На правах рукописи

Титов Александр Иванович

СПОСОБ ФОРМИРОВАНИЯ РАБОЧИХ СКОРОСТЕЙ

ТРАКТОРОВ С ДПМ

Автореферат диссертации

на соискание учёной степени кандидата технических наук

.

Специальность 05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

Москва – 2009

  2

Работа выполнена в ОАО Научно-исследовательский тракторный институт «НАТИ»

Научный руководитель доктор технических наук, профессор Городецкий Константин Исаакович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Шипилевский Геннадий Борисович;

кандидат технических наук, доцент Будагов Михаил Юрьевич

Ведущая организация ООО «Владимирский моторо-тракторный завод»

Защита состоится 22 декабря 2009г. в 14 часов на заседании диссертационного совета Д-217.012.01 при ОАО НАТИ по адресу:125040, Москва, ул.

Верхняя ул. 34, ОАО НАТИ, ауд. 324.

С диссертацией можно ознакомиться в научно-технической библиотеке ОАО НАТИ. С авторефератом можно ознакомиться на сайте ОАО НАТИhttp//www.nati.bz Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной печатью организации, просим направлять в адрес ученого секретаря диссертационного совета Автореферат разослан «19 » ноября 2009 г.

Ученый секретарь диссертационного совета В.И. Козлов    

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. На современных зарубежных тракторах широко применяются дизели с большими коэффициентами приспособляемости (ДПМ) в сочетании с многоступенчатыми трансмиссиями, начали применяться бесступенчатые объемные гидротрансмиссии с разделением потока мощности, применяются электро и микропроцессорные системы управления, как подачей топлива, так и переключением передач, регистрацией рабочих режимов и многое другое.

Однако, несмотря на достигнутый технический уровень еще остаются резервы дальнейшего совершенствования эксплуатационных показателей тракторов, в частности таких важных, как производительность и топливная экономичность. Для повышения производительности следует стремиться более полно использовать мощность дизеля, а экономичность достигается выбором соответствующей области режима его работы.

Управлять данным процессом в общем случае возможно путем изменения крутящего момента дизеля, т.е. силы тяги трактора. Последняя представляет собой величину, изменяющуюся по времени в зависимости от разных причин. Диапазон частот колебаний силы тяги достаточно велик и зависит от природы их возбуждения. Колебания, возникающие от неровностей почвы, ее переменной структуры или, например, при работе трактора поперек борозд могут отрабатываться дизелем, точнее за счет автоматической приспособляемости к изменению крутящего момента.

При работе трактора на пересеченной, холмистой местности колебания силы тяги могут в большинстве случаев отрабатываться преимущественно за счет изменения передаточного числа трансмиссии. Например, можно достаточно точно установить, что колебания силы тяги не превысят ±15%, если угол наклона поля не превысит 2,5 градусов.

Поэтому требуется соответствующий подбор показателей дизеля и трансмиссии трактора.

Подтверждение тому содержат многочисленные официальные протоколы испытаний, проводившихся в течение десятков лет специальной испытательной лабораторией при техническом университете штата Небраска в США.

Согласование двигателя и трансмиссии трактора основывается на классических трудах основоположников теории трактора профессоров Е.Д.

Львова, Д.К. Карельских, М.К. Кристи, Д.А. Чудакова, Е.А. Чудакова, И.Б.

Барского, В.М. Шарипова, В.Н. Болтинского, Г.М. Кутькова, В.В. Гуськова, А.Д. Крюкова, М.А. Крейниса, В.Н. Прокофьева, В.Э. Малаховского, А.А.

Крейслера, И.И. Трепененкова и др.

    Наиболее значимы для рассматриваемой темы труды академика В.Н.

Болтинского, д.т.н., проф. Г.М. Кутькова и др. (школа ВАСХНИЛ), С.И.

Дорменева, А.П. Банника, Ю.Б. Маргулиса, Ю.В. Гинзбурга и др.(школа НАТИ).

Однако, использование некоторых устоявшихся понятий традиционной теории, не позволило придти к заключению о целесообразности полноценного использования корректорного участка характеристики, изначальное назначение которого состояло в защите дизеля от заглохания.

Целью работы является изучение рабочего процесса взаимодействия ДПМ и многоступенчатых трансмиссий тракторов, на основе которого формируются рабочие скорости и разрабатываются рациональные кинематические схемы коробок передач (КП), а также контролируются относительные частоты вращения элементов управления КП (дисков фрикционных муфт с гидроподжатием) КП.

