ХАРКІВСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ АВТОМОБІЛЬНО-ДОРОЖНІЙ УНІВЕРСИТЕТ

Воронович Андрій Вікторович

УДК 621.878

ВДОСКОНАЛЕННЯ АВТОГРЕЙДЕРІВ МАСОЮ 15…16 т КОМПЛЕКТАЦІЄЮ ЕНЕРГОСИЛОВИМИ МОДУЛЯМИ ПІДВИЩЕНОЇ НАДІЙНОСТІ

Спеціальність 05.05.04 – машини для земляних та дорожніх робіт

Автореферат

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Харків – 2007

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті Міністерства освіти і науки України.

Науковий керівник: доктор технічних наук, професор Назаров Леонід Володимирович, Харківський національний автомобільно-дорожній університет, професор кафедри підйомно-транспортних, будівельних, дорожніх машин і обладнання.

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, доцент Кухтов Валерій Георгійович, Харківський національний технічний університет сільського господарства ім. Петра Василенка, завідувач кафедри міцність і надійність машин;

кандидат технічних наук, доцент Лізунков Олександр Вікторович, Кіровоградський національний технічний університет, доцент кафедри будівельних, дорожніх машин і будівництва.

Провідна установа: Харківський державний технічний університет будівництва і архітектури. кафедра механізації виробничих процесів, Міністерство освіти і науки України, м. Харків.

Захист відбудеться “13” _червня_ о _12_ годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д 64.059.02 при Харківському національному автомобільно-дорожньому університеті за адресою: 61002, м. Харків, вул. Петровського, 25.

З дисертацією можна ознайомитися у бібліотеці Харківського національного автомобільно-дорожнього університету за адресою: 61002, м. Харків, вул. Петровського, 25.

Автореферат розісланий “12” _травня__ 2007 р.

Вченій секретар спеціалізованої вченої ради І.С. Наглюк

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

Актуальність теми. Тенденції економічного розвитку України, її географічне положення зумовлюють необхідність створення в найближчі роки широкої мережі висококласних автомобільних доріг великої довжини. Будівництво високими темпами вимагає достеменного оновлення парку дорожньобудівних машин, серед яких одне із важливих місць посідають автогрейдери. Досвід їхнього використання з цією метою у високорозвинених країнах свідчить про те, що економічно пріоритетними в дорожньому будівництві є автогрейдери масою 15-17 т із потужністю двигуна не менше 165 к.с. Промисловий потенціал України, досвід створення автогрейдерів сімейства ДЗк-250 переконують у доцільності розширення виробництва вітчизняних автогрейдерів нового покоління масою 15-16 т, що не поступаються за експлуатаційними якостями кращим зарубіжним зразкам, мають істотно меншу порівняно з ними вартість. З огляду на вказане тема, присвячена вдосконаленню вітчизняних автогрейдерів масою 15-16 т шляхом їхньої комплектації сучасними енергосиловими модулями, є актуальною.

Зв’язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дисертаційне дослідження виконане відповідно до наукової проблеми, яка вирішується кафедрою будівельних і дорожніх машин ХНАДУ, присвяченої вдосконаленню машин для земляних робіт і включене до складу держбюджетної теми №14-53-07 “Теоретичні основи проектування модульних конструкцій землерийно-транспортних машин на прикладі автогрейдера.

Мета і задачі дослідження. Метою дослідження є поліпшення експлуатаційнних якостей вітчизняних автогрейдерів масою 15-16 т шляхом удосконалення їх комплектацією енергосиловими модулями високої надійності. Для досягнення поставленої мети вирішувалися такі задачі:

- розробка просторової розрахункової схеми й математичної моделі автогрейдера з гідромеханічною трансмісією та колісною формулою для дослідження навантажування його основних вузлів;

- виявлення закономірностей і дослідження навантажування металоконструкцій та заднього візка автогрейдера в процесах позацентрового удару робочого органа об важкопереборну перешкоду;

- уточнення формування навантажень на робочий орган автогрейдера в нормальних процесах зарізання ґрунту;

- розробка комп’ютерної інформаційно-вимірювальної системи й експериментальне дослідження за її допомогою навантажень на основні вузли автогрейдера масою 16 т;

- розробка методики розрахунку екстремальних навантажень заднього візка автогрейдера з гідромеханічною трансмісією й колісною формулою в процесі удару робочого органа об важкопереборну перешкоду, уточнення методики оцінювання нормальних навантажень на відвал при зарізанні ґрунту;

- обґрунтування необхідності комплектації автогрейдерів масою 15-16 т енергосиловими модулями – гідромеханічною коробкою передач і заднім візком підвищеної надійності.

