авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ БИБЛИОТЕКА РОССИИ

КОНФЕРЕНЦИИ, КНИГИ, ПОСОБИЯ, НАУЧНЫЕ ИЗДАНИЯ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ


Pages:   || 2 | 3 |
-- [ Страница 1 ] --

ВОЛГОГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ

На правах рукописи

Калмыков Алексей

Васильевич

СНИЖЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ

СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ТРАКТОРА ЗА СЧЕТ ИЗМЕНЕНИЯ

КРУТИЛЬНОЙ ЖЕСТКОСТИ РЕАКТИВНОГО ЗВЕНА

Специальность 05.05.03 – Колесные и гусеничные машины

Диссертация

на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Волгоград 2014 2 ОГЛАВЛЕНИЕ Стр.

ВВЕДЕНИЕ....................................................................................... 5 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И НАПРАВЛЕНИЕ ИССЛЕДОВАНИЙ ………………...…………………………….. Обзор работ современных исследователей в области динамики 1. силовой передачи ………………………………………….……… Анализ используемых моделей силовых передач……………….

1.2. Предлагаемый способ снижения динамической нагруженности 1. силовой передачи………………………………………………….. АНАЛИЗ МЕТОДОВ СНИЖЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ И СРЕДСТВ ИХ РЕАЛИЗАЦИИ……………………………………………….. Использование упругих элементов в прицепном устройстве …..

2.1 Использование упругих элементов в приводе ведущих колес......

2.2 Использование обрезиненных элементов в гусеничной ходовой 2. системе................................................................................................ Целенаправленное конструирование отдельных деталей сило 2. вой цепи с высокой податливостью ……………………………… Установка в силовую цепь специальных устройств с высокой 2. податливостью..…………………………………………..……....... Целенаправленное конструирование отдельных деталей сило 2. вой цепи с повышенными демпфирующими свойствами............. Установка в силовую цепь демпферов ………………………..….

2.7 Использование самоустанавливающихся «плавающих» или 2. компенсационных звеньев................................................................ Снижение степени динамической связанности колебаний 2. звеньев силовой цепи........................................................................ Изменение жесткости опор элементов силовой передачи (жест 2. кости «реактивных звеньев»)........................................................... Предложенные новые технические решения устройств для адап 2. тивного управления жесткостью валопровода трансмиссии……….. 2.11.1 Устройство с фрикционной муфтой.............................................. 2.11.2 Устройство с вариатором жесткости…………………………… Предложенные новые технические решения планетарных пе 2. редач с самоустанавливающимися сателлитными блоками….. 2.12.1 Планетарная передача с упругими связями между секторами сателлитных блоков……………………………………………… 2.12.2 Планетарная передача с последовательным соединением сек торов сателлитного блока карданными шарнирами…………….. РАЗРАБОТКА ДИНАМИЧЕСКОЙ И МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛЕЙ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ТРАКТОРА ЧЕТРА-6С315............................................................. Исходные положения.........................................................................

3.1 Структурная схема и динамическая модель....................................

3.2 Разработка математической модели силовой передачи трактора 3. при помощи пакета «Универсальный механизм»……………….. Типовые звенья модели.....................................................................

3.3.1 Составление уравнения движения на примере конечной пере 3.3. дачи…………………………………………………………………. Описание возмущающих воздействий от двигателя и измене 3.3. ний тягового сопротивления............................................................. Разработка пространственной модели ходовой системы..............

3.3.4 3.3.4.1 Моделирование подвески.................................................................. 3.3.4.2 Моделирование опорных катков...................................................... 3.3.4.3 Моделирование направляющего колеса и натяжного устройства 3.3.4.4 Моделирование ведущего колеса..................................................... 3.3.4.5 Моделирование гусеницы…………………………………………. 3.3.4.6 Описание взаимодействия гусеницы с грунтом…………………. Анализ характера изменения момента на ведущем колесе……...

3.3.5 Получение спектра собственных частот силовой передачи……..

3.3.6 ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ НА НАГРУЖЕННОСТЬ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕАКТИВНОГО ЗВЕНА С УПРУГОЙ СВЯЗЬЮ....................................................................... Разработка конструкции упругой муфты........................................

4.1 Определение прочностных и жесткостных параметров упругой 4. муфты ………………………………………………………………. Изменение конструкции планетарной конечной передачи...........

4.3 Результаты расчетного исследования изменения нагруженности 4. участков валопровода на разных режимах движения …………... Прямолинейное движение без крюковой нагрузки ……………...

4.4.1 Прямолинейное движение с крюковой нагрузкой …………...….

4.4.2 Установившийся поворот без крюковой нагрузки.........................

4.4.3 Установившийся поворот с крюковой нагрузкой...........................

4.4.4 Вход в поворот...................................................................................

4.4.5 Выход из поворота.............................................................................

4.4.6 Влияние синфазности перезацепления ведущих колес с гусени 4.4. цей…………………………………………………………………... ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ НАГРУЖЕННОСТИ УЧАСТКОВ ТРАНСМИССИИ………. Задачи исследований……………………………………………….

5.1 Описание экспериментальной установки 5.2 Описание измерительной аппаратуры………………………….

5.3 Методика экспериментальных исследований………………….

5.4 Исследование моментов на валах заднего моста и ведущего ко 5. леса во время движения трактора………………………………… Расчетные исследования модели трактора……………………….

5.6 Оценка адекватности разработанных динамических моделей 5.7 ЗАКЛЮЧЕНИЕ.............................................................................. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ………..……………………………... ВВЕДЕНИЕ Актуальность темы исследования. В настоящее время каждое новое поколение машин отличается от предшественников большей энерговооруженностью и уни версальностью. Этим обеспечивается их более высокая производительность и возможность механизации выполнения все большего количества работ. Но увели чение единичной мощности и энергонасыщенности машин сопровождается по вышением динамической нагруженности их конструкций, форсированным изно сом наиболее нагруженных деталей, более быстрым темпом накопления устало стных повреждений, более частыми отказами и усталостными поломками.

Известно, что в силовой передаче гусеничных машинах одним из самых дина мически нагруженных узлов является конечная передача. Она первая в силовой цепи воспринимает динамические нагрузки от перемотки гусеничной цепи, от из менения тягового сопротивления, а также от раскачивания остова на подвеске. По литературным данным, до 80 % отказов, обусловленных высокой нагруженно стью деталей, в трансмиссиях тракторов приходится на конечную передачу. Сни жение уровня нагруженности конечной передачи является одним из эффективных путей уменьшения динамической нагруженности силовой передачи в целом. Сле довательно, тема работы, в которой предложен способ снижения динамической нагруженности силовой передачи за счет изменения крутильной жесткости реак тивного звена конечной передачи, является актуальной.

Степень разработанности темы исследования. Современными авторами предло жены различные методы и конструктивные мероприятия для снижения нагруженности силовой цепи трактора, среди которых следует отметить предложения использовать пе редающие крутящий момент упругие элементы в подвеске задних колес, полуоси веду щих мостов с нелинейными упругими характеристиками, резинометаллические блоки в амортизационно-натяжном устройстве и в балансирных каретках, опорные катки с внут ренними и наружными упругими элементами, обрезиненные траки, резинометалличе ские гусеницы, прицепное устройство с упругим элементом и другие устройства. В ре зультате анализа литературных источников не обнаружено работ, в которых предложен метод снижения динамической нагруженности трансмиссии за счет изменения жестко сти связи реактивного звена. Между тем за счет этого можно существенно снизить дина мическую нагруженность участков валопровода при процессах нагружения с высокой динамичностью.

Целью настоящей работы является обоснование и разработка способа снижения динамической нагруженности силовой передачи трактора, основанного на измене нии крутильной жесткости крепления коронной шестерни конечной передачи к корпусу.

Для достижения этой цели поставлены следующие задачи работы:

1. Анализ используемых в современной практике автотракторостроения мето дов и способов снижения динамической нагруженности силовой передачи.

2. Построение с помощью программного пакета «Универсальный механизм»

математических моделей гусеничных тракторов ВТ-100 и ЧЕТРА-6С315 с про странственно-динамическим представлением гусеничной ходовой системы и си ловой передачи.

3. Экспериментальное исследование динамической нагруженности участков силовой передачи трактора ВТ-100 с целью верификации и проверки адекватно сти математических моделей, создаваемых с помощью пакета «Универсальный механизм».

4. Расчетный анализ динамической нагруженности участков силовой передачи трактора ЧЕТРА-6С315, в том числе планетарной конечной передачи, в разных условиях движения.

5. Разработка конструкции конечной передачи трактора ЧЕТРА-6С315 с изме няемой крутильной жесткостью реактивного звена;

расчетный анализ влияния из менения этой жесткости на нагруженность трансмиссии.

Научная новизна работы заключается в следующем:

1. Предложен способ снижения пиковой динамической нагруженности участ ков силовой передачи трактора на режимах работы с высокой динамичностью на грузок за счет изменения жесткости реактивного звена конечной передачи.

Создана математическая модель, основанная на пространственно 2.

динамическом представлении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, позволяющая исследовать нагруженность участков силовой цепи при возмущениях от неравномерности действия крутящего момента двигателя и ком плекса эксплуатационных кинематических и силовых возмущений от ходовой сис темы, а также оценивать влияние на эту нагруженность жесткости реактивных звеньев силовой цепи.

