Добавил:

ivanov666 Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Башкирский Государственный Аграрный Университет

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

книги из ГПНТБ / Алферов, С. А. Динамика зерноуборочного комбайна

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

22.10.2023

Размер:

11.7 Mб

Скачать

☆

<<< < Предыдущая 1 23 / 263 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

где	Nnep, n и Nnep,з — мощность				на	передвижение	машины,
			передаваемая соответственно				передними
			и задними		колесами;
	N 6. п и	N 6, g — мощность на буксование, затрачиваемая
			соответственно			передними и	задними
			колесами.
	Эти мощности вычисляют по следующим уравнениям:
	R пер. п	R	ч . цф/и	N e , п ~	R d	®я) А;;_пфпі
	А пер.з	R Ô^ M R H . зФзі		A g з =	A 3 (<йв <Ом) R H, зфз,
		N общ ~	R d V n R u . пфп -Г А з« зА „ . зф3.
				<4*

Рис. 6. Схемы самоходных уборочных шасси:

а — с блокированным приводом задней оси без межосевого дифференциала; б — с меж осевой обгонной муфтой: 1 — двигатель; 2 — коробка передач; 3 — планетарный редук тор; 4 — обойма обгонной муфты; 5 — ролик; 6 — звездочка; i$ р , іQ , іпл% р — пере

даточное число соответственно бортового редуктора, дифференциала и планетарного редуктора

Общий к. п. д. ходовых колес

N пер. п ~Ь N п			R Ö^ MR H . лфя		R Ô^ M R H . зФз
	N.общ		Rd^n^H. пф/1 H“ RÔ^JRH. зфз
Вынося	или (Оо	из последнего		выражения,		получаем
	t R H - ntyn	~f~ R H - зФз	__		RH.кФп ~І~ RH-зФ		. (1.40)
	RH.Mn+RH.BVs^r		Ш3		Wn	зФз
	RH.Mn+RH.BVs^r		Ш3		/гфл	зФз
			.Ѣ		\	9п	сом
		Буксобание V		с]к	\	\	сом
		Буксобание V		с]к	Буксобание	\
		Ым\ Скольжение				Скольжение
		и>„ \[^3
		г			3
У>п					Рис. 7. Режимы ра
9>з\	им				Рис. 7. Режимы ра
9>з\	им				боты ходовых колес
Буксобание \ у	Шг				уборочного		шасси:
\ \Смльжение					а — с блокированным
\ \					приводом задней оси;
\	\				б — с межосевой об
- 9 1	\Ѵ				б — с межосевой об
- 9 1						гонной муфтой

При определении коэффициента г\х к по формуле (1.40) воз

можны три случая:
1) -? - <		Ь	тогда	ѣ > і \ Х'К>				т)я;
2 ) - ^ Г	>	1 ’	Т0ГДа	Ъ	<	Ч х . к <		IV ,
Чѵі								цп.
3)	=	j,	тогда	Т)3	=	Г)А, К =		цп.
wn
Второй случай. Включены передний и задний мосты (см.
рис. 7, а\	режим 2);			энергетический					баланс / (см. рис. 8). При
этом соблюдаются условия
			0 < _2L<				1	а	1,
					гл		' У		у
откуда ф„ >		0,	а <р3 < 0.

В этом случае сумма касательных реакций задних колес RH-3ф3 направлена в сторону, противоположную направлению движения агрегата, и на рис. 6 коэффициент тяги задних колес обозначен ф3-. При этом, очевидно, суммарное сопротивление пути при устано вившемся движении будет = ф„#н. „ — | фэ|^„.а-

Общая мощность, передаваемая от двигателя через привод передним колесам,

R общ. п —	R пер. п “ H R б. п —(—R пру
где Nnp — промежуточная	циркулирующая		мощность.	колесам,
Общая мощность, передаваемая от		привода задним
Nобщ. з = NCK.з		NПр,
где NCK' з — мощность, затрачиваемая		на	скольжение	задних
колес.