Об’єкт дослідження – процес формування динамічних навантажень на робочий орган і задній візок автогрейдера.

Предмет дослідження – взаємозв’язок між навантаженнями на автогрейдер і факторами, що визначають їхню величину.

Методи дослідження – у роботі використано теоретичні й експериментальні методи дослідження, що грунтуються на теорії коливань нелінійних систем, теорії взаємодії рушіїв і робочих органів землерийних машин із розроблюваним середовищем, на теорії статистичної обробки результатів експериментів.

Наукова новизна отриманих результатів. Встановлено нові закономірності навантаження робочого органа, металоконструкцій і заднього візка автогрейдера з гідромеханічною трансмісією в процесах удару відвала об зміщену в бік від поздовжньої осі машини перешкоду й у ході зарізання ґрунту з урахуванням пружно-в’язких властивостей пневматичних шин і можливого поперечного юзу ходових коліс.

Практичне значення отриманих результатів полягає в розробці нових і уточненні існуючих методик розрахунку навантажень на ходовий візок і металоконструкції автогрейдера з гідромеханічною трансмісією й колісною формулою , в обґрунтуванні необхідності комплектації автогрейдерів масою 15-16т гідромеханічною коробкою передач і заднім візком німецької фірми ZF, у використанні отриманих результатів у процесі модернізації автогрейдера ДЗк-251 і створенні нової машини заводом Буддормаш (Харків).

Особистий внесок здобувача. Результати, що винесені на захист і наведені в самостійно опублікованій статті [1], отримані особисто автором. У наукових роботах, опублікованих у співавторстві [2;3;4;5], особисто здобувачем виконано математичне моделювання процесу удару відвала автогрейдера об важкопереборну перешкоду. Здійснено аналіз навантаження автогрейдера у процесі удару відвала об перешкоду і зарізання ґрунту, спроектовано, виготовлено й використано в експериментах нову інформаційно-вимірювальну систему, розроблено методику розрахунку навантажень на задній візок автогрейдера.

Апробація результатів дисертації. Окремі розділи та дисертація в цілому обговорювалися й отримали позитивну оцінку на науковій конференції ХНАДУ в 2006 р., на науковому семінарі кафедри БДМ ХНАДУ в 2007 р., на міжнародних науково-технічних конференціях у НТУ ім. Ю.Кондратюка (Полтава, 2005 р.) та “Интерстроймех – 2006” (Москва, 2006 р.), Міжнародній промисловій конференції Ефективність реалізації наукового, ресурсного і промислового потенціалу в сучасних умовах ” (с. Славське, Карпати, 2007р.).

Публікації. За матеріалами дисертації опубліковано 5 статей, у тому числі одна без співавторів, у фахових виданнях, включених до переліку ВАК України.

Структура й обсяг роботи. Дисертація складається зі вступу, чотирьох розділів, висновків, списку використаних джерел і додатків. Повний обсяг роботи складає 244 сторінки, у тому числи 55 рисунків на 27 сторінках, 8 таблиць на 12 сторінках, 4 додатків на 50 сторінці. Список використаних джерел із 126 найменувань на 12 сторінках.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ

У вступі обґрунтовано актуальність теми, сформульовано мету і задачі дослідження, викладено наукову новизну і практичну значущість отриманих результатів.

У першому розділі виконано аналіз основних тенденцій розвитку автогрейдерів і стан автогрейдеробудування в Україні та СНД, подано огляд виконаних раніше з теми дисертації досліджень.