Теоретическая значимость работы определяется тем, что предложены теорети ческие разработки, направленные на использование в силовых передачах тракторов ограниченно упругих реактивных звеньев, использование которых позволяет сни жать динамическую нагруженность силовой передачи на режимах нагружения с высокой динамичностью нагрузок. Также предложена математическая модель, ос нованная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы и силовой передачи трактора, позволяющая исследовать динамическую нагуженность участков силового валопровода трансмиссии на разных режимах на гружения с восприятием всего комплекса эксплуатационных возмущений, генери руемых двигателем и ходовой частью, и оценивать влияние на эту нагруженность жесткости реактивных звеньев.

Практическая значимость работы определяется следующим:

1. Использование в практике конструирования силовых передач созданной ма тематической модели, основанной на пространственно-динамическом представ лении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, обеспечивает возможность получения достоверной информации о динамической нагруженно сти всех участков силовой цепи в разных условиях движения на этапе проектиро вания и определять необходимые изменения жесткости реактивных звеньев для снижения этой нагруженности.

2. Использование в силовых передачах тракторов предложенных и запатенто ванных новых технических решений устройств, позволяющих изменять крутиль ную жесткость участков силовой передачи, обеспечивает возможность снижения пиковой нагруженности передачи на переходных режимах движения.

Методология и методы исследования. Теоретические исследования силовых передач с помощью программных пакетов «Универсальный механизм» и Simulink на основе созданных математических моделей. Экспериментальные исследования с использованием тензометрического оборудования.

Положения, выносимые на защиту.

1. Способ снижения пиковой динамической нагруженности участков силовой передачи трактора на режимах работы с высокой динамичностью нагрузок за счет изменения жесткости реактивного звена.

2. Математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы и силовой передачи трактора.

3. Результаты экспериментальных и расчетных исследований влияния изменения жесткости реактивного звена на динамическую нагруженность трансмиссии.

Достоверность и обоснованность полученных результатов обусловливается использованием научно обоснованных методов построения и тестирования моде лей, математического описания их элементов и расчетного исследования моделей, основанных на основных положениях теории колебаний и фундаментальных за конах механики, сходимостью результатов расчетных и экспериментальных ис следований и их согласованностью с результатами исследований других авторов.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной рабо ты в 2009-2013 г.г. были представлены на 8 внутренних, всероссийских и между народных научно-технических конференциях, в том числе на VI всерос. науч. практ. конф. «Инновационные технологии в обучении и производстве», г. Камышин, 2010 г., 30th Anniversary Seminar of the Students` Association for Me chanical Engineering, Варшава, 2011 г., 31st Seminar of the Students’ Association for Mechanical Engineering, Варшава, 2012 г., и ежегодных научных конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2009-2013).

1. НАПРАВЛЕНИЕ ИССЛЕДОВАНИЙ И СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА 1.1. Обзор работ современных исследователей в области динамики силовой передачи В настоящее время в связи с длительно действующей тенденцией в мировом тракторостроении каждое новое поколение машин должно отличаться от предше ственников большей энерговооруженностью и универсальностью. Этим обеспе чивается их более высокая производительность и возможность механизации вы полнения все большего количества работ при помощи одной машины. Но дости жение этих более высоких показателей сопровождается рядом проблем, которые необходимо учитывать создателям машин и стараться по возможности решать их на стадии проектирования.

Так, в работах современных отечественных ученых Вербилова А.Ф. [12], Га маюнова П.П. [17], Годжаева З.А. [20], Жутова А.Г. [37-38], Коблова С.П. [36], Мержевского А.В. [65], Нехорошева В.В. [70], Оганесяна Г.М. [72], Свитаче ва А.И. [98-101], Соколова-Добрева Н.С. [107-110], Шеховцова В.В. [120-122], Шишкина А.В. [123] и ряда других авторов отмечается, что увеличение единич ной мощности и энергонасыщенности машин сопровождается повышением дина мической нагруженности их конструкций, форсированным износом наиболее на груженных деталей, более быстрым темпом накопления усталостных поврежде ний, более частыми отказами и усталостными поломками.

Теме исследования динамики силовых передач тяговых и транспортных средств прямо или косвенно посвящены работы таких отечественных ученых, как Анилович В.Я., Анохин В.И., Бабаков И.М., Баженов С.П., Барский И.Б., Ва фин Р.К., Вейц В.Л., Годжаев З.А., Гуськов В.В., Дмитриченко С.С., Доброхле бов А.П., Коловский М.З., Ксеневич И.П., Кутьков Г.М., Маслов Г.С., Плато нов В.Ф., Ривин Е.И., Семенов В.М., Скундин Г.И., Тарасик В.П., Терских В.П., Тимошенко С.П., Цитович И.С., Яценко Н.Н. Научными коллективами НАТИ, других отраслевых институтов и технических вузов под руководством, в частности, Аниловича В.Я., Анохина В.И., Барского И.Б., Городецкого К.И., Гуськова В.В., Дмитриченко С.С., Ксеневича И.П., Платонова В.Ф., Цитовича И.С., Шарипо ва В.М. и других ученых созданы методы проектирования, расчетных и эксперимен тальных исследований СП, которые легли в основу создания нескольких поколений российских колесных и гусеничных машин.

В настоящее время, несмотря на кризисные явления в экономике и критическое состояние отечественного тракторостроения, продолжают появляться диссертаци онные работы, направленные на исследование динамики силовой передачи гусе ничных машин и поиск путей снижения динамической нагруженности ее узлов в эксплуатации. Так, в работе А.Ф. Вербилова [12] отмечается, что в эксплуатации режимом с особенно высокой динамичностью нагружены детали ходовой системы гусеничной машины. По утверждению автора, «…гусеничные тракторы отличают ся от колесных машин сложностью конструкции ходовой части и более высоким отношением массы трактора к его мощности.

Работа открытых шарниров гусенич ной цепи, контакт опорных катков с беговыми дорожками траков, контакт зубьев ведущего колеса с цевками траков и контакт направляющего колеса со звеньями гусеницы, как правило, осуществляется в условиях абразивного износа, в связи с чем при проектировании в конструкции элементов ходовой части закладывается избыток металла, что увеличивает массу машины. С увеличением энергонасыщен ности и ростом рабочих скоростей тракторов из-за увеличенной массы деталей рас тут инерционные нагрузки при перемотке звенчатой гусеницы. Это увеличение на грузок связано с кинематическими факторами, такими, как звенчатость гусенично го обвода, наличие конструктивных и технологических зазоров, так и с неравно мерностью действия тягового сопротивления. Ударные взаимодействия деталей и вибрации механизмов движителя приводят к возрастанию энергетических потерь и снижению коэффициента полезного действия всего движителя. Возрастание уровня вибраций в гусеничном обводе приводит к разрушению грунта, что существенно увеличивает коэффициент буксования трактора.»

С целью противодействия перечисленным отрицательным факторам в работе предложен ряд новых методов оптимизации параметров узлов ходовой части гу сеничных машин с целью снижения их динамической нагруженности. В частно сти, предложено использовать в конструкциях узлов и механизмов движителя си ловые резиновые элементы, такие, как резинометаллические блоки амортизаци онно-натяжного устройства, резиновые амортизаторы балансирных кареток, опорные катки с внутренними и наружными резиновыми элементами, обрезинен ные звенья гусеницы, резинометаллические шарнирные соединения траков.

Исследованию влияния переменных нагрузок в ходовой системе на нагружен ность узлов силовой передачи посвящена также диссертационная работа Хрипу нова Д. В. [117]. Автором выполнена оценка вибронагруженности узлов промыш ленного трактора от воздействий со стороны гусеничного движителя, исследова ны механизмы возбуждения вибраций в зоне направляющего колеса, опорной ветви и ведущего колеса. Создана математическая модель процесса укладки тра ков на опорную ветвь, которая отображает динамические процессы, происходя щие в гусеничном обводе в зоне направляющего колеса при заглублении траков в грунт. Математическая модель взаимодействия траков с грунтом и элементами ходовой системы в зоне опорной ветви «…позволила выявить эффект «бегущей волны» то есть процесса возбуждения интенсивных вертикальных колебаний кор пуса трактора при движении по ровному податливому основанию под действием подвижной системы катковых нагрузок». Кроме того, модель позволила объяс нить факт возникновения параметрических колебаний, вызванных периодическим изменением жесткости системы «опорные катки - гусеничная цепь - грунт», кото рый проявлялся при некоторых условиях в ходе проведения натурных испытаний.

Для снижения динамической нагруженности трансмиссии от вибраций, гене рируемых гусеничной ходовой системой, автором сделан ряд конструктивных предложений. По мнению автора, наибольший эффект достигается за счет изме нения расположения опорных катков. Предложена схема нерегулярной расста новки опорных катков в гусеничных тележках, позволяющая снизить уровень вибраций в 1.5 - 2 раза.