Объект исследований – многоступенчатые трансмиссии тракторов с ДПМ.

Методы исследования. В работе использованы теоретические и экспериментальные методы исследования. Теоретические исследования основаны на использовании методов аналитической механики, теории движения колесных и гусеничных машин, математического анализа реальных скоростных характеристик ДПМ и тяговых характеристик колесных и гусеничных тракторов.

Научная новизна работы заключается в следующем:

';

- разработан метод согласования крутящего момента двигателя с трансмиссией сельскохозяйственного трактора, который устанавливает такие показатели в совокупности этих агрегатов, при которых обеспечивается автоматическое изменение скорости движения в пределах корректорной характеристики ДПМ в зависимости от колебаний внешней нагрузки;

- предложен метод определения относительных частот вращения дисков в выключенных фрикционных муфтах, а также других элементов КП с шестернями постоянного зацепления. Метод применим для некоторых типовых кинематических комбинаций шестерен, входящих в состав более сложных вариантов;

- предложено матричное описание геометрических прогрессий рядов скоростей сельскохозяйственных тракторов с относительными передаточными числами для различных значений коэффициентов геометрических прогрессий и различных перепадов между последовательно соединенными составными КП и коробками диапазонов.

Практическая значимость. Результаты диссертации позволяют разрабатывать современные моторно-трансмиссионные установки сельскохозяйственных тракторов, обеспечивающие более полное использование КПД дизельных двигателей при автоматическом регулировании скорости при колебаниях силы тяги (без изменения передаточного числа трансмиссии) и перспективные направления совершенствования данных узлов.

Основные положения диссертации, выносимые на защиту:

- метод согласования показателей ДПМ и трансмиссий тракторов;

- теоретическая модель и рабочий режим на корректорной характеристике ДПМ;

- возможность автоматического регулирования скорости трактора в пределах, регламентированных корректорной характеристикой в зависимости от силовой нагрузки;

- типовые кинематические комбинации схем соединения шестерен в КП тракторов и коэффициенты для расчета относительных частот вращения деталей в выключенных фрикционных муфтах;

- обобщенная матричная форма представления относительных передаточных чисел многоступенчатых трансмиссий тракторов;

- способ формирования скоростей и кинематических схем трансмиссий тракторов.

Достоверность и обоснованность результатов, выводов и рекомендаций диссертационной работы подтверждена совпадением разработанной логически обоснованной модели скоростных характеристик ДПМ с достаточно большим количеством проанализированных официальных характеристик и некоторых данных тяговых характеристик энергонасыщенных колесных и резиногусеничных тракторов.

Реализация результатов работы. Способ формирования рабочих скоростей с ДПМ и метод определения относительных частот вращения деталей в выключенных фрикционных муфтах использованы и при разработке концерном «Тракторные заводы» трансмиссий для опытных образцов тракторов ТС315.

Апробация работы. Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на НТС ОАО НАТИ (2008 г.), на Международном научном симпозиуме "Автотракторостроение – 2009", на заседании кафедры "Тракторы" МГТУ "МАМИ" (2008 г.), на кафедре "Автомобили и тракторы" Московского государственного агроуниверситета им. В.П. Горячкина (2009 г.) и на кафедре "Автомобили и тракторы" Чебоксарского политехнического института Московского государственного открытого университета (2009 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано четыре статьи и получено положительное решение «Роспатента» о выдаче патента на изобретение. При этом три статьи опубликованы в изданиях, рекомендованных ВАК РФ.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, пяти глав, основных выводов, библиографического списка использованной литературы и приложений. Основное содержание работы

изложено на страницах, включая 33 рисунка и 19 таблиц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении показана актуальность работы и сформулирована ее основная цель.

В первой главе рассмотрен подробный анализ моторно-трансмиссионных установок (МТУ) тракторов. МТУ включают два основных узла трактора: дизель и трансмиссию. Эффективность применения тракторов складывается главным образом из их энергетических и тягово-экономических характеристик, возможностью их рациональной реализации в условиях эксплуатации.

Большое значение при этом имеют свойства МТУ, которые являются и энергоносителями и регуляторами режимов работы трактора и агрегатируемых с ним сельхозмашин, в том числе с активными рабочими органами. В связи с этим соответствие энергетических и регулирующих свойств МТУ назначению и условиям эксплуатации трактора является одной из важнейших задач.