Аналіз тенденцій розвитку й використання автогрейдерів у транспортному будівництві вказує на найбільшу потребу в машинах масою 15-17 т з потужністю двигуна не менше 165 к.с. Географічне положення й перспективи економічного розвитку України зумовлюють необхідність будівництва в найближчі роки розгалуженої мережі автомобільних доріг. З огляду на це дорожньо-будівельні організації повинні щорічно купувати понад 100 автогрейдерів. Постачальниками автогрейдерів в Україну можуть бути фірми Caterpillar, Komatsu та ін., заводи Росії. Однак вартість машин західних фірм у 2…2,5 рази перевищує вартість російських автогрейдерів, але останні поступаються їм за своїми параметрами й якістю. Промисловий потенціал України, досвід створення автогрейдерів сімейства ДЗк-250 переконують в економічній доцільності розширення виробництва вітчизняних автогрейдерів нового покоління масою 15…16 т, що не поступаються за експлуатаційними якостями кращим зарубіжним зразкам, але мають порівняно з ними меншу вартість. Із цією метою нові або модернізовані машини відповідно до тенденцій розвитку автогрейдерів повинні комплектуватися гідромеханічними коробками передач і задніми візками підвищеної надійності. Постачальником таких комплектуючих в Україну може бути німецька фірма ZF.

Обґрунтований вибір енергосилових модулів для модернізованих або знову створюваних автогрейдерів може бути виконаний на основі вірогідних методів розрахунку навантажень на робоче обладнання і задній візок автогрейдера з гідромеханічною трансмісією.

Для оцінювання можливості використання існуючих методик розрахунку автогрейдерів здійснено огляд досліджень із теми дисертації. Встановлено, що значний внесок у теорію землерийно-транспортних машин, автогрейдерів зробили Алєксєєва Т.В., Артемьєв О.К., Антипов В.Я., Баладінський В.Л., Баловнєв В.І., Бондарович Б.А., Бородачев І.П., Вєтров Ю.О., Волков Д.П., Гольдштейн В. М., Гречишников Б.О., Домбровський М.Г., Зеленін А.М., Картвелішвілі Ю.Л., Кириченко І.Г., Кравець С.В., Кухтов В.Г., Кузін Е.М., Лізунков О.В., Малиновський Є.Ю., Назаров Л.В., Недорєзов І.А., НікулінП.І., Нічке В.В., Панкратов С.О., Сєвров К.П., Ульянов М.О., Федотов Н.Я., Федоров Д.І., Хмара Л.А.. ХолодовА.М., Шевченко В.О. та інші вчені. Можуть бути використані для побудови розрахункової схеми й математичного моделювання динамічних процесів автогрейдера відомі дослідження, здійснені Александровим Є.Є., Аніловичем В.Я., Говорущенком М.Я., Григоровим О.В., Ловейкіним В.С., Лебедєвим А.Т., Назаренком І.І., Нестеровим А.П., Сівком В.Й., Туренком А.М. та ін. у суміжних галузях науки (колісні й гусеничні машини, вантажопідйомні машини).

Аналіз відомих методик розрахунку динамічних навантажень землерийно-транспортних машин, у тому числі й автогрейдерів, доводить, що більшість із них грунтуеться на одномасових пласких розрахункових схемах машин із механічною трансмісією, які здійснюють робочі процеси з відносно низькими швидкостями – до 4,5км/год. Не враховується зміщення зовнішніх навантажень на робочий орган у бік відносно поздовжньої осі машини, а внаслідок цього не передбачається можливість її бокового юзу. Рекомендований коефіцієнт динамічності навантажування автогрейдерів у більшості своїй не перевищує значення 1,2. Ходове обладнання й деталі заднього візка автогрейдера розраховуються у припущенні їхнього статичного навантажування силами ваги.

На основі аналізу тенденцій розвитку автогрейдерів і виконаних раніше досліджень сформульовано мету і задачі дисертаційного дослідження.

Другий розділ присвячено математичному моделюванню динамічних процесів автогрейдера з колісною формулою і гідромеханічною трансмісією, а також визначенню навантажень у його основних вузлах.

Запропоновано дві розрахункові схеми, що описують процеси стопоріння автогрейдера, одна з яких має чотири ступені свободи і відповідає удару робочого органа об важкопереборну перешкоду (рис.1). Друга схема, за своєю структурою тотожна першій (рис.1), але має п’ять ступенів свободи й відповідає зарізанню ґрунту основним відвалом для трьох варіантів навантажування машини (зарізання ґрунту всім ріжучим ребром прямовстановленого відвала, зарізання ґрунту краєм прямовстановленого відвала, зарізання ґрунту косовстановленим відвалом). Використання в другій розрахунковій схемі п’яти ступенів свободи замість чотирьох обумовлено підвищеною поперечною податливістю ґрунту перед відвалом порівняно з податливістю важкопереборної перешкоди. На відміну від існуючих пласких розрахункових схем запропоновані дослідження динаміки автогрейдерів, які враховують просторовий характер динамічного навантажування машини, бокове зміщення зовнішніх зусиль на відвалі відносно поздовжньої осі машини, а в звязку з цим і її можливий поперечний юз.

