Повышение эффективности функционирования колесных трелевочных машин снижением вибронагруженности Гусейнов Ренат Элдарович

На правах рукописи
Гусейнов Ренат Элдарович
Повышение эффективности функционирования
колесных трелевочных машин
снижением вибронагруженности
05.21.01 – Технология и машины лесозаготовок
и лесного хозяйства
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
кандидата технических наук
Архангельск
2009
2
Работа выполнена в Санкт-Петербургской государственной лесотехнической академии им. С. М. Кирова.
Научный руководитель:
доктор технических наук, профессор
Варава В.И.
Официальные оппоненты:
доктор технических наук, профессор
Мясищев Д.Г.
Ведущая организация:
ГОУ ВПО «Петрозаводский государственный
университет» (185910, Республика Карелия,
г. Петрозаводск, пр. Ленина, д. 33, ПетрГУ)
Защита диссертации состоится « »
2009 года в 13.00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.008.01 при Архангельском государственном техническом университете по адресу: 163002, г. Архангельск, наб. Северной
Двины, 17, ауд. 1228.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Архангельского государственного технического университета.
Автореферат разослан «
»
2009 года
Отзывы на автореферат в двух экземплярах с заверенными гербовой печатью подписями просим отправлять по адресу: 163002, г. Архангельск, наб. Северной Двины, 17, Архангельский государственный технический университет,
диссертационный совет Д 212.008.01.
Ученый секретарь
диссертационного совета
кандидат технических наук,
доцент
А. Е. Земцовский
3
I. ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность. Современная тенденция лесозаготовок в малолесных
районах Российской Федерации — сохранение лесных ресурсов путем проведения несплошных рубок и рубок ухода за лесом колесными машинами
малой и средней мощности с выполнением лесоводственных требований.
Основное требование к лесозаготовительным машинам — эффективное
функционирование с минимальной динамической нагруженностью, определяющее их долговечность, производительность, экономичность, воздействие
на почву и экологию. Вибронагруженность этих машин определяется структурой приводных и рессорных систем, параметрами и характеристиками их
упруго-диссипативных связей, а также внешним воздействием пути.
Оптимизация параметров и управления машин — научный радикальный
путь обеспечения минимума их вибронагруженности, максимума долговечности и экологичности, а в целом — квазиоптимального их функционирования. Поэтому целью исследования ставится обеспечение эффективности
функционирования лесозаготовительных машин на примере совершенствования трелевочной системы.
Задачи исследования, соответствующие поставленной цели:
1. Разработка обобщенной модели трелевочной системы и ее декомпозиция на подсистемы для исследования закономерностей функционирования
различных структур привода и подвеса и сравнительного их анализа.
2. Предварительная оценка функционирования подсистем сравнительным анализом частот и форм их колебаний.
3. Определение интегральных критериев вибронагруженности различных структур привода и подвеса и оптимизация управляемых параметров.
4. Расчет и анализ однопараметрических функций реакций связей различных подсистем с выделением квазиоптимального интервала их функционирования.
4
5. Определение и оценка влияния упруго-диссипативных связей на вибронагруженность приводной и рессорной систем.
6. Обработка и анализ экспериментальной нагруженности привода и
подвеса МТА в различных процессах функционирования.
7. Технико-экономическая оценка результатов исследования.
Научная новизна исследования:
1. Обоснованы обобщенная и декомпозиционные модели привода и
подвеса трелевочной системы для выявления основных закономерностей их
функционирования.
2. Предложена декомпозиционная теория вибронагруженности трелевочной системы, определяемая покоординатными реакциями связей с помощью эффективных методов расчета и интегрально-экстремальной оптимизации управляемых параметров.
3. Развит эффективный однопараметрический анализ реакций упругодиссипативных связей с выявлением квазиоптимальных интервалов управляемых параметров.
4. Предложена
сравнительная
оценка
характеристик
упруго-
