CC BY
10
УДК 621.432.4:534.16 DOI:10.30977/BUL.2219-5548.2018.81.0.39
ПРО ЗНИЖЕННЯ ДИНАМ1ЧНИХ НАВАНТАЖЕНЬ У МЕХАН1ЗМ1 ПОВОРОТУ ГУСЕНИЧНО1 МАШИНИ З ГЩРООБ'СМНОЮ ПЕРЕДАЧЕЮ
Шатохш В.М., Гранько Б.Ф., Соболь В.М., Харк1вський нац1ональний ун1верситет буд1вництва та арх1тектури
Анотаця. Розроблено математичш модел1 повороту гусеничног машини. До мехамзму повороту включено г1дрооб 'емну передачу 7 диференщалът редуктори. 1х введення полтшуе техт-чм характеристики об 'екта (керовамстъ, маневремстъ, рухлив1стъ), знижуе стомлювамстъ вод1я. Модел1 дозволяютъ визначити параметри г1дромашин 7 диференщалъних редуктор1в, що забезпечуютъ поворот об 'екта з необх1дною швидюстю.
Ключев1 слова: г1дрооб 'емна передача, диференщалъний механизм, мехамзм повороту, гусени-чна машина.
Вступ
У вггчизняному i закордонному транспортному машинобудуванш мае мюце стшка тенденщя щодо створення високоефективних двигушв i трансмюш для колюних i гусенич-них машин з використанням пдрооб'емних передач (ГОП). 1хшм досто!нством е, насам-перед, можливють плавного змiнювання пе-редатного вщношення мiж джерелом i спо-живачем потужносп, можливiсть розширен-ня зони стшко! роботи турбопоршневих ди-зелiв за допомогою введення гiдрооб'емних машин (ГОМ) у привод компресора. Вклю-чення ГОП разом iз диференщальними редукторами до механiзму повороту гусенично! машини (ГМ) не тшьки полiпшуе технiчнi характеристики машини (керованють, манев-ренiсть, рухливiсть) i знижуе стомлюванють водiя, але й надае йому нових якюних влас-тивостей (наприклад, можливють повороту з будь-яким фшсованим радiусом). Методи дослiдження динамiчних навантажень у си-лових передачах iз зазначеними пристроями розробленi недостатньо.
Анал1з публжацш
За нашого часу в бшьшосп робiт динамь чш розрахунки здiйснюються окремо для трансмюи та процесiв повороту; за наявносп в силовому ланцюзi ГОП не враховуеться вплив пружносп з'еднувальних валiв i сервопривода на розвиток динамiчних процесiв. У статтях [1, 2] розроблеш моделi для проекту-вання й оцiнки ефективностi трактора з пд-ромеханiчною трансмiсiею, що включае гiд-ромашини, систему керування похилою шайбою i планетарною передачею; запропо-новано динамiчну модель трактора, що вра-
ховуе силу тяги, отр руху i в^^р потужнос-тi. Аналiзу особливостей передачi потужнос-тi гiдромеханiчною трансмiсiею сшьськогос-подарських тракторiв присвяченi статтi [3, 4]. У робой [5] проведено теоретичш й експе-риментальнi дослщження впливу змiни по-тужностi ГОП на обертальний момент; за-пропоновано метод, що дозволяе забезпечити ращональний закон змшювання потужностi. Динамiчнi моделi многопотокових безстут-нчастих передач iз ГОП розглядаються в роботах [6, 7].
У статп [8] задача збшьшення ефективно-стi пдромехашчно! передачi формулюеться як задача глобально! оптимiзащ!, змiнними в якiй е параметри пдромашин i передатнi вщношення звичайних i планетарних передач. Проблема оптимiзащ! розв'язуеться з використанням алгоритму рою частинок, ефекти-вного для виключення локальних мiнiмумiв. Роботи [9, 10] присвячеш задачi многощльо-во! оптимiзацil, метою яко! е не тiльки ефек-тивнють пдромехашчно! передачi, але i мь нiмiзацiя габаритiв коробки передач. Оптимь зацiя в паретовiй множинi компромюв здiй-снюеться за допомогою алгоритму рою час-тинок.