Ураховано вертикальну й бокову податливості та демпфувальні властивості пневматичних шин і системи підвіски робочого обладнання до основної рами, нелінійний характер змінення тягового зусилля відповідно до навантажування машини й зміни опору зарізанню ґрунту шляхом переміщення відвала.

У процесі удару відвала об перешкоду розглядаються затухаючі коливання автогрейдера за чотирма координатами (рис.1), оскільки всі пружньов’язкі зв’язки мають двосторонню дію. При стопорінні автогрейдера в процесі зарізання ґрунту можливий розгляд тільки першого напівперіоду основної форми коливань машини через необоротнє деформування ґрунту відвалом. Через це демпфувальні властивості зв’язків не враховуються.

На основі рівнянь Лагранжа другого роду для двох розрахункових схем отримані нелінійні диференціальні рівняння руху автогрейдера в процесах стопоріння при ударі відвала об перешкоду й у ході зарізання ґрунту.

Для першого випадку

(1)

де x, z, в, г – лінійні й кутові координати руху автогрейдера (рис. 1); m, Jo, Joz, - маса й моменти інерцій автогрейдера; Cx, Cz, Czz, Czp, Cyz, Cyp – жорсткості робочого обладнання й перешкоди, гідроциліндрів підйому відвала та пневматичних шин задніх і передніх опор за двома напрямками (х й у); лi - коефіцієнти в’язких опорів; Nz, Np – опорні реакції на задніх і передніх колесах автогрейдера; Rz – вертикальна реакція на відвалі; - тягове зусилля на ведучих колесах, що залежить від швидкості їх ковзання за опорною поверхнею; - коефіцієнт тертя відвала об ґрунт; , - коефіцієнти зчеплення і опору перекочуванню машин; - геометричні параметри, вказані на рис. .

У процесі розвязання диференціальних рівнянь (1) значення опорних реакцій на ходових колесах (Nz, Np), вертикального й горизонтального зусиль на відвалі () і тягового зусилля () прийняті у вигляді:

(2)

(3)

; (4)

при горизонтальному зусиллі на відвалі

(5) (6)

Для другої розрахункової схеми автогрейдера, що відповідає зарізанню ґрунту основним відвалом, рівняння руху описуються співвідношеннями:

(7)

де, крім уже позначених величин, - горизонтальне зусилля на відвалі, що залежить від його переміщення; - коефіцієнти взаємозв’язку між горизонтальним, вертикальним і боковим зусиллями на відвалі.

Перед загальним інтегруванням рівнянь (7) виконується операція інтегрування й диференціювання доданку, що міститься в квадратних дужках, оскільки функція залежить від способу зарізання ґрунту. Встановлено, що у процесі зарізання ґрунту всім ріжучим ребром прямовстановленого відвала

(8)

при зарізанні ґрунту одним із його кінців

, (9)

де к – питомий опір копанню ґрунту; ВОТ – довжина відвала; - задній кут відвала; - кут зарізання; - постійні коефіцієнти, що залежать від властивостей ґрунту й геометрії відвала; - горизонтальне переміщення відвала.

Реакції на опорах і на відвалі в процесі стопоріння автогрейдера при зарізанні ґрунту визначаються співвідношеннями:

(10)

(11)

(12)

(13)

(14)

при тяговому зусиллі, що описується залежністю (6).

У наведених рівностях:

- зчіпна вага й статична реакція на передніх колесах автогрейдера. У процесі розвязання диференціальних рівнянь (1) і (7) за початкові умови прийнято: при t=0 , і , де - початкова швидкість руху автогрейдера до момента удару відвала об перешкоду або його занурення в ґрунт при зарізанні. При цьому, що для автогрейдерів із механічною трансмісією початкова швидкість не перевищує 4 км/год, тоді як для машин із гідромеханічною трансмісією вона досягає 7 км/год.

Системи отриманих диференціальних рівнянь, що описують динамічні навантаження, які діють на автогрейдер у зазначених умовах, є нелінійними. Розвязання подібних рівнянь традиційними методами дуже складні й практично неможливі. У зв’язку з цим було прийнято рішення реалізовувати теоретичне дослідження за допомогою ЕОМ.

