Популярное

Мифы о звукоизоляции



Как построить дом из пеноблоков



Как построить лестницы на садовом участке



Подбираем краску для ремонта



Каркасные дома из дерева


Главная » Методика улучшения поворотливости

Методика улучшения поворотливости многоосной колесной машины с шарнирно-сочлененной рамой

С.К. Сидоров (sem-sidorov@rambler.ru ), Ю.П. Волков Санкт-Петербургский государственный политехнический университет

Фонд газовых скважин России составляет около 200 тысяч единиц, более 20% которых должны ежегодно ремонтироваться, чтобы обеспечить требуемые объёмы газодобычи. Особенно важное значение ремонт скважин приобретает в настоящее время, когда практически остановлено бурение новых скважин по добыче газа. Главным сдерживающим фактором интенсификации ввода в строй новых и более полного использования существующих скважин является отсутствие отечественной колёсной ремонтно-скважинной техники, способной работать на скважинах средней и повышенной глубины.

Учитывая потребности газовой отрасли в Санкт-Петербургском открытом акционерном обществе Специальное конструкторское бюро транспортного машиностроения (ОАО Спецмаш ) по техническому заданию, согласованному с ОАО Газпром в 1995-98 г.г., были разработаны, поставлены на серийное производство и внедрены в эксплуатацию на газовых промыслах страны отечественные колёсные машины грузоподъёмностью 80 и 127 тонн - К-703МТУ-80ВГ и К-703МТП-127Г - на базе серийно выпускаемого на производственном объединении Кировский завод промышленного колёсного трактора К-

703.

В созданных колесных машинах максимально учтён опыт эксплуатации лучших зарубежных образцов ремонтно-скважинных установок - Associated Petroleum Servies Inc. , Cooper Divisions of Alliad Products , Dreco Energy Services Ltd. , IRI International (США), Kremko (Канада), Deutag Drilling (Германия).

Оригинальное шасси 703МТП-127Г на базе трактора К-703 (см. рис.1) обеспечивает установкам сравнительно высокую маневренность при монтаже на скважине и хорошую проходимость на местности. Высокая унификация с сельскохозяйственными и промышленными тракторами К-703 имеет большое практическое значение. Шасси колесной машины - четырехосное, шарнирно-сочлененное, базирующееся на серийном промышленном тракторе К-703. Три передних моста - ведущие, 4-й мост - несущий. На передней полураме смонтирована моторная установка с двигателем мощностью 346 кВт. Кабина машиниста установлена перед двигателем с целью снижения габаритной высоты шасси. Передний ведущий мост с коническим межколесным дифференциалом имеет балансирную подвеску. Задняя грузовая полурама



также через балансирную подвеску опирается на два ведущих моста и поддерживающий мост с рессорной подвеской.


Рис. 1. Внешний вид колесной машины 703МТП-127Г.

Схема с шарнирно-сочлененной рамой довольно часто использовалась в конструкциях тракторов и колесных машин во второй половине прошлого века. Рост выпуска колесных машин с шарнирно-сочлененной рамой объяснялся некоторыми преимуществами перед колесными тракторами, выполненными по классической схеме. Одним из важнейших достоинств колесных машин с шарнирно-сочлененной рамой является простота конструкций механизма поворота, а также их способность преодолевать участки сложного профиля без существенного изменения сцепного веса под каждым колесом, что позволяет иметь повышенную проходимость, сохраняя при этом достаточно хорошую маневренность. Колесные машины с шарнирно-сочлененной рамой имеют колеса одинакового радиуса, которые обычно все являются ведущими.

Колесная техника для ремонта скважин развивалась (параллельно с военными колесными тягачами) в сторону постоянного увеличения грузоподъемности, что вынуждало конструкторов увеличивать число ведущих и управляемых осей. К настоящему моменту отечественные и зарубежные производители ремонтно-скважинных установок в основном отказались от схемы шарнирно-сочлененной рамой, за исключением фирмы Kremko (Канада). Но в данном случае это объясняется тесным сотрудничеством фирмы с производственным объединением Кировский завод . Поэтому в модельном ряду фирмы присутствует ремонтно-скважинная машина на унифицированном с трактором К-703 шасси с шарнирно-сочлененной рамой.

