Улучшение эксплуатационных характеристик прицепных автотранспортных средств на основе эффективных научно-технических решений 05. 22. 10 Эксплуатация автомобильного транспорта

Вид материала

Автореферат

Содержание W и, затем, диаметр прутка стопорного кольца d Большегрузный автопоезд. Патент

Подобный материал:

• 190600. 68 Эксплуатация транспортно-технологических машин и комплексов (магистерская, 23.67kb.
• Определить сущность планирование производства автотранспортных и сервисных предприятий., 27.92kb.
• Ереподготовку (повышение квалификации) водителей автотранспортных средств для отраслей, 149.03kb.
• Программа дисциплины по кафедре «Эксплуатация автомобильного транспорта» служба безопасности, 156.68kb.
• Программа дисциплины по кафедре «Эксплуатация автомобильного транспорта» транспортное, 322.41kb.
• Программа дисциплины по кафедре «Эксплуатация автомобильного транспорта» экономика, 257.32kb.
• Об организации работ по выдаче владельцам автотранспортных средств, осуществляющих, 49.88kb.
• Руководство по организации эксплуатации газобаллонных автомобилей, работающих, 1730.06kb.
• Методические указания по выполнению курсового проекта по дисциплине «Проектирование, 869.62kb.
• Улучшение эксплуатационных характеристик автотракторных двигателей применением ремонтно-восстановительных, 346.54kb.

В третьей главе описана методика экспериментального исследования колебаний и силового нагружения прицепа в эксплуатационных условиях. Для проведения опытов на тракторном поезде, состоящем из колесного трактора Т28Х4МС1 и автотракторного самосвального прицепа 2ПТС-4-793А, устанавливалась соответствующая тензометрическая аппаратура, подключённая к 185 тензорезисторам, наклеенным в сварных узлах рамы и платформы прицепа и установленных в приборах регистрирующих колебания прицепа в его движении, которые защищены патентами на изобретения (SU511529, SU653531) Тензометрические испытания опыт­ного тракторного поезда проводили согласно рекомендациям ра­бот по испытаниям сельскохозяйственных машин, автомобилей, тракторов и автотракторных прицепов.

Обработка осциллограмм производилась известными методами математи­ческой статистики с установлением вероятностных значений ис­следуемых параметров. Ошибки обработки находились в пределах 0,5—5,20%. Полученные результаты аналитических и экспериментальных исследований показаны в сводной табл.1. Из представленной табл.1, обобщающей результаты исследований, видно, что с вве­дением в конструкцию прицепа ряда технических решений, признанных изобретениями, устойчивость движения его повышается, а напряжения в несущих элементах ра­мы и кузова в среднем снижаются на 30—40%. Для подтверждения правильности представ­ленных результатов аналитических исследований и данных тензометрических испытаний, а также примененных в конструкции трак­торного самосвального прицепа 2ПТС-4-793А новых технических решений разработаны устройства (SU1264988), позволившие в крат­чайшие сроки провести ускоренные усталостные испытания такого прицепа на динамическую прочность.

Таблица 1

Параметры колебаний и силового нагружения элементов прицепа	Опытный образец 2ПТС-4-793А	Модернизированный опытный образец 2ПТС-4-793А
расчет	эксперимент	расчет	эксперимент
Частота колебаний, рад/с подергивания	19,2	18,9	13,4	13,0
Виляние, мм	164	180	91	55
Подергивание, мм	22	17	3,1	3,5
Боковая качка, рад	0,08	0,1	0,03	0,04
Усилия на пальцах подкатной тележки, Н	1,96·104	1,125·104	3,0·103	4,8·103
Момент на пальцах подкатной тележки, Нм	5,4·102	7,8·102	4,23·103	2,68·103
Напряжения изгиба, МПа
верхнего бруса панели	121,53	130,7	164,2	190,6
нижнего бруса панели	246,46	276,0	186,2	90,0
Напряжения в раме прицепа по участкам, МПа
I	93,7	81,9	64,5	78,4
III	57,5	330,0	24,0	190,4
V	86,9	186,0	95,0	150,4
VII	121,03	144,0	86,5	90,8
IX	292,3	330,0	150,0	172,3
XI	187,8	364,0	125,0	218,2

Предложенное устройство состоит из трех имитационных неровностей (рис.9), закрепленных с помощью цепей и пру­жин на всех четырёх колёсах прицепа.