Эта задача достаточно сложна. Во-первых, потому, что современные тракторы по назначению в большей или меньшей степени универсальны: при том, что каждый из них предназначен для выполнения комплекса работ, отличающегося от других технологическими процессами. Во-вторых, область распространения тракторов охватывает практически все климатические зоны и почвенно-грунтовые регионы не только нашей страны. В-третьих, работа сельскохозяйственных и промышленных тракторов происходит при непрерывно изменяющихся внешних воздействиях.

Для оценки свойств двигателей приняты следующие основные характеристики и параметры:

- скоростная характеристика, представляющая собой зависимость крутящего момента М е, мощности N е и удельного расхода топлива g е от частоты вращения коленчатого вала.

- коэффициент приспособляемости двигателя, определяемый отношением максимального значения крутящего момента двигателя М е max к его значению М eном при номинальной частоте вращения коленчатого вала, - коэффициент снижения частоты вращения коленчатого вала двигателя, характеризуемый отношением частот вращения nем при максимальном крутящем моменте и nен при номинальном, - многпараметровая характеристика двигателя, представляющая собой зависимости удельных расходов g е топлива и мощности N е от крутящего момента (среднего эффективного давления) и частоты вращения коленчатого вала, представляется следующими зависимостями:

Для трансмиссии принимаются следующие параметры: диапазоны непрерывного или ступенчатого регулирования крутящего момента и частоты вращения; КПД; нагружающие возможности или прозрачность ее характеристики и др. При этом прозрачность характеристики определяет степень использования внешней характеристики двигателя. Связь между коэффициентом прозрачности П и реализуемым коэффициентом снижения частоты коленчатого вала двигателя аn выражается зависимостью При П = 1 аn = 1, т.е. при непрозрачной трансмиссии на внешней характеристике двигателя реализуется только режим, соответствующий номинальной частоте вращения коленчатого вала.

С внедрением газотурбинного наддува созданы условия для дальнейшего совершенствования рабочих процессов тракторных дизелей и улучшения их удельных и экономических показателей. Применение турбонаддува и охлаждения наддуваемого воздуха позволило увеличить литровую мощность тракторных дизелей до 15-17 кВт л и снизить удельные расходы топлива на номинальном режиме до 200 - 250 г (кВт ч ).

У отечественных дизелей турбонаддув является эффективным средством повышения экономичности дизелей, но при этом коэффициент приспособляемости практически не изменяется. Его значения по-прежнему остаются невысокими и составляют K M = 1,1 1,2. Чтобы преодолеть это отставание необходимо в первую очередь иметь ясные представления о задаче, которую требуется решить. У большинства отечественных тракторных дизелей минимальные значения удельных расходов топлива меньше на 4-10% по сравнению со значениями на номинальном режиме. Чем больше передач и меньше интервалы между ними, тем выше согласующие возможности трансмиссии и рациональнее может быть использован дизель.

МТУ может при определенных условиях обеспечивать в рядовой эксплуатации работу двигателя постоянной мощности на корректорной характеристике, за счет его приспосабливаемости к изменяемому нагружению практически без переключения при этом скоростей трактора.

Сложившаяся тенденция применения на сельскохозяйственных тракторах ДПМ и многоскоростных трансмиссий требует уточнения традиционного теоретического описания рабочего процесса их взаимодействия и разработки метода согласования для определения рациональных показателей. При этом, для обеспечения более высоких экономических показателей тракторного агрегата двигатель трактора должен работать на корректорном участке его скоростной характеристики.

Обзор публикаций по данному вопросу у нас невелик, а по современным МТУ практически отсутствует.

Во второй главе проведен анализ показателей тракторных ДПМ.

Для обеспечения идеальной характеристики ДПМ должно быть выполнено следующее условие:

где i и m – соответственно индикаторный и механический КПД двигателя;

g ц – цикловая подача топлива, кг цикл ; ne – частота вращения вала двигателя, мин-1; с – постоянный коэффициент.

С уменьшением частоты вращения ne произведение i m увеличивается, но не настолько, чтобы обеспечивалось выполнение указанного выше условия. Поэтому в качестве регулируемого параметра выбирается цикловая подача топлива g ц, изменение которой по заданному закону достигается соответствующим регулированием топливной аппаратуры или применением специального корректирующего устройства.

Следует иметь в виду, что расширение этого диапазона и повышение коэффициента приспосабливаемости связаны с определенными трудностями.

Повышение среднего эффективного давления рe на режиме максимального крутящего момента вызывает необходимость увеличения давления наддува и подачи топлива. Поэтому диапазон частоты вращения, при котором максимальная мощность сохраняется постоянной, обычно не выходит за пределы 25-30%. В результате коэффициент приспосабливаемости у существующих ДПМ K M = 1,35 1,45.

