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
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. |
© 2024 РубинГудс.
Копирование запрещено. |