Рис.9 – Имитационные неровности
для проведения ускоренных испытаний прицепа
на динамическую прочность


Имитационные неровности имеют возможность регулирования их по высоте, что позволяет имитировать движение прицепа по дорогам с различным макро профилем.

Опытный прицеп 2ПТС-4-793А с грузом 2150кг в его кузове, снабженный имитационными неровностями на коле­сах в сцепе с гусеничным трактором ДТ-75, проходил такие ис­пытания на ОПБ ТТЗ. Длина маршрута составляла 6 км. Через каждые 1,5км тракторист тщательно осматривал конструкции прицепа с целью выявления трещин и отказов в сварных соеди­нениях и других узлах и деталях прицепа. Выявленные отказы регистрировались в специальном журнале.

После наработки прицепом 132км, что эквивалентно нормативному его пробегу в 300 тыс.км, произошло полное разрушение его основных узлов рамы и кузова, после чего испытания были прекращены. С помощью разработанных ряда реко­мендаций и других мероприятий по повышению надежности узлов рамы и кузова был изготовлен модернизированный образец при­цепа, который вновь прошел цикл ускоренных испытаний. После пробега такого прицепа в 132 км отказов в модернизированных узлах обнаружено не было. Это позволило ПО ТТЗ изготовить шесть образцов прицепов, которые в 1977г. успешно прошли госу­дарственные испытания в СазМИС. В 1984г автотрактор­ный прицеп 2ПТС-4-793А поставлен на серийное производство.

Проведенные аналитические и экспериментальные иссле­дования колебаний и силового нагружения автотракторного самосвального прице­па 2ПТС-4-793А показали, что конструкция его может быть ещё более совершенна. С учетом этого разработаны перспективные конструкции узлов и деталей его на уровне 195 изобретений, часть которых апробирована в хозяйственных условиях и пока­зала удовлетворительную работоспособность.

Так, например, одним из наиболее слабых узлов рамы самосвального прицепа является опорный кронштейн, накладывающий жёсткую связь на поперечины рамы, что способствует возникновению высоких напряжений стеснённого кручения. Для устранения такого недостатка предложено техническое решение, признанное изобретением (RU2254258, RU2272722) рис.10. Использовав известную методику, определены коэффициенты канонического уравнения:

, ,

X.





Рис. 10 – Опора гидроподъёмника


В этом случае изгибающий момент в произвольном сечении стопорного кольца равен алгебраической сумме момента от заданных сил М и момента М, увеличенного в Х раз, то есть

M.

Зная изгибающий момент, определены момент сопротивления сечения кольца W и, затем, диаметр прутка стопорного кольца d.

В другом техническом решении для расчёта основных кинематических и геометрических параметров устройства для гашения колебаний виляния прицепа (RU2258018, RU2264943) использована расчётная схема (рис.11), и методика, заключающаяся в определении силы инерционного сопротивления , создаваемой потоком рабочей жидкости протекающей через канал d_к1,поршня, выполненного в форме шара и расположенного в криволинейной оболочке кольцевого сечения.





Рис. 11 – Гаситель колебаний виляния прицепа


Для проведения аналитических исследований по изучению взаимодействия элементов такой транспортной системы в процессе перегрузки легковесного груза разработана динамическая модель (рис.12), эквивалентная хлоп­коуборочной машине ХН-3,6 и тракторному самосвальному прице­пу 2ПТС-4-793А. В качестве возбудителя колебаний хлопкоуборочной машины m₃ при выгрузке ее бункера принят инерционный момент W_σ (t), определяемый по зависимости:

M_δ(t)=

где J_δ— массовый момент инерции бункера с массой m₁ хлоп­ка-сырца; — функция угловых ускорений при повороте бункера.