Елементи динамiчних розрахункiв у теори повороту гусеничних машин розглядаються в монографи [11] i статп [12]. Деякi моделi повороту гусенично! машини, як дозволяють дослiджувати динамiчнi процеси у двигунi, трансмiсi! з диференщальними мехашзмами i ГОП, рухомо! частини як цiлiсно! системи, розглянуп в монографi! [13].
При використанш ГОП як пристрою, що забезпечуе поворот об'екта, необхщно брати до уваги, що гранична величина кутово!
швидкосп повороту найчастiше обмежуеться не стшьки потужнiстю двигуна, скiльки по-тужнiстю, що вiддаеться ГОП. Поворот на тдвищених передачах призводить до тдви-щення тиску рiдини i спрацьовуванню пере-пускних клапанiв. У цьому випадку привод не забезпечуе необхщного радiуса повороту об'екта. Вщсутшсть вiдповiдних математич-них моделей повороту утруднюе проведення дослiджень з вибору необхщних параметрiв привода i пдромашин.
Мета i постановка завдання
Метою роботи е створення математичних моделей повороту транспортного засобу для визначення параметрiв пдромашин i дифере-нщальних редукторiв, що забезпечують не-обхщну кутову швидкiсть повороту.
Для досягнення поставлено! мети повинш бути розв'язаш такi задачi: побудувати модель процешв повороту у формi системи ди-ференцiальних рiвнянь, що враховуе двигун, диференщальш механiзми, регульовану i не-регульовану гiдромашини, споживачi потуж-ностi; встановити характер впливу парамет-рiв диференцiальних редукторiв i рiзних схем !хнього компонування на кшематичш характеристики повороту; здобути зв'язок мiж вь дносним радiусом повороту i кутом вщхи-лення шайби гiдронасоса; встановити залеж-нiсть тиску в нагштальнш порожнинi вiд характерного об'ему пдромашин; дослщити вплив встановлювання подвiйного сателiта на параметри повороту i моменти в пдромо-торах; провести розрахунково-експеримен-тальнi дослiдження динамiчних процесiв у процес повороту транспортного засобу.
Математичш моделi перехiдних режимнв
у механiзмi повороту гусеничноТ машини з ГОП
Кшематична схема силово! передачi iз двигуном типу 6ТД показана на рис. 1 без низькочастотного контуру привода до турбь ни i компресора. II вщмшною рисою е наяв-нiсть пдрооб'емно! передачi мехашзму повороту (ГОП МП) i двох диференцiальних редукторiв. На схемi показано випускний вал двигуна, диференщальш мехашзми, регульовану (насос) i нерегульовану (мотор) гщро-машини, споживачi потужностi, шестiрнi та пружнi безшерцшш елементи з коефщента-ми жорсткосп ci (1 = 1,4). Без втрати шфор-маци про змшу середнiх значень характеристик руху i процесiв у гщромашинах цiлком виправдано з'еднувальнi вали вважати абсо-
лютно жорсткими, що ютотно спрощуе роз-рахункове дослiдження. Як узагальнеш коор-динати приймемо рiзницю тискiв Ар у мап-
стралях ГОП i кути повороту: Зкв - колшчас-того вала, Зм - нерегульовано! гiдромашини.
Пюля виконання стандартних дiй зi скла-дання рiвнянь Лагранжа, знайденi диференщальш рiвняння руху системи
АЗкв + 10Зм = Мдв - (Мл + М1>1 + 1 4Мжн ; 10Зкв + м = Мжм + «2(1 2Мл - 1 0Мп);
d (А р)
k + k Ар + а е 14 З + а е З = 0,
упр п -т Ч н н 4 кв ^м м м '
(1)
де 11 = I п.в. + 1 в.в. + 1 г.п. + 21 вод + + '52+ + 142 (^7 + Iн )+« 2 (21г 1 + Iл.п.+ Iп.п.);
10 = «1« 2 [ *0 (Iгl + О- *2 + ^п.,)];
I2 = Iм + ^ + /32 + ^5 + Iгlo )+ ^ + А2^1^5 +
+^ +«2 [ь2 (^ + 4,)+ '02 (^ +1,,)];
Iп.в. , Iв.в. , Iг.п. , Iвод , I н , Iм , IZk , I, Iп.п.