Рис.	8.	Энергетические				ба
лансы ходовой части самоход
		ного шасси:
/ — включены оба			моста;		цир
куляция		промежуточной			мощ
ности,		обгонной	муфты			нет;
I I —ведет передний мост, обгон
ная муфта выключена; I I I —ве
дут оба моста, обгонная муфта
включена; N m p n K			и N mp-			3 к
— мощность на преодоление сил
трения	соответственно			для		пе
ре дних и задних				колес

Составляющие выражений			для	определения величин		No6ui, „
И N общ. 3
N пер. п =	R<№M (фnRu. п	I фз I ^ н . з)>		R б. п ~	R д (®л ®JH) R H. /гФт
R пр	R d ^ M $ н . з I Фз \|i R		ск. 3	R d (®JH	®з) R H. з \| фз \|-
Дополнительная мощность			ДNnp для обеспечения циркуляции
промежуточной мощности Nnp
	ANnp = ( l - r j ) N np,
где 1] — к. п. д. коробки		передач. .				ANnp
Общий к. п. д. ходовых колес і\х- к без учета величины

„__ ______Nnep, п_____ _________ Nпер, п________

Л’ К

N общ. п + N общ. з

А пер. п + Ng. п + N CK . з

Как видно из последнего выражения, промежуточная мощность в общий к. п. д. ходовых колес не входит.

Подставляя в это выражение				значения величин Nnep_n,		N6, „
и NCK.a,	после сокращений и преобразований получаем
	Пх. к		R H. яф/г — R H. з 1фэ 1		(1.41)
			<*>л	СО

			R-H.n'Ÿn	R H.3 I фз I ——
Так	как W/г <	1, то г) х к <		цп.		хо
Таким образом,		циркуляция промежуточной мощности в

довой системе самоходных шасси снижает общий к. п. д. этой системы.

Для сельскохозяйственных агрегатов циркуляция промежу точной мощности не характерна, так как она возникает только при линейных скоростях колес, близких к скорости машины, и при соблюдении условий <»3 <С и>м ■< озп или (о„ < (оЛ •< «3, т. е. при небольших значениях коэффициентов ср„ и ср3. Это воз можно лишь в хороших дорожных условиях, когда нет необхо димости включения дополнительной ведущей оси уборочного шасси. В связи с этим в самоходном шасси СШ-45 предусмотрено автоматическое выключение заднего моста с помощью специаль

ной	реверсивной обгонной муфты					при	достижении		0,95.
Третий случай.			Ведущим		является		только	передний	мост
(см. рис. 7, а\ режим 3)\				энергетический			баланс	II (см. рис. 8).
При	этом соблюдаются			следующие условия:
			0 <	ЫМ		«ж
				«я < 1 ,		ш3 > 1 ,
откуда срп > 0,		а ср3 < 0.
Суммарное		сопротивление пути при движении шасси
			Rty =	фnRn. п		I Фз I R H. з-
Общая мощность, передаваемая передним колесам от двигателя
через привод,
		R общ —		R пер. п	R б. г. ~f“ R пот.зу
где	Nпот, з — мощность, передаваемая задним колесам и теряемая
	в передачах и на скольжение.
R пер. п ~ R d ^ M (фnR n . п				[ Фз \| R	H. з)>	R б.п	R d (ф« '	фл) ФnR n . nr
	R пот. з =		R d ^ M	I Фз I R H. 3i		R общ	R d ^ n ty n R n . n-
Общий к. п. д. r\X K колес в этом случае
		_	R пер, n	mм '		fpnRh. n	I фз ! R H. э		/ J л

х *К

N общ

Cin

tynRu. п

где

		Фз	Мтрід .
			Цз. м ^д ^н - э

М тр — момент сил трения в передаче заднего моста;
ід — передаточное		число	дифференциала;
Ч з . м — • к. п -	Д- заднего моста.
С а м о х о д н о е ш а с с и с о б г о н н о й м у ф т о й
в п р и в о д е	в т о р о й	о с и	(см. рис. 6, б). Обгонная муфта
привода заднего моста		включается заклиниванием роликов 5
при сооб ;5 * o)3ä,	где сооб и созв— угловые скорости обоймы 4 и звез

дочки 6. Рассмотрим работу обгонной муфты при следующих условиях.