диссипативных связей в приводе и подвесе МТА и выявлены условия и сферы их реализации.
Практическая значимость работы
1. Определены рациональные структуры и характеристики связей привода и подвеса трелевочной системы.
2. Определены квазиоптимальные параметры привода и подвеса, исключающие критические режимы и минимизирующие вибронагруженность.
3. Предложена конструкция простого и надежного фрикционного телескопического демпфера с улучшенной мягкой характеристикой, снижающая
вибронагруженность до уровня линейного сопротивления.
4. Исследованы реакции сцепки МТА—пачка с различными характеристиками связи. Предложена конструкция сцепки с мягкой характеристикой
амортизатора.
5
5. Теоретические положения апробированы техническими решениями и
результатами экспериментальных исследований различных структур привода
и подвеса трелевочной системы.
Достоверность результатов. Расхождение результатов теории и практики находится в пределах 5...20 % в зависимости от принятого показателя
нагруженности и реализуемого процесса. Бóльшее различие в нестационарных процессах.
Апробация работы. Основные результаты работы докладывались на
научно-технических конференциях Санкт-Петербургской государственной лесотехнической академии им. С. М. Кирова в 2008—2009 гг. Основные результаты исследований рекомендованы к внедрению в ГОУ ВПО «Петрозаводский
государственный университет», а развитая теория вибронагруженности трелевочных систем (машин) — в учебном процессе лесотехнических вузов.
Публикация. Основные положения диссертации опубликованы в
7 печатных работах.
Структура и объем работы. Диссертация включает введение, 4 главы,
заключение и приложения. Изложена на 160 стр. машинописного текста,
включая 5 таблиц и 31 рисунка. Список используемых источников состоит из
105 наименований.
Содержание работы
Во введении обоснована актуальность темы диссертации, определены
задачи, научная новизна и практическая значимость работы.
В первой главе приведены основные требования к функционированию
колесно-трелевочных машин и анализ исследований по нагруженности колесных тракторов и автомобилей, в основном кратко по книгам, монографиям и диссертациям. Основы динамики последних заложены в работах
И. Б. Барского, В. И. Варавы, Э. М. Гусейнова, С. И. Морозова, Р. А. Ротенберга, А. А. Хачатурова, В. С. Шуплякова, Н. Н. Яценко и др. Динамическая
6
нагруженность лесохозяйственных машин с учетом пачки (дерева) и технологического оборудования развита в работах С. Ф. Орлова, В. А. Александрова, Г. М. Анисимова, В. И. Варавы, О. М. Ведерникова, Б. Г. Гастева, Э. М. Гусейнова, Ю. А. Добрынина, А. В. Жукова, В. М. Котикова, А. М. Кочнева,
В. И. Патякина, М. Ф. Семенова, В. С. Сюнёва, А. М. Цыпука, И. Р. Шегельмана и др. Задачи моделирования пачки (дерева) и оптимизации параметров
колесных машин отражены в работах В. А. Александрова, Б. Г. Гастева,
В. И. Варавы, Э. М. Гусейнова, Ю. А. Добрынина, А. М. Кочнева и др.
Из анализа выполненных работ по вибронагруженности колесных МТА
определена по нашему мнению наименее изученная актуальная тема: влияние основных факторов на вибронагруженность МТА и почвы на примере
совершенствования конкретной колесно-трелевочной машины.
Во второй главе дается обоснование структуры и параметров трелевочной системы. На рис. 1 приведены структурные модели системы на базе
трактора Т40-Л с двухосным шинным подвесом и исходными параметрами в
табл. 2.1 диссертации. Шины дополняются вариантами связи рама—коник:
1 — шарнирной (сх, сz = ), 2 — продольно-амортизированной (сх  ñxp ), 3 —
вертикально-амортизированной (сz  czp ), 4 — амортизированной (сz, сх).
Пачка хлыстов принимается изгибно-жесткой (с = ) и гибкой (с). При сх = 
имеем двухмассовую модель привода (рис. 3.1, б), а при (сх, 2с) — трехмассовую. Декомпозиция обосновывалась на квазисимметрии и квазилинейности блочной структуры связей, а также на числе связей (степеней свободы).
Анализ частот и форм введенных подсистем являлся предварительной
оценкой качества их функционирования. Он исходил из следующих основных положений:
– гибкость системы определяет ее низшая частота;
– для исключения кратности частот обязательна не менее чем удвоенная
их раздвижка, j + 1 < 2j + 2;
– диссипация эффективна лишь в гибких связях системы;
7
а)
N1
Pг
x