моменти шерци вiдповiдно впускного i випу-скного колiнчастих валiв, головно! передачi, водила диференцiального мехашзму, пдро-насоса, гiдромотора, шестернi iз кiлькiстю зубцiв zк, лiвого i правого споживачiв поту-
л Z3 ■ ■ Z5
жносп; а 1= 1+а2; «2 = —; 10 = 11-~5;
Z1 zз
• z^0 • • z5 z8 z4
11= 13 —; 12 = 13:~г; 13 = ; '4 = -передат-
Z11 zз Z9 z7
нi вiдношення; Мдв - момент двигуна; Мжн, М жм - моменти, що ддать на насос i мотор iз боку рiдини; Мл и Мп - моменти опору на епщиктчних шестернях лiвого i правого ди-ференцiальних механiзмiв.
У табл. 1 показаш кiлькостi зубцiв шесте-рень. Трете рiвняння системи (1) зображуе собою рiвняння нерозривностi потоку рщини в магiстралях гiдрооб'емних машин [14]. Ви-рази для момента, що ддать на вали пдромашин iз боку рщини, мають вигляд [7, 14]
М = а е А р - к ЗЗ , I
жн ^н н ^ гн н ' [
М жм = ам ем А р - кгм З м,|
жм 1 м м Г гм м ' J
де купр , kп , Ян , Ям , kгн , Км - характеристики ГОП;
^ = ^ у ^ уНтах, ^ = tg У м/*ё умтах- пара-метри керування продуктивнютю насоса i мотора;
Ун =Ум = 18° - максимальш кути на' нтах ' мтах
хилу шайб насоса i мотора
("У н
< у < у
н нт
).
В об'ектових умовах значення М л i М п визначаються величинами моментiв сил опору, зведених до лiвоl та право! ведучих зiро-чок
М „ = R М „ = R
(3)
де Rв.к. - радiус ведучих зiрочок; Fл, Fп -
сили опору на лiвiй та правiй гусеницях; ¡к =юе/ювк - передатш вiдношення вiд ет-
циклу диференщального редуктора до веду-чо! зiрочки на k-й передачi.
Пiд час проведення дослщжень головна увага була придшена аналiзу стацiонарного повороту - визначенню радiуса повороту i тиску в мапстралях за заданого кута нахилу шайби i швидкостi руху об'екта.
k
к
Рис. 1. Кшематична схема механiзму повороту з ГОП Таблиця 1 - Кшьшсть зубщв шестерень
Позначення шестерень
21 ~3 24 25 26 27 28 29 210 211
Кшьшсть зубщв 89 25 76 40 24 21 36 54 33 19 19
Цей пiдхiд обумовлений вщсутнютю дос-товiрно! iнформацi! про залежносп сил, що дiють на ведуч зiрочки, вiд швидкостi руху, характеристик грунту, радiуса повороту, а також про вигляд функцп Мдв ). У силу останньо! обставини перше рiвняння системи (1) для дослiдження стацюнарного повороту не використовуеться, а iз двох iнших, покла-вши похщш рiвними нулю, дiстанемо
R вк
М жм +а 2—0' 2 К "* 0 Ю = О, гк
К ЛР + Я н ен * кв + Ям ем ^ м = 0
(4)
З першого рiвняння (4) випливае вiдомий факт: тi ж самi сили опору пiд час руху на рiзних передачах по-рiзному навантажують ГОП. Оскiльки за збiльшення порядкового номера к передачi падае значення передат-ного вiдношення ¡к, навантаженють мапст-ралей гiдромашин буде зростати.
Дослщимо залежнiсть радiуса повороту об'екта вщ кута нахилу шайби регульовано! гiдромашини, нехтуючи втратою рщини в магiстралях. Вiдповiдно до кшематично! схеми приводу (рис. 1) кутова швидюсть пд-ронасоса юн = 14юкв. На тдсташ зроблених
припущень iз другого рiвняння системи (4) за значення ем =1 знайдемо кутовi швидкостi вщповщно гiдромотора, лiвоI сонячно! шес-терш, право! сонячно! шестернi
Юм =-ен1 4®кв; (5)
ю . =г2Йм; ^3
Ю z3 =-1 0Ю м .