Рис. 12 – Расчётная схема транспортной системы

Произведя ряд преобразований, получено уравнение характеризующее условие возможности движения массы m₁ относи­тельно скатной стенки бункера:

(21)

Анализ выражения (21) показывает, что на движение массы выгружаемого хлопка существенно влияет угловое ускорение ε. Существующие кинематические схемы меха­низмов опрокидывания бункеров серийных хлопкоуборочных ма­шин не позволяют в завершающей фазе поворота изменять уг­ловое ускорение, поэтому часть груза зависает на скатных стенках. Считая, что шарнир (рис.12) подвижно размещен в пазу направляющей длиной, же­стко закрепленной на раме машины под углом у, и пренебрегая по­терями энергии при соударении массы бункера с рамой машины после полного выбора зазора движение бункера в направле­нии действия силы Р_Д можно описать дифференциальным урав­нением вида:

, (22)

Решив уравнение (22) известным способом, можно опре­делить время t движения бункера до наступления удара, скорость движения V₁, массу бункера и его ускорение. Зная массовые, геометрические и силовые параметры хлопкоубо­рочной машины, а также энергетические характеристики ее меха­низма опрокидывания бункера, определены численные зна­чения времени, скорости и ускорения движения бункера по пазу с зазором δ, выполненном в опорных кронштейнах подбункерных стоек машины. Данные расчёта сведены в табл.2

Таблица 2

Зазор δ, м	Коэффициент динамичности KД	Динамическая нагрузка РД, Н	Время начала удара t1, c	Время окончания удара t2 c	Время воздействия импульса Т1, с	Скорость движения бункера V1, м/с	Ускорение в единицах g, м/с2
0,2	1,05	3,88• 103	0,17	0,34	0,17	0,23	0,73
0,03	1,15	4,25• 103	0,21	0,41	0,2	0,28	0,75
0,04	1,3	4,81• 103	0,24	0,47	0,23	0,32	0,78
0,05	1,44	5,32• 103	0,27	0,53	0,26	0,36	0,81
0,06	1,54	5,69• 103	0,3	0,59	0,29	0,4	0,83
0,07	1,56	5,77• 103	0,32	0,63	0,31	0,43	0,84
0,08	1,63	6,03•102	0,35	0,67	0,32	0,46	0,86

Анализ табл.2 показывает, что с увеличением массы остав­шегося хлопка-сырца в бункере для его полной очистки не­обходимо обеспечить рост ускорения ε. При этом видно, что размер паза δ = 0,05м является оптимальным, так как даль­нейшее увеличение δ не способствует значительному росту ε. В то же время известно, что на движение различных грузов, размещенных в самосвальных кузовах, существенное влияние оказывают колебания выгружаемого транспортного средства, что обычно связано с высокой податливостью шин (рессорных ком­плектов) и способствует лучшей их выгрузке. Учитывая такую особенность, установим значение ускорения ε_1, которое возника­ет при выгрузке хлопка-сырца из бункера хлопкоуборочной ма­шины при поперечных её колебаниях. Уравнение упругих колебаний хлопкоуборочной машины на ее шинах с использованием физической модели (рис.12) можно записать в виде

(23)

Решая это уравнение методом операционного исчисления, полагая начальные условия нулевыми, выведена зависимость для определения углового ускорения бункера в последней фазе его опрокидывания

(24)

Анализ численных значений угловых ускорений при наличии па­за и колебании машины показывает, что их сумма в завершающей фазе поворо­та бункера в среднем составляет 0,99g, что достаточно для высыпания груза из последнего.

Известно, что существующие кон­струкции машин не имеют механических уплотнителей, на практике хло­пок в кузовах прицепов уплотняется вручную. Для исключения такого недостатка предложено техническое решение на уровне изобретения (SU656890, SU906742), обеспечивающего доуплотнение хлопка-сырца в кузове прицепа или полуприцепа. На расчётной схеме (рис.12) масса хлопка, размещенного в кузове, нагружается вертикально движущейся лопастью усилием Р_л, тогда на боковые стенки кузова в сечении, отстоящем на высоте Z от дна последнего, будут передаваться удельные давления, опреде­ляемые по зависимости:

(25)

Осуществив преобразования уравнения (25), выведена зависимость для определения площади уплотнительной лопасти:

(26)

В результате проведённые расчеты по обоснованию параметров безоста­точной выгрузки хлопка-сырца из бункера хлопкоуборочной ма­шины в кузова транспортных средств и доуплотнения его механи­ческим уплотнителем позволили разработать на уровне изобрете­ний ряд технических решений, испытать их в условиях эксплуатации и рекомендовать к практическому применению.