Первое условие. Передние и задние колеса не имеют буксования

скольжения,

т. е.

со„ =

со3 =

сож. Тогда

сооб = со„іб Лд -r-î— ,

' ѵ

Іпл. р

созв =

со3іб. При этом

-~Л~.

Так

как

іпя. Р> к р , то

co3S >> сооб. В этом случае обгонная муфта будет

выключена.

Второе условие. Передние колеса буксуют, задние не имеют

скольжения,

т. е. соя >

соЛ. Тогда

со3 =

сож =

(1 — 6) соя,

где Ô— коэффициент

буксования

передних

колес,

сооб =

соя х

X к

Рід ~ г—

, а

и*

= (1 — Ô) сопід. При

этом -J-6 =

ту—

---- .

t-пл. Р

®3в

U ---- О) 1ПЛ. р

При включении ^іуфты

— 1. В этом случае имеем

l - ô «

іб. р

ИЛИ

Ôw

= 1 ------ ,

Іпл. р

'ПА. р

где

8вК— коэффициент буксования передних колес

при

вклю

чении обгонной муфты привода задних колес.

Третье условие. Передние и задние колеса работают с буксова

нием, т. е. соя >

со3 >> соЛ. При включенной

муфте jo.'з_ __

*б. р

Так

как

со*

1 и

Іпл. р

то

коэффициенты

ф„ и ср3 положи-

„

(jjg

тельные

Wfi

и определяются из выражений

(рис. 7, б; режим

Фп = а —

ф3 = а-

1 + с -

1 + С -

где a, b

и с — постоянные

из уравнения

(1.18).

Так

как

то

СО*

'ПА. р

Тогда

Іб. р

Фз

1 + с -

ÙM

в Іпл. р

(1.43)

со„

Іб. р

Так как обычно принимают іпл_р ^> іб. р, то фэ < ср„. Таким образом, при равных нормальных реакциях RH,n = RH3 в оди наковых условиях задний мост будет развивать всегда значительно меньшее тяговое усилие, чем передний, что и наблюдается в дей ствительности.

Рассмотрим два возможных режима работы ходовых колес самоходного шасси с обгонной муфтой и определим общий к. п. д.

Первый режим. Ведут оба моста; обгонная муфта включена. При этом соблюдаются условия (см. рис. 7, б; режим 1):

	0	< ^ < I		о < ^ -	1ПА. р
		Ф г	’	^ ш3	Фі г'б. р < 1,
откуда ф„ >	0	и фз >	0.		энергетический баланс III
Такому	режиму		соответствует		энергетический баланс III

(см. рис. 8). К- п. д. ходовых колес при этом соответствует к. п. д. колес шасси с блокированным приводом второй оси (см. первый

случай). С учетом			того,	что	Фі	=	!6' р	<< 1,
			Фи		Фі		Іпл. р
		Т]х. к	Фи		R H. яфя ~Т R H. зфз				(1.44)
		Т]х. к	Ф і					іб. р ’	(1.44)
			Ф і					іб. р ’
				R H- пЧ’п			R H. эфз Іпл. р
				Лз >	Л*. к >		Ля-
При	этом	г)3 =	Ф>	^ • ~пл' р , но				так как - ”- g- > 1, то
г		13	Ф>	со„	16. р				іб.р
Лз > Лп	ИЛИ	Лз =	Ля	•

Таким образом, передние колеса самоходного шасси с межосе вой обгонной муфтой имеют всегда повышенное буксование и, следовательно, меньший к. п. д. г\п, чем задние колеса, в одина ковых дорожных условиях. Все полученные ранее выражения для определения к. п. д. и энергетического баланса будут верны, если считать, что величина Р^, состоит из сопротивления перека тыванию и усилия на крюке.