Значительная часть работ современных отечественных авторов направлена на снижение динамической нагруженности ходовой части и силовой передачи трак тора за счет установки упругих элементов в прицепное устройство между тракто ром и агрегатируемым орудием или машиной. Так, в докторской диссертации П.П. Гамаюнова [17] утверждается, что «…оператор тракторного поезда зачас тую вынужден снижать скорость движения, чтобы снизить ударные нагрузки в тя гово-сцепном устройстве. При этом снижается производительность, увеличивает ся коэффициент вариации тягового усилия, увеличивается также часовой расход топлива. Особо значимой эта проблема является для энергонасыщенных тракто ров, у которых увеличение рабочих скоростей сопровождается существенным ростом динамических нагрузок, что ухудшает плавность хода, устойчивость и разгонно-тормозные свойства тракторного поезда, снижает его ресурс, ухудшает технико-экономические и экологические показатели».

Автором определены зависимости влияния разных параметров упругодемпфи рующих тягово-сцепных устройств на стабилизацию тягового усилия и условия труда оператора, предложена математическая модель, позволяющая оценивать влияние этих параметров на плавность хода, устойчивость и тормозные свойства, найдены оптимальные соотношения этих параметров, обеспечивающие безопас ность движения и снижение воздействий колебаний на организм оператора.

Решению проблемы снижения динамической нагруженности тракторных агре гатов за счет использования упруго-демпфирующих элементов в сцепке посвящены также кандидатские диссертации В.В. Нехорошева [70] и А.В. Шишкина [123]. В этих работах авторами показано, что «…применение прицепного устройства с уп ругим элементом оптимальной жесткости способствует снижению динамичности нагружения трактора в составе машинно-тракторного агрегата на 20-25 %;

умень шению коэффициента буксования на 3-5 %;

снижению крюковой нагрузки на 10 12 %;

повышению производительности труда на 12-15 % за счет работы на более высоких скоростях;

снижению часового и погектарного расхода топлива на 16 %».

Разрешению подобной проблемы посвящены работы А.Г. Жутова [37-38], ко торый, в отличие от предыдущих авторов, предложил для снижения динамиче ской нагруженности ходовой части и трансмиссии колесных тракторов использо вать упругие элементы в их подвесках. Для этой цели автором предложена конст рукция комплексного упругого элемента с нелинейной упругой характеристикой, который воспринимает радиальные нагрузки и передает крутящий момент. Соз дана математическая модель комплексного машинно-тракторного агрегата, по зволяющая выполнять исследования с целью оптимизации параметров подвески с комплексным упругим элементом подвески задних колес. Автором также уста новлено, что при работе трактора с упругой подвеской задних колес увеличивает ся касательная сила тяги, на 20-25 % снижается сопротивление передвижению и повышаются тяговые качества трактора.

Особое значение для тематики настоящей работы имеют исследования ученых, посвященные снижению динамической нагруженности силовых передач тракто ров за счет использования различных упругодемпфирующих и иных устройств в конструкциях самих передач. Так, в работах А.В. Мержевского [65] отмечается, что «…силовые приводы машин представляют собой конструктивно сложные многомерные крутильно-колебательные системы, характеризующиеся высокой динамической нагруженностью функционирования и существенным образом влияющих на интенсивность отказов и простоев машин и машинных агрегатов и, следовательно, на эффективность производств. Динамическая нагруженность этих приводов формируется поличастотными крутильными колебаниями, интенсив ность которых определяется динамическими свойствами силовых приводов и па раметрами внешних воздействий. Особенно интенсивны крутильные колебания в резонансных и околорезонансных режимах функционирования, чем обусловлено снижение эффективности силовых передач и машины в целом, надежности и дол говечности узлов и механизмов. Простои техники, восстановление ее работоспо собности приводят к нарушениям технологических регламентов и сроков выпол нения работ, значительным трудовым, материальным и финансовым затратам.

Особенно это касается сложных дорогостоящих узлов и механизмов силовых пе редач».

Автором предложена методика оптимизации динамических свойств силовых передач на стадии проектирования, обеспечивающая эффективное снижение ди намической нагруженности. Приведены результаты исследований по оптимиза ции динамических параметров силовой передачи почвообрабатывающего агрегата с трактором «Кировец», что позволяет повысить усталостную долговечность де талей силовой передачи в 1,5-2,1 раза.

Оптимизация динамической нагруженности силовых передач транспортных машин является основной задачей докторской работы А.И. Свитачева [99]. В этой работе автором предложены математические модели сложных динамических систем силовых передач, отражающие особенности пространственных колебаний рабочих органов агрегатов, взаимодействующих с переменной массой при детер минированных и случайных возмущающих воздействиях. Предложен также метод поиска упруго-инерционных параметров, обеспечивающих снижение колебаний элементов силовой передачи при различных эксплуатационных режимах нагру жения. Создан метод оценки демпфирующих параметров элементов передачи и влияния на эти параметры передаточных чисел. На основе предложенных методов и выполненных расчетных исследований автором предложена система рекомен даций по оптимизации упруго-инерционных и демпфирующих параметров эле ментов силовых передач тракторов. В частности, рекомендации по формированию нелинейных упругих характеристик полуосей ведущих мостов трактора Т-4П и лесопогрузчика J1Т-188 приняты к внедрению. Рекомендовано также увеличить в 1,3-1,5 раза податливость деталей заднего моста, гусеничного движителя и рабо чего оборудования и увеличить в 1,3-1,45 раза передаточное число бортовой пе редачи. Анализ результатов исследования позволил автору предложить ряд ори гинальных конструкций полуосей ведущих мостов с нелинейными упругими ха рактеристиками для трактора Т-4М.

Проблеме снижения вибронагруженности силовой передачи трактора с гидро трансформатором крутящего момента посвящены работы С.П. Коблова [36]. Осо бое внимание автор уделил снижению уровня динамической нагруженности сис темы «двигатель – карданная передача – насосное колесо гидротрансформатора».

Им отмечается, что трактор ДТ-175С тракторной компании ВгТЗ имеет низкие показатели надежности из-за высокого уровня вибронагруженности его элемен тов. Показано, что 70 % общего уровня виброускорений формируется конструк тивными факторами, остальная часть является следствием износов, нарушения регулировок и т.д. Для анализа процессов динамического нагружения элементов трактора автор воспользовался теорией силового потока А.С. Антонова. В резуль тате исследований им выявлены максимально вибронагруженные элементы сило вой передачи трактора ДТ-175С и определено влияние этой нагруженности эле ментов системы «двигатель – карданная передача – насосное колесо гидротранс форматора» на показатели безотказности трактора. Даны рекомендации по со вершенствованию технологии сборки трактора и силовой передачи в частности, обеспечивающие снижение динамической нагруженности. Внедрение всей систе мы рекомендаций обеспечивает возможность увеличения наработки на отказ трактора ДТ-175С на 22-25 %.

Исследованию закономерностей формирования нагрузок в механической и гидромеханической трансмиссиях этого же трактора посвящена работа Г.М. Ога несяна [72]. Автором разработаны сложные математические модели той и другой трансмиссий, представленных разветвленными схемами. На основе исследования моделей показано, что замена реальной динамической системы трансмиссии цеп ной моделью приводит к потере ряда частот собственных колебаний. Например, для механической трансмиссии количество собственных частот в 1,6 раза больше, а их диапазон в 5,5 раза шире. Показано также, что количество резонансных зон для механической трансмиссии в 4 раза больше, чем для гидромеханической. Ав тором в результате исследований определены частоты, на колебания с которыми затрачивается основная часть энергии машин с механической и гидромеханиче ской трансмиссиями при пахоте, посеве и на транспорте. Установлено, что чем ближе элемент к гидротрансформатору, тем более полога корреляционная функ ция процесса его нагружения, а на спектральной плотности основная часть энер гии колебаний смещается в сторону околонулевых частот и при этом снижается динамичность нагрузки. Так, при установке гидротрансформатора амплитуды пе редающихся на двигатель низкочастотных колебаний (до 10 Гц) снижаются в 6, раза, а амплитуды колебаний крутящего момента двигателя за гидротрансформа тором снижаются в 1,3-22 раза на разных частотах.

В современной работе А. Нуржауова [71] исследовано влияние инерционно упругих свойств элементов трансмиссии на динамику гусеничного трактора клас са 30-40 кН тяги. В результате теоретических и экспериментальных исследований автором определено влияние этих свойств на качество установившегося движения трактора и предложены теоретические основы выбора оптимальных параметров упругих элементов трансмиссии. Автором предложены математические выраже ния для описания процессов изменения нагрузочных и кинематических парамет ров трансмиссии в зависимости от упругих свойств ее элементов. Разработана также методика ускоренных стендовых исследований трансмиссий;

в соответст вии с которой проведены ресурсные испытания механизма поворота гусеничного трактора на спроектированной и изготовленной комплексной лабораторной стен довой установке для ускоренных исследований динамических и надежностных качеств узлов и агрегатов трактора.

Новые методы прогнозирования вибронагруженности трансмиссий транспорт ных машин и определения параметров динамических гасителей крутильных коле баний предложены в работе Тараторкина И. А. [114]. Автором разработана ма тематическая модель дотрансформаторной зоны трансмиссии транспортной ма шины, в которой на основе использования методов статистической динамики и спектрального анализа впервые учтены существенно нелинейные свойства раз ветвленной механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная ма шина» при полигармоническом возмущении от дизельного двигателя с учетом виброзащитных свойств гидромеханической трансмиссии. Экспериментально изучены динамические процессы, протекающих в этой системе на разных режи мах работы двигателя;

выявлены условия возникновения резонансов в дотранс форматорной зоне. На основе обобщения результатов расчетных и эксперимен тальных исследований разработан инженерный метод, позволяющий на ранних этапах проектирования прогнозировать и обеспечивать вывод резонансных режи мов за пределы рабочего диапазона и, соответственно, повышать надежность трансмиссий транспортных машин.

