Національний лісотехнічний університет України

БОРИС Микола Михайлович

УДК 630*377.4:[629.01+629.02]

ОБҐРУНТУВАННЯ ПАРАМЕТРІВ
ТРЕЛЮВАЛЬНО-ТРАНСПОРТНОГО ЗАСОБУ
ДЛЯ ПІДВИЩЕННЯ ЙОГО
ЕКСПЛУАТАЦІЙНИХ ВЛАСТИВОСТЕЙ

Спеціальність 05.05.07 – машини та процеси лісівничого комплексу

АВТОРЕФЕРАТ
дисертації на здобуття наукового ступеня
кандидата технічних наук

Львів – 2007

Дисертацією є рукопис

Робота виконана в Національному лісотехнічному університеті України Міністерства освіти і науки України

Науковий керівник: | доктор технічних наук, професор
БИБЛЮК Нестор Іванович,
Національний лісотехнічний університет України, завідувач кафедрою лісових машин та гідравліки (м. Львів)

Офіційні опоненти: | доктор технічних наук, професор
САМОРОДОВ Вадим Борисович,
Національний технічний університет "Харківський політехнічний інститут", завідувач кафедрою автомобіле- і тракторобудування

(м. Харків)

кандидат технічних наук,
старший науковий співробітник
КОРЖОВ Володимир Леонідович,
Український науково-дослідний інститут гірського лісівництва ім. П.С. Пастернака, перший заступник директора з наукової роботи

(м. Івано-Франківськ)

За-хист від-бу-деть-ся “  ” жов-тня  7 р. о 16 год. на за-сі-дан-ні спе-ці-а-лізо-ва-ної вче-ної ра-ди Д .072.03 На-ці-ональ-но-го лі-со-тех-ніч-но-го уні-вер-си--тету Ук-ра-їни за ад-ре-сою: 79057, м. Львів, вул. Ген. Чуп-рин-ки, 103, зал засідань.

З ди-сер-та-цією мож-на оз-найоми-ти-ся у на-уко-во-тех-ніч-ній біб-лі-оте-ці Наці-о-наль-но-го лі-со-тех-ніч-но-го уні-вер-си-те-ту Ук-ра-їни за ад-ре-сою: 79057, м. Львів, вул. Ген. Чуп-рин-ки, 101.

Автореферат розісланий “ 30 ” серпня 2007 р.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради

доктор технічних наук, професор П.А. Бехта

Загальна характеристика роботИ

Актуальність теми. Підвищення продуктивності праці у лісовій галузі тісно пов'язане з удосконаленням використовуваних та розробленням нових конструкцій високопродуктивних екологобезпечних машин, оснащених сучасним технологічним обладнанням.

З огляду на недостатню кількість вітчизняних колісних трелювально-транс-портних машин, на відміну від країн Західної Європи, в Україні, особливо у гірських і гористих теренах, використовуються переважно гусеничні трелювальні трактори російського виробництва (ТДТ-55 і ТТ-4) і частково словацькі колісні лісопромис-лові трактори LKT-81.

Законом України “Про мораторій на проведення суцільних рубок на гірських схилах в ялицево-букових лісах Карпатського регіону” забороняється використання гусеничних тракторів на заготівлі деревини у гірських лісах з 2005 року. Тому перс-пектива широкого застосування колісних тракторів і машин на їх базі для первин-ного транспортування та перевезення деревини у гірських реґіонах є очевидною. Особливо актуальним це є ще й тому, що проведена реструктуризація лісової галузі нашої держави вимагає широкої модернізації наявних та конструювання на базі колісних тракторів спеціальних машин багатоцільового призначення.

Створення лісових машин на базі промислових та сільськогосподарських трак-торів шляхом обладнання їх навісним і причіпним устаткуванням є неефективним через недосконалий вибір параметрів компонування, що, у поєднанні з важкими умовами експлуатації, призводить до погіршання техніко-експлуатаційних показни-ків, зменшення продуктивності машин, збільшення витрат на технічне обслугову-вання і поточний ремонт. Обґрунтований вибір параметрів загального компонування лісотранспортних засобів та технологічних схем їх застосування сприятиме підви-щенню продуктивності праці та зменшенню собівартості заготівлі деревини.

Тому теоретичні та експериментальні дослідження, які спрямовані на обґрун-тування параметрів лісотранспортних машин на основі застосування сучасних засо-бів і методів, набувають особливої актуальності.

Зв’язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Тема дисерта-ційної роботи узгоджується з головними напрямками Державної програми “Ліси України” на 2002-2015 роки. Вона відповідає пріоритетному науковому напрямку досліджень кафедри лісових машин та гідравліки з проблеми “Розроблення ресурсо-ощадних та природоохоронних технологій, машин та обладнання лісового комплек-су” і виконана в рамках науково-дослідних робіт НЛТУ України: ДБ 32.27-92 “Розробка методичних основ для обґрунтування концепції і оптимізації параметрів колісних лісотранспортних засобів багатоцільового призначення” (номер державної реєстрації 0193U033940); ДБ 33.10-95 “Розробка ресурсоощадних і екологобезпеч-них технологій освоєння лісових гірських територій з використанням перспективних лісотранспортних засобів” (№ д. р. 0195U007030); ДБ 33.04-98 “Екологічні засади лісоексплуатації в гірських умовах” (№ д. р. 0198U002975).

Мета і завдання дослідження. Мета роботи полягає у встановленні законо-мірностей впливу параметрів лісотранспорт-них засобів (ЛТЗ) на їх експлуатаційні властивості та розроблення рекомендацій щодо вибору параметрів машин, а також технологічних схем транспортування деревини, що забезпечить підвищення ефек-тивності використання наявних та проектованих лісових машин.