Второй режим. Ведет только передний мост; обгонная муфта выключена (см. рис. 7, б; режим 2). При этом соблюдаются усло

вия							> 1,
			0	Ф і	’	а	> 1,
			0	< ^ - < 1 ,		а
откуда Ф„ >		0, а фз <		0.			энергетический	баланс	II
Этому	режиму		соответствует				энергетический	баланс	II
(см. рис.	8)	и рассмотренный третий случай для шасси с блоки
рованным приводом			второй		оси. При этом
				_ Фи	_R H. яфя— R H. 3 I фз I			/ j	4 g \
		Х' К			R H. rtfп

Так как | ф3 | > 0, то л*, к < Ля-

Опорно-тяговые показатели. Опорно-тяговые показатели само ходных уборочных агрегатов при работе зависят от числа веду щих осей, распределения нагрузок по осям, силовых воздействий сельскохозяйственных машин, почвенных условий и рельефа. На рис. 9, а и б даны два наиболее характерных случая работы уборочного самоходного шасси. Схема на рис. 9, б является наи-

а — на уборочный агрегат; б — на самоходное шасси	с навесным орудием;	W , W	—
составляющие сопротивления от навесной машины;	/ — ускорение вдоль	линии	NN

более общей, поэтому все расчеты будут относиться к ней. Дей ствующие нагрузки считаем симметричными относительно про

дольной	оси агрегата.
На рис. 9 Ші =		т + твр,
где т — —^---- масса		агрегата;	твр— приведенная	масса враща
ющихся	частей трансмиссии с передаточным числом іт.-
	т,вр		і
	т,вр	' дв. пр	2 ( / К + Jy- к) R*	’

где Jfo.np, JX.K> Іу. к — соответственно момент							инерции		всей
			трансмиссии, приведенный к валу дви
			гателя, и моменты инерции ходовых и
			управляемых		колес.			агрегат,
Проектируя поочередно все				силы,	действующие на			агрегат,
на линии NN и пп, получаем следующие уравнения:
Ялфл + #вФв — RA!а — RBfв — tng sin а — тД — Wa = 0;
		RA +	RB = Gcos a -f- We.
Из выражения (1.46) при a = 0, j =					0,	=	0 и четырех			ве
дущих колесах, т. е. при фА ф 0 и фв ф 0, имеем
		RA (фл	/л) +	RB (фв — /в) =		0,
откуда	Фл =	!а и фв =	fB.	(передних),		т.	е. при	(рв	=	0,
При	двух	ведущих	колесах	(передних),		т.	е. при	(рв	=	0,
фл Ф 0.
		RA (фл	/л) + RB (0 — fв) —0
или				RR
		Фл = !а + Ів g A			•
Если RB = Ra, то фл =			/л + /в- При тяговом режиме работы
самоходного		шасси We ф 0.
Одной из весьма важных характеристик при этом является
коэффициент		тяги или	сцепления движителей:

где \GC4— сцепной вес, приходящийся на ведущие колеса агре гата.

Для шасси с двумя ведущими осями GC4 — G. При a = 0 и / = 0

фг = _Гг = ----------------------------------*л(Ф л-/л) + Яв(Фв-/в) .

(І47)

Если принять Фл = Фв = ф, а /л = /в = /- т0 Фг = Ф — f- Следовательно, сила тяги для самоходного шасси с двумя одина

ковыми ведущими осями не зависит от распределения нагрузок по осям при соблюдении условий фл = Фв и fа = /в*

При одной ведущей оси, т. е. при фА ф 0, фв = 0,

(М8)

Как видно из выражения (1.48), величина <рт растет с увели

чением RA и уменьшается с ростом fA и fB. При				RA = RB и fA =
= ÎB =	Î
		1	с
	Фт — 2 Фа		/ *
а при RA =/= RB и fA = fB = f
	Фг	Фл — /
или				(1.49)
где	Фг = ^Фл — Î ,			(1.49)
где	J	__
	~ Ка + *в ~		G '
При	А, = 1 фг = ср — f,	т. е. соответствует		значению срг при
шасси со всеми ведущими		колесами.