Рис. 20
Для подтверждения правильности проведённых аналитических исследований разработана методика проведения экспериментальных исследований по изучению процесса перегрузки и доуплотнения легковесного груза в кузовах транспортных средств и предложены перспективные технические решения на уровне изобретений направленные на дальнейшее совершенствование транспортной системы, предназначенной для уборки и транспортировке легковесных сельскохозяйственных культур. В 1977—1980 гг. в ТашИИТ совместно с ГСКБ по машинам для хлопководства, ПО Ташкентский тракторный завод и заводом «Ташсельмаш» были выполнены научно-исследовательские и опыт­ные конструкторские разработки по созданию и апробации в полевых условиях технических решений перегрузочных систем. В качестве объекта исследования выбрана серийная; хлопкоубо­рочная машина ХН-3,6 и тракторный самосвальный прицеп 2ПТС-4-793А. На бункере хлопкоуборочной машины смон­тированы устройства для уплотнения хлопка-сырца SU656890 и SU906742, обеспечивающие очистку бункера от зависшего хлоп­ка-сырца в последней фазе его опрокидывания, а также ряд уз­лов и деталей, повышающих эффективность этих устройств, защищённых 14-тю патентами на изобретения.

В качестве критериев, определяющих эффектив­ность таких устройств, послужили: масса m₁ хлопка-сырца, выгру­жаемая из бункера в кузов прицепа; время t_В, в течение которого производится выгрузка бункера; усилия Р_в1 и Р_в2„ возникающие на пальцах штоков гидроцилиндров опрокидывания бункера; уг­ловое ускорение ε бункера в различных фазах его поворота; угол поворота φ рычагов уплотнителя; рабочий ход па гидроцилиндров опрокидывания бункера; плотность хлопка-сырца γ, размещенно­го в бункере и кузове прицепа. Для проведения полевых опытов на хлопкоуборочной машине установлены и использованы соответствующие тензометрические конструкции и приборы. Экспериментальные иссле­дования проводили с помощью известных методик и рекоменда­ций, посвященных испытаниям сельскохозяйственных и транспортных машин.

Результаты испытаний показали, что использование предложенных конструкций способствует снижению простоя машины под выгрузкой в среднем на 4,7мин при этом плотность хлопка-сырца в кузове прицепа увеличивается на 41%. В тоже время предложенная транспортная система позволяет полностью исключить ручной труд и сократить обслу­живающий персонал до двух человек в расчете на один уборочно-транспортный комплекс, состоящий из трех хлопкоуборочных ма­шин и 12 тракторных самосвальных прицепов.

В четвёртой главе представлены материалы, связанные с аналитическими и экспериментальными исследованиями колебаний и силового нагружения перспективного автомобильного полуприцепа-хлопковоза моделиТМЗ-879М.

Для проведения аналитических исследований разработана расчётная схема автопоезда (рис.13), эквивалентная натурному поезду, состоящему из авто­мобиля-тягача седельного типа ЗИЛ-130В1 и полуприцепа модели ТМЗ-879М. На модели поезд представлен в виде четырех массовой системы с приведенными массами т_Т т_Р, т_К1, т_К2 и т_П (моментами инерции J_Т, J_Р, J_К1, J_К2, J_П, J_К1У, J_РУ, J_К2У и J_ПУ), соединенными между собой упругими связями с постоянными значениями коэффициентов линейной С_ХР, С_УП, С_ZP, С_X1, С_Y1, С_Z1, С_X2, С_Y2, С_Z2, С_X3, С_Y3, С_Z3, С_Х4, С_Y4, С_Z4, С_ХП, С_УП, С_ZП крутильной К_φР, К_βР, К_φ1, К_β1, К_φ2, К_β2, К_φ3, К_β3, К_Т, К_Р, К₁, К₂, и К_П жесткостей, характеризующих места сцепа рамы полуприцепа с седельным устройством тягача, рамы полу­прицепа с первым и вторым кузовами и рамы с задней подвеской колес полуприцепа.