(6) (7)
Кутова швидюсть епiциклiчних шесте-рень пов'язана з кутовими швидкостями ко-лiнчастого вала i сонячно! шестернi виразом
Юэ =« 1Юкв-а2Юс .
(8)
З урахуванням цього дютанемо для лiвого i правого епщиктв
Юэл = (а 1 + Р) юкв; Юэп = (а 1-Р) (9)
де Р = а 2ен 1 41 2.
Подiливши знaйденi вирази на передатне вщношення коробки передач 1к, дiстaнемо кутовi швидкостi ведучих зiрочок. Дaлi ви-значимо швидкостi лiвоI та право! гусениць vл i vп , а кутову швидюсть повороту корпуса об'екта знайдемо за формулою
яп/в
25-
20
15
10
0 3 6 9 12 15 уЕ,град
Рис. 2. Залежнють вiдносного рaдiусa повороту вщ кута нахилу шайби
Значення конструктивних пaрaметрiв гiд-ромашин взято такими
кп = 1,6-10-11 м5Н-1с-1, ан = ам = 1,61-10-5 м3, кгн = кгм = 0,288Нмс.
Використaнi передaтнi вiдношення: 10= 12= 0,517; 14= 1,111; а 1= 1,281; а 2= 0,281.
Для значень пaрaметрiв керування ен = ем = 1 з рiвняння нерозривносп системи (1) дiстaнемо
2PR в
В
1кВ
(10)
А р = - ^ (юн +юм ) = -27,1МПа.
де В - ширина коли.
Вщносну величину рaдiусa повороту об'екта визначимо з виразу
За даними експерименту тиск мав значен-ня 23,5 МПа. Момент, який передаеться ГОП, досяг величини
R п = 1 ГУл
В
В
В п
2
а,
2Р
(11)
де R п- рaдiус повороту об'екта (грaфiк показаний на рис. 2).
Для ощнки вiрогiдностi побудовано! мо-делi визначимо тиск у мaгiстрaлях i момент, який передаеться ГОП, за експериментально вiдомими значеннями частот обертання коль
нчастого вала пкв = 1800 хв-1 i сонячно! шес-
терш п с = 900 хв-1. Пщ час руху по тску ку-товi швидкостi гiдронaсосa i гiдромоторa вщ-повiдно
юн = 14лпкв/30 = 209,4рад/с ; юм =- 12лпс/30 = -182,5рад/с.
|Мжм I = 1 амемАр-кгмюм I = 383,86Нм.
жм м м гм м
Пщ час руху по дерену юн = 186,15рад/с; юм = 152,05рад/с, тодi Ар = -34,3МПа. У цьому випадку експериментальне значення тиску 39,2 МПа. ГОП передае момент
|Мжм | = 508,6Нм . У такий спосiб в обох розг-
лянутих випадках експериментальш й розра-хунковi значення тиску е досить близькими.
Припустивши, що момент опору Мс руху на бортах залишаеться сталим при русi на к-й i к + 1-й передачах
М с =-
(к )= 1 к+1 м (к+1)
-М к =
жм
(12)
V —у
л п
Юп =
к
21 2
21 2
дютанемо зв язок м1ж моментами, що харак-теризують навантаженють ГОП
М
(k+i)= jk Af(k)
(13)
• k+1
яке булj вщзначена вище.
Оптимiзацiя схеми ГОП пщ час повороту гусеничноТ машини
Пщ час руху об'екта на пщвищених передачах навантаженють гщромашин вщповщно до виразу (12) зростае, що приводить до тд-вищення тиску рщини i спрацьовуванню пе-репускних клапашв. У цьому випадку привод не забезпечуе необхiдного радiуса повороту
об'екта. Експерименти з поворотами на пщвищених передачах виявили у вихщнш конс-трукци закиди тиску в нагштальнш магютра-лi. У результат спрацьовування перепускного клапана (розрахований на тиск pmax = 50МПа), поворот iстотно сповшьню-вався, а радiус повороту значно збшьшував-ся. Орган керування перемiщався в цьому випадку з нейтрального у крайне положення, що вщповщае вщхиленню шайби насоса вiд у н = 0° до у н .