Выражение (1.49) показывает положительное значение до грузки задней ведущей оси колесных агрегатов для повышения силы тяги.

Для определения реакций RA и RB состйвляем сумму момен тов сил относительно точки В (рис. 9, б):

Gcos a (b — fBRg) — RA (L ÎARÔ— fßRa) —

— (G sin а + m1j) h — WebM= 0,	(1.50)
откуда
Gcos а (b — fBRg) — (G sin a - f m j ) h — W'gbм
A =	(1.51)
A =	“

Распределение нагрузок на оси при движении агрегата вниз по склону получим из выражения (1.51), принимая sin a со знаком минус.

Как видно из формулы (1.51), при четырех ведущих колесах происходит разгрузка передней и загрузка задней оси, как и при одной ведущей задней оси. Поэтому повышения продольной устойчивости агрегата с двумя ведущими осями не происходит. К достоинствам агрегатов с двумя ведущими осями относится возможность их работы с передними навесными орудиями. При этом повышается продольная устойчивость агрегата в результате смещения центра тяжести к передней оси.

§ 3. ТЯГОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ КЛИНОРЕМЕННЫХ ПЕРЕДАЧ

Закономерности кривых скольжения. Большое распространение клиноременных передач в сельскохозяйственном машиностроении и других отраслях промышленности СССР и зарубежных стран объясняется такими преимуществами их, как бесшумность, ком пактность, большой диапазон передаваемой мощности, большая

тяговая способность, допустимость перегрузок и сглаживание их. К достоинствам их относится также возможность бесступенчатого изменения скорости ведомого шкива в процессе работы и исполь зование в связи с этим таких передач в системах автоматического регулирования. К недостаткам клиноременных передач следует отнести снижение к. п. д. из-за скольжения ремня и потерь энер гии от гистерезиса, а также относительно небольшую долговеч ность клинового ремня. Клиноременные передачи и вариаторы широко используются в мобильных сельскохозяйственных маши нах.

Клиноременные вариаторы для привода ходовой части зерно уборочных комбайнов и шасси бывают с двумя раздвижными шки вами или с так называемым центральным плавающим диском. Вариаторы с двумя раздвижными шкивами более компактны и перспективны, так как позволяют значительно упрощать схему передач ходовой части и исключать муфту сцепления, вместо кото рой в ведущем шкиве вариатора устанавливают ролик холостого хода. На ролик ложится ремень при раздвигании дисков ведущего шкива. Такие вариаторы используются на шасси СШ-45 в зерно уборочных комбайнах «Ланц МД», «Болиндер-Мунктель», «МассейГаррис» и др.

Вариаторы с центральным плавающим диском конструктивно удобны только при большом расстоянии между двигателем и ко робкой передач ходовой части; при этом они не исключают муфту сцепления. Вариаторы этого типа используются в комбайнах СК-3, СК-4, «Нива», «Колос» (СССР), «Армада» (Бельгия) и др.

Клиноременные передачи сглаживают крутильные колебания, являясь, кроме того, своеобразными предохранительными муф тами, но в то же время они допускают порой значительные умень шения угловых скоростей рабочих органов, что снижает каче ство технологического процесса. По данным Б. А. Пронина, главными факторами, определяющими работу любой фрикцион ной гибкой передачи, являются: тяговая способность, к. п. д. пере дачи и долговечность гибкой связи [29].

Тяговая способность, или коэффициент тяги <р, гибкой фрик ционной передачи, представляет собой отношение окружного передаваемого усилия Р к общему первоначальному натяжению ветвей 250 и зависит от коэффициента скольжения е (рис. 10):

где о»! и со2 —■угловые скорости ведущего и ведомого шкивов;

Д,

I — -jÿ-----передаточное число в данной передаче, опре

деляемое диаметрами D ± и D 2 шкивов.

До точки а (см. рис. 10) скольжение ремня пропорционально коэффициенту <р, т. е. нагрузке. Это скольжение объясняется упругими деформациями или, по определению А. В. Андреева,

<<< < Предыдущая 1 23 / 263 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке книги из ГПНТБ