэффициента сцепления свидетельствует о том, что в формуле (2) коэффициент ч может быть принят равным нулю.

Обработка экспериментов проводилась на ЭВМ с использованием пакетов Excel, AutoCAD, MathCAD. Оценка погрешностей измерений выполнялась с помощью критерия Стьюдента, коэффициента корреляции, критерия согласия Пирсона и относительного отклонения.

Для проверки адекватности модели происходящим при криволинейном движении процессам теоретические зависимости радиусов поворота и тяговых усилий колёс от угла складывания(16 вариантов), найденные из решения системы уравнений (10), сравнивались с экспериментальными, которые аппроксимировались подходящими функциями. Близость аппроксимирующих функций опытным данным оценивалась критерием согласия Пирсона (радиус поворота) и относительной ошибкой (тяговые усилия колёс) (рисунки 3, 4).

Рисунок 3. Зависимость радиуса поворота R наружного заднего колеса от угла складывания г (суглинок, груз в ковше 2 т)



Рисунок 4. Зависимость тяговых усилий Ty ведущих колес от угла складывания г (суглинок, груз в ковше 2 т)

Критерий Пирсона нигде не был меньше 0,97, а наибольшее отклонение теоретических значений радиусов и тяговых усилий от экспериментальных не превышало 10%.

В четвёртой главе "Оценки и практические рекомендации" с использованием разработанной модели изучено влияние грунта, схемы и параметров погрузчика, а также режима его нагружения на характеристики поворота. Для оценки влияния грунта дальнейшие расчёты выполнены для бетона (цД=0,706; f=0,055; л=0,5) и рыхлого суглинка (цД=0,5; f=0,15; л=0,55).

Поворотливость погрузчика оценивалась величиной радиуса поворота заднего внутреннего колеса Rmin, измеряемого от центра поворота машины до центра его опорной площадки и отклонением его (ДR) от кинематического радиуса Rk, измеренного от точки пересечения линий передней и задней осей до центра той же площадки. Поворотливость погрузчика существенно зависит от его конструктивной схемы, величины груза в ковше и грунта (рисунки 5, 6).

Особенностью криволинейного движения погрузчика с передним балансиром является переход машины на трёхопорную схему опирания, когда при некотором грузе в ковше заднее наружное колесо разгружается полностью.

Ориентация балансира при малых нагрузках в ковше практически не влияет на отклонение действительного радиуса от кинематического. При отсутствии груза в ковше ДR не превышает 2% Rk. При номинальном грузе в ковше m = 5 т и угле складывания рамы 40є это отклонение на бетоне составляет 5%, на рыхлом суглинке - 10%. При грузе в ковше близком к опрокидыванию погрузчика m = 11 т и заднем балансире они отличаются на бетоне на 15%, на рыхлом суглинке - на 54%, при переднем балансире - на 17 и 53% соответственно. На разных грунтах наблюдается разное соотношение Rmin и Rk: на грунте с высокой несущей способностью (бетон) Rmin > Rk (недостаточная поворотливость), а на грунте с низкой несущей способностью (рыхлый суглинок) Rmin < Rk (избыточная поворотливость). Продольное кинематическое несоответствие, задаваемое трансмиссией, при любой ориентации балансира мало влияет на величину минимального радиуса поворота. Так, при 0,85 ? k ? 1,15 минимальный радиус поворота на бетоне и рыхлом суглинке при грузе в ковше 5 т не превышает 5-6%. При отсутствии груза в ковше это значение не превышает 2%.

Рисунок 5. Зависимость минимального радиуса Rmin, м, от груза в ковше m (передний балансир, k=1, г=400)



Рисунок 6. Зависимость минимального радиуса Rmin, м, от груза в ковше m (задний балансир, k=1, г=400)

При отсутствии груза в ковше и любой ориентации балансира тяговые усилия на колесах одной оси близки по своим значениям. Наличие груза в ковше приводит к перераспределению весовой нагрузки и тяговых усилий между колесами.

Независимо от ориентации балансира существует некоторое соотношение кинематического несоответствия и массы груза в ковше, при котором суммарные тяговые усилия передней и задней осей выравниваются и, более того, режим движения колёс оси с меньшей суммарной теоретической скоростью может меняться с ведущего на тормозной (рисунок 7).

Буксование i-го колеса определяется формулой

. (11)



Рисунок 7. Зависимость тяговых усилий Ту колес от кинематического несоответствия k (бетон, груз в ковше 5 т, угол складывания =400)

Наличие груза в ковше (m = 5 т) приводит к различной вертикальной нагрузке на колеса, при этом буксование разных колёс отличается в десятки раз. При k = 0,85 на бетоне и переднем балансире наибольшее буксование заднего внутреннего колеса достигает 0,308; при заднем балансире - 0,214, на рыхлом суглинке - 0,431 и 0,320 соответственно (рисунок 8).