' н ' м max
На рис. 3 показана осцилограму iз записа-ми параметрiв системи пiд час повороту вправо на четвертш передачi.
Рис. 3. Поворот вправо на четвертш передачi
Усунути цей недолш можна шляхом збь льшення характерних об'емiв гщромашин qB, qм i змiни компонування мехашчно! час-тини привода. У першому випадку момент сил опору, зведений до гщромотора, визна-чимо за аналопею з (12) з першого сшввщ-ношення (4)
М(м) = «2КЛ 2К - j 0FJ
(14)
k п A P
q
- i
(15)
i пiдставимо в перше рiвняння. Тодi, з ураху-ванням виразу для М жм з (2), рiзницю тисюв у магiстралях визначимо зi сшввщношення
A p = -
q\
( кгм i 4®Кв + М см) )
q + k k
У гм п
(16)
Цей момент i кутову швидкiсть вала юкв вважаемо постiйними. Оцiнимо вплив параметра q = qK = qм на величину тиску Ap . З щею метою iз другого рiвняння (4) знайдемо швидкють гiдромотора
Позначимо номшальш значення характерного об'ему через q0 i рiзницю тискiв через
Ap*, а нове значення q запишемо у виглядi q = xq0. Вщносний вплив q на Ap можна ощнити за допомогою виразу
k
а р = а(а2 + кгм кп) = х ( а о + кгм к п )
2 2
Ар (а + кгмкп )а0 * а 0 + кгмк,
. (17)
Графш ще! функци для зазначених вище значень номiнaльних пaрaметрiв пдромашин показано на рис. 4.
Рис. 4. Змша тиску за зростання характерного об'ему
З нього випливае, що, наприклад, за збь льшення значення а на 20 % (х = 1,2) Ар зменшуеться на 14,2 %.
1нша можливiсть полiпшення характеристик повороту пов'язана зi змiною компону-вання мехашчно! частини привода. На рис. 5 показано фрагмент конструкций в якш сатель ти диференщальних мехaнiзмiв е подвшни-ми: z2 = 21, ~2 = 33 . Крiм того, змiненi кшь-
костi зубцiв наступних шестерень: z1 = 87, z3 = 30, z8 = 52. Знайдемо передатне вщно-шення 1 мп = юм/юп для вихщного и нового вaрiaнтiв.
У першому випадку, нехтуючи втратами в мaгiстрaлях пдросистеми, виразимо кутову швидкiсть вала через швидюсть гiдромоторa (див. (5)) юкв = -юм/ 14. Значення е н взято рiвним одиницi.
Швидкостi епiциклiчних шестерень на т-дст^ (9)
(
а
-+-
а
Л
V 1 4
(
ю
2 J
а
а
\
V 1 4
ю
0 ;
Знак «мшус» у цих виразах вщображае обертання колiнчaстого вала i гiдромоторa в протилежних напрямках. Нaдaлi його опускаемо.
На пiдстaвi формули (10) кутова швид-юсть корпуса об'екта
2 а 2 1 2 ^.к.
1кВ
-ю.
тому шукане передатне вiдношення
ю
ю
1кВ
2 а 2 1 2 ^.к.
(18)
Рис. 5. Схема з подвшним сателггом
Вважаючи 1к= 10, дютанемо 1 мп = 241,14. У другому випадку формула для обчис-
лення параметра а2
стае
шшою:
а2 = z2 zJ/z1z2 (рис. 5). При попередньому
1 к на пiдстaвi (18) маемо 1 мп = 321,17 .
Ефект вiд застосування редуктора з подвшним сателггом характеризуеться вiдно-шенням
= 1,332.
Таким чином, застосування друго! схеми приводить до зменшення кутово! швидкостi повороту корпуса i збiльшення рaдiусa повороту. Зведений до пдромотора момент сил опору при цьому зменшуеться.
