ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 17.10.2024
Просмотров: 61
Скачиваний: 0
Д-р техн. наук С. А. АЛФЕРОВ
ДИНАМИКА
ЗЕРНО
УБОРОЧНОГО
КОМБАЙНА
Москва
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
A53 |
|
|
Гее. Пуб'ЙЧНРЯ |
|
T |
|
|
|
|
|||||
УДК |
631.354.2 |
|
|
il |
|
|
|
|
||||||
|
#аг«чо- |
г |
|
»H: |
«у«! |
|
|
|
|
|||||
|
|
|
бльчло |
- и |
-CP |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
АЛА |
|
|
|
|
|
|
З З Ѵ |
Ѵ |
73- |
3S 36V |
|
|
|
|
|
|
|||||
Алферов.С. A. |
Динамика зерноуборочного комбайна. «Машинострое |
|||||||||||||
ние», |
1973, 256 с. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
В книге рассмотрены методы аналитического исследования |
|||||||||||||
|
переходных процессов в сложных многомассовых системах сельско |
|||||||||||||
|
хозяйственных |
машин |
и |
выбора |
их |
оптимальных |
параметров |
|||||||
|
на примере зерноуборочного |
комбайна. |
Подробно описаны |
общие |
||||||||||
|
механико-математические свойства различных неголономных не |
|||||||||||||
|
идеальных |
связей, |
даны примеры составления |
и решения |
диффе |
|||||||||
|
ренциальных уравнений больших движений сельскохозяйственных |
|||||||||||||
|
машин с такими связями. Изложен анализ |
стабилизации |
подачи |
|||||||||||
|
хлебной массы и кинематического режима рабочих органов ком |
|||||||||||||
|
байнов с различными автоматическими регуляторами при дейст |
|||||||||||||
|
вии заданных |
и случайных |
внешних |
возмущений, проведенный |
||||||||||
|
на основе методов статистической динамики. |
В |
книге |
приведены |
||||||||||
|
примеры использования полученных уравнений дЛя динамических |
|||||||||||||
|
расчетов и подтверждающие эти расчеты экспериментальные данные. |
|||||||||||||
|
Книга предназначена для научных работников и инженеров- |
|||||||||||||
|
конструкторов научно-исследовательских институтов и конструк |
|||||||||||||
|
торских бюро тракторного и сельскохозяйственного машинострое |
|||||||||||||
|
ния. Табл. |
11, |
ил. |
72, |
список лит. |
43 |
назв. |
|
|
|
Рецензент д-р техн. наук проф. Б. И. ТУРБИН
© Издательство «Машиностроение», 1973.
Июльский (1970 г.) Пленум ЦК КПСС и XXIV съезд КПСС, намечая программу дальнейшего развития сельского хозяйства, указали, что ключевой проблемой его является увеличение годо вого производства зерна до 195 млн. т. При этом комплексная механизация и автоматизация сельскохозяйственного производ ства должны обеспечить повышение производительности труда и снижение себестоимости продукции.
Для ускоренного создания новых высокопроизводительных энергонасыщенных зерноуборочных комбайнов и других зерно уборочных машин, а также систем автоматического управления ими требуются аналитические расчеты поведения этих сложных машин при статических и динамических нагрузках. Качественно новый аналитический подход ко всем методам разработки и опре деления оптимальных параметров сельскохозяйственных машин диктуется конструктивной, технологической и эксплуатационной сложностью современных сельскохозяйственных агрегатов.
Приемы составления и решения дифференциальных уравне ний, отражающих большие движения многомаесовых систем с неголономными связями типа кинематических передач (фрикцион ных, гидростатических и др.), до сих пор не имеют достаточно ши рокого применения в земледельческой механике. Это объясняется отсутствием исследований по выявлению общих механико-мате матических свойств неголономных связей и общих характеристик внешних воздействий, а также сложностью моделей, воспроизво дящих основные особенности сельскохозяйственных машин. Осо бые сложности представляют при этом составление и решение си стем нелинейных дифференциальных уравнений, отражающих движение моделей реальных машин с переменной во время работы структурой.
Специфика сельскохозяйственного производства и особенно сти конструкций мобильных сельскохозяйственных машин вы зывают необходимость при аналитических исследованиях учиты вать такие факторы, как тяговые характеристики фрикционных передач, неидеальность неголономных связей и др.
