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:     | 1 || 3 |

«ВОЛГОГРАДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ На правах рукописи Калмыков Алексей ...»

-- [ Страница 2 ] --

2.12. Предложенные новые технические решения планетарных передач с самоустанавливающимися сателлитными блоками 2.12.1. Планетарная передача с упругими связями между секторами сателлитных блоков Одними из самых нагруженных элементов силовых передач тракторов являют ся планетарные передачи, которые чаще всего являются узлами ведущих мостов, поэтому нагружены крутящим моментом, как минимум в несколько раз превы шающим момент двигателя. Как правило, они представляют собой компактные узлы, контактирующие поверхности деталей которых выполняют с повышенной степенью точности. Ввиду существенной динамической нагруженности этих де талей при нарушении условий эксплуатации они достаточно быстро выходят из строя, приводя к экономическим потерям, учитывая достаточно высокую стои мость этих деталей, затраты времени на ремонт и учитывая простой тракторного агрегата.

В большинстве конструкций планетарных передач сателлиты жестко связаны с водилом, при этом в плоскости, перпендикулярной осям сателлитов, образуется жесткий треугольник, что не позволяет в достаточной степени выравнивать на грузку между сателлитами и по длине зуба сателлитов. Вследствие возникающих при этом перекосов сателлиты контактируют своими зубьями с зубьями солнеч ной и коронной шестерен не по всей длине зуба, а только по ее некоторой части, при этом контактные нагрузки многократно увеличиваются, накапливаются уста лостные напряжения и вся передача выходит из строя существенно раньше нор мативного срока эксплуатации. Для противодействия описанным явлениям пред ложено несколько новых технических решений планетарных передач.

Планетарная передача содержит центральное колесо внешнего зацепления (рисунок 2.22), размещенное в стакане 2 на подшипниках скольжения 3, цен тральное колесо внутреннего зацепления 4, установленное на подшипниках каче ния 5, опирающихся на стакан 2, установленный в расточке корпуса 6, водила 7, состоящего из составленного из секторов сателлитного блока 8 и ступицы 9.

Планетарный ряд образуют (рисунки 2.22, 2.23) центральное колесо внешнего зацепления 1, которое является заторможенным, центральное колесо внутреннего зацепления 4, к которому подводится крутящий момент, сателлиты 10 и водило 7, предназначенное для передачи крутящего момента валу 11. Стакан 2 выполняет роль опоры центрального колеса внешнего зацепления 1 посредством подшипни ков скольжения 3, выполненных в виде бронзовых втулок, которые запрессовы ваются в отверстие стакана 2. Также стакан 2 служит опорой для центрального колеса внутреннего зацепления 4, установленного на нем через подшипник каче ния 5.

Рисунок 2.22. Схема планетарной передачи Сектора 10 (рисунок 2.23) сателлитного блока 8 (рисунок 2.22) представляют часть дуги окружности;

с одной стороны каждого из секторов выполнена двузу бая, а с другой однозубая вилки. Сектора связаны последовательно между собой с помощью цилиндрических шарниров 13 (рисунок 2.23) с осями 14, расположен ными перпендикулярно плоскости дуги сектора по окружности между сателлита ми 10 (рисунок 2.22).

Для передачи крутящего момента ступице 9 (рисунок 2.22) на однозубой части вилки сектора выполнены участки внутренней поверхности шлицевого соедине ния 15 (рисунок 2.24).

Рисунок 2.23. Схема расположения сателлитных блоков и конструкции секторов Рисунок 2.24. Ступица водила и шлицевые соединения На внешних поверхностях секторов 16 (рисунок 2.24) венца ступицы 9 (рисунок 2.22) выполнены внешние участки узкого шлицевого соединения 17 (рисунок 2.23), зацепляющиеся с внутренней шлицевой поверхностью 15 (рисунок 2.24). Внутрен ние шлицы 15 (рисунок 2.24) расположены в зоне однозубых вилок секторов (рисунок 2.22), а внешние шлицы 17 (рисунок 2.23) расположены на внешних по верхностях секторов 16 (рисунок 2.24) венца ступицы 9 (рисунок 2.22).