Для досягнення поставленої мети у роботі розв'язувалися такі завдання:

1) ана-ліз на-яв-них дос-лі-джень про-це-сів ру-ху ЛТЗ для вста-нов-лен-ня їх ос-нов-них пара-мет-рів, що впли-вають на експлу-ата-ційні влас-ти-вос-ті;

2) роз-роб-лен-ня ма-те-ма-тич-них мо-де-лей для роз-ра-хун-ку по-каз-ни-ків експлу-ата-ційних влас-ти-вос-тей ЛТЗ з ура-ху-ван-ням ре-аль-них умов експлу-ата-ції;

3) оп-ра-цю-ван-ня ме-то-ди-ки, ство-рен-ня ком-плек-су ви-мі-рю-валь-ної апа-ра-ту-ри та про-ве-ден-ня на-тур-них вип-ро-бу-вань ЛТЗ для оцін-ки адек-ват-нос-ті роз-роб-ле-них ма-те-ма-тич-них мо-де-лей;

4) уза-галь-нен-ня ста-тис-тич-них ха-рак-те-рис-тик мак-роп-ро-фі-лю і пла-ну гірсь-ких лі-со-вих до-ріг як од-но-го з го-лов-них чин-ни-ків зов-нішньо-го впли-ву на мо-біль-ну лі-со-ву ма-ши-ну;

5) вста-нов-лен-ня за-ко-но-мір-нос-тей впли-ву па-ра-мет-рів ЛТЗ на експлу-ата-ційні влас-ти-вос-ті з ви-ко-рис-тан-ням ме-то-дів ма-те-ма-тич-но-го мо-де-лю-ван-ня та пла-ну-ван-ня ек-спе-ри-мен-ту;

6) обґрун-ту-ван-ня па-ра-мет-рів тре-лю-валь-ної ма-ши-ни і трак-тор-но-го сор-ти-мен-то-во-за на під-ста-ві ви-ко-на-них дос-лі-джень та оп-ра-цю-ван-ня прак-тич-них ре-ко-мен-да-цій для під-ви-щен-ня ефек-тив-нос-ті їх ви-ко-рис-тан-ня.

Об'єктом дослідження є процес транспортування деревини трелювально-транспортним засобом на базі лісопромислового колісного трактора.

Предмет дослідження – сукупність закономірностей, які характеризують вплив параметрів ЛТЗ на їх експлуатаційні властивості.

Методи дослідження. Теоретичні дослідження виконано з використанням ос-новних засад теорії коливань, теорії стаціонарних випадкових процесів, методів ма-тематичного моделювання, числових методів. Методика дорожніх випробувань побудована на використанні методів математичного планування експерименту та математичної статистики.

На-уко-ва но-виз-на от-ри-ма-них ре-зуль-та-тів:

? вдос-ко-на-ле-но на-яв-ні ма-те-ма-тич-ні мо-де-лі та впер-ше роз-роб-ле-но уза-галь-не-ну ма-те-ма-тич-ну мо-дель ко-ли-вань лі-сот-ран-спор-тно-го за-со-бу, яка на відміну від існуючих да-ла змо-гу роз-гля-да-ти спіль-но кру-тиль-ні ко-ли-ван-ня в тран-смі-сії, лі-нійні та ку-то-ві ко-ли-ван-ня ма-ши-ни у вер-ти-каль-ній поз-дов-жній пло-щи-ні;

? вста-нов-ле-но усе-ред-не-ні па-ра-мет-ри мак-роп-ро-фі-лю і пла-ну гірсь-ких лі-со-вих до-ріг, як чин-ни-ків, що об-ме-жу-ють до-пус-ти-му швид-кість ру-ху ко-ліс-них ма-шин;

? обґрун-то-ва-но па-ра-мет-ри тре-лю-валь-но-тран-спор-тно-го за-со-бу з ура-ху-ван-ням кру-тильних ко-ли-вань в тран-смі-сії та ко-ли-вань у вер-ти-каль-ній поз-дов-жній пло-щи-ні, па-ке-та де-ре-ви-ни і характеристик опор-ної по-вер-хні гірсь-ких лі-со-вих до-ріг;

? впер-ше от-ри-ма-но рег-ре-сійні моделі для математичного аналізу впли-ву ге-омет-рич-них, ва-го-вих та експлу-ата-ційних па-ра-мет-рів ЛТЗ на по-каз-ни-ки плав-нос-ті ру-ху та тя-го-вої ди-на-мічнос-ті.

Практичне значення отриманих резуль-татів. Отримані регресійні залеж-ності впливу параметрів компонування на показники експлу-атаційних властивостей колісних машин, розроблені математичні моделі, програмне забезпечення і ком-плекс вимірюваль-ної апаратури да-ють змогу обґрунтовано вибирати раці-ональ-ні їх параметри на стадії модернізації та про-ектування.

Розроблені на-укові положення і висновки поглиблю-ють та узагаль-ню-ють тео-ретичні основи динаміки машин, розв’язу-ють важливі задачі розрахунку й обґрунту-вання енергетичних, вагових і ге-ометричних параметрів ЛТЗ та їх вплив на експлуа-таційні властивості.

Те-оретичні та методичні положення, а також практичні рекомендації і технічні рішення із вдосконалення конструкції колісних ЛТЗ, запропоновані в роботі, при-йняті для використання конструкторсь-ким бюро ВАТ “Харківсь-кий тракторний завод” у розробленні конструкцій нових лісопромислових тракторів.

За параметрами, обґрунтованими у цій роботі, розроблено і прийнято для екс-плу-атації в умовах Ворохтянсь-кого ЛК сортиментовоз на базі колісного лісопромис-лового трактора Т-157.

Особистий внесок здобувача. Основні резуль-тати, висновки та рекомендації, що виносять-ся на захист, отримано здобувачем особисто. У роботах, опублікованих у співавтор-стві, здобувачеві належить: [1] – опис аналітичних залежностей та фор-мування вхідних даних для побудови моделі перехiдних процесiв руху лiсотранс-пор-тної системи; [2] – отримані поліномі-аль-ні моделі вертикаль-них коливань трелю-валь-них тракторів та встановлені залежності між їх параметрами; [4] – отримані ана-літичні залежності та обґрунтування принципів побудови математичної моделі; [5] – опис моделювання процесу розгону ЛТЗ; [6] – виконані натурні заміри ге-ометрич-них параметрів лісових доріг та резуль-тати їх опрацювання; [7, 9] – розроблення ма-тематичних моделей вертикаль-них коливань машин, ре-алізація їх на персональ-ному комп'ютері (ПК) та аналіз залежностей; [11] – запропонована технологічна схема та обґрунтування економічної ефективності застосування колісних тракторів для тран-спортування деревини; [12] – обґрунтування параметрів пер-спективних трелюваль-но-тран-спор-тних машин.