Після аналізу сучасних програмних продуктів, що дозволяють здійснювати моделювання нелінійних динамічних систем і виконувати імітаційне моделювання процесів, які в них протікають, було обрано пакет MATLAB, що містить у своєму складі інструмент візуального моделювання SIMULINK. Комп’ютерні моделі в цьому випадку формуються у візуальному режимі з використанням компонентного підходу.

Отримані в другому розділі співвідношення (1)…(7), (10)…(14) після їхнього розв’язання на ЕОМ дозволяють встановити й подати в графічному (чисельному) вигляді зміну в часі опорних реакцій на ходових колесах заднього візка Nz=f(t) і переднього мосту Nр=f(t), тягового зусилля T=f(t), горизонтального Rx=f(t) і вертикального Rz=f(t) зусиль на відвалі. У свою чергу, отримані дані дозволяють здійснити пошук максимальних значень Rx= Rx max; Nz= Nz max; Tx= Tx max і дослідити вплив на їхню величину початкової швидкості руху машини Vн та зміщення точки удару відвала об перешкоду відносно поздовжньої осі машини b:

У третьому розділі наведено експериментальне дослідження навантаженості автогрейдера ДЗк-251, аналіз і співставлення розрахункових та експериментальних даних. Метою експериментального дослідження є отримання інформації про закономірності формування навантаженості робочого обладнання й елементів трансмісії автогрейдера у процесі виконання ним основних технологічних операцій і в стопорних режимах.

Об’єктом дослідження було обрано автогрейдер виробництва “Крюківського вагонобудівельного заводу” ДЗк-251. Ця машина має колісну формулу і масу 16 т, оснащена гідромеханічною трансмісією ЛЗГМП. Загальний вигляд автогрейдера наведено на рис. 2.

У процесі експериментів реєструвалися:

- момент обертання центральної напівосі заднього візка;

- число обертів двигуна;

- число обертів ведучого колеса заднього візка;

- число обертів переднього колеса;

- прискорення центру мас у поздовжній площині;

- прискорення центру мас у вертикальній площині;

- зусилля у шкворені тягової рами.

У ролі давачів вимірювання досліджуваних факторів використовувалися тензорезистори базою 20 мм й опором 400 Ом, пірометр фірми Rautek, індуктивні давачі обертів ІТД виробництва НДІТП, двокомпонентний акселерометр на основі мікросхеми ADXL210AE фірми Analog Devices.

Для реєстрації сигналів, що надходили з давачів, було разроболено й виготовлено мобільну тензостанцію (рис. 3). Вона складається з аналогово-цифрового перетворювача і переносного комп’ютера зі встановленим на ньому програмним забезпеченням.

Програмне забезпечення складається з трьох програм. Програма реєстрації даних працює безпосередньо в момент проведення запису й дозволяє в реальному часі оцінити якість сигналу, що надходить, працездатність конкретного давача, а також здійснювати керування процесом запису.

Для оперативного перегляду даних існує програма, що дозволяє відкрити записаний файл і візуально оцінити записані результати. Програма конвертування отриманих файлів дозволяє перетворювати записані файли у файли баз даних із розширенням .dat, у яких у вигляді матриці розташовуються дані за вісьмома каналами й показання апаратного часу. Це дозволяє обробляти дані стандартними математичними програмами.

Результати випробувань автогрейдера подано у вигляді таблиць і осцилограм. На рис. і порівняно з ним на рис. наведено приклади осцилограм натурних випробувань машини й математичного моделювання процесу удару відвала автогрейдера об важкопереборну перешкоду при початковій швидкості близько 2 м/с.

Аналіз експериментальних осцилограм, їхнє співставлення з розрахунковими даними, а також відеозйомка ударних процесів дозволили встановити наступне. На початку руху автогрейдера спостерігається досить інтенсивне зростання тягового зусилля, що пояснюється розгоном машини й діючими на цьому етапі прискореннями.

Процес співударяння автогрейдера з перешкодою характеризується наростанням навантаження на відвалі й тягового зусилля. Його тривалість від 0,15 до 0,25 с. залежить від початкової швидкості машини й від розташування точки співударяння відвала з палею. Візуальні спостереження й відеозйомка показують, що процес удару супроводжується інтенсивним наростанням буксування ведучих ходових коліс.