В средней части каждого сектора 12 в полости А (рисунок 2.22) расположены сателлит 10 и ось 18, которая опирается на игольчатые подшипники качения 19.

Сателлитный блок 8 соединен охватываемой шлицевой поверхностью 20 со ступицей 9, поверхность 20 расположена в кольцевом объеме шлицевого соеди нения, ограниченного центральными колесами 1 и 4 и секторами 12 сателлитного блока 8 (рисунок 2.22).

Со стороны однозубых вилок в материале секторов 12 (рисунок 2.22) сател литного блока 8, служащем опорой осей 14, по окружности, проходящей через центры осей 14, в направлении к двузубым вилкам выполнены выемки 21 (рису нок 2.24), в которые установлены опорные сухари 22 (рисунок 2.23), поверхности которых, контактирующие с осями 14 (рисунок 2.22), выполнены в форме сектора цилиндра с радиусом, равным наружному радиусу осей 14, а противоположные плоские поверхности контактируют с установленными в выемки 21 (рисунок 2.24) упругими элементами в виде пакетов пластинчатых пружин 23 (рисунок 2.23), обеспечивающих в перпендикулярной осям плоскости упругую связь между шар нирно соединенными секторами для самоустановки сателлитного блока водила и выравнивания нагрузки между сателлитами и по длине зубьев.

При передаче крутящего момента за счет того, что оси 14 связаны со своими опорами в секторах 12 в направлении к двузубой вилке через опорные сухари 22 и пакеты пластинчатых пружин 23 (рисунок 2.23), обеспечивающих в перпендику лярной осям плоскости упругую связь между шарнирно соединенными секторами 12 водила 7, обеспечивается лучшая самоустановка сателлитного блока 8 водила и выравнивание нагрузки между сателлитами и по длине зубьев сателлитов за счет деформации пакетов пластинчатых пружин 23.

На техническое решение планетарной передачи получен патент РФ на полезную модель № 100574 [83].

2.12.2. Планетарная передача с последовательным соединением секторов сателлитного блока карданными шарнирами Планетарная передача содержит центральное колесо внешнего зацепления (рисунок 2.25), размещенное в стакане 2 на подшипниках скольжения 3, цен тральное колесо внутреннего зацепления 4, установленное на подшипниках каче ния 5, опирающихся на стакан 2, установленный в расточке корпуса 6, водило 7, состоящее из сателлитного блока 8 и ступицы 9.

Рисунок 2.25. Конструкция планетарной передачи Сателлитный блок 8 состоит из секторов 10 (рисунок 2.28), представляющих часть дуги окружности, которые жестко связаны последовательно между собою с помощью карданных шарниров 11 (рисунок 2.25), состоящих из двух взаимно перпендикулярных поверхностей 12 и 13 и втулки 14, расположенными по ок ружности между сателлитами 15. Для передачи крутящего момента ступице 9 на двузубых вилках, параллельных плоскости секторов 10 сателлитного блока 8, расположены внутренние шлицы 16. На внешних поверхностях секторов 17 (ри сунок 2.30) венца ступицы 9 выполнены внешние шлицы 18, зацепляющиеся с внутренними шлицами 16, расположенными на двузубых вилках 19, параллель ных плоскости секторов 10 сателлитного блока 8 (рисунок 2.28).

Рисунок 2.26. Сектор сателлитного блока Рисунок 2.27. Сектор в разрезе В середине каждого сектора 10 расположен сателлитный блок, состоящий из сателлита 15, оси 20 и подшипника 21.

Планетарный ряд образуют центральное колесо внешнего зацепления 1, кото рое является заторможенным, центральное колесо внутреннего зацепления 4, к которому подводится крутящий момент, сателлиты 15 и водило 7, предназначен ное для передачи крутящего момента валу 22, 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.