Рисунок 8. Зависимость буксования д от кинематического несоответствия k (рыхлый суглинок, груз в ковше 5 т, угол складывания г = 400)

Мощность трения определяется формулой

(12)

где Mi - момент трения i-го колеса, приведенный к его мгновенному центру скольжения;

щ - угловая скорость движения машины,

;

Суммарная мощность трения, как функция кинематического несоответствия, независимо от ориентации балансира имеет локальный минимум. Для ПК-5 при грузе в ковше m = 5 т минимальная суммарная мощность трения достигается при кинематическом несоответствии k = 1,1. Отклонение кинематического несоответствия от оптимального значения на 15% приводит к росту мощности трения в 2,5-3,3 раза. При этом наблюдается ее неравномерное распределение между колёсами. Например, при переднем балансире и k = 0,85 мощность трения внутреннего и наружного колёс задней оси различается в 6,4 раза, а между наружными колесами передней и задней осей - более чем в 10 раз.

Смещение вертикального шарнира в продольном направлении от середины базы (ДL) существенно определяет величину оптимального по мощности трения кинематического несоответствия. Для дальнейшего смещение вперёд будем считаем положительным (+ДL),смещение назад - отрицательным (-ДL).

При грузе в ковше m = 0 и ДL = 0 минимум мощности трения достигается при продольном кинематическом несоответствии: k = 1. При смещении положения вертикального шарнира вперед (ДL = + 0,5 м) минимум мощности трения соответствует k = 1,05, при смещении назад (ДL = - 0,5 м) k = 0,95. Изменение кинематического несоответствия от оптимального значения в указанных выше пределах приводит к увеличению мощности трения в два и более раз.

Наличие груза в ковше вызывает увеличение оптимального значения продольного кинематического несоответствия. Так, при грузе в ковше 5 т и ДL = 0 минимум мощности трения соответствует продольному кинематическому несоответствию - k = 1,05. При ДL = +0,5 м минимум мощности трения достигается при k = 1,1, при ДL = - 0,5 м k = 1 соответственно (рисунок 9).



Рисунок 9. Зависимость суммарной мощности трения Nтр от кинематического несоответствия k (передний балансир, рыхлый суглинок, г=400)

Для погрузчика ПК-5 минимальное значение мощности трения достигается при ДL = - 0,3 м, k = 0,95 (m = 0) и k = 1 (m = 5 т).

Погрузчик при схеме с двумя ведущими осями затрачивает на повороте мощности меньше, чем при любой другой схеме управления. В движении с грузом 5 т и ведущей передней осью мощность трения на бетоне примерно равна мощности с двумя ведущими осями, а с задней ведущей осью - в четыре раза больше. На рыхлом суглинке мощность трения с передней ведущей осью в два раза больше, чем с двумя ведущими осями, а с задней ведущей осью машина теряет подвижность (рисунки 10, 11).



Рисунок 10. Зависимость суммарной мощности трения Nтр от схемы управления машиной (передний балансир, k=1, бетон, угол складывания г=400)

Рисунок 11. Зависимость суммарной мощности трения Nтр от схемы

управления машиной (передний балансир, k = 1, рыхлый суглинок, угол складывания г=400)

Таким образом, во всех случаях лучшей является машина с двумя ведущими осями. При схеме управления с одной ведущей осью лучшей в этом смысле оказывается машина, у которой ведущая ось расположена ближе к ковшу.

Основные выводы

1. Криволинейное движение колесного фронтального погрузчика с шарнирно-сочленённой рамой, нагруженного консольно приложенной вертикальной силой, сопровождается перераспределением нагрузок на колёса (у исследуемого погрузчика пяти-семикратное различие), порождающим изменение наложенных на него кинематических связей. Уравнения связей, учитывающие нагружение каждого колеса отдельно, позволяют установить закономерности изменения задаваемых трансмиссией продольного и поперечного кинематического несоответствия и силовых дифференциальных связей.

2. Разработанная математическая модель стационарного поворота шарнирно-сочленённой машины с новыми уравнениями связей, адекватность которой проверена натурным экспериментом (отклонение экспериментальных значений радиусов поворота и тяговых усилий колес от теоретических не превышает 10%), позволяет совместно решить кинематическую и силовую задачи и найти все характеристики криволинейного движения, которые существенно зависят от грунта, конструктивной схемы машины, величины груза в ковше (m) и кинематического несоответствия, задаваемого трансмиссией (k).

3. При любой ориентации балансира без нагрузки в ковше (m = 0) действительный радиус R практически не отличается от кинематического радиуса Rk: ?R = R - Rk ? 2% Rk. При номинальном грузе (m = 5 т) на бетоне ?R = 5% Rk, на рыхлом суглинке ?R = 10% Rk. При грузе в ковше близком к опрокидыванию погрузчика (m = 11 т) на бетоне ?R = 15-17%Rk, на рыхлом суглинке ?R = 50%Rk (угол г = 40є). Продольное кинематическое несоответствие, задаваемое трансмиссией (k = 0,85…1,15), при любой ориентации балансира мало влияет на величину радиуса поворота. Независимо от величины груза в ковше на бетоне наблюдается недостаточная поворотливость (Rmin > Rk), а на рыхлом суглинке - избыточная (Rmin < Rk).