Так, при рус по дерену для вихщно! схе-ми юп = 0,6306 рад/с; R п = 13,6м;
юп =
1
м,п
2
2
1 м,п 12 а 2
M жм = 508,6 Нм; для схеми з подвшним са- 3.
телггом 5п = 0,4914рад/с; R п = 16,62м;
M жм = 411,4Нм. У другому випадку радiус повороту збiльшився приблизно на 20% i на-стiльки ж зменшився момент гiдромотора.
З наведених дослщжень можна зробити висновок про те, що для досягнення заданого 4. радiуса повороту при рус на пiдвищених передачах необхщно збiльшити характерний об'ем гiдромашин, чого не можна зробити за рахунок змши мехашчно! частини приводу.
Висновки 5
Розроблено математичш моделi повороту транспортного засобу для визначення пара-метрiв гiдромашин i диференцiальних редук-торiв, що забезпечують необхiдну кутову швидюсть повороту.
Побудовано модель процеав повороту, що враховуе двигун, диференщальш меха- 6 нiзми, регульовану i нерегульовану пдрома-шини, споживачi потужносп.
Встановлено характер впливу параметрiв диференщальних редукторiв i рiзних схем !хнього компонування на кiнематичнi характеристики повороту. 7
Здобуто зв'язок мiж вщносним радiусом повороту i кутом нахилу шайби гiдронасоса.
Встановлено залежшсть тиску в нагшта-ючiй порожниш вiд характерного об'ему пд-ромашин. 8
Дослiджено вплив встановлення подвш-ного сателiта на параметри повороту i моме-нти в пдромоторах.
Наведено результати розрахунково-експериментальних дослщжень динамiчних 9 процесiв при поворот транспортного засобу.
Викладений перспективний шдхщ при ро-зробцi i удосконалюванш аналогiчних конс-трукцiй.
10
Лггература
1. Choi S.H. Modeling and simulation for a tractor equipped with hydro-mechanical transmission / S.H. Choi, H.J. Kim,
S.H. Ahn et al. // Journal of Biosystems ц Engineering. - 2013. - Vol. 38, no. 3. -P.171-179.
2. Bottiglione F. Infinitely variable trans- у missions in neutral gear: torque ratio and power re-circulation / F. Bottiglione, S. De Pinto, G. Mantriota // Mechanism and Machine Theory. - 2014. - no. 74. -
P.285-298.
Park Y.J. Analysis and verification of power transmission characteristics of the hydromechanical transmission for agricultural tractors / Y.J. Park, S.C. Kim, J.G. Kim // Journal of Mechanical Science and Technology. - 2016. - Vol. 30.
- P.5063-5072.
Wei C. Theoretical and experimental investigation of speed ratio follow-up control system on geometric type hydro-mechanical transmission / C. Wei, S. Yuan, J. Hu, W. Song // Journal of Mechanical Engineering. - 2011. -Vol. 47, no. 16. - P. 101-105. Shujun Y. Full power shift method of hydro-mechanical transmission and power transition characteristics / Y. Shujun, B. Yong, F. Chengyuan // Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering. - 2018. - Vol. 34, no. 5. -P.63-72.
Zhang M. Modeling and control simulation for the multi-range hydro-mechanical CVT. Key Engineering Materials / M. Zhang, Z. Zhou // Journal of Mechanical Engineering. - 2014.-Vol. 621. - P. 462-469. Кисточкин Е.С. Динамическая модель многопоточных бесступенчатых передач с гидрообъемным регулирующим контуром / Е.С. Кисточкин // Машиноведение. - 1978. - № 5. - С. 32-36. Macor A. Optimization of hydro-mechanical power split transmissions / A. Macor, A. Rossetti // Mechanism and Machine Theory. - 2011. - Vol. 46, no. 12. -P.1901-1919.
Rossetti A. Multi-objective optimization of hydro-mechanical power split transmissions / A. Rossetti, A. Macor // Mechanism and Machine Theory. - 2013.