Рисунок 2.28. Конструкция водила Рисунок 2.31. Участок узкого Рисунок 2.29. Разрез по оси Рисунок 2.30. Ступица водила шлицевого соединения Сателлитный блок 8, составленный из секторов 10, соединен участками узкого шлицевого соединения 23 (рисунок 2.28) со ступицей 9 (рисунок 2.25). Эти участ ки узкого шлицевого соединения 23, имеющие достаточные боковые и радиаль ные зазоры, в совокупности с угловой подвижностью секторов сателлитного бло ка, обусловленной наличием карданных шарниров 11, обеспечивают передачу крутящего момента от водила 7 к валу 22 планетарной передачи с самоустановкой сателлитного блока в радиальном и угловых направлениях относительно цен тральных колес под воздействием сил, возникающих в зацеплениях сателлитов с центральными колесами 1 и 4 передачи и выравнивание нагрузки между сател литами 15.

С одной стороны секторов 10 сателлитного блока 8 располагаются двузубые вилки 19, параллельные плоскости сектора 10 сателлитного блока 8, а с другой стороны – двузубые вилки 24, перпендикулярные плоскости секторов 10 сател литного блока 8.

Крутящий момент, подводимый к центральному колесу внутреннего зацепле ния, передается сателлитному блоку, составленному из секторов, и валу 22 через зацепления сателлитов с центральными колесами внешнего зацепления и внут реннего зацепления, оси и подшипник. От сателлитного блока 8 момент передает ся ступице водила участками шлицевого соединения 23, расположенными в про межутках между сателлитами, имеющими осевые и радиальные зазоры. Внутрен ние шлицы 16 расположены на двузубых вилках 19, параллельных плоскости сек торов 10, а внешние шлицы 18 – на внешних поверхностях секторов 17 венца сту пицы.

Таким образом, конструкция планетарной передачи позволяет повысить на дежность и долговечность передачи за счет того, что сектора сателлитного блока соединены посредством карданных шарниров, а ступица с сателлитным блоком соединена узким шлицевым соединением, которое в совокупности с карданными шарнирами позволяет одновременно выравнивать нагрузку между сателлитами и по длине зубчатых зацеплений сателлитов с центральными колесами.

На техническое решение планетарной передачи получен патент РФ на полезную модель № 108526 [84].

3. РАЗРАБОТКА ДИНАМИЧЕСКОЙ И МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛЕЙ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ТРАКТОРА ЧЕТРА-6С 3.1. Исходные положения Как отмечалось в 1 главе, анализ динамической нагруженности элементов силовой передачи на этапе проектирования позволяют осуществлять современ ные методы расчетного моделирования. На первом этапе осуществляется раз работка структурной схемы передачи, которая обычно представляет собою граф, при помощи простых графических символов отражающий состав и струк турные связи движущихся масс передачи. На основе этой схемы создается ди намическая модель передачи, которая, кроме сведений о составе и связях масс, содержит сведения об упругих, инерционных и диссипативных характеристи ках её элементов. Далее для исследования динамической модели составляются уравнения математической модели, которые, кроме перечисленных, содержат сведения о внешних и внутренних воздействиях на элементы модели.

В соответствии с принципами динамики, силовую передачу можно рассмат ривать как систему твердых тел, соединенных упругими и фрикционными свя зями, которая находится в движении под действием движущих сил, сил инер ции и сил сопротивления.

При построении динамической модели передачи обычно принимается ряд допущений, упрощающих описание реальных свойств тех элементов, матема тическое описание которых слишком сложно, слишком трудоемко или слиш ком громоздко, а в ряде случаев и невозможно ввиду отсутствия необходимых экспериментальных данных. Одним из самых распространенных является до пущение о линейности или нелинейности свойств отдельных упругих элемен тов передачи. Характер изменения упруго-демпфирующих свойств элементов реальных систем часто зависит от параметров нагружающих воздействий, сте пени изношенности деталей, величины зазоров в сочленениях, наличия смазки, ее температуры и т.д. В действительности практически не существует систем, упруго-демпфирующие свойства которых были бы строго линейны. Учет всех факторов, влияющих на отклонения от линейности, при построении и исследо вании моделей не представляется возможным. Поэтому упругие связи, свойства которых лишь в незначительной степени (на 5, максимум 10 %) отклоняются от линейности, обычно считают линейными, а если отклоняются существенно – нелинейными.

Одним из достаточно часто принимаемых является принятие допущения об установившемся режиме движения МТА с полностью блокированным меха низмом поворота. Это существенное искажение реальной нагрузочной картины, так как из практики известно, что, например, при пахоте оператор осуществляет управляющее воздействие на механизм поворота до нескольких десятков раз в минуту.