Апробація резуль-татів дисертації. Основні положення дисертаційної роботи допо-ві-да-лися автором та обговорювалися на: щорічних на-уково-технічних конфе-ренці-ях Наці-ональ-ного лісотехнічного універсистету Укра-їни (Львів, 1992-2006); міжнародних на-уково-практичних конференці-ях – “Ук-рСОФТ-94” (Львів, 1994), “Екологічні передумови розвитку рекре-ації на Гуцуль-щині” (Яремче, 1996), “Лісо-вий ком-плекс напередодні ХХІ століття: освіта, на-ука, виробниц-тво” (Львів, 1999), “Лісова інженерія: техніка, технологія і довкілля” (Львів, 2004), “Проблеми техніч-ного сервісу сільсь-когосподарсь-кої техніки” (Харків, 2004), “На-укові основи веден-ня сталого лісового господар-ства” (Ів.-Франківськ, 2005), “Uїytkowanie maszyn leњ-nych – badania nai dydaktyka” (Zakopane, 2006); на-укових семінарах кафедри лісових машин та гідравліки Наці-ональ-ного лісотехнічного універсистету Укра-їни (Львів, 2004-2006); розширеному засіданні кафедри лісових машин (Львів, 2006).

Публікації. За темою дисертації опубліковано 12 наукових праць, із яких 11 статей – у наукових фахових виданнях України.

Структура і обсяг роботи. Дисертаційна робота складається із вступу, чоти-рьох розді-лів основного тексту, загальних висновків, списку використаних джерел (155 найменувань) і додатків. Загальний обсяг роботи становить 210 сторінок. Основна частина викладена на 162 сторінках, з яких 150 сторінок – основний текст, проілюстрований 55 рисунками та 21 таблицею. Із загальної кількості таблиць і рисунків 14 займають всю площу сторінки.

Основний зміст РОБОТИ

У вступі обґрунтовано актуальність виконаної роботи, сформульовано мету і завдання дослідження, показано наукову новизну та практичну її значимість.

У першому розділі на підставі аналізу виконаних теоретичних досліджень і досвіду експлуатації колісних трелювально-транспортних машин встановлено, що визначальний вплив на ефективність їх використання мають тягово-швидкісні і тягово-зчіпні властивості, прохідність, плавність руху та паливна ощадність, на яких і зосереджено увагу в роботі.

Значний вклад у царині означених досліджень зробили: Н.І.Анікін, Г.М.Анісі-мов, Н.І.Библюк, Б.В.Білик, Б.Г.Гастєв, А.І.Гришкевич, В.В.Гуськов, А.В.Жуков, Я.Х.Закін, Й.П.Ковтун, В.Л.Коржов, С.Г.Костогриз, Г.М.Кутьков, А.Т.Лебедєв, А.С.Літвинов, Е.Д.Львов, В.І.Мельников, І.Г.Пархіловський, Б.Т.Перетятко, Р.В.Ро-тенберг, В.Б.Самородов, А.А.Сілаєв, Г.А.Смірнов, О.А.Стиранівський, Я.Е.Фаробін, І.С.Цитович, Е.А.Чудаков, В.С.Шупляков, М.Н.Яценко, M.Danko, A.Janeиek, R.Kohr, М.Мikleљ, М.Mitschke, D.Pirks, J.Walczyk, W.Vogel та інші.

Результати досліджень цих вчених сприяли покращанню компонування машин та їх експлуатаційних властивостей. Однак у проаналізованих роботах досліджу-ються переважно лісовозні автопотяги і трелювальні трактори, або автомобілі та трактори загального призначення. Практично відсутні дослідження процесу руху сортиментовозів на базі колісних лісопромислових тракторів.

Аналіз наявних математичних моделей колісних лісотранспортних систем за-свідчив достатньо повне відображення особливостей їх роботи і конструкції. Проте істотним недоліком більшості моделей є їхня складність і розрізненість. Ускладнен-ня відбувається через врахування великої кількості впливових чинників, однак спро-щено подається збурення від нерівностей опорної поверхні через відсутність уза-гальнених характеристик мікропрофілю лісових доріг. Розрізненість полягає в тому, що коливання в трансмісії колісних машин розглядаються окремо від коливань у вертикальній і горизонтальній площинах, що зменшує точність проведення комп-лексних досліджень і ускладнює реалізацію моделей на ПК.

На підставі аналізу літературних джерел обґрунтовано і вибрано показники оцінки експлуатаційних властивостей лісотранспортних засобів та параметри, які впливають на них. Вибрано методи досліджень та моделювання процесів руху коліс-них лісотранспортних засобів. Все це визначило мету і завдання досліджень.

Другий розділ містить теоретичні дослідження процесу руху колісних лісо-транспортних систем методами математичного моделювання, які реалізовані на ПК.

Для вивчення процесів руху лісотранспортних засобів на підставі розглянутих у роботі моделей розроблено узагальнену математичну модель (рис. 1). Ця модель дає змогу оцінити плавність руху лісотранспортних засобів і вплив на неї конструк-тивних параметрів трансмісії та параметрів компонування, розглядаючи спільно ку-тові коливання мас двигуна і трансмісії з незалежними координатами ц (рис. 1, а) і коливання мас транспортних ланок з пакетом деревини у вертикальній поздовжній площині з коор-динатами х, z, б (рис. 1, б). Спільний розгляд крутильних коливань у трансмісії, лінійних та кутових переміщень машини із застосуванням методів ста-тистичної динаміки дає змогу розраховувати навантаження елементів транспортного засобу для визначення довговічності та втомної міцності деталей трансмісії і ходової частини. З цією метою складено алгоритм і програму розрахунку.