При постоянной мощности с уменьшением частоты вращения крутящий момент возрастает и изменяется по гиперболической зависимости. В действительности обеспечить строгое изменение крутящего момента по такой зависимости, а следовательно, постоянную мощность при работе по внешней характеристике затруднительно. Реальная мощность ДПМ на участке постоянной мощности имеет отклонения от среднего значения.

Так как отношение перепадов давлений в компрессоре приблизительно равно отношению квадратов угловых скоростей, можно считать, что время разгона ротора турбокомпрессора примерно пропорционально перепаду давлений р k. При охлаждении наддувочного воздуха необходимый перепад давления на 30% меньше, чем без охлаждения, причем продолжительность разгона ротора турбокомпрессора также уменьшается на 30%.

За рубежом на тракторах преимущественное распространение имеют ДПМ, выпускаемые различными европейскими и американскими компаниями. Наиболее известны John Deere Diesel, Caterpillar Diesel, Cummins Diesel, Sisu Diesel, Perkins Diesel и др.

Анализу показателей ДПМ были подвергнуты 13 моделей дизелей, применённых на 18 моделях тракторов, технические показатели которых приведены в приложениях к диссертации. Приведенные сведения по дизелям охватывают диапазон максимальных мощностей от 92 до 398 кВт. При этом частоты вращения коленчатых валов находятся в пределах 1600 – 2000 мин-1.

Для большинства обследованных моделей максимальная мощность развивается при частоте в пределах 1700 – 1800 мин-1.

Запас крутящего момента довольно высок и равен 31,5 – 61,2 %. Разброс удельного расхода топлива составляет 215 – 262 г (кВт ч ), а у наиболее прогрессивных моделуй ДПМ - 215 – 225 г (кВт ч ). Исключение составляют дизели PERKINS diesel, применяемые на тракторах MASSEY FERGUSSON 6480, у которых кривая удельного расхода топлива чрезмерно круто, по сравнению с другими, увеличивается в области регуляторной характеристики. Все дизели могут быть условно признаны ДПМ и имеют рядную 6-ти цилиндровую компоновку и двухступенчатый турбонаддув с промежуточным охлаждением (воздух – воздух).

Некоторые из упомянутых особенностей характеристик ДПМ подтверждаются графиками на рис.1-4, на которых представлены удельные мощности, крутящие моменты, часовые расходы топлива, отнесенные к одному литру рабочего объема, а также удельные расходы топлива разных ДПМ.

При этом разброс данных существенно уменьшается по сравнению с абсолютными показателями.

На рис. 1–4 приняты следующие обозначения:

Рис. 1. Удельные литровые мощности Рис. 2. Удельные крутящие моменты Из графиков видно совпадение кривых, относящихся к моделям тракторов New Holland 9684 и Buhler Versatile 2360, на которых применен ДПМ компании Cummins Diesel c рабочим объемом 14,039 л.

Таким образом, можно заключить, что на современных сельскохозяйственных тракторах широко применяются дизели с коэффициентом запаса момента 1,4-1,6 условно называемые ДПМ, максимальная мощность и минимальный удельный расход топлива которых располагаются на корректорном участке скоростной характеристики между номинальной частотой вращения и частотой соответствующей максимальному крутящему моменту.

В третьей главе рассмотрен метод формирования рабочих скоростей сельскохозяйственных тракторов с ДПМ.

На выбор типа и параметров трансмиссий большое влияние оказывает назначение трактора и характер выполняемых им работ в условиях эксплуатации. Нагрузка может быть постоянной или близкой к постоянной (работа на пахоте), может быть переменной, циклической. Переменная циклическая нагрузка может характеризоваться резкими изменениями действующих сил (работа бульдозера), либо направления движения (работа погрузчика) и др., кроме машин специального назначения.

Задача рационального формирования скоростей сельскохозяйственных тракторов, начиная с 30-х годов, решалась по-разному, в зависимости от достигнутого уровня совершенства двигателей внутреннего сгорания, требований, предъявляемых наборами агрегатируемых с трактором сельскохозяйственных машин, совершенством трансмиссий, в частности, типом коробок передач (КП) и коробок диапазонов (КД).

В настоящее время рабочие скорости по зарубежным литературным источникам составляют от 4 до 12 км/ч. У нас ряд авторов называют эти скорости от 5 до 15км/ч.

Таким образом, общий диапазон рабочих скоростей за рубежом и реально реализованных в наших конструкциях одинаков и равен трем.