1.2. Анализ используемых моделей силовых передач Обзор работ современных авторов свидетельствует о том, что для анализа ди намики трансмиссии ими используются модели, с различной степенью подробно сти описывающие передачу, от «маломассовых» до «многомассовых». В истори ческом разрезе сложность создаваемой модели находится в прямой зависимости от возможности и трудоемкости выполнения на ее основе расчетных исследова ний. На ранних этапах расчетного анализа динамики силовой передачи исследо вателями создавались двухмассовые динамические модели машин, где одну массу составляли двигатель и трансмиссия, вторую – ходовая система и поступательно движущийся остов. Жесткость упругой связи между массами представляла собой приведенную жесткость всего силового валопровода. Адекватность динамических свойств подобной модели свойствам реальной силовой передачи была невелика.

Модель не позволяла исследовать динамическую нагруженность отдельных уча стков валопровода.

С появлением компьютеров степень сложности создаваемых моделей увеличи лась до 4-х, 5-ти и более масс, а в настоящее время известны модели, в составе ко торых более 100 движущихся масс.

Сложность создаваемой модели должна определяться в первую очередь зада чей исследования. Исследование низкочастотных процессов нагружения валопро вода возможно выполнять с использованием маломассовых моделей с числом масс до 5-6. Если исследуются средне- или высокочастотные процессы, оправдано создание и исследование многомассовых моделей, которые позволяют исследо вать влияние на динамическую нагруженность каждого участка практически всех возмущающих воздействий эксплуатационного спектра.

В настоящее время в работах современных исследователей для анализа всего спектра эксплуатационных воздействий на передачу предпринимаются попытки создания моделей с пространственным представлением элементов. В реальной си ловой передаче при взаимодействии силовых кинематических пар в их опорах воз никают реакции, величина и направление действия которых в эксплуатации посто янно изменяются. Координаты точек приложения активных сил в этих парах обыч но не совпадают с координатами центра тяжести деталей, величина этих сил также постоянно изменяется. В плоскостных моделях, которые используются многими авторами, затруднительно получить верную картину пространственного изменения векторов активных и реактивных сил. 3D-модель обеспечивает возможность более верного отображения реальной картины приложения к движущимся массам актив ных и реактивных сил, чем достигается ее большая адекватность.

В настоящей работе исследуются процессы нагружения участков силовой пе редачи трактора от всего комплекса эксплуатационных возмущений, в том числе от гармонических составляющих крутящего момента двигателя до шестой гармо ники, то есть примерно до 180 Гц, и, следовательно, создаваемая модель должна быть «многомассовой», то есть включать в себя достаточное число движущихся масс для анализа резонансных режимов в этом частотном диапазоне. В работе ис следуется изменение нагруженности участков силовой цепи в зависимости от крутильной жесткости одного из основных реактивных звеньев. Для получения достоверных результатов необходимо учитывать также реакции других звеньев, поэтому принято решение о разработке и исследовании пространственной модели передачи как наиболее адекватно отражающей динамические свойства реальной силовой передачи.

1.3. Предлагаемый способ снижения динамической нагруженности силовой передачи Обзор современной научной литературы свидетельствует о том, что, несмотря на постоянное улучшение потребительских качеств современных тракторов, ди намическая нагруженность их силовых передач является высокой, что приводит к накоплению усталостных повреждений и преждевременному выходу из строя са мых нагруженных деталей, поэтому поиском путей снижения этой нагруженности еще на стадии проектирования постоянно занимаются целые группы исследовате лей, которыми предложены и в ряде случаев доведены до реализации различные методы и конструкторские мероприятия, позволяющие снизить ее на десятки процентов. Но проблему нельзя считать до конца разрешенной. Особенно это ка сается машин, испытаниям которых и доводке конструкции силовой передачи в силу ряда объективных обстоятельств не было уделено достаточно внимания. Это в полной мере касается предназначенного для работы в сельском хозяйстве гусе ничного трактора ЧЕТРА-6С315 класса 6, который изначально не проектировался для сельского хозяйства, а его конструкция получена путем различных корректи ровок конструкции промышленного трактора тягового класса 9. При этом конст рукции ряда узлов силовой передачи, в частности, коробки передач и механизма поворота, перенесены без изменения с 9-тонной машины на 6-тонную. Поэтому поиск путей снижения динамической нагруженности силовой передачи этого трактора на разных режимах работы, а на его примере – и других сельскохозяйст венных гусеничных тракторов, является актуальной задачей.

В результате анализа литературных источников не обнаружено работ, в кото рых был бы предложен метод снижения динамической нагруженности трансмис сии за счет изменения жесткости связи реактивного звена. Такой связью в транс миссии трактора ЧЕТРА-6С315 является жесткая связь с корпусом трансмиссии остановленного звена планетарного ряда конечной передачи. Выполненные в данной работе исследования показали, что, если на режимах с высокой динамич ностью нагрузок, таких, как трогание с места, торможение, поворот в начальный момент действия режима заменять жесткую опору коронной шестерни ограни ченно упругой, то есть позволять коронной шестерне на упругой опоре поворачи ваться на несколько градусов при пиковых нагрузках;

это приводит к снижению динамической нагруженности или всей трансмиссии, или ряда ее участков. Таким образом, предложенный метод может с успехом использоваться в практике созда ния новых машин для снижения пиковой динамической нагруженности их сило вых передач.

2. АНАЛИЗ МЕТОДОВ СНИЖЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ И СРЕДСТВ ИХ РЕАЛИЗАЦИИ В мировой практике на стадии проектирования силовых передач тракторов для снижения их динамической нагруженности наиболее часто используются описан ные ниже методы.

2.1. Использование упругих элементов в прицепном устройстве Исследования, приведенные в ряде работ российских авторов [36, 37, 38, 70], свидетельствуют о том, что использование упругих элементов в прицепном уст ройстве не только снижает динамическую нагруженность трансмиссии, но спо собствует улучшению еще целого ряда показателей эффективности машинно тракторного агрегата, а именно - уменьшению коэффициента буксования;

сниже нию крюковой нагрузки;

повышению производительности труда за счет работы на более высоких скоростях;

снижению часового и погектарного расхода топлива.

Пример конструкции подобного прицепного устройства с упругим элементом приведен на рисунке 2.1. Оно состоит [78] из двух расположенных горизонтально тяг 1, с одной стороны они жестко закреплены на раме трактора, с другой стороны к ним при помощи удлинителей 2 и специальных скоб 3 крепится упругий эле мент рессорного типа 4. К раме трактора при помощи болтов крепятся регулиро вочные рычаги 5, охватывающие рессору и служащие для регулировки жесткости рессоры при выполнении различных сельскохозяйственных операций.

При работе трактора с прицепным орудием, погруженным в почву, происходят резкие колебания нагрузки на крюке из-за неравномерного сопротивления почвы.

При увеличении нагрузки на крюке происходит сжатие рессоры 4, сельскохозяй ственная машина в это время остается какое-то непродолжительное время на мес те, а трактор идет вперед, постепенно увеличивая нагрузку. Такое явление наблю дается при трогании с места, во время разгона и при резких колебаниях нагрузки.

По достижении необходимого уровня нагрузки весь машинно-тракторный агрегат придет в движение. При работе с колебаниями нагрузки на крюке упругий эле мент 4 будет постоянно работать, сглаживая эти колебания. При нагрузках удар ного характера упругий элемент аккумулирует их энергию и растягивает передачу усилий на весь период времени между ударами.

Рисунок 2.1. Рессорное прицепное устройство:

1 – тяги;

2 – удлинители;

3 – скоба;

4 – упругий элемент;

5 – регулировочные рычаги;

6 – планка Другим примером может служить представленное на рисунке 2.2 рессорное прицепное устройство с гидравлическим демпфером [77]. Оно содержит две тяги удлинители 1, жестко закрепленные на раме трактора 2, на консольных концах тяг-удлинителей 1 в двухподвижных шарнирах 3 крепится упругий элемент рес сорного типа 4. В центре упругого элемента 4 закреплен кронштейн 5, к которому через датчик усилий 6 прицепляется сельскохозяйственная машина 7. Между ра мой трактора 2 и упругим элементом 4 установлено демпферное устройство с ме хатронным управлением 8. На тягах-удлинителях 1 установлены тензометриче ские датчики усилий 9 и 10.

Колебательный контур «упругий элемент 4 и демпферное устройство 8» пред назначен для гашения максимумов амплитуд крюковой нагрузки. При работе трактора с прицепным орудием, погруженным в почву, происходят резкие коле бания нагрузки на крюке трактора из-за неравномерности сопротивления почвы.

Рисунок 2.2. Прицепное устройство с гидравлическим демпфером:

1 - тяги;

2 - рама;

3 - шарниры;

4 - упругий элемент;

5 - кронштейн;

6 - датчик усилий;

7 - сельскохозяйственная машина;

8 - демпфер;

9, 10 - датчики При увеличении нагрузки на крюке трактора происходит сжатие упругого эле мента 4 с одновременным перемещением штока 14 вместе с поршнем 13 относи тельно корпуса 11 демпферного устройства 8, создавая сопротивление резкому деформированию упругого элемента, сельскохозяйственная машина 7 в это время остается какое-то непродолжительное время на месте, а трактор идет вперед, по степенно увеличивая нагрузку.