У процесі зміщення місця удару відвала об палю вбік спостерігається бокове занесення заднього візка (юз) у протилежний бік щодо місця розташування палі. Вказане підтверджує правильність урахування бокових сил на шинах у розрахунковій схемі автогрейдера (рис. 1). На початковому етапі бокові сили визначаються поперечною жорсткістю бокових коліс. При переході на бокове ковзання (юз) ходове колесо й опорна поверхня руху утворюють фрикційну пару. Описану обставину не враховують існуючі методики розрахунку аварійних навантажень автогрейдера.

Розгляд експериментальних осцилограм доводить, що коливальні процеси зусиль мають полічастотний характер. Однак домінуючими є двочастотні коливання, що відповідають поздовжньому переміщенню центру мас і повороту машини в поздовжній вертикальній площині. Це явище чітко видно на розрахункових залежностях Rx=f(t) і T=f(t) (рис. ). Високочастотні коливання експериментальних значень Rx=f(t) і T=f(t) характеризуються амплітудами не більше 5% від величини найбільших амплітуд низькочастотної форми коливань. Наявність високочастотних складових коливальних процесів пояснюється вібраціями машини, викликаними роботою двигуна й зубчастих передач трансмісії, мікронерівностями поверхні руху автогрейдера, що не враховується в розрахункових схемах.

Уперше доведено експериментальним і розрахунковим шляхом раніше висловлене гіпотетичне припущення про неспівпадання для колісних ЗТМ у часі максимумів тягового зусилля й інерційної складової навантаження на відвал. Загальне горизонтальне навантаження на відвал автогрейдера не є простою сумою граничного тягового зусилля й найбільшої інерційної складової. Це фізичне явище можна пояснити у такий спосіб. У процесі навантажування робочого органа при ударі відвала об палю через достатньо велику й високо розташовану інерційну силу, що діє в центрі мас автогрейдера, одночасно зі зростанням зусилля Rx відбувається розвантаження заднього візка. Через це, а також через швидкоплинність удару, тягове зусилля при повному буксуванні ведучих коліс, виявляється меншим, ніж у статичному положенні машини. Про первісне розвантаження коліс візка опорними реакціями свідчить перегин кривої T=f(t) як на осцилограмі, так і на розрахунковій залежності T=f(t). У подальшому відбувається осідання автогрейдера назад, опорні реакції на колесах заднього візка й тягове зусилля зростають і суттєво перевищують свої статичні значення. При швидкості автогрейдера близько 2 м/с опорні реакції збільшуються майже в два рази, а тягове зусилля досягає величини, обумовленої стопроцентним ковзанням робочих коліс гідротрансформатора.

За результатами натурних ударних випробувань автогрейдера ДЗк-251 із використанням програмного комплексу інформаційно-вимірювальної системи проведено статистичну обработку результатів вимірювань із пошуком максимальних значень навантажень на відвал і тягових зусиль на ведучих ходових колесах залежно від початкової швидкості удару Vн і зміщення місцярозположення перешкоди в бік від подовжньої осі машини. Відповідні дані в співставленні з розрахунковими наведено на рис. 6, 7, 8.

Аналіз експериментальних і розрахункових графічних даних вказує на таке: у діапазоні вимірювання фактичних початкових швидкостей від 0,8 до 1,83 м/с (рис. 6) спостерігається лінійне зростання навантаження на відвал Rx зі збільшенням початкової швидкості. Ця обставина не суперечить даним інших дослідників. Однак верхній рівень навантажень відповідає 150…290кН на всьому діапазоні змінення швидкостей, що відповідає найменшому віддаленню палі від поздовжньої осі машини.

Про істотний вплив зміщення важкопереборної перешкоди щодо поздовжньої осі автогрейдера свідчать дані рис. .

Збільшення відстані між центром удару й поздовжньою віссю машини з 1,87 до 2,67 м спричиняє зниження горизонтального зусилля на відвалі з 270 до 208 кН (у 1,3 рази), що є наслідком бокового юзу ходових коліс.

У той же час найбільше значення тягового зусилля практично не залежить від винесення відвалу в бік, незважаючи на зниження опорної реакції на колесах заднього візка (рис. ). Це доводить, що граничне тягове зусилля автогрейдера обмежене моментом гідротрансформатора. Зазначимо: погрішність розрахунку в порівнянні з експериментами в оцінюванні навантаження коливається від 5,5 до 15,7%, що є прийнятним.