- Vol. 62, no. 12. - P. 112-128. Rossetti A. Optimization of components and layouts of hydromechanical transmissions / A. Rossetti, A. Macor, M. Sca-mperle // International Journal of Fluid Power. - 2017. - Vol. 18. - P. 123-134. Гуськов В.В. Теория поворота гусеничных машин / В.В. Гуськов, А.Ф. Онейко
- М.: Машиностроение, 1984. - 316 с. Linares P. Design parameters for continuously variable power-split transmissions using planetaries with 3 active shafts / P. Linares, V. Méndez, H. Catalán // Journal of Terramechanics. - 2010. -Vol. 47, no. 5. - P. 323-335.
13. Шатохин В.М. Анализ и параметрический синтез нелинейных силовых передач машин: монография / В.М. Шатохин. - Харьков: НТУ «ХПИ», 2008. -456 с.
14. Пасынков Р.М. Расчет гидрообъемных трансмиссий с учетом динамических нагрузок / Р.М. Пасынков, М.М. Гайц-гори // Вестник машиностроения. -1967. - № 10. - С. 48-51.
References
1. Choi, S.H., & Kim, H.J., & Ahn S.H. et al. (2013). Modeling and simulation for a tractor equipped with hydro-mechanical transmission. Journal of Biosystems Engineering, 38 (3), 171-179.
2. Bottiglione, F., & De Pinto, S., & Mantriota, G. (2014) Infinitely variable transmissions in neutral gear: torque ratio and power recirculation. Mechanism and Machine Theory, 74, 285-298.
3. Park, Y.J., & Kim, S.C., & Kim, J.G. (2016). Analysis and verification of power transmission characteristics of the hy-dromechanical transmission for agricultural tractors. Journal of Mechanical Science and Technology, 30, 5063-5072.
4. Wei, C., & Yuan, S., & Hu, J., & Song, W. (2011). Theoretical and experimental investigation of speed ratio follow-up control system on geometric type hydro-mechanical transmission. Journal of Mechanical Engineering, 47 (16), 101105.
5. Shujun, Y., & Yong, B, & Chengyuan, F. (2018). Full power shift method of hydro-mechanical transmission and power transition characteristics. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering, 34 (5), 63-72.
6. Zhang, M., & Zhou, Z. (2014). Modeling and control simulation for the multi-range hydro-mechanical CVT. Key Engineering Materials. Journal of Mechanical Engineering, 621, 462-469.
7. Kistochkin, E.S. (1978). Dinamicheskaya model mnogopotochnyih besstupenchatyih pere-dach s gidroob'emnyim reguliru-yuschim konturom [Dynamic model of multistream stepless transmission with a hydrovolumetric control loop]. Mashi-novedenie - Machine Science, 5, 32-36 [in Russian].
8. Macor, A., & Rossetti, A. (2011). Optimization of hydro-mechanical power split
transmissions. Mechanism and Machine Theory, 46 (12), 1901-1919.
9. Rossetti, A., & Macor, A. (2013). Multi-objective optimization of hydro-mechanical power split transmissions. Mechanism and Machine Theory, 62 (12), 112-128.
10. Rossetti, A., & Macor, A., & Scamperle, M. (2017). Optimization of components and layouts of hydromechanical transmissions. International Journal of Fluid Power, 18, 123-134.
11. Guskov, V.V., & Oneyko, A.F. (1984). Teoriya povorota gusenichnyih mashin [Turn theory of tracked vehicles]. Moscow: Mashinostroenie [in Russian].
12. Linares, P., & Méndez, V., & Catalán, H. (2010). Design parameters for continuously variable power-split transmissions using planetaries with 3 active shafts. Journal of Terramechanics, 47 (5), 323-335.
13. Shatohin, V.M. (2008). Analiz i para-metricheskiy sintez nelineynyih silovyih peredach mashin [Analysis and parametric synthesis of nonlinear power transmission of machines]. Kharkov: NTU «KhPI» [in Russian].
14. Pasyinkov, R.M., & Gaytsgori M.M. (1967). Raschet gidroob'emnyih trans-missiy s uchetom dinamicheskih nagruzok [Calculation of hydrovolumetric transmissions by taking into account dynamic loads]. Vestnik mashinostroeniya - Machine-Building Bulletin, 10, 48-51 [in Russian] .