2.2. Использование упругих элементов в приводе ведущих колес Исследованиями многих современных авторов, таких, как О.И. Поливаев, А.Ю.

Кутьков, А.В.Панков, установлено, что использование упругих элементов в при воде ведущих колес трактора снижает динамическую нагруженность трансмиссии в режимах высокой динамичности нагрузок. Так, например, в работе Кутькова А.Ю. [60] показано, что использование упруго-демпфирующего привода ведущих колес трактора в агрегате МТЗ-80+2ПТС-4 позволило снизить ударные нагрузки в силовой передаче за счет аккумулирования энергии внешних воздействий, за счет этого снизить амплитуды крутящих моментов на полуосях на 14-20 %, за счет че го обеспечить более плавное изменение касательной силы тяги, уменьшить бук сование ведущих колес и повысить тягово-сцепные свойства агрегата.

Одним из примеров такого устройства является представленная на рисунке 2. конструкция ведущего колеса с упругими элементами, установленными между ступицей и ободом [79].

Рисунок 2.3. Конструкция ведущего колеса:

1 - диск;

2 - ступица;

3 - оси;

4, 5, 6, 7 - полости;

8 - лопастник;

9, 10, 11, 12 -пружины;

13, - гидравлические магистрали;

15, 16 - дроссели;

17, 18 – приводы;

19, 20 - втулки;

21 – углубле ния;

22 - прокладки;

23 - пластины;

24 - винты;

25 - шток Привод колеса включает диск 1, закрепленный на ступице 2, которая разделена лопастником 8 на отдельные полости 4, 5, 6, 7 и установлена на подшипниках ве дущей оси 3 колеса, пакеты тарельчатых пружин 11, 12 и пакеты повышенной же сткости 9, 10, фиксируемые на направляющих штоках 25, гидравлические магист рали 13 и 14, в которых установлены регулируемые дроссели 15 и 16 с приводами 17, 18, связанными с направляющими втулками 19, 20, установленными на экс центриках лопастника 8. Упоры ступицы имеют углубления 21, соединенные с гидравлическими магистралями 13, а также дополнительные резиновые демпфе ры, образованные резиновыми прокладками 22 и фиксируемыми на упорных по верхностях винтами 24 пластинами 23.

При приложении к ведущей оси крутящего момента лопастник воздействует на рабочую жидкость лопастей, вытесняя ее по магистралям 13 и 14 к дросселям 15 и 16 и далее в полости 5 и 7. Направляющие втулки при повороте лопастника пере мещают приводы, которые воздействуют на механизмы клапанов 15, 16, увеличи вая их проходное сечение. При дальнейшем повороте лопастника происходит упор пакетов тарельчатых пружин в демпферы упоров ступицы, в то время как направляющие штоки, фиксирующие пакеты пружин, беспрепятственно проходят в углубления упоров ступицы. При обратном движении (при торможении или движении задним ходом) лопастник воздействует на рабочую жидкость полостей 5 и 7, вытесняя ее через дроссели в полости 4 и 6 ступицы. Использование пакетов тарельчатых пружин с различной жесткостью, увеличивающейся к основанию, позволяет получить нелинейную и несимметричную, при изменении направления вращения, характеристику привода, а, следовательно, повысить эксплуатацион ные качества машины. Применение дополнительных резиновых демпферов на упорах ступицы позволяет снизить ударные нагрузки и повысить надежность и долговечность привода.

2.3. Использование обрезиненных элементов в гусеничной ходовой системе Известно, что ходовая система гусеничной машины является одним из важ нейших источников динамических возмущений, которые через силовую цепь пе редаются трансмиссии. Среди них особо значимыми являются возмущения от пе ремотки звенчатой гусеницы, а также от вертикальных и угловых колебаний осто ва на подвеске. В соответствии с [51] «…виброударные режимы в гусеничном движителе приводят к возрастанию динамических напряжений и снижению уста лостной долговечности отдельных узлов. Кроме того, ударные взаимодействия и вибрации механизмов движителя, имеющих зазоры в кинематических парах, при водят к возрастанию энергетических потерь и снижению коэффициента полезного действия всего движителя».

Для снижения динамичности нагрузок в элементах гусеничных ходовых сис тем в России и за рубежом предложено и используется большое количество тех нических решений, основные из которых базируются на использовании в конст рукциях узлов ходовой системы обрезиненных элементов. Так, например, на транспортных гусеничных машинах широко используются обрезиненные опор ные катки и резино-металлические гусеницы (рисунок 2.4).

Рисунок 2.4. Обрезиненные опорные катки и резино-металлическая гусеница На скоростных гусеничных машинах широкое распространение получили гу сеницы в виде бесконечной обрезиненной, резиновой или резинотканевой ленты (рисунок 2.5).

а б в г д е Рисунок 2.5. Эластичные гусеницы:

а – бесконечная армированная гусеничная лента с резиновыми почвозацепами;

б – эластич ная гусеница снегохода;

в, г – резинотканевые гусеницы;

д – армированная резиновая гусеница с металлическими почвозацепами;

е – обрезиненная металлическая гусеница Обрезиненные опорные катки используются также в ходовых системах с ме таллическими гусеницами (рисунок 2.6). Известны также конструкции гусенич ных ходовых систем с обрезиненными направляющими колесами (рисунок 2.7):

Рисунок 2.6. Обрезиненные опорные катки и Рисунок 2.7. Обрезиненное металлическая гусеница направляющее колесо 2.4. Целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи с высокой податливостью Известно, что чем больше крутильная жесткость отдельных элементов сило вой цепи, подверженных действию нагрузок с высокой динамичностью, тем большие динамические напряжения могут возникать в этих элементах. Поэтому в силовую цепь обычно целенаправленно вводятся специально сконструированные звенья с высокой податливостью. Они обычно устанавливаются в том месте, где динамические нагрузки особенно велики. Чаще всего это участки силовой пере дачи, расположенные ближе к ведущему колесу. Такова, например, ниже описан ная конечная передача с торсионным валом (рисунок 2.8). Она [80] содержит ве дущую 1 и ведомую 2 шестерни, полуось 3, установленную на подшипниках 4 и в рукаве 6, жестко закрепленном на корпусе 7, торсион, выполненный из последо вательно соединенных концентрично расположенных в сверлении полуоси пруткового 8 и трубчатого 9 участков, шлицами соединенных между собой, с по луосью 3 и с втулкой 10, установленной в подшипнике 11, на наружных шлицах которой установлен торец 12 ведомой шестерни 2, а торец 13 посажен на под шипник 14, внутренняя обойма которого установлена на рукаве 6, фрикционную муфту, ведомый диск 15 которой пружиной 16, например тарельчатой, поджат к диску ведомой шестерни 2 и снабжен пальцами 17, проходящими через окна 18 в диске ведомой шестерни 2 и расположенными в прорезях диска 19, связанного с трубчатым участком торсиона посредством упругого звена 20 с большой жестко стью, кулачковую муфту, ведущие кулачки 21 которой установлены на ведомой шестерне 2, а ведомые кулачки 22 на диске 19.

Рисунок 2.8.Конечная передача с торсионным валом Фрикционная муфта, ведущим диском которой служит диск ведомой шестер ни, а ведомый диск, поджатый пружиной, препятствует деформации торсиона: ес ли увеличивается передаваемый от двигателя крутящий момент, то его часть че рез ведомый диск, пальцы, упругое звено передается на полуось, обусловливая уменьшение момента, передаваемого торсионом, если же крутящий момент на полуоси уменьшается, то момент трения фрикционной муфты снижает скорость раскрутки торсиона, следовательно, амплитуду колебаний крутящего момента на валах трансмиссии.

При остановленном тракторе торсион находится в незакрученном состоянии, кулачки и пальцы ведомого диска фрикционной муфты находятся в среднем ис ходном положении. При трогании трактора крутящий момент от ведомой шестер ни на полуось передается двумя потоками, первый через торец, втулку, прутковый и трубчатый участки торсиона, а второй через фрикционную муфту, пальцы и диск, причем крутящий момент, передаваемый вторым потоком, не изменяется, а первым потоком – увеличивается, вызывая деформацию торсиона. При движении трактора крутящий момент изменяется относительно средней величины, соответ ственно изменяется и угол закрутки торсиона, при этом крутящий момент муфты сцепления, уменьшает амплитуду колебаний угла закрутки торсиона относитель но его среднего значения, тем самым обусловливается уменьшение амплитуды колебаний крутящего момента, передаваемого на трансмиссию и коленчатый вал двигателя.


В следующей конструкции [82] пружинный упругий элемент установлен внут ри планетарного ряда конечной передачи (рисунок 2.9):

Рис.2.9. Конечная передача с пружинным упругим элементом Она содержит корпус 1 с трехзвенным планетарным редуктором, состоящим из выполненной заодно с ведущим валом 2 солнечной шестерни 3 (одно звено), находящейся в зацеплении посредством сателлитов 4 и водила 5 (второе звено) с установленной между корпусом 1 и кольцевым элементом 6 с возможностью осе вого и радиального перемещения эпициклической шестерней 7 (третье звено).