а)

б)

Рис. . Схема узагаль-неної математичної моделі коливань лісотран-спор-тної системи: а – у тран-смісії; б – у вертикаль-ній поздов-жній площині

На схемі 1,а використано такі позначення: Мд – крутний момент двигуна; Мзч – момент тертя муфти зчеплення; мо-менти інерції зосереджених мас – Jд – маховика, рухомих мас двигуна і ведучих деталей му-фти зчеплення, Jзч – ведених деталей муфти зчеплення, Jкр – деталей трансмісії, розміщених між муфтою зчеплення і роз-давальною коробкою, Jоі – задньої вилки карданного вала і де-талей головної переда-чі та міжосьового диференціала і-го візка, Jкik – мас коліс k-х осей, JТ – маси, яка еквівалентна поступальній масі тягача, з урахуванням моментів інерції коліс; моменти реакцій зв’язкiв – Мкр – валів і з’єднань коробки передач та роздaвaльної коробки, Мкпі – карданної передачі, Мпоі – півосей, Мшik = FшikМrдik – у шинах, Мik = FikМrдik – зчеплення шин з дорогою (rдіk – динамічний радіус колеса); Мо – сумарний момент опору рухові машини.

Основними незалежними кординатами підсистеми двигун–трансмісія–шини є кути повороту (закручування): д – вала двигуна, зч – веденого диска муфти зчеп-лення, кр – обертових мас трансмісії, розміщених між муфтою зчеплення і розда-вальною коробкою, оi – обертових мас головної передачі iз зубчастими колесами і міжосьовим диференціалом та задньої вилки карданного вала, кik – мас коліс, цТ = хТ uТР /rдіk – маси, яка еквівалентна поступальній масі тягача. Тут хТ – поздовжнє переміщення зведеної маси тягача; uТР – передатне число трансмісії.

Диференціальні рівняння, що описують коливання підсистеми двигун – транс-місія – шини (рис. 1, а):

* динаміки двигуна

mр + N() + E(xh, z) + A(h) = 0; (1)

* крутильні коливання

Jд – Mд + Мзч = 0; Jзч – Mзч + Мкр = 0; (Jд + Jзч ) – Mд + Мкр = 0;

; ;

; ;

JT Т – + Mo = 0,

де mр – маса рухомих частин паливної помпи і регулято-ра; N(д) – фактор демпфу-вання; E(xh,z) – відновлювальна сила; A(h) – інерційний коефіцієнт; xh – положення важеля налаштування регулятора; z – переміщення муфти регулятора; h – по-ложен-ня дозатора помпи (h = hmax – z); m – кількість ступенів у коробці передач.

На схемі 1,б використано такі позначення: тТ і тП – маси відповідно тягача і напівпричепа з пакетом деревини; Fіk – поздовжні сили взаємодії коліс з дорогою; поздовжні реакції у шинах Fшіk = М шіk /rдіk; Zшіk – вертикальна реакція між дорогою і колесами; поздовжні Fс і вертикальні Zс реакції в елементах сідлово-зчіпного при-строю та місці кріплення рами напівпричепа до осі балансирного візка; аТ, bТ, l, lП, hТ, hП, hОТ, hОП, hОВ і сТ – геометричні параметри сортиментовоза; zj, xj i j – відпо-відно вертикальні, поздовжні та кутові поздовжні переміщення j-х мас машини.

Диференціальні рівняння коливальної системи (рис. 1, б) складено із загально-прийнятими допущеннями, застосовуючи принцип Даламбера:

а) коливання у вертикальній площині

mТ Т + Zc1 – Zші = 0; mП П – Zc1 – Zc2 – Zш3k = 0; (3)

б) коливання у вертикальній поздовжній площині

mТ hТ(Т + qТ) – Zс1(bТ – cТ) – Zш1аТ + Zш2bТ + Fc1hОТ + FihТ – Fш іhТ = 0;

mП hП (П + qП) - Zс1 lП + Zс2 (l – lП) + Zш3k (l – lП) –

– Fc1 hОП – Fc2 hОВ + F3k hП = 0;

в) коливання у поздовжній площині

mТ Т + Fc1 - Fі + Fші = 0; mП П - Fc1 - Fc2 - F3k = 0. (5)

Для аналізу впливу вертикальних коливань на плавність і швидкість руху ма-шини та обґрунтування параметрів її компонування й конструкції систем підресорю-вання у роботі наведено, розроблені автором, схеми і математичні моделі головних типів лісотранспортних машин: трелювальної (рис. 2, а), а також сортиментовоза з причепом (напівпричепом або розпуском) (рис. 2, б). Аналітичні дослідження базу-валися на використанні теорії випадкових процесів, що дає можливість враховувати реальний мікропрофіль опорної поверхні під час реалізації його на ПК.

а)

б)

Рис. . Розрахункові схеми лісотран-спор-тних систем:

а – тягач + пакет деревини; б – тягач + двовісний напів-причіп + пакет деревини

У розрахункових схемах (рис. 2) розподілену масу пакета деревини замінено дискретними масами, розміщуючи їх над підресореними масами тягача М'1 і М'2 та над опорною поверхнею, якою волочиться трельований пакет, М'3, а також у центрі ваги пакета деревини М23. Тут М1, М2 і М12 – маси тягача; а і b – координати центра ваги тягача; l, l0, l1, l2, l'1 і l'2 – відстані між точками підвішування відповідних мас машини і пакета деревини; 2с (c) і 2k (k) – (з індексами) відповідно жорсткості пружних та коефіцієнти опору демфувальних елементів, які відповідають пружним властивостям шин (пакета деревини) та створюють опір коливанням за рахунок сил тертя в шинах (пакеті деревини).

Для прийнятих розрахункових схем лісотранспортних засобів з використанням рівняння Лагранжа другого роду отримано систему диференціальних рівнянь верти-кальних коливань:

+ ч1,2+ ч1,3+ h1+z1– h1–q1 = 0;

+ ч2,1+ ч2,3+ h2+z2 – h2–q2 = 0; (6)

+ ч31+ ч32+ h3+z3 – h3–q3 = 0,

де z1, z2 і z3 – вертикальні переміщення відповідно передньої і задньої підресорених мас тягача та центра ваги пакета деревини; – (з індексами) коефіцієнти зв’язку між коливаннями підресорених мас; h1, h2 і h3 – коефіцієнти затухання коливань мас внаслідок сил тертя у дисипативних елементах; v1, v2 і v3 – парціальні частоти верти-кальних коливань мас; q1, q2 і q3 – вертикальні переміщення передньої і задньої шин тягача та пакета стовбурів, зумовлені нерівностями дороги (вирази для визначення складових диференціальних рівнянь наведено у дисертації).