Участие в колебательном процессе в силовой передаче реактивных звеньев из корпусных деталей с их связями приводят к возникновению в силовой цепи реактивных моментов, которые действуют в плоскостях, перпендикулярных направлению силового потока. Отдельные упругие элементы или целые участ ки валопровода образуют при этом с корпусными деталями реактивные конту ры, динамические параметры которых влияют на нагруженность силовой пере дачи в целом. Таким образом, для получения более достоверных результатов исследований в динамическую модель передачи следует включать реактивные элементы.

При разработке динамической и математической моделей силовой передачи трактора тягового класса 6 на базе «ЧЕТРА-6С315» были по возможности уч тены достоинства моделей-предшественников. Принят также следующий ряд допущений, позволяющих достичь определенного компромисса между сложно стью модели и точностью получаемых при ее исследовании результатов:

1) Движущиеся массы элементов силовой передачи и ходовой системы представлены в виде сосредоточенных масс.

2) Упругие связи, свойства которых на несколько процентов отклоняются от линейности, приняты имеющими линейные характеристики, а если существен но отклоняются – нелинейные характеристики.

3) В процессе колебаний сосредоточенные массы обладают только кинети ческой энергией, а упругие связи – только потенциальной.

4) Упругие и инерционные параметры элементов системы постоянны.

5) Колебания в силовой передаче на установившихся режимах происходят с малыми амплитудами.

6) Двигатель в модели представлен двумя массами.

7) Гусеничная цепь представлена в виде гибкой растяжимой нити с посто янной жесткостью.

8) Муфта сцепления жестко замкнута.

3.2. Структурная схема и динамическая модель Современные тракторы создаются на основе модульного принципа по строения, что дает исследователю предлог для разбиения силовой передачи на отдельные элементы, обычно узлы, и схематизации таким образом всей переда чи. Основой для разработки структурной схемы обычно служит кинематиче ская или иная схема силовых потоков машины.

На первом этапе разработки по кинематической схеме (рисунок 3.1) созда на структурная схема силовой передачи. На ее основе и на основе анализа кон структорской документации разработана динамическая модель силовой переда чи трактора тягового класса 6 на базе «ЧЕТРА-6С315» (рисунок 3.2), при этом пространственные массы заменены массами, сосредоточенными в точке – их центре тяжести. Массы соединены между собой безинерционными невесомы ми и нерастяжимыми упругими связями – эквивалентами валов и других со единительных деталей, масса которых перераспределена между соседними со средоточенными массами.

Необходимые для разработки начальной динамической модели значения моментов инерции деталей узлов и жесткости их соединений определены в ав томатизированном режиме с помощью программного комплекса DASP.

Рисунок 3.1. Кинематическая схема силовой передачи гусеничного сельскохозяйственного трактора тягового класса 6 «ЧЕТРА-6С315»

Рисунок 3.2. Динамическая модель силовой передачи трактора ЧЕТРА – 6С315: 1 – двигатель;

2 – насос трансмиссии;

3 – карданный вал;

4 – КПП;

5 – главная передача;

6 – планетарный ряд дифференциального механизма поворота;

7 – привод дифференциального механизма пово рота;

8 - конечная передача При определении моментов инерции деталь или сборочная единица разбива лась на произвольное число элементарных цилиндров. Момент инерции отдельных сосредоточенных масс определялся суммированием моментов инерции описываю щих ее элементарных цилиндров.

Разработанная динамическая модель отражает структуру силовой передачи по ступательно движущегося трактора тягового класса 6 и позволяет вводить действи тельную характеристику крутящего момента двигателя, исследовать крутильные колебания трансмиссии, а также анализировать влияние на нагруженность переда чи изменения упруго-инерционных параметров реактивных элементов.

Таблица 3. Значения моментов инерции элементов редуцированной модели Момент инерции Номер Обознач.