Известны самые разные подходы к выбору числа и отношению смежных скоростей между собой. В частности ряд скоростей назначают исходя из наибольшей вероятности применения тех или иных сельскохозяйственных машин с учётом продолжительности их работы в составе машино-тракторных агрегатов.

Один из традиционных подходов заключается в том, что ряд рабочих скоростей должен представлять собой геометрическую прогрессию с коэффициентом ряда, зависящим от числа передач и диапазона скоростей.

где q - коэффициент геометрического ряда рабочих скоростей; k - число ступеней (скоростей) в рабочем диапазоне; D - диапазон рабочих скоростей.

Необходимо подчеркнуть, что данный теоретический посыл более всего относится именно к скоростям рабочего диапазона.

Исходя из рабочего диапазона, равного D, количество k ступеней по имеющемуся опыту приняв от 6 до 12, получим коэффициенты q геометрических рядов (рис. 5).

Рис. 5. Отношения смежных скоростей в разных диапазонах Формирование скоростей технологического и транспортного диапазонов должно выполняться, строго говоря, по другим теоретическим условиям, в частности из равенства кинетических энергий при переключении скоростей транспортного диапазона. При этом целесообразен не геометрический а арифметический ряд, но ввиду близости значений скоростей двух рядов в интервале 20-50 км/ч различиями можно пренебречь и считать, что геометрический ряд практически отвечает требованиям транспортного диапазона.

Другой важной предпосылкой формирования рабочих скоростей является характеристика дизеля. Внешняя скоростная характеристика тракторного дизеля состоит из двух участков: корректорного и регуляторного.

Проф. Г.М. Кутьков указывает на то, что малый запас K M крутящего момента дизеля снижает производительность трактора из-за потерь времени на остановки для переключения передач, а также в связи с часто встречающейся необходимостью работы на более низкой скорости в течение длительного времени на гоне.

По данным А.Б. Свирщевского увеличение запаса крутящего момента с 1 до 23% может повысить производительность на пахоте на 7,5%. Опытным путём З.Н. Эминбейли установил, что при небольшом запасе крутящего момента (4-6%), характеристика дизеля ухудшается до такой степени, что трактор не в состоянии пахать, т.к. при возникающих колебаниях нагрузки уменьшается частота вращения коленчатого вала до заглохания двигателя.

Соотношение между большей и меньшей смежными скоростями в рабочем диапазоне не должно быть больше коэффициента момента ДПМ.

КП создаваемого в настоящее время на Чебоксарском заводе сельскохозяйственного гусеничного трактора Т-6C315 содержит две последовательно включенные коробки. Первая (КП-1) обеспечивает переключение четырёх скоростей с перепадом 1,34, квадратный корень из которого 1,15 равен перепаду между скоростями рабочего диапазона. Далее во второй коробке диапазонов (КД) работают пять фрикционных устройств, обеспечивающих в свою очередь четыре диапазона: технологический, рабочий, транспортный и заднего хода (по аналогии с трактором John Deere 8520T).

Поэтому с учетом алгоритма переключения гидроподжимных фрикционных муфт весь скоростной ряд трактора можно представить в виде матрицы, в горизонтальные строки которой вписаны скорости, образуемые переключением муфт коробки КП-1, а в колонках переключением фрикционных устройств диапазонной коробки КД:

Значения отношений смежных скоростей по горизонтали и по вертикали указаны сверху и слева соответственно между колонками и строками вне матрицы.

Учёт относительных передаточных чисел нескольких коробок диапазонов может быть выражен, например, пространственной матрицей. Однако такой способ представляется достаточно сложным, в связи с чем предпочтение отдано варианту матрицы с двучленным коэффициентом.

В матрицах построчное отличие членов составляет q4. Кроме того, три смежных с ними скорости 4, 8 и 12-ая, являясь также основными образующими, отличаются от первых на q. Здесь уместно отметить, что данные девять скоростей образуются на основе первых матриц, на что указывают соответствующие показатели степеней.

В четвертой главе разработана методика согласования характеристик дизелей и ступенчатых трансмиссий тракторов.

Реальные внешние скоростные характеристики ДПМ не в полной мере отвечают зависимостям постоянной мощности. Допуская возможность такого неполного соответствия, следует ограничиться рассмотрением коэффициента коэффициента K М приспособляемости двигателя по моменту, который находится в пределах 1,3-1,6 для разных моделей ДПМ.