z1
cт
cz
m1
к
z
x
iг
Pк
п
cп
c
l1
l2
xт
mд
mт
2с
Рк
сх
Рт
m1
mп
Рп

1
с
mм
zк
m
2с
z
с1
2 
mд
m
z1
xт
xд
Pп
l4
в)
x
Рк
mпx g
mg
lx = l cos 0
xп
х
2
m0
l3
z2
б)
xд
N0
q
cп
c
x
0
m
Pт
п
mтg
c
y
cx
iк
l
dx
Р
zм
ск
zк
Рис. 1. Расчетные модели колесно-трелевочной машины:
а — обобщенная; б — эквивалентные привода; в — одномерные подвеса.
– большая амплитуда деформации связи требует диссипации в ней или
увеличения жесткости, в т. ч. в виде упругого упора;
– большая амплитуда деформации шин — большая вероятность их буксования или проскальзывания.
Расчет нестационарной вибронагруженности МТА осуществлялся операционным исчислением Лапласа. Методику расчета проследим на простейшей модели привода (рис. 1, б). Уравнение относительных колебаний (хд – хт =
= х, m = mт + mп, сх = , хт = хп)
x   2 x  w0 , w0  Pê0 / m  ( Pò0  Pï 0 ) / mä  ñnt ,
2 = 2с / m, m = mд  т(тд + т)–1.
(1а)
8
Вводя оператор Лапласа р и скорость подключения двигателя через
муфту сцепления к трактору x0  r0 / iï  0 , получим решение по Карсону
x( p)( p 2   2 )  w0  p0 , x( p) 
w0
p
 2 0 2.
2
p 
p 
2
(1б)
Оригинал решения обратным преобразованием Карсона
x(t )  ( w0 /  2 )(1  cos t )  (0 / )sin t ,
Q  2c x(t )  m 2 x(t )  m(w0  w cos t  0 sin t ).
(2а)
Максимум реакции шин
Qmax  m  w0  w02  (0) 2  ,


(2б)
в т. ч. ударного включения силы тяги mw0(t) при t1 =  и импульса скорости
 = 0(t) при t2 = /2:
Qó  2mw0 , Qè  m(w0  0).
(3)
Очевидно, что реакция снижается с уменьшением массы т, внешнего
воздействия w0, скорости пуска 0 и частоты .
Методику аналитического расчета стационарного процесса вибронагруженности МТА проследим по трехмассовой модели привода (рис. 1, б) с
упругими связями сх и 2с, их деформациями хд – хт = u, xт – хп = х при возмущении от волока на пачку типа <белого шума> Sïå  S0 ≃ cnt. Уравнения
относительных колебаний
m2u  2u  2cu   ä (ñx x   x x)  0

m1 x   x x  cx x  2 ï (ñu  u )  ò Ðï (t ),
m1 
(4а)
m m
mä
mòmï
mï
mò
, m2  ä ò , ä 
, ï 
, ò 
,
mò  mï
mä  mò
mä  mò
mò  mï
mò  mï
9
в т. ч. в операторно-матричной форме для р = d / dt (при т1  т2 = т = 1,7  103 кг)
 mp 2  2 p  2c

 2 ( p  c )
ï



 ä ( x p  cx )
mp   x p  cx
2

.

 ò Ðï ( ð ) 
0
(4б)
Введем обозначения с = сx + 2c,  = x + 2, 1 + cx/2c =  и определим по матрице и Крамеру передаточную функцию (при сх = 70, с = 210 кН/м):
u ( p)  u ( p) / ( p)  Pï ( ð)  0,21( x p  cx ) / ( p),
( p)  m2 p 4  p3m  p 2 (mc  2 x )  p  2(c x  cx )  2ccx .
(5)
Тогда дисперсии деформации и реакции шин будут равны


S0
0,05S0 (i) 2 2x  cx2
2
Du   
 u (i) d   2  | i |2 d ;
2 
2
u
0,1S0 0,52x   x  mcx /  x  2cx / c
D  4c Du 
.
m
(2  cx / c )2
2