1* |
3 |
Специальных обобщающих работ по динамике больших дви жений зерноуборочных машин в отечественной литературе пока нет. На примере зерноуборочного комбайна автор попытался обобщить приемы аналитического исследования динамических процессов при больших движениях сложных .механических си стем сельскохозяйственных машин. В основу этой работы поло жены теоретические и экспериментальные исследования, выпол ненные автором по заданиям КБ и ГСКБ комбайновых заводов. Однако некоторые вопросы этих исследований, например анализ систем автоматического регулирования постоянства подачи и ки нематического режима рабочих органов, находящиеся в стадии развития и становления, еще не могут быть описаны с исчерпываю щей полнотой.
Г л а в а I. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ФРИКЦИОННЫХ ПЕРЕДАЧ
ИИХ ТЯГОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
§ 1. ФИЗИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ТЕОРИИ ФРИКЦИОННЫХ ПАР
Рассмотрим разнородные фрикционные пары для выявления их механико-математической общности как своеобразных связей, В современных сложных сельскохозяйственных машинах значи тельное число передач или связей можно отнести к типу фрикци онных, например дисковые муфты сцепления, плоско- и клино ременные передачи, соединения колесных и гусеничных движите лей с почвой и др. Теория механических систем с фрикционными связями развита недостаточно вследствие того, что эти системы значительно отличаются от обычных с одной степенью подвижности (свободы). Так, например, клиноременные передачи в механи ческих системах можно рассматривать как упругие (консерватив ные), обладающие характерной особенностью— гашением кру тильных колебаний валов из-за потерь потенциальной энергии, накопленной в ведущей ветви, при скольжении разгружаемой части ремня по ведущему шкиву. Практическая сторона гашения колебаний важна для обеспечения надежности приводов машин. Упругие клиноременные и другие фрикционные передачи как связи благодаря явлению скольжения под нагрузкой не наклады вают ограничения на обобщенные координаты элементов механи ческих систем и ,. следовательно, не являются голономными или геометрическими механическими связями. Фрикционные передачи накладывают ограничения только на скорости элементов меха нических систем и являются неголономными связями.
Скольжение или буксование фрикционных передач объяс няется явлением предварительного смещения при действии не полной силы трения, которая возникает при контактировании ре альных упругих тел с фрикционными поверхностями.
Явление предварительного смещения описано в работах И. В. Крагельского и И. Э. Виноградовой [21 ], В. С. Щедрова [39 ], акад. Е. А. Чудакова [34] и др. По определению А. В. Андреева, неполная сила трения представляет собой сдвигающее усилие, которое меньше силы, необходимой для взаимного перемещения тел, связанных контактом трения [8]. Как показал А. В. Андреев, предварительное смещение в пределах упругих свойств контакти-
руемых тел при передаче сил трения зависит от характера приложе ния сдвигающей силы и распределения напряжения и деформаций по всему объему соприкасающихся тел. Точное решение таких плоских и объемных задач теории упругости при наличии сил трения представляет большую сложность.
На рис. 1 дана схема передачи упругой полосой А равномерно распределенной горизонтальной нагрузки р с помощью участка
Рис. 1. Схема передачи упругой полосой А распределенной нагрузки р через контакты относительного покоя 10, „
контакта относительного покоя длиной /0-п с твердой поверхно стью тела Б. Касательные усилия благодаря неравномерности распределения нормального давления q на площади контакта из-за наличия впадин и выступов будут перераспределяться. Каса тельные напряжения т уменьшаются на проскальзываемых участ-
Рис. 2. Схема передачи упругой полосой А сосредоточенной сдвигающей нагрузки Р о через контакты относительного покоя 10. п и скольжения Іск
ках с минимальным нормальным давлением до напряжения сколь жения тск и возрастают до напряжения покоя хп на участках покоя, где давление q максимальное. Это обстоятельство приводит также к перераспределению сдвигов в упругом материале тела А. Эта схема иллюстрирует, например, передачу сдвигающего уси лия пневматическим колесом при контакте с твердой почвой.
На рис. 2 дана схема передачи упругой полосой сосредоточен ной сдвигающей силы Р 0 за счет контактов скольжения и относи тельного покоя. Эта схема близка к модели передачи усилий гиб кой связью (ременной передачей). Смещение полосы происходит
6
в основном благодаря зоне скольжения Іск. Такое смещение не сколько больше, чем показанное на рис. 1.
Эти две схемы передачи сдвигающего усилия через контакт трения упругой полосы с фрикционной поверхностью могут быть распространены на большую группу фрикционных передач и со единений современных машин. Предварительное смещение в фрик ционных парах при приложении сдвигающей силы и последую щий переход к полному скольжению контактирующих тел являются для каждой фрикционной пары, благодаря множеству точек, участвующих в перераспределении давлений и сдвигов, стати стическими или закономерными свойствами при заданных усло виях.