В соответствии с традиционной теорией при колебаниях силы тяги возникают ответные колебания режима работы ДПМ, т.е. регулярные переходы с корректорной ветви характеристики на регуляторную ветвь, работа на которой по известным причинам не может быть признана эффективной и это является основанием для более подробного изучения процесса.

Рассмотрим теоретическую скоростную характеристику ДПМ (рис.6), на которой изображены линии изменения крутящего момента (гипербола) и постоянной мощности.

Рис. 6. Теоретическая скоростная характеристика дизеля:

M max и M Н - момент двигателя соответственно максимальный и номинальный; N - мощность двигателя; nМ max, nH, nxx - частота вращения вала двигателя соответственно при максимальном моменте, на номинальном режиме и на холостом ходу Утолщенными линиями показаны режимы работы ДПМ, изменяемые в соответствии с колебаниями силы тяги. На графиках видно, как происходит переход работы двигателя через номинальный режим с корректорной ветви на регуляторную и обратно.

Чтобы надежно уйти от «сваливания» работы дизеля на регуляторную ветвь характеристики предлагается отказаться от номинального режима, в качестве основного, определяющего работу трактора и заменить его неким рабочим режимом, показанным на рис. 7 утолщенной линией, расположенной слева от номинального, т.е. при меньшей частоте вращения коленчатого вала. Рабочий режим должен располагаться так, чтобы не допустить перехода на регуляторную ветвь при уменьшении силы тяги. Обеспечить рабочий режим можно при достаточной для этого ширине корректорной области характеристики, именно такой, какая имеется у большинства ДПМ, точнее при достаточном коэффициенте K М приспособляемости двигателя по моменту.

Рис. 7. Рабочий режим на скоростной характеристике ДПМ Весь диапазон, в котором мощность постоянна, разделен на три области: a - b, b - c, c - d. Режим работы двигателя в точке d является номинальным. Далее следует предложенный ранее рабочий режим (точка c), который является основным, поскольку на него настраивается дизель перед началом работы трактора.

Если для большинства ДПМ номинальному режиму соответствует частота вращения коленчатого вала 2100…2200 мин-1, то рабочий предполагается ограничить 1800…1900 мин-1. В этом случае длительная работа дизеля будет соответствовать условиям, отвечающим реально достигнутому уровню надежности. Кроме того, рабочий режим отражает как бы среднюю загрузку трактора силой тяги, а при больших ее колебаниях может занять всю область b - d (утолщенные линии на рис. 7). Тогда оставшаяся область a - b функционально явится предохраняющей дизель от заглохания в исключительно редких случаях.

Таким образом, можно полагать, что данный рабочий режим не потребует переключений передач при реальных колебаниях силы тяги трактора во время выполнения полевых операций.

В первом приближении допустим, что рассматриваемые области, на которые разделены теоретические скоростные характеристики дизелей равновелики в том смысле, что отношения ординат этих зон одинаковы, тогда В реальных цифрах данная зависимость показывает, что при изменении коэффициента приспособляемости двигателя по моменту от 1,3 до 1,6 перепад между соседними скоростями в рабочем диапазоне должен быть от 1, до 1,17.

Приравнивая правые части выражений (1) и (2) получим зависимость между показателями двигателя и трансмиссии, т.е.

Полученное выражение связывает между собой показатели ДПМ и трансмиссии, при помощи которого производится их согласование.

В настоящее время рабочие скорости тракторов по зарубежным литературным источникам составляют от 4 до 12 км/ч. Следовательно, необходимый диапазон рабочих скоростей D = 3.

По полученным выражениям рассчитаны потребные коэффициенты K М приспособляемости ДПМ по моменту, исходя из диапазона рабочих скоростей D = 3 и заданного минимального количества k скоростей, а также значения перепада q между смежными скоростями, приведенные в табл. 1.

1. Результаты расчетов K М и q Общий диапазон D * колебаний нагрузки (в частности силы тяги) может быть также определен, исходя из тех же соображений. Для рабочего диапазона, ограниченного точками b – d (рис. 7) Далее по аналогии с традиционной теорией рассмотрим лучевой график (рис.8).

Лучевой график в традиционной трактовке показывает зависимость крутящего момента двигателя от касательной силы тяги трактора (см. пунктирные наклонные линии). При этом двигатель трактора работает на регуляторной ветви внешней скоростной характеристики, когда его крутящий момент не превышает номинального значения M Н. В данном случае не учитываются возможности, привносимые в работу трактора ДПМ.