Наименование элемента (кгм2) массы элемента 1 2 3 Кривошипно-шатунный механизм ДВС 1 J1 0, Маховик ДВС, алюминиевый обод 2 J2 1, Резиновый блок и малый обод 3 J3 0, Вал РПН, шестерня 4 J4 0, Шестерня паразитная, шестерня РПН 5 J5 0, Вилка РПН, карданная передача, вилка КПП 6 J6 0, Вал, шестерня 7 J7 0, Шестерня, ступица 8 J8 0, Шестерня, ступица 9 J9 0, Вал, бустер Ф3, поршень, кольцо, упор, пла 10 J10 0, стины Шестерня 11 J11 0, Шестерня, пластины 12 J12 0, Вал, бустер Ф1, поршень, кольцо, упор, пла 13 J13 0, стины Шестерня 14 J14 0, Шестерня 15 J15 0, Шестерня, пластины 16 J16 0, Продолжение таблицы 3. 1 2 3 Шестерня, пластины 18 J18 0, Шестерня, вал первичный 19 J19 0, Вал, бустер ФЗХ, поршень, кольцо, упор, 20 J20 0, пластины Шестерня 21 J21 0, Шестерня, пластины 22 J22 0, Шестерня, пластины 23 J23 0, Вал, бустер Ф2, поршень, кольцо, упор, пла 24 J24 0, стины Шестерня 25 J25 0, Шестерня, пластины 26 J26 0, Шестерня 27 J27 0, Шестерня, пластины 28 J28 0, Шестерня 29 J29 0, Шестерня, пластины 30 J30 0, Солнечная шестерня 30’ J30’ 0, Бустер ФГ-ФВ, 2 поршня, 2 кольца, 2 упора, 31 J31 0, 7 пластин, вал Вал, бустер ФБ, поршень, кольцо, упор, 32 J32 0, пластин Вал, барабан, пластины 33 J33 0, Сателлиты 34 J34 0, Коронная шестерня, 4 пластины 35 J35 0, Водило, вал выходной 36 J36 0, Вал входной, муфта, вал, ступица, бустер 37 J37 0, ФВОМ, поршень, пластины Шестерня, пластины 38 J38 0, Шестерня, ступица, барабан, пластины, вал 39 J39 0, Муфта КПП-ГП 40 J40 0, Новый вал-шестерня 41 J41 0, Новая коническая шестерня, ступица 42 J42 0, Водило 43,44 J43, J44 0, Окончание таблицы 3. 1 2 3 Сателлиты 45,46 J45, J46 0, Солнечная шестерня, шестерня 47 J47 0, Солнечная шестерня, шестерня 48 J48 0, Коронная шестерня, барабан 49,50 J49, J50 0, Торсион, шестерня 51,52 J51, J52 0, Шестерня, пластины 53,54 J53, J54 0, Шестерня, ступица 55,56 J55, J56 0, Солнечная шестерня 57,58 J57, J58 0, Три сателлита 59,60 J59, J60 0, Коронная шестерня 61,62 J61, J62 1, Барабан 63,64 J63, J64 0, 65,66 J65, J66 19, Водило, ступица, колесо ведущее 76 J76 0, Паразитная шестерня Шестерня, вал гидромотора ДМП, шестер 77 J77 0, ня, шестерня Шестерня, ступица 78 J78 0, Ступица 79,80 J79, J80 0, Ступица 81,82 J81, J82 0, Таблица 3. Значения крутильной жесткости участков редуцированной модели силовой передачи Жесткость Обознач.