З використанням викладених у роботі математичних співвідношень розроблено програми моделювання вертикальних коливань і отримано амплітудно-частотні ха-рактеристики вертикальних переміщень, швидкостей і пришвидшень мас тягача й центра мас пакета стовбурів трелювальної машини та сортиментовоза на базі коліс-ного трактора, а також їх спектральні щільності. На їх підставі визначено середньо-квадратичні значення коливань мас системи, призначені для оцінки плавності руху, міцності та довговічності елементів конструкції транспортного засобу.

У третьому розділі наведено обґрунтування вибору методики, а також резуль-тати тягових випробувань і досліджень плавності руху колісних ЛТЗ.

Методика випробувань містить описання задач, умов, способів, засобів та по-рядку отримання початкових параметрів, планування експериментів та методів ста-тистичного опрацювання їх результатів.

Тягові випробування і дослідження плавності руху колісних ЛТЗ проводилися у виробничих умовах лісозаготівельних підприємств Прикарпаття. Для цього ство-рено оригінальний комплекс вимірювальної апаратури, який дав можливість отри-мати числові значення досліджуваних параметрів (крутних моментів на півосях, тя-гового зусилля у линві трелювального обладнання, частоти обертання коліс і колін-частого вала двигуна, пройденого машиною шляху, вертикальних і горизонтальних пришвидшень мас тощо) залежно від умов експлуатації і параметрів колісних ЛТЗ. За результатами виконаних експериментів складено та опрацьовано матриці значень досліджуваних чинників з використанням В3-плану другого порядку.

На підставі виміряних параметрів гірських лісових доріг визначено усереднені параметри їх макропрофілю і плану, які реалізовано у вигляді випадкових функцій під час моделювання поступального руху машини.

В четвертому розділі подано результати досліджень впливу параметрів лісо-транспортних засобів на їх експлуатаційні властивості.

Розроблена модель перехідних процесів, характерних під час рушання і розго-ну колісних ЛТЗ, дала змогу розв’язати низку задач, пов’язаних з динамі-чним наван-таженням у трансмісії та обґрунтуванням параметрів загального компонування. На рис. 3 наведено результати розрахунку процесу рушання і розгону трелювальної ма-шини на базі колісного лісопромислового трактора Т-157.

а) б)

Рис. . Резуль-тати розрахунку процесу рушання і розгону колісної трелюваль-ної машини на базі лісопромислового трактора Т-157 для навантаженого (а) і напівнавантаженого (б) способів трелювання деревини

Процес розгону тракторного агрегата має два періоди. Перший характеризу-ється буксуванням муфти зчеплення, за якого кутова швидкість колінчастого вала двигуна зменшується, а кутова швидкість веденої частини муфти зчеплення зростає, і через 1,5 с з моменту початку рушання вирівнюється з нею та залишається практично постійною протягом усього процесу розгону. За цих умов швидкість руху машини х помірно наростає. Момент на первинному валу коробки передач МВ cтрибкоподібно зростає від початку ввімкнення зчеплення до закінчення буксування муфти. Зростання моменту в другій фазі розгону (рис. 3, б) зумовлено доланням сил опору переміщенню трельованого пакета деревини.

Порівняльний аналіз процесів рушання і розгону машини на базі лісопромис-лового трактора для напівнавантаженого і навантаженого способів трелювання дере-вини підтверджує переваги останнього: буксування д зменшується на 10%, макси-мальні значення моментів у трансмісії знижуються на 24%, а тривалість і шлях роз-гону зменшуються відповідно на 14 і 11%. Отри-мані залежності мають реальний характер, підтверджений експериментально.

Застосуванням імітаційного моделювання процесу руху машин виконано дослі-дження залежності зміни тривалості та швидкості розгону і витрати пального трелю-вальною машиною ЛТ-157 та сортиментовозом на базі трактора Т-157 від зміни потужності двигуна та величини передатного числа головної передачі. Встановлено, що витрата пального і тривалість розгону є обернено пропорційними потужності: збільшення передатного числа головної передачі призводить до зменшення трива-лості розгону за одночасного зростання витрати пального. У роботі запропоновано раціональний варіант поєднання передатного числа головної передачі та потужності двигуна тягача досліджуваних машин.

Експериментальні дослідження навантаження елементів трансмісії трелюваль-ної машини проводилися для характерних видів навантаження, а саме: рушання з місця без вантажу (плавне і різке), рушання з місця з вантажем у звичайному режимі роботи, переїзд поодиноких нерівностей і перешкод, рух у завантаженому режимі ґрунтовою лісовою дорогою з перемиканням передач.

Як видно з рис. 4, тривалість процесу рушання машини з місця становить 5-7 с. Крутні моменти на півосях переднього МПП і заднього МПЗ мостів для різних пере-дач з пакетом деревини об’ємом 4,5 м3 мають два максимальні значення. Перший пік кривих моментів відповідає процесові рушання самої машини, а другий – почат-кові руху пакета деревини.

а) б)

Рис. . Максималь-ні крутні моменти на півосях трелюваль-ної машини ЛТ-157

під час рушання: а – на 1-й передачі, б – на 4-й передачі

Коливання пакета деревини під час рушання викликають ударні навантаження в шарнірі захоплювача, що зумовлює збільшення тривалості процесу перехідного режиму і навантаженості в елементах трансмісії та технологічного обладнання. Встановлено, що рух трелювальної машини з пакетом деревини потрібно починати з найнижчих передач робочого діапазону трансмісії. Для усталеного режиму руху зу-силля у линві трелювального обладнання залишається переважно сталим і залежить тільки від об’єму пакета, швидкості руху та стану опорної поверхні.