4. При отсутствии груза в ковше тяговые усилия колёс при любом балансире близки. При m = 5 т на рыхлом суглинке различие тяговых усилий колёс достигает: при заднем балансире - 2,3, при переднем - 4,3 раза. На бетоне это различие достигает 40%. При некоторых сочетаниях углов складывания и кинематического несоответствия режим движения колёс оси с меньшей суммарной теоретической скоростью меняется с ведущего на тормозной.

5. Буксование колёс д может отличаться в десятки раз (при m = 5 т, k = 0,85 и переднем балансире на бетоне д = 0,017…0,308, на рыхлом суглинке - д = 0,091…0,431).

6. Мощность трения в контакте колес с грунтом существенно определяется продольным кинематическим несоответствием, задаваемым трансмиссией (k), положением вертикального шарнира складывания на продольной оси машины, числом и положением ведущих осей, грузом в ковше и грунтом.

Суммарная мощность трения, как функция кинематического несоответствия, имеет локальный минимум Nmin при любой ориентации балансира. Смещение вертикального шарнира в продольном направлении от середины базы ДL существенно определяет величину оптимального кинематического несоответствия (kopt). При отсутствии груза в ковше (m = 0) и ДL = 0 kopt = 1, при ДL = +0,5 м kopt = 1,05, при ДL = - 0,5 м kopt = 0,95. Отклонение кинематического несоответствия от оптимального значения на 15% приводит к росту мощности трения в 2,5-3,3 раза. Наличие груза в ковше вызывает смещение оптимального значения продольного кинематического несоответствия в сторону его увеличения.

Для погрузчика ПК-5 минимальное значение мощности трения достигается при ДL = - 0,3 м, k = 0,95 (m = 0) и k = 1 (m = 5 т).

Потери на трение с ведущей задней осью при m = 5 т на бетоне в четыре раза больше, чем с передней или двумя ведущими осями; на рыхлом суглинке ведущая задняя ось не обеспечивает подвижность, а у машины с передней ведущей осью потери на трение в два раза больше, чем у полноприводной. Таким образом, машина с двумя ведущими осями по затратам мощности при криволинейном движении предпочтительнее.

Распределение мощности трения между колёсами существенно различается. Для погрузчика ПК-5 с грузом в ковше m = 5 т и k = 0,85 различие достигает 6,4 раза для колёс задней оси и более 10 раз для колес разных осей.

7. Фронтальный колёсный погрузчик с задним балансиром допускает больший угол складывания. Замена ориентации балансира у погрузчика ПК-5 с переднего на задний позволяет при m = 5 т увеличить угол складывания с 30 до 40є, что приводит к уменьшению Rmin с 4,1 до 2,6 м с увеличением его производительности в среднем на 20%.

Экономический эффект от внедрения разработанных в диссертации рекомендаций по улучшению поворотливости погрузчика ПК-5 за счёт изменения его конструктивной схемы превысит 1 900 тысяч рублей на одну машину за срок службы (девять лет) в ценах 2007 года.

Основные публикации по теме диссертации:

Статьи в журналах, рекомендуемых ВАК РФ

1. Позин Б.М., Трояновская И.П., Вершинский Л.В. Особенности поворота фронтального погрузчика на базе колесной шарнирно-сочлененной машины // Вестник ИжГТУ. - Ижевск: изд-во ИжГТУ. Вып. 4(36), 2007, с. 17-21.

2. Позин Б.М., Трояновская И.П., Вершинский Л.В. и др. Влияние конструктивной схемы колесного фронтального погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой на эффективность его работы // Строительные и дорожные машины, 2008, №5, с. 31-33.

Статьи в материалах конференций и других изданиях

1. Вершинский Л.В., Переплетчик О.А., Позин Б.М. и др. Ограничения тяговых свойств колесного трактора при различных схемах трансмиссии // Материалы XLIII науч.-техн. конф. ЧГАУ. Ч.2. - Челябинск: ЧГАУ, 2004, с. 212-217.

2. Вершинский Л.В., Переплетчик О.А., Позин Б.М. и др. Поворотливость сочлененной колесной машины // Материалы международной науч.-техн. конф. "Актуальные проблемы автомобильного, железнодорожного, трубопроводного транспорта в Уральском регионе". - Пермь: ПГТУ, 2005, с. 249-255.

3. Вершинский Л.В., Позин Б.М., Трояновская И.П. Модель стационарного поворота колесной машины с шарнирно-сочлененной рамой // Вестник ЧГАУ. Т.47. - Челябинск, 2006, с. 17-21.

4. Вершинский Л.В., Костюченко В.И., Позин Б.М. и др. Экспериментальные исследования стационарного поворота колесного погрузчика с шарнирно-сочлененной рамой // Вестник ЧГАУ. Т.47. - Челябинск, 2006, с. 22-29.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на Allbest.ru

...