Участок Наименование элемента элемента (Нм/рад) 1 2 3 Фланцевое соединение, фланцевое соединение 1-2 C12 Резиновый блок, фланцевое соединение 2-3 C23 Фланцевое соединение, вал, шлицевое соедине 3-4 C34 ние Вал, шлицевое соединение, зубчатое зацепление, С 4-5 зубчатое зацепление Вал, 3 шлицевых соединения 4-6 C46 240895, Вал, 3 шлицевых соединения 6-7 C67 303219, Вал, шлицевое соединение, зубчатое зацепление 7-8 C78 691235, на насос трансмиссии Вал, шлицевое соединение, зубчатое зацепление 7-9 C79 691235. на насос навесного оборудования Продолжение таблицы 3. 1 2 3 Вал, шлицевое соединение, вал, шлицевое соеди 7-10 C710 469023. нение на бустер Ф Шлицевое соединение на бустер Ф3, шлицевое 10-11 C1011 463484. соединение на шестерню Зубчатое зацепление 11-12 C1112 Шлицевое соединение на бустер Ф3, вал, шлице 10-13 C1013 вое соединение на бустер Ф Шлицевое соединение на бустер Ф1, шлицевое 13-14 C1314 408253. соединение на шестерню Зубчатое зацепление 14-15 C1415 Зубчатое зацепление 15-16 C1516 964098, Шлицевое соединение на бустер Ф1, вал, шлице 13-17 C1317 831760, вое соединение на бустер Ф Шлицевое соединение на бустер Ф4, шлицевое 17-18 C1718 580320, соединение на бустер Ф4 с шестерней Шлицевое соединение на бустер Ф4, вал, шлице 17-37 C1737 356005, вое соединение Зубчатое зацепление 38-39 C3839 Зубчатое зацепление, шлицевое соединение на 18-19 C1819 597818, вал промежуточный Шлицевое соединение на шестерню, шлицевое 19-29 C1929 526898, соединение на вал промежуточный Шлицевое соединение на вал промежуточный, 19-20 C1920 вал, шлицевое соединение на бустер ФЗХ Шлицевое соединение на бустер ФЗХ, шлицевое 20-21 C2021 436383, соединение на шестерню Зубчатое зацепление 21-22 C2122 566934, Зубчатое зацепление 21-23 C2123 Шлицевое соединение на бустер ФЗХ, вал, шли С 20-24 768825, цевое соединение на бустер Ф Шлицевое соединение на бустер Ф2, шлицевое 24-25 C2425 430042, соединение на шестерню Зубчатое зацепление 25-26 C2526 Шлицевое соединение на бустер Ф 24-27 C2427 389546, Зубчатое зацепление 27-28 C2728 Зубчатое зацепление 29-30 C2930 Зубчатое на 4 сателлита 30’-34 C30’34 2054256, Зубчатое на корону 34-35 C3435 Шлицевое соединение на бустер ФГ-ФВ с шес 30-31 C3031 терней, шлицевое соединение на выходной вал от бустера ФГФВ Шлицевое соединение на солнечную шестерню 30-30’ C3030’ Шлицевое соединение на выходной вал от ФГФВ, 31-32 C3132 вал, шлицевое соединение на бустер ФБ Шлицевое соединение на бустер ФБ, шлицевое 28-32 C2832 соединение на бустер ФБ с шестерней Шлицевое соединение на бустер ФБ, вал, шлице 32-33 C3233 вое соединение на стояночный тормоз (СТ) Окончание таблицы 3. 1 2 3 Жесткость на изгиб, шлицевое соединение 34-36 C3436 Шлицевое соединение на выходной вал от бусте 31-36 C3136 ра ФГФВ, вал, шлицевое соединение на водило Шлицевое соединение на водило, шлицевое со 36-40 C3640 единение, вал Шлицевое соединение 40-41 C4041 Зубчатое зацепление 41-42 C4142 Вал, шлицевое соединение 42-43 C4243 540086, Вал, шлицевое соединение 42-44 C4244 326650, C4345, С4446 Зубчатое зацепление водило с сателлитами 43-45, 44-46 C4549, С4650 Зубчатое зацепление сателлитов с коронной шес 45-49, 46-50 терней, шлицевое соединение от короны на бара бан C4951, С5052 Шлицевое соединение от короны на барабан, 49-51, 50-52 шлицевых соединения, вал Вал, шлицевое соединение, зубчатое зацепление 51-53, 52-54 C5153,С5254 C5155, С5256 Вал, 3 шлицевых соединения 51-55, 52-56 С5557, С5658 Вал, 2 шлицевых соединения 55-57, 56-58 C5759, С5860 Зубчатое зацепление солнечной шестерни с са 57-59, 58-60 теллитами C5961, С6062 Зубчатое зацепление сателлитов с коронной шес 59-61, 60-62 терней C6163, С6264 Шлицевое соединение 61-63, 62-64 C6379, С6480 Шлицевое соединение 63-79, 64-80 C6379, С6480 Шлицевое соединение 79-81, 80-82 C5965, С6066 Жесткость на изгиб для сателлитов бортового ре 59-65, 60-66 дуктора (БР) С4547 Зубчатое зацепление сателлитов с солнечной 45-47 шестерней, шлицевое соединение С4648 Зубчатое зацепление сателлитов с солнечной 46-48 шестерней, шлицевое соединение Шлицевое соединение, вал, зубчатое зацепление 76-77 C7677 Шлицевое соединение, вал, зубчатое зацепление 47-77 C4777 3.3. Разработка математической модели силовой передачи трактора при помощи пакета «Универсальный механизм»