При этом кольцевой элемент 6 жестко соединен с корпусом 1 и несет на себе предварительно сжатые в тангенциальном направлении упругие элементы 8, вы полненные в виде винтовых пружин. Эпициклическая шестерня 7 взаимодейству ет с этими упругими элементами 8 также в тангенциальном направлении.

Взаимодействие эпициклической шестерни 7 через амортизационный узел, включающий кольцевой элемент 6 и упругие элементы 8, с корпусом 1 осуществ ляется за счет того, что на боковой поверхности кольцевого элемента 6 выполне ны продольные ребра 9 в виде кольцевых секторов, в промежутках между ними помещены предварительно сжатые в тангенциальном направлении упругие эле менты 8 с установленными по их концам опорными пластинами 10. На боковой поверхности эпициклической шестерни 7 также выполнены продольные ребра в виде кольцевых секторов. Эти продольные ребра 11 помещены между продоль ными ребрами 9 с возможностью взаимодействия через опорные пластины 10 с упругими элементами 8.

Во время движения крутящий момент от солнечной шестерни через сателлиты и водило передается движителю. При этом эпициклическая шестерня поворачива ется вокруг своей оси относительно кольцевого элемента и корпуса до тех пор, пока не уравняется ее реактивный момент с усилиями деформации упругих эле ментов. Свободное перемещение эпициклической шестерни в осевом и радиаль ном направлении способствует более равномерному нагружению сателлитов и центральных колес.

В результате аккумулирования энергии пиковых нагрузок в упругих элементах и последующего возврата ее в трансмиссию повышается средняя скорость движе ния транспортного средства и улучшаются его топливно-экономические показа тели.

2.5. Установка в силовую цепь специальных устройств с высокой податливостью Одним из самых распространенных путей снижения динамической нагружен ности трансмиссии за счет изменения податливости упругих связей является ус тановка в силовую цепь упругой муфты, за счет деформации упругого элемента которой осуществляется относительное смещение по углу поворота ведущей и ведомой полумуфты, необходимое для компенсации смещения осей ведущего и ведомого валов.

Снижение динамической нагруженности участков силовой цепи при установке упругой муфты обусловливается тем, что ее упруго-демпфирующие элементы во время работы деформируются, «срезая» пики динамических нагрузок;

при этом кинетическая энергия частично аккумулируется упругими элементами, превраща ясь в потенциальную энергию деформации, а частично поглощается и переходит в теплоту.

На участках силовой цепи, через которые передается значительный крутящий момент, устанавливают муфты с обладающими достаточной прочностью и одно временно податливостью металлическими упругими элементами, а на участках с большей частотой вращения деталей, но меньшей силовой нагруженностью – с неметаллическими, чаще всего резиновыми или резино-металлическими упруги ми элементами.

Для примера на рисунке 2.10 представлена упругая муфта с аксиальными па кетами пластинчатых пружин. Ее полумуфты 1 и 4 имеют зубчатые венцы и со единяются упругими элементами 3 в виде пакетов плоских пружин, который вставляются во впадины между зубьями. Кожух 2 удерживает пакеты пружин от выпадания и создает полость для пластинчатой смазки. Благодаря тому, что боко вые поверхности зубьев очерчены дугами окружностей, муфта имеет нелинейную характеристику. Смазка внутри кожуха удерживается уплотнениями, допускаю щими смещение ступиц относительно кожуха.

Эта муфта служит для передачи значительных крутящих моментов и отлича ется хорошей компенсационной способностью.

Рисунок 2.10. Упругая муфта с пакетами плоских пружин Конструкция муфты с неметаллическими упругими элементами показана на рисунке 2.11.

Рисунок 2.11. Муфта с резиновыми упругими элементами Упругие элементы муфты выполнены в форме резиновых брусков, работающих на сжатие. Полумуфта 1 соединена болтами с обоймой 2, имеющей на внутренней поверхности радиальные ребра-лопатки. Полумуфта 5 имеет такие ребра на наруж ной поверхности. Упругие элементы 4 закладываются между ребрами и при дейст вии крутящего момента работают на сжатие через один.

2.6. Целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи с повышенными демпфирующими свойствами Распространены также конструкции, в которых предусмотрены специальные элементы с повышенными демпфирующими свойствами. Такова, например, пред ставленная на рисунке 2.12 конечная передача с демпфирующим узлом [81].

Рисунок 2.12. Конечная передача с демпфирующим узлом Она содержит солнечную шестерню 1, связанную с двигателем, водило 2, свя занное с движителем, коронную шестерню 3, корпус, состоящий из двух частей и 5, связанных с помощью болта 6 через подшипники 7. На наружной поверхно сти коронной шестерни 3 выполнен винтовой венец 8. Параллельно оси транс портного средства установлен торсионный вал 9, один конец 10 которого связан с частью 4 корпуса посредством проставки11, а другой конец 12 установлен в час тях 4 и 5 корпуса через подшипники 13 и снабжен винтовым венцом 14.

При работе передачи крутящий момент от солнечной шестерни передается к водилу, создавая на коронной шестерне реактивный момент, определяемый на грузкой на движитель. Данный реактивный момент через винтовую пару переда ется на торсионный вал, что приводит к его закручиванию и обеспечивает сниже ние динамических нагрузок, воздействующих на передачу от движителя и созда ваемых, например, при резком трогании транспортного средства с места. При за кручивании торсионного вала возникает момент сопротивления, при снижении реактивного момента на коронной шестерне она проворачивается обратно.

2.7. Установка в силовую цепь демпферов Одним из распространенных путей снижения динамической нагруженности силовых передач является установка в силовую цепь демпферов крутильных ко лебаний, демпфирующие элементы которые поглощают и переводят в тепло ко лебательную энергию. Распространены фрикционные, жидкостные и другие типы демпферов. Наиболее легко поддаются гашению колебания с высокими и средни ми частотами. Колебания с низкими частотами демпфировать гораздо сложнее, так как дополнительные подвижные массы демпфера должны при этом быть дос таточно массивными, а сам демпфер должен иметь существенные габариты, что не совместимо с требованиями компактности современных машин. Поэтому такие демпферы используются редко, а наиболее распространены те, которые предна значены для гашения крутильных колебаний от двигателя. На рисунке 2.13 пред ставлены конструкции, в которых использованы резиновые проставки между ве дущими и ведомыми частями демпфера. За счет их деформации во время колеба ний происходит гашение в основном высокочастотных колебаний.

Используются также демпферы, в которых колебательная энергия гасится за счет трения жидкости при дросселировании, когда при колебаниях она передав ливается через из одной полости в другую, либо за счет трения лопастных эле ментов о жидкую среду, как, например, на схеме, показанной на рисунке 2.14.

а б в Рисунок 2.13. Конструкции демпферов с резиновыми упруго-демпфирующими элементами а, б – с резиновой проставкой между ступицей и шкивом;

в – с проставкой между ступицей и ступицей и венцом шестерни Рисунок 2.14. Демпфер с жидкостным трением На рисунке 2.15 представлена распространенная конструкция фрикционного демпфера, совмещаемого с муфтой сцепления. Он содержит пружинные упругие элементы и комплект фрикционных дисков, за счет трения которых друг о друга поглощается колебательная энергия.

Рисунок 2.15. Фрикционный демпфер 2.8. Использование самоустанавливающихся «плавающих»

или компенсационных звеньев Значительная часть динамических напряжений в деталях силовой передачи возникает из-за перекосов и иных дефектов в соединениях деталей, которые воз никают или в результате неправильной сборки, или в процессе эксплуатации в ре зультате износа. Для противодействия этому в конструкциях предусматривают так называемые «плавающие» или компенсационные звенья. Примером конструк ции с таким звеном может служить представленная на рисунке 2.16 планетарная передача с сателлитами на эксцентрическом подшипнике. Она содержит цен тральное колесо внешнего зацепления 1, размещенное в стакане 2 на подшипни ках скольжения 3, центральное колесо внутреннего зацепления 4, установленное на подшипниках качения 5, опирающихся на стакан 2, установленный в расточке корпуса 6, сателлиты 7, расположенные в водиле 8 на осях 9. Оси 9 опираются на игольчатые подшипники качения 10, запрессованные в отверстия щек водила 8, соединенного с валом 11.

Рисунок 2.16. Планетарная передача с компенсационным узлом Планетарный ряд образуют центральное колесо внешнего зацепления 1, кото рое является заторможенным, центральное колесо внутреннего зацепления 4, к которому подводится крутящий момент, сателлиты 7 и водило 8, предназначенное для передачи крутящего момента валу 11, с которого он снимается.

Стакан 2 выполняет роль опоры центрального колеса внешнего зацепления посредством подшипников скольжения 3, выполненных в виде бронзовых втулок, которые запрессовываются в отверстие стакана 2. Также стакан 2 служит опорой для центрального колеса внутреннего зацепления 4, установленного на нем через подшипник качения 5. Сателлиты 7 установлены на осях 9 посредством компен сационного узла, предназначенного для снижения неравномерности нагрузки между сателлитами и по длине контактных линий. Компенсационный узел вы полнен в виде эксцентрического сферического подшипника 12, состоящим из внешнего 13, промежуточного 14 и внутреннего 15 колец.