Российские аналоги ремонтно-скважинной техники представлены в основном двумя моделями колесных тягачей с поворотными колесами -Минского и Брянского заводов.

Типичная конструкция трансмиссии с колесной формулой 12х6 машины для ремонта скважин фирмы IRI International)) (США) представлена на рис. 2.



Передни) Ведущий рулебой мост

От трансмиссии


мощности

Редуктор (раздаточная

ПЕРЕДНЕЕ ШАССИ

ЗАДНЕЕ ШАССИ

f

4

Рис. 2. Схема трансмиссии и силового блока колесной машины

фирмы IRI International .

Для дальнейшего повышения грузоподъемности установки (до 160200 тонн на крюке) и сохранения при этом параметров управляемости и проходимости необходимо решить задачу оптимизации основных параметров, влияющих на движение установки: развесовка по осям, наличие или отсутствие дифференциалов и муфт свободного хода, давление в шинах и гидроцилиндрах, поворачивающих полураму. Для решения этой задачи нами была построена математическая модель поворота машины. Особенность данной математической модели состоит в том, что в ней учтена возможность установки на каждую ось (а также между осями) колесной машины дифференциалов и муфт свободного хода различных конструкций. Решение полученной системы уравнений для различных условий движения машины на ЭВМ позволяет подобрать оптимальную конструкцию трансмиссии.

Поворачиваемость колесной машины можно оценить по следующим критериям:

1. Величина угловой скорости при движении машины по радиусу.

2. Радиусы поворота колесной машины (значения кривизны траектории).

3. Момент сопротивления повороту машины или максимальное значение давления масла в механизме управления поворотом.

Чем меньше величина момента сопротивления и, следовательно, чем ниже давление в гидросистеме управления поворотом, тем лучше поворачиваемость. При очень высоких значениях момента сопротивления может не обеспечиваться заданный радиус поворота машины. Очевидно, что с возрастанием угла относительного складывания полурам 0 момент, создаваемый гидроцилиндрами, уменьшается, в то время как момент сопротивления повороту колесной машины увеличивается.

После первых дорожных испытаний колесной машины 703МТП-127Г стало ясно, что, несмотря на теоретически правильный выбор



размеров механизма поворота и уровня давления в гидроцилиндрах, поворотливость машины оставалась неудовлетворительной.

На рыхлых грунтах машина довольно легко входила в поворот (за счет нагребания грунта на внешней стороне забегающего колеса), но с трудом выходила из него. Это связано с тем, что сила тяги от задних ведущих колес направлена в сторону складывания полурам, а кроме того рыхлый грунт мешал машине распрямиться. На твердых грунтах машине одинаково сложно как войти в поворот, так и выйти из него.

В связи с неудовлетворительной поворотливостью серийная гидросистема механизма поворота машины была заменена гидросистемой фирмы Данфосс , отличающейся более высокой надежностью и стабильностью параметров. Но и эта замена не дала ощутимого улучшения параметров поворота. Гидросистема при повороте развивала такое давление, что передняя полурама перемещалась относительно задней рывками с сильной деформацией шин.

Следующий этап улучшений заключался в манипуляциях с типом шин и давлением воздуха в них. На этом этапе были определены зависимости между радиусом поворота машины и углами увода колес передней и задней полурам. В общем случае угол увода зависит от боковой силы на колесе, давления воздуха в шине, вертикальной нагрузки и тяговой силы на колесе. Г.А. Смирнов [1] приводит эмпирическую формулу, которая для многих тороидных шин отражает с некоторой степенью точности влияние размеров и давления воздуха в шине на коэффициент сопротивления боковому уводу. Анализ зависимостей, полученных в результате несложных преобразований формул из работы [1] показывает, что для улучшения поворотливости необходимо на колесах передней оси снизить давление воздуха в шинах и по возможности облегчить переднюю полураму. Тогда для поворота на один и тот же радиус потребуется меньшее давление масла в гидроцилиндрах механизма управления поворотом.

Однако, как показали испытания, и эти изменения не дали ощутимого уменьшения радиуса поворота.