Рис. 8. Лучевой график совмещения ДПМ со ступенчатой С учетом свойств ДПМ лучевой график распространяется выше значений M Н номинального крутящего момента, а работа дизеля происходит в области корректорной ветви скоростной характеристики. На рис.8 выделены области, показывающие при каких значениях крутящих моментов ДПМ работает на корректорном участке внешней скоростной характеристики (рабочий режим), критические режимы на грани заглохания двигателя и режим перехода на регуляторную ветвь.

Кроме того график показывает пределы возможных колебаний касательной силы тяги от среднего значения Рк 2 до значений на смежных передачах. При этом сила тяги является исходным показателем, на который должны быть ориентированы остальные передачи. Все это изображено лучами с режимами работы при касательной силе тяги Рк 2 в точках a, b, c и d, которые соответственно обозначены теми же буквами. В обоих рассмотренных примерах перепад между смежными скоростями и в меньшую и в большую сторону составит q.

В пятой главе проведен анализ различных схем КП с целью определения относительных частот вращения дисков фрикционных муфт с гидроподжатием.

Анализ и синтез кинематических схем КП показывает, что в ряде случаев возникают высокие относительные частоты вращения фрикционных дисков в выключенных мокрых муфтах, подшипниках и др. деталях. Особенно часто это встречается на передачах заднего хода, в узлах "быстрого реверса" и т.д. Без такого анализа задача формирования рабочих скоростей не может считаться завершенной.

На рис. 9 приведены пять типичных комбинаций соединения шестерен, каждая из которых дает по четыре ступени передаточных чисел, а в табл. 2 результаты анализа этих схем.

Наибольший негативный эффект возникает в случае применения гидроподжимных "мокрых" муфт, когда в малых зазорах между фрикционными дисками присутствует масло, вследствие чего возникают гидродинамические потери энергии.

Рис. 9. Некоторые типовые соединения шестерен постоянного зацепления в КП Первая колонка в табл. 2 показывает номера ступеней КП, вторая - передаточные числа i, далее приведены обозначения фрикционных муфт M с соответствующими индексами, ниже - частоты вращения nВ вала и n Ш шестерен. Конкретные же значения коэффициентов рассчитываются, исходя из задаваемых двух показателей р и q, где первый р является передаточным отношением КП на какой либо ступени, например первой, а другой q представляет собой коэффициент геометрического ряда скоростей трактора в конкретном диапазоне. Перекрещенные ячейки указывают, что в данный момент вал и шестерня заблокированы и вращаются с одинаковыми скоростями.

Результаты работы были использованы при создании КП для опытных образцов тракторов Т-6С315.

Схема КП для трактора Т-6С315 (рис. 10) содержит три вала. С дизелем соединен первичный вал, на котором установлены три муфты Ф1 Ф3 Ф4, передающие вращение на промежуточный вал тремя парами шестерен 44/39;

29/54 и 39/44, обеспечивая ему три ступени скорости. Четвертая ступень включается муфтой Ф2, расположенной на промежуточном валу и парой шестерен 34/49. В принципе это соответствует кинематическим схемам на рис 9,а и рис. 9, б. Кроме того, на промежуточном валу имеется муфта ЗХ и три шестерни 24/37/39 для включения скоростей заднего хода. Далее с промежуточного вала мощность передается тремя парами шестерен 30/68; 54/ и 33/65 на муфты ФБ, ФГ и ФВ выходного вторичного вала, а также на планетарный ряд с тормозом на коронной шестерне ТА, водило которого соединено непосредственно с выходным валом.

Рис.10. Кинематическая схема КП опытного трактора Т – 6С На заднем ходу, когда включена муфта ЗХ, относительная частота вращения фрикционных дисков в муфте Ф1 будет 4500 мин-1, в муфте Ф мин-1, в Ф4 3240 мин-1, а в Ф2 2750 мин-1. Соответственно у трактора John Deere 7520T аналогичные относительные частоты вращения дисков фрикционных муфт составляют 4064, 3200, 2922 и 3090 мин-1.

Приведенный анализ указывает на возможность уменьшения максимальных значений относительных частот вращения фрикционных дисков путем перестановки муфты Ф1 с первичного вала на промежуточный вал на место муфты Ф2, которую необходимо в данном случае установить на первичный вал вместо муфты Ф1. Тогда максимальная относительная частота вращения дисков у муфты Ф2 будет 3960 /мин-1 а не 4500 1/мин, соответственно у John Deere 7520T 3566 1мин-1, а не 4064 мин-1.

