Файл: Алферов, С. А. Динамика зерноуборочного комбайна.pdf

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 17.10.2024

Просмотров: 61

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

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)