(6)
На рис. 2, а приведены зависимости (6) реакции шин от управляемых
параметров. Получен весьма важный результат: близость парциальных масс
m1 ≃m2 = m и жесткостей сх = 2с обусловливает близость парциальных частот
2 = 2с / m = сх / m и критический режим по кратности частот, при котором
Dr = . Кроме того, здесь обязательна двойная диссипация (2, х), при которой демпфирование в шинах не регулируется и ограничено, а в сцепке
должно быть расчетным квазиоптимальным для всей системы.
Минимизацией функционала (6) Dr(1) выявляется оптимум диссипации:
D / x = 0, x + 0 = mcx / 2x .
(7а)
10
K
а)
D
S0
K'()
1,5
K'(c)
1,3
K(cx)
1,1
K(x)
0,9
K(c)
/5, х/10, кНс/м
0,7
0,4
0,6
0,8
с/200, сх/100, кН/м
1,0
б)
п, кН
n (n )
5
п(cz)
n (cn )
n (z )
4
3
n (cn )
êÍ ñ
ì
c
c

êÍ
êÍ
ñ
z
n
n
5
,
,
;
,
40 200 ì
2 ì
п/2; z/5,
2
1
2
3
4
Рис. 2. Зависимости () покоординатных реакций шин
от управляемых параметров привода (а) и подвеса (б) КТМ.
11
Примем за первое приближение   1  70/ 420  1,17,  = 2,7 кНс/м;
тогда
2x  mcx (x  )1  0,3mcx , x  0,55 mcx  6,2 кНс/м,
(7б)
а дисперсия реакции шин —
D0  0,81S0 ,   0,9 S0 .
(8)
Это решение для рационального соотношения жесткостей системы
2с / cx >> m2 / m1, c  3cx
(9)
ниже двухмассового привода (д = 0,29, т = 1,7  103 кг)
 c
 
D2   2ä S0      , 2  1,24 S0 .
 2 m 
(10)
Кроме того, при малом усложнении конструкции трехмассовой структуры привода снижаются реакции переходного пускового процесса при частых разгонах на волоке (лесосеке).
Уравнения подрессоривания жесткой пачки (с = , q = 0), составим по
расчетной модели (рис. 1, б) в координатах х1 = z1 – z2, x2 = z2 – zк, т. е. деформациях шинной и рессорной ступени подвеса (z2 = x2 + zк, z1 = x1 + x2 + zк)
также в наглядной операторно-матричной форме:
 m1 p 2   z p  cz

 ( z p  cz )
m1 p 2
m2 p 2  n p  cn
m1 p 2 zê ( ð ) 
,
m2 p 2 zê ( ð ) 
(11а)
(р) = ò 1m2 p 4  p3 (m1n   z m1 )  p 2 (m1cn  cz m2 ) 
+ p( z cn  czn )  cz cn .
(11б)
12
ПФ реакции шин подвеса
 п = сп
x2 ( ð)
 ñï ð 2 (ò 1ò 2 ð 2  ò cz ) /  p ,
zê ( ð )
(12)
а дисперсия, для спектра неровности пути Sк = В43 / 4 —

cn2
Dn 
|  n (i) |2 Sê ()d  

2 
c /    z m2 / m12  cz (m2 / m1 ) 2 / n
 0,5 B4 3 n z
.
(1  cz m2 / m1cn ) 2
(13)
На рис. 2, б построены зависимости (13) реакции шин от управляемых
параметров.
Диссипация в шинах ограничена
п  0,2 cn ò 2 ,
(14)
Dn / z = 0, 0z  cn m12 / m2 ,
(15)
а по условию Dn(z) = min,
в т. ч. для ò 1 / ò 2  0,5; ñï  6/12 êÍ /ñì , 0z  0,7 ñï m1 , 0  0z / êð  0,35
n  6,4/ 9,  z  16 êÍ ñ/ì , n 
20
B43 .
12,8
(16)
При сп = 600 кН/м реакция п больше, а п = 1200 кН/м — меньше
шинного подвеса. Основные причины — обязательная двойная диссипация
(z = 0z , n  min) и исключение кратных частот:
cn  cz m2 / m1 , cz  cn m1 / m2 .
(17)
Без них лучший подвес широкопрофильными шинами низкого давления.
13
Уравнения состояния переднего подвеса трактора в координатах z,
x = z – zм по схеме рис. 1, в для р = d / dt
 mp 2