§ 2. ТЯГОВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ПНЕВМАТИЧЕСКИХ КОЛЕС
Основные закономерности при качении пневматических колес.
Качение колес с пневматическими шинами по твердой дороге, а также по почве в настоящее время хорошо изучено благодаря работам советских ученых — акад. Е. А. Чудакова, Б. В. Гольда, Б. С. Фалькевича, В. И. Новопольского, В. А. Петрушова, Г. В. Зимелева, А. С. Шелухина и др., а также благодаря трудам зарубежных ученых Беккера, Зоннена, Цомбори, Вильса и др. [15, 18, 26, 27, 35, 38, 40—43].
Основным показателем оценки потерь энергии при качении пневматических колес по твердой дороге является коэффициент сопротивления качению /, определение которого наиболее пра вильно сделано в последнее время В. И. Новопольским [26]. Однако при качении пневматических колес по мягкой или рыхлой почве коэффициент сопротивления качению, являющийся характе ристикой пары шина—дорога, не дает возможности полностью оценить потери энергии, так как не учитывает потерь энергии на буксование ведущих колес или скольжение ведомых, нагружен ных тормозным моментом. В связи с этим ряд ученых предлагают оценивать эффективность работы колеса как механизма, преобра зующего вращательное движение в поступательное (ведущее колесо) или, наоборот, поступательное движение во вращательное (ведомое колесо), коэффициентом полезного действия [27, 42]. Использование к. п. д. для оценки пневматических колес в совре менных машинах затруднено из-за сложности динамических си стем ходовой части и переменности внешних нагрузок.
Коэффициент сопротивления качению /, согласно исследова ниям акад Е. А. Чудакова, В. А. Новопольского и других ученых, можно определить как отношение смещения а вертикальной реакции колеса от центра площадки контакта с опорной поверх ностью к динамическому радиусу колеса Rd:
Смещение вертикальной реакции Z объясняется тем, что эпюра давлений колеса на почву (см. рис. 4, а) в результате гистерезиса материала шины и проскальзывания, как показывают опыты В. И. Новопольского, становится асимметричной относительно линии А'А , проходящей через центр площадки контакта. Асим метрия эпюры давлений объясняется тем, что справа от линии А 'А находится область нагружения, а слева — разгружения, где давление вследствие гистерезиса в материале шины значительно меньше при таких же деформациях.
Потери энергии на перекатывание колеса по твердой дороге, очевидно, происходят главным образом из-за гистерезиса в мате риале колеса и компенсируются за счет энергии, отдаваемой дви гателем. При движении пневматического колеса по мягкой почве потери энергии на перекатывание состоят из потерь на гистерезис в материале колеса, на уплотнение почвы, а также на буксование ко леса. Анализ перекатывания колес, работающих в условиях без дорожья на пересеченной местности, развивался слабо из-за огра ниченности исследований свойств почвы и характера ее взаимодей ствия с ходовой частью.
Акад. В. П. Горячкин дал общую зависимость между деформа
цией почвы z |
и давлением на нее р, которая по существу послу |
|||
жила основой |
для современных |
взглядов на |
механику почвы. |
|
|
P = |
kzn, |
(1.1) |
|
где k — модуль деформации почвы; |
|
|
||
п — показатель деформации. |
|
|
|
|
Американский ученый Беккер |
[40] предложил следующую |
|||
зависимость, подобную выражению В. П. Горячкина: |
||||
|
Р = |
|
|
(1.2) |
где kc — модуль связности частиц почвы; |
|
|||
kf — модуль трения; |
|
|
|
|
b — ширина площадки контакта; |
|
|||
z — глубина вдавливания. |
|
показали, |
что величины п, |
|
Многочисленные опыты Беккера |
kc и kf практически не зависят от размеров штампа и являются, следовательно, параметрами, характеризующими свойства почвы при вдавливании различных тел. Для сыпучих почв kc = 0, а для
пластичных k; = 0. |
Величина п для |
большинства |
почв лежит |
||
в пределах 0 < |
п < |
2. Если принять для колеса, нагруженного |
|||
силой G: |
|
|
|
|
|
где Ы — общая |
площадь контакта движителя с почвой, то глу |
||||
бина |
вдавливания |
z будет |
|
|
|
|
|
z == [ |
Цке + bkf) ] |
* |
(1.4) |