Эксцентрический сферический подшипник устанавливается в венце сателлита и служит для компенсации перекоса и непараллельности образующих зубьев са теллита в зацеплениях с центральными колесами внешнего зацепления и внутрен него зацепления, образованных в результате погрешностей изготовления деталей передачи.

Следующим примером конструкции с «плавающим», или компенсационным узлом может служить представленная на рисунке 2. 17 планетарная передача с со ставным сателлитом.

Рисунок 2.17. Планетарная передача с составным сателлитом.

Она содержит центральное колесо внешнего зацепления 1, размещенное в ста кане 2 на подшипниках скольжения 3, центральное колесо внутреннего зацепле ния 4, установленное на подшипниках качения 5, опирающихся на стакан 2, уста новленный в расточке корпуса 6, сателлитов 7, расположенных в щеках водила на осях 9. Оси 9 опираются на игольчатые подшипники качения 10, запрессован ные в отверстия щек водила 8, соединенного с валом 11.

Планетарный ряд образуют центральное колесо внешнего зацепления, которое является заторможенным, центральное колесо внутреннего зацепления, к которо му подводится крутящий момент, сателлиты и водило, предназначенное для пере дачи крутящего момента валу, с которого он снимается. Стакан выполняет роль опоры центрального колеса внешнего зацепления посредством подшипников скольжения, выполненных в виде бронзовых втулок, которые запрессовываются в отверстие стакана. Также стакан служит опорой для центрального колеса внут реннего зацепления, установленного на нем через подшипник качения.

Сателлиты выполнены разрезными, причем части сателлита собраны наборами во втулки, которые в радиальном направлении опираются на тела качения иголь чатого подшипника, а в осевом направлении опорой боковым втулкам служат же сткие ограничительные дистанционные кольца.

Описанная конструкция служит для компенсации перекоса и непараллельно сти образующих зубьев сателлита в зацеплениях с центральными колесами внеш него зацепления и внутреннего зацепления, образованных в результате погрешно стей изготовления деталей передачи.

2.9. Снижение степени динамической связанности колебаний звеньев силовой цепи Известно, что на эксплуатационную нагруженность участков силовой передачи оказывает влияние динамическая связанность колебаний ее звеньев, то есть сте пень взаимного влияния колебаний одних масс на колебания других [ ]. На ста дии проектирования возможно снизить динамическую нагруженность передачи за счет целенаправленного формирования совокупности упруго-инерционных пара метров ее элементов, от которых зависит степень динамической связанности звеньев, определяющая характер распространения крутильных колебаний по ва лопроводу. Этот метод недостаточно известен в среде проектировщиков и редко используется на практике.

Для того, чтобы воспользоваться этим методом, необходимо построить дина мическую модель силовой передачи и определить упругие и инерционные пара метры ее элементов. Далее расчетным методом определить собственные и парци альные частоты колебаний масс и воспользоваться следующим выражением:

QP =, (2.1) Q где Q – произведение собственных частот колебаний масс модели;

Р – произведение парциальных частот их колебаний;

– коэффициент динамической связанности колебаний звеньев модели.

Коэффициент изменяется в пределах от 0 до 1. Если его значение близко к 1, то динамическая связанность колебаний звеньев «сильная», то есть колебания од ного звена в существенной степени определяются колебаниями других звеньев передачи. Если близок к нулю, то динамическая связанность колебаний звеньев «слабая», то есть каждое звено совершает колебания так, как будто оно не имеет связей с остальными звеньями. Этот случай для ограничения распространения ко лебаний по силовому валопроводу и снижения вследствие этого его динамиче ской нагруженности является идеальным. Путем целенаправленного изменения упругих и инерционных параметров элементов передачи в соответствии с методи кой [121] возможно уменьшать динамическую связанность звеньев передачи и снижать при этом ее нагруженность.

2.10. Изменение жесткости опор элементов силовой передачи (жесткости «реактивных звеньев») Одним из методов, также не нашедших широкого распространения в практике конструирования, является управляемое изменение жесткости опор элементов си ловой передачи, передающих крутящий момент. Известно, что корпуса узлов и механизмов, служащие опорами для вращающихся деталей, воспринимают от этих деталей реактивные моменты, по направлению противоположные крутяще му. При этом в силовой цепи образуются звенья с реактивными связями. Участие этих звеньев в колебательном процессе, имеющем место вследствие неравномер ного действия эксплуатационных нагрузок, оказывает влияние на нагруженность силовой передачи [107]. При действии нагрузок с высокой динамичностью за счет краткосрочного уменьшения жесткости опоры возможно «срезать» пик нагру жающего динамического момента и избежать возникающих при этом перегрузок на отдельных участках.

В работе [15] приведены результаты исследования влияния на динамическую нагруженность участков силовой передачи жесткости крепления к раме корпуса трансмиссии и жесткости подвески двигателя. Авторами установлено, что при движении трактора со скоростями от 1,8 4,32 м/с уменьшение продольной жест кости крепления корпуса трансмиссии ведет к снижению нагруженности самых нагруженных участков на 13 – 88 %, причем чем больше уменьшается жесткость, тем больше снижается нагруженность. Показано также, что при правильном выбо ре в соответствии с предложенной методикой жесткости подвески двигателя нагру женность отдельных участков трансмиссии на режимах с высокой динамикой можно снизить на 6 – 40 %. Таким образом, этот метод является весьма действенным.

2.11. Предложенные новые технические решения устройств для адаптивного управления жесткостью валопровода трансмиссии 2.11.1. Устройство с фрикционной муфтой В результате анализа патентной и технической литературы предложено не сколько новых технических решений устройств, предназначенных для сниже ния динамической нагруженности силовой передачи трактора во время экс плуатации за счет адаптивного управления жесткостью ее валопровода. Ниже представлено описание устройства (рисунок 4.18), на которое получен патент РФ на полезную модель № 107727 [85]. Оно содержит коленвал 1 двигателя, муфту сцепления 2, планетарную передачу 3, валом водила 4 соединенную с ко робкой передач 5, и упруго-демпфирующее устройство 6, включающее в себя не подвижный диск 7, связанный через наружные шпильки 8 с регулировочными гай ками 9, размещенные коаксиально на наружных шпильках 8 наружные 10 и внут ренние 11 пружины с нажимным диском 12, размещённый между неподвижным диском 7 и нажимным диском 12 диск 13 с фрикционными накладками 14, внут ренний диск 15, неподвижно связанный с диском 13 с фрикционными накладками 14 и ступицей 16 с промежуточным диском 17, подвижно по углу поворота связан ный со ступицей 16 наружный диск 18, установленные на ступице 16 размещенный между внутренним 15 и промежуточным 17 дисками внутренний 19, а между на ружным 18 и промежуточным 17 дисками – наружный 20 фрикционные элементы, причём внутренний 15, наружный 18 и промежуточный 17 диски, внутренний 19 и наружный 20 фрикционные элементы сжаты между собой усилием дополнитель ных наружных 21 и внутренних 22 пружин, расположенных коаксиально на внут ренних шпильках 23 с регулировочными гайками 24, установленные в прорезях промежуточного 17, наружного 18 и внутреннего 15 дисков цилиндрические пру жины 25, при этом ведомый вал муфты сцепления 2 соединен с солнечной шестер ней 26 планетарной передачи 3, коронная шестерня 27 которой соединена со сту пицей 16 упруго-демпфирующего устройства 6, а сателлиты 28 посредством водила 29 соединены с первичным валом коробки передач 5.

Рисунок 2.18. Схема устройства для адаптивного управления жесткостью валопровода Суммарная жесткость цилиндрических пружин 25 подбирается таким образом, чтобы крутящий момент, необходимый для посадки витка на виток этих пружин, был равен моменту трения между неподвижным диском 7, диском 13 с фрикционными накладками и нажимным диском 12. Равенство этих моментов обеспечивается регу лировкой величины действующего на нажимной диск 12 нажимного усилия от на ружных 10 и внутренних 11 пружин за счет изменения регулировочными гайками величины их предварительного натяжения.

В отсутствие колебаний нагрузки в трансмиссии транспортного средства крутя щий момент от коленвала двигателя при включенной муфте сцепления через сол нечную шестерню, сателлиты и водило планетарной передачи передается на первич ный вал коробки передач и далее по валопроводу трансмиссии до ведущих колес.

При этом в планетарной передаче заторможенным звеном является коронная шес терня, связанная со ступицей упруго-демпфирующего устройства, в котором диск с фрикционными накладками зажат между неподвижным и нажимным дисками уси лием наружных и внутренних пружин и не совершает угловых перемещений отно сительно неподвижного и нажимного дисков;

установленные в прорезях промежу точного, наружного и внутреннего дисков цилиндрические пружины нагружены усилием от передаваемого промежуточным диском постоянного крутящего момента;

установленные на ступице между внутренним, и наружным и промежуточным дис ками внутренний и наружный фрикционные элементы удерживаются неподвижно по углу поворота относительно внутреннего, наружного и промежуточного дисков усилием дополнительных наружных 21 и внутренних 22 пружин.