На підставі отриманих експериментальних даних у роботі наведено залежності максимального крутного моменту на півосях та тягового зусилля у линві трелю-вального обладнання від об’єму пакета деревини під час рушання машини. Дослі-дження показали, що під час рушання машини ЛТ-157 з пакетом деревини значення крутних моментів на півосях заднього моста в 1,2-2,2 рази більші, ніж на півосях переднього. Збільшення крутних моментів на півосях заднього моста зумовлене довантаженням його частиною трельованого пакета деревини. Окрім цього, пакет деревини збільшує моменти інерції поступальних мас, що зумовлює зростання дина-мічних навантажень у трансмісії. У разі різкого рушання машини динамічні наван-таження у трансмісії перевищують режим плавного рушання у 1,5-2,3 рази.

Встановлено, що значення максимальних крутних моментів під час рушання машини з пакетом деревини об’ємом Q = 4,5 м3 в 1,3-2,2 рази перевищують їх максимальні значення для усталеного руху, а тягове зусилля у линві трелювального обладнання – на 1,8-4,2 кН.

На підставі реалізації експериментального В3-плану, отримано адекватну ре-гресійну залежність максимальних крутних моментів на півосях заднього моста трелювальної машини від об’єму пакета транспортованої деревини QП, висоти точки опирання пакета на трактор hП та швидкості її руху х:

Mпз = 3,3262 + 0,473 QП – 0,1174 hП – 0,164 х + 0,2348 QП2 + 0,0408 hП2 –

– 0,2782 х2 – 0,1008 QП hП + 0,0048 QП х + 0,0633 hП х. (7)

Аналітичні дослідження вимушених коливань в трансмісії підтвердили, що ди-намічні властивості трансмісії залежать від значень зведених моментів інерції та ко-ефіцієнтів жорсткості й в’язкого тертя обертових мас і валів. Ці співвідношення змі-нюються під час вмикання різних передач у коробці передач ujk та в роздавальній коробці uрк, а також під час зміни передатного числа головної передачі u0. На підста-ві числового експерименту в роботі отримано залежності дійсних середніх амплітуд крутильних коливань у карданних валах від співвідношення u0 / (ujk·uрк) і загального передатного числа трансмісії.

Виконаний аналіз показників тягових властивостей і прохідності трелювальної машини ЛТ-157 показав, що максимальна тягова потужність спостерігається за тягового зусилля на гаку рівному 40,0 кН, а мінімальне значення коефіцієнта опору рухові – за тиску в шинах 0,13 МПа.

Для оцінки тягово-зчіпних властивостей трелювальної машини ЛТ-157 прове-дено аналітичні дослідження залежності питомого тягового показника машини від об’єму пакета деревини та ухилу волока. Встановлено його лінійну залежність від досліджуваних параметрів: збільшення об’єму пакета деревини на 1 м3 призводить до зростання питомого тягового показника в 1,3 рази, а збільшення кута ухилу воло-ка на 5? – до його росту в 1,2 рази.

Дослідження впливу коефіцієнта опору рухові та коефіцієнта зчеплення рушія тракторного сортиментовоза з опорною поверхнею на важливий показник прохід-ності – відносний запас сили тяги за зчепленням з ґрунтом показали, що зростання опору рухові від 0,01 до 0,05 за умови низького зчеплення з опорною поверхнею викликає зменшення відносного запасу сили тяги на 15-20%. Підвищення коефіці-єнта зчеплення рушія з опорною поверхнею з 0,5 до 0,8 зумовлює збільшення від-носного запасу сили тяги сортиментовоза на 5-12%.

Аналіз отриманих залежностей зміни ваги колісного трактора від тягового зусилля на гаку, коефіцієнта навантаження та зчеплення ведучих коліс засвідчив, що повна вага трактора – пропорційна збільшенню тягового зусилля на гаку. Із зрос-танням коефіцієнта зчеплення вага трактора зменшується, а із зростанням кое-фіцієнта можливого перенавантаження – істотно збільшується, що свідчить про важливе значення правильного вибору геометричних параметрів трактора для на-лежного розподілу його ваги на осі. Раціональними є такі навантаження на осі коліс-ного трактора від його повної ваги: на передні – 60-65%, на задні – 35-40%.

Внаслідок досліджень плавності руху отримано залежності середньоквадратич-них вертикальних пришвидшень остова колісної трелювальної машини ЛТ-157 у русі магістральним трелювальним волоком (рис. 5) та сортиментовозів у двох варі-антах компонування (з напівпричепом та з розпуском) лісовою магістраллю (рис. 6) від швидкості руху.

а) б) |

Рис. . Залежності середньоквадратичних вертикаль-них

пришвидшень трелюваль-ної машини ЛТ-157

від швидкості руху:

а – без вантажу; б – з пачкою дерев (4 м3); 1, 2, 3 – розрахун-кові криві; +, 0,  – ек-спери-менталь-ні точки; 1, 0 – над передньою віссю; 2, + – над

задньою віссю; 3,  – на сидін-ні оператора; 4 – допустимі значення на сидінні оператора

Як видно з рис. , із збіль-шенням швидкості руху значення вертикаль-них при-швидшень переважно зроста-ють. За цих умов спостеріга-ють-ся характерні максиму-ми, які про-явля-ють-ся для швидкостей у межах х1 = 6,5-7,5 км/год та х2 = 10,5-11,5 км/год, що відповіда-ють резонан-сним коливанням досліджуваної трелюваль-ної ма-шини. Швидкість руху трелюваль-ної машини обмежується вертикаль-ними пришви-дшеннями оператора на сидінні, які співпада-ють з межею зручної їзди (2,5 м/с2).

Пакет деревини знижує інтенсивність коливань у досліджуваних точках трелю-валь-ного трактора, у найбіль-шій мірі – над задньою віссю. Із двох варі-антів компо-нування сортиментовоза (рис. ) з біль-шою критичною швидкістю (на 5-6визна-ченою з умови забезпечення зручної їзди, рухається сортиментовоз з розпуском. Це зумовлює збіль-шення продуктивності такого сортиментовоза (на 36-43за рахунок збіль-шення (на 30-35рейсового навантаження та вищої швидкості руху.

