Анализ влияния упругодемпфирующего привода колес на динамические нагрузки в трансмиссии трактора при разгоне

Трогание с места и разгон MTA является наиболее тяжелым режимом работы трактора, который сопровождается значительным изменением крутящего момента и частоты вращения вала двигателя, а также интенсивным буксованием сцепления и ведущих колес трактора. Это значительно снижает эффективность использования МТ А, увеличивает разрушение структуры почвы, а также снижает ресурс деталей и узлов трансмиссии и ходовой части.

При разгоне возникают динамические нагрузки в силовой передаче, которые в несколько раза выше нагрузок при установившихся режимах движения.

Анализ возникновения динамических нагрузок в трансмиссии по результатам исследований, приведенных в литературе, показывает, что основной причиной появления больших динамических нагрузок является наличие динамического момента трения дисков сцепления, при резком ее включении [1]. Максимальный крутящий момент, возникающий на первичном валу коробки передач при резком трогании с места, примерно в 2 раза превышает статический момент трения в сцеплении при её полном включении, а на полуосях может быть больше удвоенного момента сцепления ведущих колес с почвой.

Установлено, что максимальные динамические нагрузки на полуосях ведущих колес трактора возникают во время их наибольшего буксования.

При буксовании ведущих колес трансмиссия нагружается значительными моментами. Если при пробуксовке или буксовании недостаточно крутящего момента, то в процессе остановки двигателя силовая передача проходит через резонансную зону, так как собственные частоты системы большинства транспортных машин таковы, что совпадают с одной из частот возмущающих сил. Явление резонанса в валоприводах силовых передач сопровождается значительным увеличением амплитуд колебаний момента, превышающих допустимые значения, что снижает прочность деталей и узлов силовой передачи тракторов.

При возникновении резонансных режимов необходимо решать задачу их устранения путем вывода из зоны эксплуатационных скоростей движения.

Эта задача решается за счет подбора характеристик колебательной системы трансмиссии, а именно жесткости ее звеньев и введением искусственного демпфирования колебаний [2, 4, 5].

Для выявления влияния упругих элементов в силовой передаче на динамическую нагруженность трансмиссии в качестве расчетной модели была принята пятимассовая динамическая система (рисунок 1).

В ней учитываются моменты инерции маховых масс двигателя, узлов трансмиссии, ходовой части и МТ А в целом, жесткости и коэффициенты демпфирования узлов трансмиссии, момент двигателя, момент трения сцепления и момент сцепления колес с грунтом.

Рисунок 1 - Эквивалентная схема трансмиссии трактора

Для вышеуказанной динамической модели была составлена система дифференциальных уравнений второго порядка, описывающих разгон МТА:

где 7/, к, Із, к, к - моменты инерции соответственно вращающихся частей двигателя и ведущих частей сцепления, ведомого диска сцепления, вращающихся частей трансмиссии, ведущих колес, поступательно движущихся масс трактора и прицепного орудия;

С12, с 23, С34, - жесткость упругих элементов демпфера в ведомом диске сцепления, трансмиссии, упругих элементов привода,

С 45 - тангенциальная жесткость шин;

К із, к;. К45 - коэффициент демпфирования в трансмиссии, упругом приводе и шинах ведущих колес;

Ф1, ф2, фз, ф4, фз ~ углы поворота соответствующих масс;

М_е - крутящий момент двигателя;

Мф^ М^ М_с — момент соответственно трения муфты сцепления, сцепления движителя трактора с почвой, внешних сил сопротивлений движению.

После выравнивания угловых скоростей ведущих и ведомых частей сцепления два первых уравнения системы объединяются в одно и система примет следующий вид:

(^1*^2)'^12 ^е ^ 2з(^1 2 ^з) ~*~ ^2з(^12  ^з) — к'Фз- 23(^12 Фз) + ^'34(^3 - фз) - ^"23(^12 — Фз) ^зЛФз — Фз)~^

Л * ф” - С^фз - ф^ + С45(^4 " Фз ) * ^(^ " Ю + ^45^ " Ф\ ) -М<р = 0 к • ф”. - с4м - ф, ) - л;5(^4 - Фз) = МФ - мс где ф”^ - общий угол поворота двигателя и сцепления.

Система уравнений решалась методом Рунге-Кутта четвертого порядка, по результатам расчета бола выбрана оптимальная жесткость УДП, которая составила С34 = 7,5 кН м/рад. Дальнейшие расчеты системы уравнений показали, что для си ловой передачи с УДП ведущих колес второй этап разгона начинается раньше, чем у трактора с серийной трансмиссией, улучшая при этом разгонные качества МТ А. Также минимальная угловая скорость двигателя и вала сцепления больше у трактора с УДП (рисунок 2).

Рисунок 2 - Совмещенные диаграммы разгона тракторного агрегата ЛТЗ-55 + 2ПТС-4 с упругим и жестким приводом колес при движении по бетону (4-я передача, ітр = 43,179) 7

Это позволяет произвести разгон на повышенных передачах, на которых ранее разгон был невозможен. Также УДП ведущих колес позволяет снизить максимальный момент на коленчатом валу двигателя.

Момент на полуосях ведущих колес трактора с жесткой трансмиссией резко возрастает и имеет большую частоту колебаний (рисунок 3).

Рисунок 3 - Графики крутящих моментов на полуосях трактора при разгоне тракторного агрегата ЛТЗ-55 + 2ПТС-4 с упругим и жестким приводом колес при движении по бетону (2-я передача, і,т = 59,435)

Путем установки упругих элементов на полуосях ведущих колес удается погасить их колебания, а также снизить интенсивность нарастания нагрузки на полуосях.

Анализ расчета разработанной пятимассовой динамической модели показал, что за счет постановки упругодемпфиру-ющих элементов на полуосях ведущих колес трактора динамические нагрузки на валу сцепления и полуосях снижаются, особенно в начальный момент включения сцепления.