3.3.1. Типовые звенья модели В соответствии с кинематической схемой (рисунок 3.1) и схемой плоской ди намической модели (рисунок 3.2) построена 3-мерная динамическая модель (рису нок 3.3) силовой передачи. Модель состоит из звеньев трех основных типов [93].

Рисунок 3.3. Пространственная модель силовой передачи Первым из них является вращающаяся масса, расположенная на валу (рису нок 3.4). Для описания положения одного тела относительно другого в данном слу чае в программном пакете используется понятие «Шарнир». В пакете заложено ма тематическое описание ряда различных шарниров, для описания данного типового звена используется описание «вращательного шарнира».

Описание «Вращательный шарнир» позволяет задать кинематическую пару с одной степенью свободы. Шарнир вводит одну локальную координату - угол.

Общая схема вращательного шарнира, соединяющего тело 1 и 2, показана на ри сунке 3.5.

Рисунок 3.4. Типовое звено «Масса, вращающаяся с валом»

Рисунок 3.5. Общая схема вращательного шарнира Для того, чтобы математически описать шарнир, требуется задание следующих параметров:

- шарнирный вектор е, заданный как СК1, так и СК2: (е1х, е1у, е1z), (е2х, е2у, е2z);

- координаты двух точек А, В, лежащих на оси шарнира и связанных с телами и 2: (11х, 11у, 11z), (21х, 21у, 21z);

- дополнительные параметры: дополнительный поворот вдоль оси а.

Для шарнира задается шарнирный момент, то есть момент, зависящий от шар нирной координаты, ее производной по времени и от времени. В случае шарнирно го момента его описание предполагает задание математической модели в виде не которой скалярной функции f=(x,v,t). Модель силы соответствует линейному упру го-вязкому взаимодействию с гармоническим возбуждением:

f=F0-c(x-x0)-dv+Qsin(t+). (3.1) Здесь F0–постоянная составляющая силы, с,d – коэффициенты жесткости и дис сипации, х0 – значение координаты x, при котором упругая составляющая обращается в ноль, Q,, – амплитуда, частота и начальная фаза гармонического возбуждения.

Вторым типовым звеном является зубчатое зацепление (рисунок 3.6). Для зада ния данного звена описывается шарнир с шестью степенями свободы.

Рисунок 3.6. Типовое звено «Зубчатое зацепление»

Шарнир данного типа очень часто используется для описания кинематических пар с различным числом поступательных и вращательных степеней свободы. По умолчанию шарнир имеет шесть степеней свободы: линейных перемещений по координатам и угловых относительно 3 осей.

Каждая из шести степеней свободы может быть «выключена». Вследствие этого имеется возможность сохранения вращательного движения масс с «отключением»

остальных степеней свободы. Чтобы «связать» зубчатое зацепление, нужно ввести специальные силы, с которыми тела действуют друг на друга. В «Универсальном механизме» предусмотрено несколько типов специальных сил, различающихся по способам описания в программе ввода данных. В нашем случае используем специальную силу «зубчатое зацепление». Оно реализовано в пакете в виде упро щенной модели контактного взаимодействия шестерен в зацеплении. С помощью силового элемента данного типа можно моделировать плоские передачи (внешние и внутренние зацепления) и конические передачи с учетом возможного люфта (за зор между зубьями) и податливости передачи, приведенной к контактной точке.