Порівняль-на оцінка резуль-татів розрахунку з ек-сперименталь-ними даними по-казала достатній рівень адекватності розробленого математичного апарату для оцін-ки впливу параметрів тран-спор-тної системи на її техніко-експлу-атаційні показники (відносна похибка не перевищує 5-7

а) б) |

Рис. . Залежності середньо-квадратичних вертикаль-них пришвидшень сортиментовозів на базі трактора Т-157

від швидкості руху:

а – (з напів-причепом);

б – (з розпуском)

(інші позначення – такі ж,

як на рис. )

На під-ставі аналізу впливу бази сортиментовоза на плавність його руху вста-новлено, що збіль-шення від-стані між шворнем сідлово-зчіпного прис-трою і віссю балансирного візка напів-причепа з 4,5 до 6,5 м не призводить до значної зміни його вертикаль-них пришвидшень, особливо над візком напів-причепа (рис. , а). На відмі-ну від вер-тикаль-них пришвидшень, кутові пришвидшення із збіль-шенням бази у тих же межах істотно зменшу-ють-ся, що становить 32,5 і 29,1для швидкості руху сортиментовоза відповідно 15 і 20 км/год.

а) б) | Рис. . Залежність середньо-квадратичних вертикаль-них пришвид-шень мас напів-причепа від величини його бази l (а) та жорсткості шин c (б):

 – у місці кріплення

осі балансирного візка;

 – у цен-трі ваги

напів-причепа з пакетом

деревини;

 – у шворневому з'єднанні сідлово-зчіпного прис-трою

Встановлено, що зменшення жорсткості шин напівпричепа сортиментовоза (в інтервалі 500-800 кН/м) призводить до значного зменшення як вертикальних при-швидшень над віссю балансирного візка і в центрі його ваги, так і кутових (рис. 7,б). Вертикальні пришвидшення над віссю балансирного візка напівпричепа зменшу-ються на 33,4 і 35,3%, а кутові – на 28,6 і 24,4%, для швидкості руху відповідно 15 і 20 км/год. Вертикальні пришвидшення над шворнем напівпричепа від зміни жорст-кості його шин в досліджуваних межах практично не змінюються. У разі зменшення жорсткості шин напівпричепа середньоквадратичні вертикальні пришвидшення над віссю балансирного візка становлять 0,39-0,45 g і є вищими від регламентованих. Ре-зультати порівняння експериментальних і теоретичних досліджень плавності руху сортиментовоза підтверджують їх адекватність.

За результатами В3-плану отримано регресійну модель опису залежності серед-ньоквадратичних вертикальних пришвидшень на сидінні водія у кабіні тракторного сортиментовоза від жорсткості шин напівпричепа сш, бази напівпричепа lП та швид-кості руху:

= 1,7692 + 0,16 сш + 0,0396 lП + 0,294 х – 0,1176 сш2 – 0,0596 lП2 +

+ 0,2344 х2 + 0,1068 сш lП – 0,0313 сш х + 0,0223 lП х . (8)

Оскільки ефективність роботи транспортних засобів значною мірою залежить від швидкості руху, то проведено дослідження впливу на неї параметрів опорної по-верхні та підресорювання. Зокрема, аналіз впливу кута ухилу і радіуса заокруглен-ня гірської лісової дороги у плані на допустиму швидкість руху сортиментовоза на спуск показав (рис. 8), що істотне зменшення її спостерігається для значень кута спуску понад 15о та радіуса заокруглення – до 40 м.

а) б)

Рис. 8. Залежність допустимої швидкості руху сортиментовоза на спуск від кута ухилу і радіусів заокруглення дороги в плані (а – R = 50-500 м; б – R = 0-80 м)

Для сортиментовоза на базі колісного трактора Т-157 взаємозв'язок критичної (дорезонан-сної) швидкості руху машини з від-станню між нерівностями опорної по-вер-хні lН та статичним прогином шин fСТ має лінійний характер (рис. ). Зменшення віддалі між нерівностями на 0,2 м зумовлює падіння критичної швидкості руху сор-тиментовоза у 1,3 раза.

Встановлено, що на збіль-шення швидкості руху сортиментовоза впливає й жорсткість шин: чим біль-ший статичний прогин шин, тим менша власна частота його коливань. Для покращення плавності руху машини і запобігання виникненню низь-кочастотного резонансу рекомендується застосовувати високо-еластичні шини з вертикаль-ною жорсткістю 500-800 кН/м. |

Рис. . Залежність критичної (дорезонан-сної) швидкості руху сортиментовоза від від-стані між

нерівностями опорної повер-хні та статичного прогину шин

Для перевірки ефективності використання тракторного сортиментовоза, виго-товленого з урахуванням рекомендованих у роботі параметрів компонування, про-ведено оцінку собівартості вивезення 1 м3 деревини для запропонованого і традицій-ного варі-антів тран-спортування. Пропонований варі-ант передбачає, у разі розроб-лення важкодоступної лісосіки або з невисоким запасом заготовлюваної деревини, коли будівниц-тво лісовозних вусів є економічно недоціль-ним, застосування трак-торного сортиментовоз для тран-спортування деревини на пункт перевантаження, що може знаходитися на віддалі до 3000 м біля доріг із задовіль-ною несною здатністю. В окремих випадках доціль-ним є перевезення ним сортиментів з лісосіки безпосе-редньо споживачеві на віддаль 12-15 км або до лісовозних віток чи доріг загаль-ного призначення на віддаль до 8-10 км.