Рис. 13 – Расчётная схема автопоезда

Необходимость представления автопоезда в виде пяти массовой системы обусловлена изучением закономер­ностей колебаний и силового нагружения мест соединения рамы полуприцепа с седельным устройством тягача, его кузовов с ра­мой и рамы с задней подвеской колес полуприцепа, вызванных действием на них динамических нагрузок, возникающих при про­дольных, продольно угловых и поперечно угловых колебаниях полуприцепа при движении его с грузом по раз­личным дорогам с характерным микро- и макропрофилем. Под действием продольных Р_Т, Р_ПП, Р_ПЛ, Р_3п, Р_3л, Р_РП, Р_РЛ и поперечных Г_ПП, Г_ПЛ, Г_3п, Г_3л, Г_РП, Г_РЛ сил, а также моментов М_Т, М₁, М_Р, М₂ и М_П массы динамической модели совершают пространственные колеба­ния. Относительные деформации масс характеризуются обобщенными координатами φ_Р, φ₁, φ₂, Х_Р, Y_P, X₁, Y₁, X₂,Y₂, X₃, Y₃, X₄, Y₄, X_П1, β_Р, β₁, β₂, β_П, Z_Р, Z₁, Z₂, Z₃, Z₄, Z_П3, γ₁, γ_Р, γ₂ и γ_П. Возбуждение колебаний осуществляют кинематические координаты φ_Т, β_Т, γ_Т, X₀, Z₀, Y₀ движения массы автомобиля –тягача и Z_ТИП, Z_ТИЗ и Z_ПН и воздействия неровностей микро и макро профиля дороги под колесами автопоезда. Составив уравнения кинетиче­ской и потенциальной энергий, а также уравнение работы внеш­них сил на виртуальных перемещениях, с использованием методи­ки разработанной для автотракторного прицепа, была получена система 28 дифференциальных уравне­ний второго порядка, которые в общем виде имеют изображение в матричной форме:

(27)

где и — матрицы постоянных коэффициентов;

q_i, — обобщенные координаты.

Систему (27) решали с помощью метода Гаусса и выбором главного элемента. Зная геометрические и жесткостные параметры модели и задаваясь частотой вынуж­денных колебаний в пределах от 0 до 70,0 рад/с с интервалом 0,5 рад/с на ЭВМ с использованием прикладных программ, были вычислены значения динамических составляющих усилий и мо­ментов, действующих на приведенные массы автопоезда, позволившие в дальнейшем определить напря­женное состояние рамы полуприцепа ТМЗ-879М. В результате построены амплитудно-частотные графики вы­нужденных колебаний приведенных масс: т_Т , т_Р, т_К1, т_К2 и резонансные области исследуемой динамической модели. Расчеты показали, что амплитуды поперечных колебаний ку­зовов полуприцепа относительно его рамы по обобщенным
Рис.15
координатам Х₁÷Х₂
Рис. 15
незначительны и не превышают в среднем 0,1 — 0,56мм, хотя в резонансных зонах на частотах порядка 27,0—30,0 и 58,0—60,0рад/с поперечные смещения кузовов достигают значе­ний 9,0—10,2 мм. Продольные перемещения кузовов относительно рамы значительно ниже, чем поперечные, и не превышают в среднем 0,05—0,15мм, причем в резонансной зоне на частоте 27,0— 29,0рад/с их амплитуды достигают 5,4—13,0мм. Если линейные перемещения кузовов полуприцепа относительно его рамы невелики, то угловые колебания их по обобщенной коор­динате γ₁ и γ₂ более значительны и составляют в среднем 0,02— 0,06рад, при этом резонансная зона их лежит сразу же за рубежом 12 рад/с.

Это свидетельствует о том, что с возрастанием скорости движения автопоезда значительно растут амплитуды угловых колебаний кузовов, которые, упираясь своими опорными кронштейнами на пальцы кронштейнов меха­низма опрокидывания кузовов, упруго деформируют их, а так как последние жестко соединены с лонжеронами рамы, то в их сече­ниях можно ожидать значительные величины напряжений, способ­ствующих снижению их прочности и долговечности. В качестве примера на рис.14 и рис.15 представлены наиболее характерные линейные и угловые перемещения рамы и задней подвески колес полуприцепа по обобщенным координатам Х_Р, Y_Р, Z_Р, X_П, Y_П, Z_П, φ_Р, γ_Р, β_Р, φ_П, γ_П, β_П.





Рис.14 – Серийный автопоезд




Рис.15 – Экспериментальный автопоезд

Полученные значения составляющих динамических усилий позволили произвести прочностной расчет рамы полупри­цепа ТМЗ-879М.