2
  0 mp  cê
p  c
0 
.
2
(mp  cê ) cê zê ( p ) 
(18)
Дисперсии ускорения z и скорости x по стандартным интегралам для
р = i и воздействия волока Sê  Â43 / 4 :
B4 3  0 c 
c 
B4 3 0 m
Dz 
.
  1  0   , Dx 
2  m 
cê  
2 
(19)
Оптимум диссипации по критерию плавности хода  z  Dz :
Dz /   0, 02  cm / 0 (1  02c / cê ), 0  24 кНс/м,
(20)
а минимум критерия 0z  B4 30m  1,8 м/с2.
В шинном подвесе диссипация ограничена сверху, а жесткость снизу,
плавность хода хуже двухступенчатого подвеса.
В третьей главе анализируется влияние управляемых параметров  и
характеристик связей F ( x) , Q( x) на вибронагруженность МТА и почвы:
 r (),  = схux. По выявленным дисперсиям реакций шин и связи рама—
коник строятся однопараметрические функции управляемых параметров (2с,
сп, сz, cx, , 2, x, z, x) различных структур привода и подвеса. Кривые (см.
рис. 2) наглядно иллюстрируют характер и уровень функций. По экстремальным кривым (i) выявляются не только минимумы вибронагруженности, но
и оптимумы и квазиоптимальные интервалы управляемых параметров.
Нелинейные связи ограничены только распространенными аппроксимациями (рис. 3) в тягово-транспортных машинах, дающими эффект в пере-
14
а)
б)
Q
F
3
F
1
F'0
F0
Fп
2''
2'
F
F''0
F
x
x0
x
Рис. 3. Распространенные характеристики упругих (а) и диссипативных (б) сил
в тягово-транспортных машинах:
а) 1 — линейная, 2 — параболическая, 3 — кусочно-линейная;
б) F — линейная, F — квадратичная, F — корнеквадратная, F0 — релейная;
F , F — релейная с одним и двумя люфтами.
ходном (пусковом) или установившемся (стационарном) режимах движения.
Решение нелинейных уравнений в стационарных процессах эффективно в
относительных координатах (деформациях связей) в окрестности средней
скорости (с, с) установившегося движения. Линеаризованные параметры
вычисляются минимизацией дисперсии отклонения нелинейных функций от
линейной. В результате для симметричных диссипативных сил F0, F
(рис. 3,б) u известной дисперсии скорости  x
  1,6 x , 0  0,8F0 /  x .
(20а)
Для несимметричных упругих сил 2, 3 (рис. 3,а)
Q0  dmx (mx2  32x )  c1mx , c  c1  3d (mx2  2x ), Q0  Q1  c1mx , c  c1. (20б)
15
Нелинейная система уравнений привода по схеме рис. 1,б в координатах хд, хт, хп:
mä xä  2cu  Pêñ  Ðê (t ), u  xä  xò