Для кардинального решения проблемы неповоротливости было решено усовершенствовать конструкцию трансмиссии колесной машины. На первоначальном этапе было предложено 2 варианта доработки трансмиссии:

1) отказаться от использования муфты свободного хода на 3-й ведущей оси (как у трактора К-703) и заменить её на симметричный конический или цилиндрический межколесный дифференциал;

2) установить фрикционные тормоза на правом и левом бортах 2-й и 3-й оси колесной машины с целью использования бортового поворота как на гусеничных машинах [2].

Для того, чтобы просчитать все возможные конструкции



трансмиссии колесной машины, было решено воспользоваться методом математического моделирования, представленным в работе [3]. По этому методу поворот любой многоосной колесной машины с поворотными колесами можно представить в виде системы параметрических уравнений. Метод позволяет через задающие и обобщенные коэффициенты, характеризующие эксплуатационные и конструктивные параметры машины, а также условия движения, определять радиус поворота и смещение центра поворота машины. На рис. 3 представлена одноколейная ( велосипедная ) схема поворота машины, принятая в этом методе расчета.


Рис. 3. Схема для определения радиуса поворота колесной машины.

Здесь Qi - продольная сила на колесе, Si - боковая сила на оси, 0 -угол складывания полурам, остальные обозначения понятны из рис. 3. Уравнения равновесия выглядят в этом случае так:



Z Qy +ZSi+z s ff = py

1 1 1

Z h Qyy +Z (h Syy - MZi) + Z ft Sff - М,) = M0

1 1 1

Здесь индексом t обозначены управляемые колеса, а индексом i -неуправляемые; PX, PY - проекции заданных сил приложенные к задней оси автомобиля (в начале координат); 2Мг; - суммарный реактивный момент управляемых и неуправляемых осей машины; М0 - суммарный момент приведения заданных сил к задней оси; Х - смещение центра поворота; R - радиус поворота; l - продольная координата оси.

Воспользуемся уравнением для реактивного момента

где ц - плечо смещения боковой реакции.

Также воспользуемся уравнениями для угла бокового увода

st= (tge-iz*) -L-

8t = к St

где k - коэффициент боковой эластичности шины.

Таким образом, проделав некоторые математические преобразования получаем формулы для R и X.

Этот метод отличается простотой, но в то же время хорошей точностью. Расхождения с экспериментальными данными не превышают 13%. Например, по результатам заводских испытаний радиус поворота колесной машины К-703МТП-127Г составил 18,0 м. В то время как по результатам оценочного расчета даже без учета сил инерции в повороте (которые очевидно распрямляют траекторию движения) радиус поворота составил 15,8 м.

Поэтому оба варианта доработки трансмиссии были просчитаны с помощью этого метода. Как и следовало ожидать, использование бортового поворота позволяет уменьшить радиус поворота машины на 1015% в зависимости от приложенной тормозной силы.

Затем для учета буксования нами была создана новая расчетная схема, представленная на рис. 3. В отличие от схемы Ю.А. Степанова по нашей схеме определяются радиусы качения каждого колеса машины, т. к. боковые и вертикальные силы, действующие на колёса, в общем случае не равны, а значит и не равны углы бокового увода шин. Кроме того, в зависимости от типа шин и давления воздуха коэффициенты сопротивления боковому уводу в общем случае разные для каждой оси.



Момент сопротивления повороту колес i-й оси машины определяем также как и в работе [3]:

МСг =<Р-L0i (4 ,

где ф - коэффициент сцепления шин с опорной поверхностью, - длина опорной площадки колеса i-й оси, Gi - вес i-й оси машины.


Рис. 4. Схема для определения радиуса поворота колесной машины.

Здесь qi - продольная сила на внутреннем колесе, Qi - продольная сила на наружном колесе, остальные обозначения понятны из рис. 4. Составим уравнения поворота:

- запишем уравнение моментов относительно точки Е.



- составим уравнения проекций всех сил на вертикальную и горизонтальную оси.

- запишем распределение боковых сил Si от мгновенного центра поворота через Х, Y, Li и KYi. Где Х и Y - координаты центра поворота,

- коэффициенты бокового увода шин, которые в общем случае зависят от Si и Gi. При первом вычислении коэффициенты бокового увода можно считать постоянными, а затем после решения системы уравнений и определения сил Si вычислить новые значения и так методом последовательных приближений добиться решения с заданной степенью точности.