Для выполнения расчетов на прочность рамы полуприцепа ТМЗ-879М воспользуемся расчетной схемой (рис.16), представ­ляющей из себя балку равного сопротивления изгибу, расположен­ную на трех опорах эквивалентных шкворневому узлу и кронштей­нам рессор, взаимосвязанных с рессорными комплектами колес полуприцепа. К раме полуприцепа приложены нагрузки: Р^Л_i и Р^П_j — вертикальные составляющие динамических усилий, при­ложенных соответственно к лонжеронам и поперечинам рамы от двух самосвальных кузовов, загруженных легковесным грузом массой 7000кг; Q_i -вертикальные составляющие усилий, приложен­ные к опорным кронштейнам механизма опрокидывания и к по­перечинам крепления гидроцилиндров при самосвальной выгрузке кузовов; Т_i — горизонтальные составляющие динамических тяго­вых усилий и сил сопротивлений движению полуприцепа; H_i - вертикально составляющие силы реакций, приложенные к шквор­невому узлу и к кронштейнам рессор полуприцепа; q_i— равно­мерно распределенная нагрузка в месте контакта опорного листа уступа рамы полуприцепа с седельным устройством тягача.





Рис. 16 – Расчётная схема рамы полуприцепа

Изгиб рассматриваемой балки, как и в случае для автотракторного прицепа 2ПТС-4-793А, можно описать уравнением (17). Принимаем, что ось ОХ направ­лена по длине рамы, а ось ОY перпендикулярна ей в направлении ее прогиба. Разобьем раму по длине на отдельные участки на каждом из которых функция жесткости сохраняет постоянный вид. Таких участков по длине рамы шесть и они обозначены I—VI. На участках I, III и V момент инерции сечения лонжерона рамы J(X) является величиной постоянной, не зависящей от рас­стояния по оси ОХ, а на участках II, IV и VI момент инерции се­чения зависит от расстояния х от начала участка.

Используя вышеописанную методику для прицепа 2ПТС-4-793А применительно к рассматриваемой задаче, составлена система 27 уравнений, вклю­чающих 24 неизвестных начальных параметра (Q(x),M(x), φ(x) и f(x)) и три неизвестных реакций опор (H₁, H₂ и H₃). В ре­зультате решения уравнений вычислены значения напряжений изгиба σ_X в каждом рассматриваемом участке рамы полупри­цепа. Одновременно также произведен расчет напряжений стесненного кручения σ_ω подобно тому, как это было сделано для автотракторного прицепа 2ПТС-793А. Зная напряжения изгиба рамы полуприцепа и стесненного кручения, можно установить суммарные значения напряжений по зависимости σ_∑ = σ_X + σ_ω. Анализ проведённых расчётов показал, что наибольших значений на­пряжения изгиба σ_х= 163,0МПа достигают на участке VI рамы в случае самосвальной выгрузки второго кузова. В целом же изгибные напряжения невысокие. А вот напряжения стеснённого кручения наибольших своих значений до­стигают 176,0МПа (участок II рамы в зоне приварки опорного листа уступа рамы) и 83,5МПа (участок V рамы в зоне крепле­ния кронштейнов рессор полуприцепа). Это объясняется тем, что участки I и VI имеют значительную жесткость на кручение. Для снижения напряжений в этих зонах разработаны технические решения, защищённые 8-ю патентами на изобретения.

Для проведения экспериментальных исследований на опытный образец автомо­бильного полуприцепа ТМЗ-879М в агрегате с автомобилем-тягачом ЗИЛ-130В1 устанавливались тензометрические конструкции и устрой­ства включающие тензометрическую раму, в сварных узлах которых установлены 56 рабочих тензорезисторов, и тензометрическое основание платформы пер­вого самосвального кузова с наклейными в ее сварных узлах 27 рабочими тензорезисторами, а также соответствующая регистрирующая аппаратура. Тен­зометрические испытания автопоезда проводили согласно реко­мендациям работ, посвященных испытаниям автомобилей, авто­тракторных прицепов и сельскохозяйственных машин. Испытания состояли из пяти этапов. В результате получены осциллограммы, которые обрабатывались известными методами математической статистики.

Результаты аналитических и экспериментальных исследований по изучению колебаний полуприцепа ТМЗ-879М и напряжённого состояния его рамы соответственно для опытного и модернизированного образцов представлены в табл.3.