Для кардинального усовершенствования предлагается КП диапазонного типа с девятью передачами в каждом диапазоне. Количество муфт уменьшится с восьми до шести, при этом количество выключенных муфт уменьшится до четырех.

Общее число скоростей вперед – 27 и назад - 9.

Включение передач производится фрикционными муфтами, расположенными на вторичном валу. При этом образуются девять передаточных чисел:

Таким образом, при последовательном переключении муфт на первичном валу передаточное число изменяется на q, а при переключении муфт вторичного вала на q.Общий диапазон скоростей при q = 1,15 будет 3,06.

Логичность применения подобного механизма состоит в том, что при выполнении трактором какого либо вида работ не возникает необходимости переходить из одного диапазона в другой. Например, при выполнении пахоты нет необходимости иметь возможность двигаться на транспортных скоростях и т.д. Поэтому перед началом выполнения какого-либо конкретного вида работ достаточно включить нужный диапазон.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработан метод согласования ДПМ и трансмиссии сельскохозяйственного трактора, обеспечивающий работу двигателя при эксплуатационной загрузке на корректорном участке в режиме более высокой экономичности по с равнению с номинальным режимом. Достоверность предложенного метода подтверждается сложившейся тенденцией применения на современных сельскохозяйственных тракторах дизелей “постоянной мощности” с коэффициентами приспособляемости 1,4 – 1,6 и многоскоростных трансмиссий с – 18 и более ступенями переднего хода с перепадом смежных скоростей 1,1 – 1,15, а также его практическим использованием при разработке опытного сельскохозяйственного трактора Т-6С315.

2. Анализ скоростных характеристик ДПМ позволяет направить дальнейшие исследования отечественных тракторных дизелей, имеющих турбонаддув с промежуточным охлаждением (воздух – воздух), по пути дооборудования электронными системами подачи топлива с давлением впрыска – 200мПа типа Common Rail, включая возможности приобретения у ряда зарубежных компаний различных электронных компонентов, что обеспечит, как повышение мощности, так и коэффициента приспособляемости.

3. При формировании скоростей трактора необходимо контролировать относительное скольжение фрикционных дисков выключенных муфт и других узлов и деталей при помощи предложенных коэффициентов для типовых кинематических комбинаций соединения шестерен постоянного зацепления КП и коробок диапазонов.

4. Повышенную относительную частоту вращения дисков фрикционных муфт в КП опытного гусеничного трактора Т-6С 315 (аналогично и в КП серийного трактора John Deere 7520Т) можно уменьшить, поменяв местами на первичном и промежуточном валах муфты первой и второй ступеней.

5. Предложена форма представления рядов скоростей тракторов в матричном выражении и на ее основе разработана обобщенная матрица, в которую вместо скоростей введены относительные передаточные числа, что позволяет рассматривать задачу формирования скоростей в общем виде для различных значений коэффициентов геометрических прогрессий рядов скоростей и перепадов передаточных чисел между отдельными составными КП.

6. Разработана и запатентована кинематическая схема КП диапазонного типа для опытного трактора Т-6С315 с уменьшенным количеством фрикционных элементов (6 вместо 9), обеспечивающая переключение всех скоростей рабочего диапазона без остановки трактора и имеющая 27 скоростей переднего и 9 заднего хода.

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих научных трудах.

1. Титов А.И Городецкий К.И.. Предпосылки формирования рабочих скоростей сельскохозяйственных тракторов// Тракторы и сельскохозяйственные машины, 2008, №11. С. 30-34.

2. Городецкий К.И., Шарипов В.М., Титов А.И. Согласование характеристики двигателя постоянной мощности со ступенчатыми трансмиссиями сельскохозяйственных тракторов// Материалы 65-ой международной научнотехнической конференции ААИ «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров». Секция 1.

«Автомобили, тракторы, их агрегаты и системы». Подсекция «Тракторы». М.: МГТУ «МАМИ», 2009. С.183-189.

3. Титов А.И. Согласование показателей дизелей и трансмиссий тракторов// Известия МГТУ «МАМИ», 2008. №2. С.79-86.

4. Городецкий К.И., Шарипов В.М., Титов А.И. Скорости тракторов// Инженерный журнал. Справочник. 2009..№3. С.28-32.

5.Титов А.И., Городецкий К.И. Решение о выдаче патента на изобретение от 05.08.09 по заявке «Способ формирования рабочих скоростей тракторов» №2008142454/11(055208) от 28.10.08.

г. Курган, пр. Машиностроителей, 13А, тел. 8 (3522) 255-545.