Наложим ограничения характеризующие конструкцию трансмиссии. Уравнение, учитывающее несимметричный цилиндрический дифференциал между 1-й осью и балансирной тележкой:

Уравнение, учитывающее симметричный конический межколесный дифференциал 1-го моста

q1 = Q1

Уравнение, учитывающее симметричный конический межколесный дифференциал 2-го моста

4 2 = Q2

Уравнение, учитывающее симметричный конический межколесный дифференциал 3-го моста

q3 = q3

Выразим радиусы поворота каждого колеса через величины Li, X, Y,

b, e.

Запишем связь между наружным и внутренним радиусами поворота 2-й и 3-й осей с учетом коэффициента буксования, зависящего от продольной силы на колесе и вертикальной нагрузки на колесо [1]:

0 C ,

1 se )

R0 - - v 0 C,

2 j

2 43

1 -56 (-)

G3 j

= r,

f 2 Q >

R0 - - v 0 C ,

1 s6

где 8б(2 qi/Gi) - коэффициент буксования, зависящий от продольной силы на колеса и нагрузки на колесо.

Решая полученную систему уравнений (например, в MathCADе) для



разных значений угла 0 от 0 до 30°, получаем значения qi, Qi, ri, Ri, Si, X, Y.

Затем, вычитая радиус качения внутреннего колеса 4-й оси из радиуса качения наружного колеса 1-й оси, определяем габаритный коридор.

Для сравнения с экспериментальными данными определим давление в гидроцилиндрах, которое сильно зависит от типов механизмов в трансмиссии машины.

Ma - Si Li + (qi + Qi) -

P =-:-2

где МС1 - момент сопротивление повороту колес 1-й оси; iP -передаточная функция механизма рулевого управления, которая на производственном объединении ОАО Спецмаш определяется по формуле:

ip = 71,22 0,337

В итоге для каждой схемы трансмиссии получаем ряд параметров, характеризующих поворотливость машины такие как:

- габаритный радиус поворота;

- габаритный коридор;

- давление в гидроцилиндрах.

Результаты, которые позволяет получить данная методика расчета поворота, очень близки к результатам экспериментальных данных, полученных при испытаниях трактора К-703 и колесной машины 703МТП-127Г.

Таким образом:

- при повороте трактора К-703 и колесной машины 703МТП-127Г в движении и на месте происходит перераспределение вертикальных реакций колес и изменение сцепного веса в зависимости от угла складывания секций;

- при повороте колесной машины на той оси, где установлена муфта свободного хода, происходит отключение одного ведущего колеса в зависимости от условий поворота и передача всего крутящего момента двигателя на другое колесо;

- радиусы поворота секций трактора и колесной машины зависят от углов увода колес;

- установка межколесных дифференциалов в ведущие мосты трактора и машины вместо муфт свободного хода в процессе поворота снижает пиковые значения крутящих моментов на полуосях в 2 раза и давление масла в напорной полости гидроцилиндров поворота в 1,3 раза.

Кроме того, расчеты показывают, что применение бортового поворота уменьшает радиус поворота колесной машины. Для снижения



нагрузок на трансмиссию и двигатель машины возможен вариант установки двойного дифференциала [2]. Также возможно рассмотрение вопроса согласования работы штатных гидроцилиндров механизма поворота и фрикционов бортового поворота.

Разработанная методика расчета поворота многоосной колесной машины с шарнирно-сочлененной рамой используется на ОАО Спецмаш при расчете поворота серийных и перспективных колесных машин.

ЛИТЕРАТУРА

1. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин. Учебник для студентов автомобильных специальностей вузов. 2-е изд. М.: Машиностроение, 1990. 352 с.

2. Носов Н. А. Расчет и конструирование гусеничных машин. Л.: Машиностроение, 1972. 560 с.

3. Степанов Ю.А. Математическое моделирование поворота многоосных автомобилей. Учебно-методическое пособие. СПб.: Тип. ВАТТ, 1993. 256 с.



© 2017 РубинГудс.
Копирование запрещено.