При появлении в валопроводе трансмиссии транспортного средства переменной нагрузки с амплитудой, не превышающей величину крутящего момента, при кото ром осуществляется посадка витка на виток цилиндрических пружин 25, в соответ ствии с законом изменения нагрузки имеют место деформации растяжения-сжатия цилиндрических пружин 25 в пределах их упругого хода. В пределах этого хода имеют место также угловые перемещения внутреннего и наружного фрикционных элементов относительно внутреннего, наружного и промежуточного дисков. Свя занная со ступицей коронная шестерня совершает такие же угловые перемещения, что и внутренний и наружный фрикционные элементы. Таким образом, вместо же сткой связи между элементами планетарной передачи в предлагаемом устройстве имеет место упругая связь между этими элементами, причем в качестве упругих элементов выступают установленные в прорезях промежуточного, наружного и внутреннего дисков цилиндрические пружины 25. За счет этой упругой связи сни жается жесткость трансмиссии транспортного средства.

За счет обеспечения возможности угловых перемещений коронной шестерни 27 в пределах упругого хода цилиндрических пружин 25 при действии перемен ных нагрузок уменьшается динамическая нагруженность трансмиссии транспорт ного средства, а за счет трения во фрикционных парах, составленных внутренним 19 и наружным 20 фрикционными элементами и внутренним 15, наружным 18 и промежуточным 17 дисками во время их относительных угловых перемещений поглощается энергия колебаний, что также способствует снижению указанной динамической нагруженности и, за счет этого, повышению долговечности транс миссии транспортного средства.

При появлении в валопроводе трансмиссии транспортного средства переменной нагрузки с амплитудой, превышающей величину крутящего момента, при котором осуществляется посадка витка на виток цилиндрических пружин 25, во избежание поломок в трансмиссии вследствие перегрузки деталей диск 14 с фрикционными накладками упруго-демпфирующего устройства 6 в соответствии с законом дейст вия переменной нагрузки перемещается по углу поворота относительно неподвиж ного 7 и нажимного 12 дисков, преодолевая момент трения в образуемых этими дисками фрикционных парах. При этом часть энергии колебаний нагрузки погло щается во фрикционных парах, составленных диском 13 с фрикционными наклад ками 14, неподвижным диском 7 и нажимным диском 12. За счет этого обеспечива ется следующая ступень снижения жесткости трансмиссии транспортного средства при действии нагрузок, представляющих опасность для прочности ее деталей.

За счет того, что это устройство позволяет при действии переменных нагрузок с высокими, средними и низкими амплитудами пропорционально нагрузке, то есть адаптивно уменьшать жесткость трансмиссии, достигается снижение дина мической нагруженности трансмиссии и, соответственно, повышение ее долго вечности.

2.11.2. Устройство с вариатором жесткости Предложено также еще одно устройство для адаптивного управления жестко стью трансмиссии транспортного средства с целью снижения ее динамической нагруженности. На техническое решение устройства получен патент РФ на полез ную модель № 116411 [86]. Оно содержит (рисунок 2.19) коленвал 1 двигателя, муфту сцепления 2, планетарную передачу 3, валом водила 4 соединенную с ко робкой передач 5, анализатор крутящего момента 6, замеряющий и анализирую щий величину крутящего момента на снабженном датчиком 7 выходном валу 8 ко робки передач 5, и вариатор жесткости 9, первичный вал 10 которого соединен с ведомым валом муфты сцепления 2, а вторичный вал 11 – с солнечной шестерней 12 планетарной передачи 3, при этом на первичном валу 10 вариатора жесткости установлено с возможностью перемещения по этому валу зубчатое колесо 13, а на вторичном валу 11 вариатора жесткости 9 установлено пять жестко связанных с этим валом одинаковых зубчатых колес 14, 15, 16, 17 и 18 и пять одинаковых упру гих муфт 19, 20, 21, 22 и 23, причем при перемещении по первичному валу 10 ва риатора жесткости 9 зубчатого колеса 13 оно имеет возможность поочередно вхо дить в зацепление с каждым из зубчатых колес 14, 15, 16, 17 и 18.

Рисунок 2.19. Устройство для управления жесткостью трансмиссии транспортного средства Каждая из установленных на вторичном валу 11 вариатора жесткости 9 упругих муфт 19, 20, 21, 22 и 23 включает в себя (рисунок 2.20) ведущую 24 и ведомую полумуфты, закрепленные в отверстиях ведущей полумуфты 24 пальцы 26, а в от верстиях ведомой полумуфты 25 – пальцы 27, причем на цилиндрических частях пальцев 26 установлены с возможностью поворота относительно их осей упоры с приливами 29 в форме усеченного конуса, а на цилиндрических частях пальцев установлены с возможностью поворота относительно их осей упоры 30 с прилива ми 31 в форме усеченного конуса, при этом приливы 29 и 31 служат направляю щими для цилиндрических пружин 32, каждая из которых одним концом контакти рует с приливом 29 упора 28, установленного на пальце 26, связанном с ведущей полумуфтой 24, а вторым концом – с приливом 31 упора 30, установленного на пальце 27, связанном с ведомой полумуфтой 25.

Рис. 2.20. Конструкция упругой муфты Динамическая нагруженность трансмиссии транспортного средства в эксплуата ции определяется нагружающими воздействиями, действующими на ее элементы со стороны двигателя и со стороны ведущих колес, а также жесткостными и диссипатив ными свойствами элементов самой трансмиссии. Эту нагруженность можно снизить за счет управления жесткостью элементов валопровода трансмиссии, при этом для эффективного снижения нагруженности при каждом изменении величины нагру жающего воздействия должна соответственно изменяться величина жесткости эле ментов трансмиссии.

Во время движения транспортного средства крутящий момент с коленвала двига теля через включенную муфту сцепления передается на вариатор жесткости, распо ложенное на первичным валу которого зубчатое колесо 13 находится в зацеплении с одним из расположенных на вторичном валу вариатора жесткости зубчатых колес. В каждой из установленных на вторичном валу вариатора упругих муфт, если их ве дущие полумуфты нагружаются крутящим моментом, этот момент через закреплен ные в отверстиях ведущей полумуфты пальцы, упоры с приливами в форме усечен ного конуса, цилиндрические пружины, упоры с приливами в форме усеченного ко нуса, закрепленные в отверстиях ведомой полумуфты пальцы передается на ведо мую полумуфту, связанную с вторичным валом вариатора. Далее с этого вала кру тящий момент передается на солнечную шестерню планетарной передачи, а с вала водила планетарной передачи – на коробку передач. Величина крутящего момента на выходном валу коробки передач зависит от режима работы двигателя и величины сопротивления перемещению транспортного средства;

этими двумя факторами оп ределяется величина действующих на выходной вал коробки передач крутящего момента двигателя и уравновешивающего его момента сопротивления вращению этого вала, пропорционального усилию сопротивления перемещению транспортного средства. Величина крутящего момента на выходном валу коробки передач в каж дый момент времени замеряется датчиком, сигнал с которого, пропорциональный величине крутящего момента на этом валу, бесконтактным способом передается на анализатор крутящего момента.

В анализаторе крутящего момента определяется средняя за определенный момент времени величина замеряемого крутящего момента, в соответствие с которой в ва риаторе расположенное на первичном валу зубчатое колесо входит в зацепление с одним из расположенных на вторичном валу зубчатых колес.

На рисунке 2.21 приведена диаграмма изменения жесткости оговоренного участ ка валопровода в зависимости от того, с каким из расположенных на вторичном валу вариатора зубчатых колес находится в зацеплении расположенное на первичном ва лу вариатора зубчатое колесо. Если оно находится в зацеплении с зубчатым колесом 18, то в состав валопровода трансмиссии включается одна расположенная на вто ричном валу вариатора упругая муфта 23, а крутильная жесткость G трансмиссии на диаграмме, показывающей зависимость величины жесткости участка валопровода трансмиссии от числа n включаемых в силовую цепь упругих муфт определяется линией I. Если зубчатое колесо 13 находится в зацеплении с зубчатым колесом 17, то в состав валопровода трансмиссии включаются последовательно две расположенные на вторичном валу 11 вариатора упругие муфты 22 и 23, а крутильная жесткость трансмиссии на указанной диаграмме определяется линией II. Если в зацеплении на ходится пара зубчатых колес 13 и 16, в состав валопровода последовательно вклю чаются три упругие муфты 21, 22 и 23, если пара зубчатых колес 13 и 15 – четыре упругие муфты 20, 21, 22 и 23, если пара зубчатых колес 13 и 14 – пять упругих муфт 19, 20, 21, 22 и 23. Соответственно этим случаям крутильная жесткость транс миссии на указанной диаграмме определяется линиями III, IV и V.

G I II III IV V n 1 2 3 4 Рисунок 2.21. Диаграмма изменения жесткости трансмиссии Каждой определяемой анализатором крутящего момента средней величине кру тящего момента на выходном валу коробки передач соответствует значение жест кости валопровода трансмиссии, при которой динамическая нагруженность транс миссии будет минимальной. Соответствующая средней величине крутящего мо мента на выходном валу коробки передач жесткость валопровода трансмиссии обеспечивается путем включения в состав валопровода последовательно от одной до пяти упругих муфт выше описанным способом. За счет этого обеспечивается возможность управления жесткостью трансмиссии транспортного средства с целью снижения ее нагруженности в эксплуатации.



Pages:   || 2 | 3 |
 





 
© 2013 www.libed.ru - «Бесплатная библиотека научно-практических конференций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.