Шатохш Володимир Михайлович, д.т.н., проф., завщувач кафедри теоретичноТ мехашки, +38 099-461-89-67, [email protected],
Гранько Борис Федорович, доц., доц. кафедри теоретичноТ мехашки, +38 095-94-87-300, [email protected],
Соболь Володимир Миколайович, к.т.н., доц. кафедри теоретичноТ мехашки, +38 095-779-09-10, [email protected], Хар^вський нацюнальний ушверситет будiвництва та арх^ектури, 61002, УкраТ-на, м. Хар^в, вул. Сумська, 40.
ON DYNAMIC LOADS REDUCTION IN THE SWINGING MECHANISM OF A TRACKED VEHICLE WITH HYDROVOLUMETRIC TRANSMISSION
Shatokhin V., Granko B., Sobol V., Kharkiv National University of Civil Engineering and Architecture
Abstract. Problem. In the modern transport engineering industry there is a stable tendency to develop highly efficient engines and transmissions for wheeled and tracked vehicles by using hydrovolumet-ric transmissions (HVT). The adding of HVT together with differential reduction gears in the swinging mechanism of a tracked vehicle not only improves the technical characteristics of a vehicle (controllability, maneuverability, mobility) and reduce the driver fatigue, but also gives it the new quality properties. The methods for studying dynamic loads in power transmissions of mentioned above devices are not currently sufficiently developed. Goal. Development of the mathematical models of vehicle turning for parameters determining hydromachines and differential reduction gears that provides a required rotation angular velocity. Solution of the following problems: the model creation of the turning processes in the form of a system of differential equations that takes into account the engine, differential mechanisms, regulated and unregulated hydromachines, power consumers; studying the influence of differential reduction gear parameters and different schemes of their joining on the kinematical rotation characteristics; carrying out calculational and experimental studies of dynamic processes at the vehicle turning. Methodology. It is proposed to use differential equations of motion in the Lagrange's form for studying dynamic processes of turning. The turning angles of the crankshaft, unregulated hydromachine and the pressure difference in the main lines of HVT are used as the generalized coordinates. Results. Mathematical models of the vehicle turning for parameters determining of hydromachines and differential reduction gears that provides a required rotation angular velocity are developed. The character of influence of differential reduction gear parameters and different schemes of their joining on the kinematical rotation characteristics is studied. Interdependence between the relative
turning radius and the tilt angle of the hydraulic pump swash plate are given. The dependence of a pressure in the high-pressure pump chamber on the characteristic volume of hydromachines is studied. The influence of installation of a double pinion on the turning parameters and moments in the hydraulic motors is studied. Originality. The developed models of the vehicle turning show an increasing effect of the fluid pressure and the operation of the relief valves when driving on higher gears takes a place, which leads to a slower turn and a significant increase in its radius. It is shown that elimination of this disadvantage is possible by increasing the characteristic volumes of hydromachines and changing in the joining of the drive mechanical part. Practical value. The carried out researches have shown that the increase in the characteristic volume of hydromachines is more effective than changes in the drive mechanical part for obtaining a necessary turning radius when driving on higher gears. The proposed approach is perspective in the development and improvement of similar designs.
Key words: hydrovolumetric transmission, differential mechanism, swinging mechanism, tracked vehicle.
О СНИЖЕНИИ ДИНАМИЧЕСКИХ
НАГРУЗОК В МЕХАНИЗМЕ ПОВОРОТА ГУСЕНИЧНОЙ МАШИНЫ С ГИДРООБЪЕМНОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ
Шатохин В.М., Гранько Б.Ф., Соболь В.Н.,
Харьковский национальный университет строительства и архитектуры
Аннотация. Разработаны математические модели поворота гусеничной машины. В механизм поворота включены гидрообъемная передача и дифференциальные редукторы. Их введение улучшает технические характеристики объекта (управляемость, маневренность, подвижность), снижает утомляемость водителя. Модели позволяют определить параметры гидромашин и редукторов, обеспечивающие поворот объекта с необходимой скоростью.
Ключевые слова: гидрообъемная передача, дифференциальный механизм, механизм поворота, гусеничная машина.