ñ
mò xò  2cu  Q( x)  F ( x)   Pò
m x  Q( x)  F ( x)   P ñ  Ð (t ).
ï
ï
 ï ï
(21)
При 2с = , хт – хп = х, тд + тт = т получаем одно уравнение относительного состояния трактор—пачка
mx  F ( x)  Q( x)  1,2  Pï ñ  ï Ðï (t )  ê Pê (t ),
где т =
(22)
mï ò 
mï
ò
 1,8  103 кг, к =
 0,45, п =
 0,75.
mï  ò 
ò   mï
ò   mï
Деформации связей х = хт – хп, u = xд – хт в линеаризованной системе
(21) отражаются уравнениями (4а) или матрицей (4б), а реакция шин — дисперсией (6). Влияние различной диссипации в сцепке трактор—пачка иллюстрируется на рис. 4,а ее среднеквадратичной реакцией r(i). Функция r(cx)
линейная, остальные параболические. Одна общая точка их пересечения
0z = 0,425 кН определяется одинаковым эквивалентным параметром дисси-
пации 0 = 12 кНс/м при заданной доминирующей скорости движения.
Относительно этой точки диссипативные кривые изменяются по параболе: у гидрогасителей (, ) с весьма пологим минимумом на интервале
 = 7—18 кНс/м, а у фрикционного демпфера — с более крутым на интервале F0 = 03…0,5 кН. Эти интервалы необходимы для задания минимума
вибронагруженности, контроля и ремонта демпфера сцепки. Сопоставление
графиков реакций сцепки в двух- и трехмассовом приводе показывает их
одинаковый характер. Минимум вибронагруженности во втором случае ниже
на 0,25 кН. Явное его преимущество в пусковом процессе. В этом приводе
успешнее функционирует фрикционный демпфер за счет упругости шин. В
целом необходимо улучшение его характеристики.
16
a)
r, кН
0,6
r(F0)
r(F0)
0,5
r(x)
r(2/3)
r(2/3)
0,4
r(x)
r(cx)
сх/5, кН/м; 32/3/103
0,3
4
8
12
16
х, кН/м, 30F0, кН
Рис. 4. Однопараметрические реакции сцепки трехмассового привода.
Характер кривых r(i) в подвесе коника аналогичен рис. 4. При одинаковой эквивалентной диссипации в режиме 0 = 2,5 м/с реакции одинаковы, а
при  ≷ 2,5 м/с незначительно возрастают для гидрогасителей в интервале
z = 7…16 кНс/м, а фрикционного — 0 = 0,4…0,8. Рекомендуется конструкция последнего демпфера с улучшенной характеристикой. Предложена
также структура амортизатора сцепки с мягкой характеристикой: Q(x) = Q1 + c1x,
Q( x)  F0sign x, ï ðè |x|   x / 3 F0  F0 / 2. Она дает эффект в стационарном ре-
жиме работы сцепки, когда сила тяги уравновешивается сопротивлением
движению МТА, а относительные колебания происходят на участке малой
жесткости. Билинейная жесткая характеристика подвеса коника из пружин
различной высоты целесообразна при движении МТА в порожнем и груженом режиме. В целом, из выражения эквивалентной жесткости с' = c (20б),
следует, что со скоростью движения МТА она и реакция упругой связи при
жесткой характеристике (d > 0) возрастают, а при мягкой (d < 0) убывают по
сравнению с линейным случаем (d = 0).
17
В четвертой главе анализируется расчетно-экспериментальное исследование нагруженности трелевочной машины различной структуры (см. рис.
1, гл. 2 и табл. 1). В числителе табл. 1 приведены х, а знаменателе тх при
 =2,5 м/с, х / mх =  представляет коэффициент вариации. Максимальные
значения х по закону двух сигм нормального распределения вдвое выше
(т = 2х) с вероятностью Р = 0,954.
Таблица 1
Критерии нагруженности
Усилие рама—пачка р/тр, кН
Крутящие моменты, кНм:
1
Варианты связи рама—пачка
2
3
4
1,7/3,4
0,65/3,46
1,9/3,45
0,85/2,7
полуосей трактора т/тт
0,56/1,4
0,53/1,4
0,68/0,93
0,68/0,83
и полуприцепа п/тп
карданного вала к/тк
1,06/1,8
0,13/0,3
1,04/1,7
0,14/0,3
1,07/1,3
0,14/0,26
1/1,3
0,15/0,23
По табличным данным наихудший вариант продольной связи сцепки
шарнирный (1), явно лучший (4) с двумя связями жесткостью 2с, сх. На карданный вал почти не влияет вертикальная неровность. В варианте (2, сх)
наименьшее хр тягового усилия Рх. Минимальные ускорения моста полуприцепа и коника при сz = 75…150 кН/м, z = 6…12 кНс/м. Расхождение расчетных и экспериментальных значений статистических критериев нагруженности
(, т) составляет 4…8 %, по техносиле Рх — 7 %, по крутящему моменту Мк <
20 %.
Наглядными и универсальными оценками нагруженности трелевочной
системы служат среднеквадратичные реакции связей, ускорения массивных
блоков и долговечность МТА. На рис. 2 приведены зависимости реакций шин
в приводе (а) и подвесе (б) от параметров систем. При с  70 кН/м
K'(c) = K(c), а при с  200 кН/м K'(c) = 1,5K(c). В двухмассовом приводе
требуется большая диссипация 2  8, а в трехмассовом — малая,
х = 3…10 кНс/м. Рациональные значения жесткостей лучшей трехмассовой
системы привода сх  50 кН/м, с  150 кН/м, а их соотношение с  3c x при
18
х = 3…10 кНс/м. На радиальную реакцию шин двухступенчатого подвеса
(рис. 2,б) существенно влияют ограничения на диссипацию и жесткость в
шинах и удаление от критического режима сп ≳ 5сz. Поэтому реализуемая