Процеси зарізання ґрунтів при інтенсивному заглибленні робочого органа визначають нормальні розрахункові навантаження, що істотно нижчі, ніж в ударних процесах.

У ході експериментів установлено, що найбільш тяжкий режим нормального навантажування автогрейдера відповідає зарізанню суглинного ґрунту всім ріжучим краєм ножової системи відвала автогрейдера з кутом захопу в 90?. При цьому в результаті опускання відвала ведучі ходові колеса доводяться до повного буксування, а автогрейдер – до стопоріння. У процесі зарізання супіску нормальні навантаження до 1,55 разів менші, ніж при зарізанні суглинку (рис. ), що дозволяє рекомендувати останній як розрахунковий.

У процесі зарізання суглинку змінення навантаження на відвал із зростанням початкової швидкості більше 1 м/с має той же характер, що й при ударі робочого органа об палю (рис. 9). При початковій швидкості 1,8 м/с зусилля на робочому органі практично в 2 рази перевищують вільне тягове зусилля , що відповідає коефіцієнту динамічності 2,0. При косовстановленому відвалі (?) і зарізанні суглинку кутом відвалу коефіцієнт динамічності на відвалі не більше 1,55.

Експериментами й розрахунком установлено, що при швидкостях зарізання ґрунту до 2 м/с зміщення в бік рівнодіючою опору копанню ґрунту до 1,87 м відносно поздовжньої осі машини не впливає на величину нормальних навантажень.

Співставляючи результати розрахунків відповідно до запропонованого математичного опису динаміки автогрейдера з експериментальними даними, варто відзначити їхню достатню збіжність. Погрішність розрахунків коливається від 4% до 13,6%.

Сказане дозволяє рекомендувати пропоновану методику визначення нормальних розрахункових навантажень для використання у практичних уточнених розрахунках.

У четвертому розділі викладено практичні рекомендації, запропоновано нову методику розрахунку екстремальних навантажень на задній візок автогрейдера з колісною формулою і гідромеханічною трансмісією, уточнено методику розрахунку нормальних робочих навантажень. Як розрахункове положення оцінки екстремального навантажування заднього візка рекомендується розглядати процес удару відвала об важкопереборну перешкоду у процесі руху автогрейдера по горизонтальній поверхні з початковою швидкістю до 2 м/с. У цьому випадку величина опорної реакції на колесах заднього візка до 2-х разів перевищує своє статичне значення

,

а бокове зусилля на них через наявність поперечного юзу визначається рівністю

де - зчепна вага машини, - коефіцієнт зчеплення ходових коліс з опорною поверхнею . У процесі стопоріння автогрейдера відбувається перерозподіл навантаження між задніми й передніми колесами балансира, що враховується відповідним коефіцієнтом

,

де - тягове зусилля, що визначається максимальним моментом на турбінному колесі гідротрансформатора

- радіус ходових коліс; і - ексцентриситет і база балансира; - передатні числа й ККД відповідно трансмісії й балансира; f – коефіцієнт опору перекочуванню автогрейдера.

Зусилля на найбільш навантаженому ходовому колесі балансира заднього візка визначаються рівностями

; ; ,

де - вертикальна опорна реакція на найбільш навантаженому ходовому колесі; - тягове й бокове зусилля на цьому ж колесі.

Уточнення нормальних розрахункових навантажень на відвалі при зарізанні ґрунту передбачає використання розрахункової схеми рис. . При цьому необхідно прийняти зарізання суглинку всім різальним краєм прямовстановленого відвала. Відповідно до цього випадку рекомендуються такі постійні значення: питомого опору копанню ґрунту к=0,2 МПа, величини коефіцієнтів зчеплення ходових коліс та опору перекочуванню автогрейдера .

На основі результатів виконаного дослідження для автогрейдерів масою 15-16 т рекомендуються силові модулі трансмісії – задній візок і гідромеханічна коробка передач фірми ZF. Компонування енергосилових модулів такої машини зображено на рис. . Аналіз показників навантажування ходових коліс заднього візка ZF доводить, що у автогрейдерів масою 16 т найбільш навантажене з них сприймає до 15% менші зусилля, ніж у машини ДЗк-251 з існуючою комплектацією енергосиловими модулями.

Економічний ефект використання заднього візка фірми ZF на автогрейдері масою 16 т дає річний економічний ефект не менше 50 тис. грн. на одну машину.