Обґрунтування параметрів трелювально-транспортного засобу для підвищення його експлуатаційних властивостей

РОЗДІЛ 2
РОЗРОБЛЕННЯ МАТЕМАТИЧНИХ МОДЕЛЕЙ ПРОЦЕСІВ РУХУ ЛІСОТРАНСПОРТНОГО ЗАСОБУ
2.1. Узагальнена математична модель лісотранспортної системи
2.1.1. Обґрунтування розрахункової схеми та прийнятих
припущень і спрощень
Виходячи із завдань дисертаційної роботи, для теоретичних досліджень
дина-мічних процесів, що відбуваються під час руху лісотранспортних засобів,
потрібно створити математичні моделі, які б з певними припущеннями відтворювали
особли-вості компонування та взаємодію окремих елементів або ланок реальної
коливальної системи.
Лісотранспортний засіб є складною коливальною динамічною системою, яка
складається із низки взаємозв’язаних між собою мас – двигуна, елементів
трансмісії, ходових частин тягача і причіпних ланок, що зв’язані між собою
жорсткими й пруж-ними зв’язками та демпферами. Наявність вантажу у вигляді
пакета деревини ще більше ускладнює цю систему, внаслідок чого рівняння, що
описують її коливання, надто складні та малопридатні для практичного
застосування. Тому під час дослі-дження коливань реальна коливальна систе­ма
замінюється розрахунковою схемою, яка повинна повною мірою її відобразити,
виходячи із мети розв’язуваної задачі, по-трібної точності обчислень, умов
досліджень та інших особливостей.
Розробляючи математичні моделі, зазвичай, нехтують другорядними зв’язками,
виділяючи лише головні параметри, що визначають характер розглядуваного
проце-су [7,8,10,36,47]. Це зумовлює спрощення розрахункових схем, істотно не
впливаю-чи на точність результатів.
На рис. 2.1 подано схему узагальненої математичної моделі коливань
лісотран-спортної системи в трансмісії та у вертикальній поздовжній площині.
Спільний роз-гляд крутильних коливань в трансмісії, лінійних та кутових
коливань машини у вер-тикальній поздовжній площині із застосуванням методів
статистичної динаміки до-зволяє проводити розрахунок навантаженості елементів
транспортного засобу.
а)
б)
Рис. 2.1. Схема узагальненої математичної моделі коливань лісотранспортної
системи: а – в трансмісії; б – у вертикальній поздовжній площині
Розрахункову схему складено з урахуванням таких припущень:
• моменти інерції зосереджених мас, коефіцієнти жорсткості та опору оберто-вих
елементів трансмісії й шин зводяться до валу двигуна;
• колеса котяться без відривання від опорної поверхні;
• моменти на лівих і правих півосях є однаковими;
• характеристики пружності валів трансмісії й шин є лінійними;
• сили непружного опору є пропорційними швидкостям відносних переміщень мас.
Складаючи розрахункову схему трансмісії, деталі з розподіленими масами
за-мінено зосередженими масами, які зв’язані між собою пружними і
демпфувальними елементами. Розподілені маси, які є значно меншими від
зосереджених, віднесено до найближчих зосереджених.
Беручи до уваги взяті припущення, отримано розрахункову схему кутових
пе-реміщень мас двигуна і трансмісії колісного тягача (4Ч4) з незалежними
координата-ми ц (рис. 2.1, а), яка відтворює перехідні процеси, що відбуваються
під час його ру-шання та розгоні [18].
На схемі прийнято такі позначення: Мд – крутний момент двигуна; Мзч – мо-мент
тертя муфти зчеплення; мо­менти інерції обертових мас: Jд – маховика, мас
дви-гуна і ведучих деталей му­фти зчеплення, Jзч– ведених деталей муфти
зчеплення, Jкр– деталей трансмісії, розміщених між муфтою зчеплення і
роздавальною коробкою (ведучого, проміжного і веденого валів коробки передач із
зубчатими колесами, що входять з ними в зачеплення; деталей, жорстко зв’язаних
із вихідним флан­цем ко-робки передач і ведучим валом роздавальної коробки,
валів і з’єднань роздaвaльної коробки; фла­нця на виході роздавальної коробки і
з’єднаних з ним фланцем і вил-кою карданної передачі), Jоі – задньої вилки
карданного вала і де­талей головної пе-редачі iз зубчастими колесами і
міжвісним диференціалом і-го візка (і = 1, 2,…, m), Jкіk – мас коліс k-х осей
(k = 1, 2,…, n), JТ – маси, яка еквівалентна поступальній масі тягача, з
урахуванням моментів інерції коліс; моменти реакцій зв’язкiв: Мкр – крут-них
моментів, що пере­даються муфтами коробки передач, які вмикаються і
вимика-ються, веденого вала коробки передач, валів і з’єднань роздaвaльної
коробки, Мкпі – карданної передачі, Мпоі – півосей, Мшіk = Fшjіk rдіk – шин,
Мjіk = Fjіk rдіk – зчеплення шин з дорогою (rдіk – динамічний радіус колеса),
Мо – сумарний момент опору рухові машини.
Обертові маси зв’язані між собою безінерційними пружними елементами з
кру-тильною жорсткістю с відповідних валів трансмісії і тангенційною жорсткістю
шин cшj. Розсіювання енергії в системі, пов’язане з відносним переміщенням мас,
відтво-рюється введенням паралельно з пружними елементами амортизаторів з
коефіцієн-тами опору k. Жорсткість і коефіцієнти опору в трансмісії разом з
відносними куто-
вими пере­міщеннями мас створюють моменти реакцій зв’язків Mj = cj дj + kj j.
Головними незалежними координатами підсистеми двигун–трансмісія–шини є кутові
переміщення: цд – вала двигуна, цзч – веденого диска муфти зчеплення, цкр –
деталей трансмісії, розміщених між муфтою зчеплення і роздавальною коробкою,
цоi – задньої вилки карданного вала і де­талей головної передачі iз зубчастими
коле-сами і міжвісним диференціалом і-го візка, цкik – мас коліс k-х осей, цТ =
хТ uТР /rдіk – маси, яка еквівалентна поступальній масі тягача (хТ – поздовжнє
переміщення зведе-ної маси тягача; uТР – передатне число трансмісії).
Динамічна модель, яка описує коливання системи у вертикальній поздовжній
площині (рис. 2.1, б), відтворює поведінку реальної коливальної системи
тягач+на-півпричіп з паке