нагруженность двух структур подвеса близка. Минимум реакции в шинном
подвесе достигается при сп ≲ 500 кН/м, п ≳ 8 кНс/м, т. е. широкопрофильных
шинах низкого давления, а в двухступенчатом подвесе — при сz  160 кН/м,
сz  0,2сп, cn  800 кН/м z = 10…30 кНс/м. Для малых скоростей трелевки
 ≲ 5 м/с предпочтителен шинный подвес.
Долговечность привода и подвеса просто и наглядно оценивается эффективным периодом нагружения Те, с: Т = ТеN0, где N0 — базовое число
циклов,  — показатель прочности.
б)
a)
Te, c
Te, с
18
Te(2)
Te(cx)
16 0,7
Te()
0,75
Te(cn)
14 0,6
12 0,5
0,70
0,65
Te(2с)
10
0,60
3
4
5
6
7 ñï , 2ñ , êÍ
100 50 ì
2
3
4
5 2c , cn , êÍ ,  , êÍ ñ
50 20 ì
2
ì
Рис. 5. Зависимости эффективного периода нагружения от параметров
связей одномассового подвеса (а) и трехмассового привода (б) МТА—пачка.
На рис. 5, а построены функции Те(сп), Те(2с) одноступенчатого подвеса. При увеличении жесткости в 3 раза Те уменьшается в 1,74 раза. В целом
оценки по Те и r сходятся, а критерии долговечности и вибронагруженности
непротиворечивы. На рис. 5,б отражены зависимости Те(сi) от управляемых
параметров трехмассового привода. Диссипация (), как и в подвесе, весьма
19
мало влияет на Т = N0Te. С увеличением сх / 2с в 3 раза почти линейно в
1,17/1,4 раза снижается Те, утверждая лучшей гибкую систему.
Заключение
1. Разработана аналитическая теория вибронагруженности КТМ, определяемой ее структурой, управляемыми параметрами и характеристиками
упруго-диссипативных связей.
2. Обоснованы обобщенная структурная модель КТМ и ее декомпозиция на эффективные подсистемы для аналитического исследования закономерностей их вибронагруженности.
3. Определены функционалы интегральной вибронагруженности подсистем и развита эффективная интегрально-экстремальная оптимизация параметров диссипации с получением расчетных формул и числовых значений.
4. Выявлены критические режимы двойных упругих связей подсистем
по кратности парциальных частот и установлены квазиоптимальные соотношения жесткостей, минимизирующие их влияние.
5. Развит эффективный однопараметрический анализ интегральной вибронагруженности КТМ с выявлением квазиоптимальных интервалов управляемых параметров.
6. Разработана
оценка
эффективности
нелинейных
упруго-
диссипативных связей и определены сферы их применимости. Предложен
фрикционный телескопический демпфер и упруго-фрикционный амортизатор
с улучшенными мягкими характеристиками.
7. Установлена наименее нагруженная гибкая (сх, 2с) трехмассовая
структура привода с плавным пуском и квазиоптимальными параметрами
связей и их соотношений: сх  100, 2с = 260…520 кН/м, с  3сх, х =
= 4…9 кНс/м.
20
8. Выявлен предпочтительным для малых скоростей трелевки  ≲ 5 м/с
шинный подвес КТМ с ограниченной сверху жесткостью сп ≲ 500 кН/м, а
снизу диссипацией, п  2n cn mò , n  0,1; n ≳ 8 êÍ ñ/ì .
9. Эквивалентная жесткость и среднеквадратичная реакция жесткой
нелинейной связи интенсивно нарастают с ее деформацией (скоростью
движения) и меньше при мягкой по сравнению с линейным случаем. Отсюда следует целесообразность мягкой характеристики сцепки в установившемся
движении, когда средняя реакция уравновешивается силой тяги, а относительные колебания происходят в окрестности меньшей жесткости. Жесткая характеристика подвеса снижает вибронагруженность КТМ в холостом режиме
движения, а сцепки — увеличивает тяговое усилие в пусковом режиме разгона. Жесткость сцепки см(х = тх) корректируется за счет ñ1ì  c1æ .
10. Расчетные параметры нелинейной диссипации, в отличие от линейной, зависят от внешнего воздействия. Поэтому не могут быть оптимальными для различных скоростей движения и состояния пути, а линейная (до
ограничения) F ( x)  x является наилучшей. Рациональный интервал линеаризованного параметра диссипации л = (1,3…0,7)0 от opt л = 0, где
верхний предел при выпуске из завода или депо, а нижний — браковочный
при наработке для настройки или ремонта демпфера. При этом наиболее
простой и надежный фрикционный демпфер должен быть с улучшенной
мягкой характеристикой.
11. Критерием вибронагруженности переднего подвеса КТМ принята
плавность хода, т.е. среднеквадратичное ускорение. В одноступенчатом подвесе ( = 13 с–1)  z  2,9 м/с2, а в двухступенчатом  z  1,8 м/с2, т.е. в 1,6 раз
меньше. В нем отсутствует обязательность двойной диссипации и критические режимы по кратности частот. Амортизированный подвес сиденья оператора недопустим по условию 0 ≷ 1, достаточны поролоновые прокладки.
21
12. Теоретические положения подтверждаются расчетными результатами эксперимента. Среднеквадратичные и средние значения усилия в четырех
вариантах сцепки при  = 2,5 м/с составили:
p
mP