Таблица 3

Параметры колебаний и силового нагружения элементов полуприцепа	Опытный образец ТМЗ-879М	Модернизированный опытный образец ТМЗ-879М
расчет	эксперимент	расчет	эксперимент
Частота колебаний при подергивании, рад/с	20,15	24,0	20,15	24,0
Виляние, мм	52	64	53	72
Боковая качка, рад	0,3	0,25	0,15	0,18
Тяговое усилие, Н	85∙103	1,36∙104	85∙103	1,34∙104
Суммарные напряжения в раме полуприцепа при его движении по участкам, МПа 1 2 3 4 5 6	204,5 93,2 71,7 58,2 90,32 14,6	285,2 105,6 88,5 40,0 119,0 32,8	160,4 52,0 32,3 42,4 74,6 12,4	180,0 76,4 40,16 50,0 85,0 18,75

Для подтверждения правильности полученных результатов теоретических расчетов и данных экспериментальных исследова­ний, а также разработанных технических решений и проверки надежности автомобильного полуприцепа ТМЗ-879М в условиях эк­сплуатации в 1984г. на ОПБ ПО Ташкентский тракторный завод была проведена серия полигонных форсированных испытаний полуприцепа на динамическую прочность. Методика проведения испытаний аналогична описанной выше для прицепа 2ПТС-4-793А. Расчетный про­бег полуприцепа при проведении ускоренных испытаний на усталостную прочность составил 123км, что эквивалентно пробегу его в нормальных эксплуатационных условиях равному 300тыс.км. Проведенные испытания позволили с уче­том предложенных рекомендаций изготовить два образца полупри­цепа ТМЗ-879М, которые в 1985 г. переданы на межведомственные испытания, а в 1989 г. он поставлен ТТЗ на серийное производство. Несмотря на своё совершенство конструкции, естественно полуприцеп ТМЗ-879М требует дальнейшей модернизации и поэтому разработаны перспективные конструкции узлов и деталей его на уровне 15 изобретений, часть которых апробирована в хозяйственных условиях и пока­зала удовлетворительную работоспособность. В тоже время, также на уровне изобретений, разработан и аналитически исследован ряд перспективных технических решений (более 65), например, таких как.

Большегрузный автопоезд. Патент RU2255018

Для расчета основных параметров устройства, исключающего складывание звеньев автопоезда при торможении, разработаны расчетная схема и методика, позволяющие определять рациональные его параметры, использующие следующие зависимости:




Рис.17– Схема устройства Рис. 18 – Расчётная схема автопоезда

, ,

Расчёты проведены для автопоезда, состоящего из автомобиля-тягача МАЗ-6422 полным весом = 9500кгс, и автомобильного полуприцепа контейнеровоза модели МАЗ-8389 с = 38700кгс. В результате определены сила инерции, приложенная к полуприцепу при торможении автопоезда, ускорение его замедления, тормозной путь, деформация пружины и усилие на поршне, что позволят установить геометрические размеры пневмоцилиндра и возвратной пружины.

Автопоезд. Патент RU2255019


Рис. 19 – Схема устройства Рис. 20 – Расчётная схема автопоезда

При соударении масс m_а (догоняющий автомобиль ВАЗ-2107) и m_п (автопоезд МАЗ-5432 - МАЗ-5205А) возникает продольная сила N_max, способствующая относительному перемещению х_рм и х_а запасных колес, легкового автомобиля и дополнительной рамы, на которой закреплены запасные колеса Дифференциальное уравнение второго порядка, характеризующее движение автопоезда и легкового автомобиля, в данном случае записано в виде

.

В результате расчётов определены: рациональный диаметр роликов равный d_р = 300мм, их угловая скорость ω_к=39,06 с^-1, поступательная скорость ленты V_л=16,6 м/с и окружное усилие Р_у = 6,16тс, создаваемое последней, что позволит эффективно переместить ВАЗ-2107 собственной массой 1,4т в боковую сторону дорожного полотна, так как оно в 4,4 раза больше, чем собственная масса ВАЗ-2107.

Такие предложения рекомендуются к использованию предприятиям, эксплуатирующим и изготавливающим автотракторные поезда, как в нашей стране, так и за рубежом.


Рис.1.22