Дос-лі-джен-ня ви-яви-ли іс-тот-ний вплив від-нос-них від-ста-ней пе-ре-ве-зень де-ре-ви-ни ав-то-по-тя-гом Lавт і трак-тор-ним сор-ти-мен-то-во-зом Lтр на со-бі-вар-тість пе-ре-ве-зень (рис. ). Для від-но-шен-ня цих від-ста-ней у ме-жах 2,3-8,4 км зас-то-су-ван-ня про-по-но-ва-но-го ва-рі-ан-ту тран-спор-ту-ван-ня де-ре-ви-ни є ефек-тив-ні-шим від тра-ди-ційно-го на 10-30 |

Рис. . Залежність собівар-тості перевезення деревини від співвідношення від-станей тран-спортування автопотягом і сортиментовозом на базі колісного трактора Т-157

для варі-антів:

1 – традиційного;

2 – пропонованого

ЗАГАЛЬНІ ВИСНОВКИ

У дисертації на підставі виконаних теоретичних і експериментальних дослі-джень розв’язано важливе науково-практичне завдання щодо підвищення ефектив-ності роботи трелювально-транспортних засобів шляхом обґрунтованого вибору їх параметрів та варіантів транспортування деревини. Внаслідок проведених дослі-джень та їх аналізу отримано такі результати:

1. Вперше розроблено узагальнену математичну модель коливань трелювально-транспортного засобу, яка на відміну від існуючих да-ла змо-гу розглядати спільно кру-тиль-ні ко-ли-ван-ня в тран-смі-сії, лі-нійні та ку-то-ві ко-ли-ван-ня ма-ши-ни у вер-ти-каль-ній поз-дов-жній пло-щи-ні з урахуванням реальних умов експлуатації для обґрунтова-ного вибору параметрів компонування машини.

2. Розроблено методику тягових випробувань і досліджень плавності руху тре-лювально-транспортної машини. Створено оригінальний комплекс вимірювальної апаратури, який дозволяє досліджувати транспортні засоби різної комплектації.

3. На підставі виконаних замірів статистичних характеристик гірських лісових доріг отримано усереднені параметри їх макропрофілю і плану, що слугують почат-ковими даними для моделювання процесу руху лісотранспортних машин.

4. Встановлено закономірності процесу рушання і розгону трелювальної маши-ни ЛТ-157 у напівнавантаженому і навантаженому положеннях, порівняльний аналіз яких засвідчив переваги останнього, оскільки робота буксування зменшується на 10%, максимальні значення моментів у трансмісії знижуються на 24%, а тривалість і шлях розгону зменшуються відповідно на 14 і 11%.

5. Аналіз показників динамічного навантаження трелювальної машини ЛТ-157 показав, що під час її рушання з пакетом деревини значення крутних моментів на півосях заднього моста в 1,2-2,2 рази вищі, ніж на півосях переднього, що зумовлено довантаженням заднього моста частиною ваги пакета. Максимальні крутні моменти під час рушання машини з пакетом деревини об’ємом 4,5 м3 перевищують їх макси-мальні значення для усталеного руху в 1,3-2,2 рази, а тягове зусилля у линві трелю-вального обладнання машини – на 1,8-4,2 кН.

6. Встановлено, що зі збільшенням швидкості руху трелювальної машини зрос-тають вертикальні пришвидшення її мас, максимальні значення яких спостерігають-ся для швидкості руху 6,5-7,5 км/год та 10,5-11,5 км/год. Порівняння сортиментово-зів з напівпричепом та з розпуском засвідчили переваги останнього: середньоквад-ратичні пришвидшення є меншими на 5-12%, а критична швидкість руху – вищою на 5-6%. Дослідження засвідчили, що під час переїзду перешкоди пришвидшення на сидінні тракториста змінюються в межах 1,1-2,4 м/с2 та повністю відповідають вста-новленим нормам.

7. З’ясовано, що зміна бази напівпричепа сортиментовоза з 4,5 до 6,5 м не при-зводить до значної зміни його вертикальних пришвидшень, але кутові пришвидшен-ня із збільшенням бази в тих же межах зменшуються на 32,5 і 29,1% для швидкостей руху машини відповідно 15 і 20 км/год. Зменшення жорсткості шин напівпричепа в інтервалі 500-800 кН/м для швидкості руху сортиментовоза 15 і 20 км/год зумовлює зменшення вер-тикальних пришвидшень над віссю балансирного візка і в центрі ваги напівпричепа відповідно на 33,4 і 35,3%, а кутових – на 28,6 і 24,4%. Рекомендова-но обладнувати колісні лісові машини високоеластичними шинами (зокрема й широкопрофільними).

8. Встановлено, що істотний вплив на обмеження швидкості руху лісової ма-шини на спусках спостерігається для значень кута ухилу дороги понад 15о та радіуса заокруглення у плані – до 40 м. Виявлено, що збільшення відстані між нерівностями на 0,2 м призводить до зростання критичної швидкості в 1,3 рази, а застосування балансирних розпусків з шинами, що мають вертикальну жорсткість 500-800 кН/м та статичний прогин 60-100 мм, дає змогу забезпечити потрібну плавність руху і зменшити ймовірність появи небезпечних резонансних явищ.

9. Досліджено, що зростання опору рухові сортиментовоза від 0,01 до 0,05 за умови низького зчеплення з опорною поверхнею викликає зменшення відносного запасу сили тяги на 15-20%, а збільшення коефіцієнта зчеплення рушіїв з опорною поверхнею від 0,5 до 0,8 зумовлює його зростання на 5-12%.

10. Математичним плануванням експерименту отримано адекватні регресійні залежності середньоквадратичних вертикальних пришвидшень остова тракторного сортиментовоза від жорсткості шин напівпричепа, бази сортиментовоза та швидкос-ті руху і крутних моментів на півосях трелювальної машини від об’єму трельовано-го пакета деревини, висоти точки опирання пакета на трактор та швидкості руху.

11. Обґрунтована доцільність застосування двостадійного транспортування сортиментів з верхнього складу або лісосік, за якого на першій стадії використову-ється сортиментовоз на базі колісного трактора, а на другій – автомобіль із сідловим пристроєм. Для відношення відстаней транспортування у межах 2,3-8,4 км така схе-ма зменшить транспортні витрати порівняно з традиційною на 10-30%. За обґрунто-ваними у роботі параметрами розроблено і прийнято для експлуатації в умовах Во-рохтянського ЛК сортиментовоз на базі лісопромислового трактора Т-157, дослі-дження якого вказують на перспективність створення таких машин.

12. Встановлені закономірності впливу параметрів трелювально-транспортного засобу на показники експлуатаційних властивостей, розроблені