1,7 0,65 1,9 0,85
, кН.
,
,
,
3,4 3,46 3,45 2,7
Экспериментом утверждаются расчетные параметры сцепки (сх  75 кН/м,
х  6 кНс/м) и соотношения жесткостей, с  3сх.
13. Технико-экономическая оценка КТМ производилась по графикам
интегральной однопараметрической вибронагруженности (r  Dr , ðèñ. 2)
шин различных структур привода и подвеса с учетом управляемых параметров, а также их долговечности Тсл = ТеN0 (рис. 5) в функции этих параметров. По жесткости связей эти оценки сходятся. Параметры диссипации в допускаемых интервалах практически не влияют на долговечность, определяемую эффективным периодом нагружения Те.
Основные результаты диссертации изложены в работах:
1. Гусейнов Р.Э. Исследование нагруженности трелевочной системы
[Текст] / Р.Э. Гусейнов // Известия Санкт-Петербургской лесотехнической
академии. — СПб.: СПбГЛТА, 2007. — Вып. 181. — С. 105—110.
2. Гусейнов Э.М. Эффективность функционирования автомобильного
сортиментовоза с двухступенчатым подвесом [Текст] / Э.М. Гусейнов,
Р.Э. Гусейнов // Изв. высш. учеб. заведений: «Лесной журнал». — Архангельск: Изд-во АГТУ, 2008, № 3. — С. 57—60.
3. Варава В.И. Исследование подрессоривания трелевочной системы //
[Текст] / В.И. Варава, Р.Э. Гусейнов // Труды лесоинженерного факультета
ПетрГУ. — Петрозаводск: Изд-во ПетрГУ, 2008. — Вып. 7. — С. 13—17.
4. Гусейнов Э.М. Исследование устойчивости машины рубок ухода
[Текст] / Э. М. Гусейнов, Р.Э. Гусейнов // Технология и оборудование лесо-
22
промышленного комплекса: Сб. науч. тр. — СПб.: СПбГЛТА, 2008. —
Вып. 1. — С. 20—22.
5. Варава В.И. Нагруженность и оптимизация трелевочной системы
[Текст] / В.И. Варава, Р.Э. Гусейнов // Известия Санкт-Петербургской лесотехнической академии. — СПб.: СПбГЛТА, 2008. — Вып. 184. — С. 63—70.
6. Варава В.И. Декомпозиция модели трелевочной системы [Текст] /
В.И. Варава, Р.Э. Гусейнов // Известия Санкт-Петербургской лесотехнической
академии. — СПб.: СПбГЛТА, 2008. — Вып. 185. — С. 142—145.
7. Гусейнов Э.М. Эколого-экономическая оценка эффективности системы «машина — предмет труда — природная среда» [Текст] / Э.М. Гусейнов, Р.Э. Гусейнов // Современные проблемы лесозаготовительных производств, производства материалов и изделий из древесины: пиломатериалы,
фанера, деревянные дома заводского изготовления, столярно-строительные
изделия. Материалы Междунар. науч.-практ. конф. — СПб.: НП «НЦО
МТД», 2009. — С. 208—213.