Модель задается следующими параметрами (рисунок 3.7):

Рисунок 3.7. Схема для задания параметров второго типового звена - точками на осях валов А и В, совпадающими с центрами шестеренок;

коорди наты точек задаются в системе координат соответствующего тела;

- векторами, перпендикулярными плоскостям шестерен;

проекции векторов за даются в системе координат соответствующего тела;

- передаточным числом зацепления (отношение радиуса первой шестерни R1 к радиусу второй R2);

- величиной зазора ;

- коэффициентом с (Н/м) жесткости передачи, приведенным к точке контакта;

- коэффициентом d (Нс/м) диссипации передачи, приведенным к точке контакта;

- типом зацепления: внешнее или внутреннее.

Радиусы колес рассчитываются программой автоматически по перечисленным выше данным.

В математическом плане модель соответствует силе, действующей по касатель ной к окружности, определяемой формулой (сила действует на второе тело, на пер вое – противоположная):

c( / 2) d, / & F = c( + / 2) d, / 2, & (3.2) 0, / = R2 2 ± R Здесь 1,2 - углы поворота первой и второй шестерен относительно плоскости, проходящей через оси вращения. Знак минус в выражении для соответствует внешнему зацеплению.

Третий вид типового звена - планетарный механизм (рисунок 3.8).

Рисунок 3.8. Типовое звено «Планетарный механизм»

Для описания солнцолнечной шестерни, коронной шестерни и водила используют шарнир с шестью степенями свободы, связь между сателлитом и водилом описывается вращательным шарниром. Для планетарного механизма задаются две специальные силы «Зубчатое зацепление»: солнечная шестерня сателлит-внешнее зацепление, сателлит-коронная шестерня-внутренне зацепление.

3.3.2. Составление уравнения движения на примере конечной передачи На основе анализа случайных процессов нагружения деталей трансмиссии, ко торые представляют собой сумму случайных воздействий от основных возмущаю щих сил, принято, что на вход динамической системы МТА действует вектор воз действий P = { P,..., P78 }. Выходным сигналом является вектор = {1,..., 78 }, где i – угол отклонения i-ой сосредоточенной массы от положения равновесия. Симво лом bi обозначим коэффициент демпфирования колебаний i-ого участка системы.

Для составления математической модели функционирования системы восполь зуемся уравнением Лагранжа II рода [107]:

d T T П Ф = +P, (3.3) dt i i i i i & где кинетическая энергия:

1 & Jii ;

Т= (3.4) 2 i = потенциальная энергия:

1 34 ci (i i 1) ;

П= (3.5) 2 i= функция диссипации:

1 34 bi (i i1).

Ф= && (3.6) 2 i= Порядок вывода дифференциальных уравнений, описывающих реактивные элементы системы, покажем на примере простейшей схемы с реактивным звеном (рисунок 3.9).

Рисунок 3.9. Простейшая система с реактивным элементом Выражения кинетической энергии отдельно для каждой из движущихся масс системы в угловых координатах записываем на основе теоремы Кёнига.

1) Кинетическая энергия массы J1:

Т = J 2.

& (3.7) 1 2 2) Кинетическая энергия массы J2:

Т = J 2.

& (3.8) 2 Угол поворота Z1 шестерни Z1 составляет Z1 = 2ik + r (1 ik ), или 1 i 2 = Z r ( k ) = a Z cr, (3.9) 1 ik i k 1 i zz где ik = 4 2, a =, c = k, тогда zz i i 13 k k Т = J ( a Z c r ) 2.

& & (3.10) 2 3) Кинетическая энергия реактивной массы Jr:

& J r r.

Тr = (3.11) Суммарная кинетическая энергия системы:

Т = Т1 + Т 2 + Т r, или a2 c 1 J 2 + &2 &2 & J Z acJ Z r + J r + J rr.

Т= (3.12) & && 11 2 2 2 2 2 1 Потенциальная энергия системы:

C [ i r (1 i )]2, П= (3.13) 2 0 1 2k k где С0 - суммарный коэффициент крутильной жесткости от массы J1 до массы J2.

T П Находя производные и подставляя их значения в уравнения Лагранжа, & & второго рода, получаем систему дифференциальных уравнений второго порядка:

J + C { [ i + r (1 i )]} = 0;

&& 11 01 2k k 1 i J r r k J C (1 i ) { [ i + (1 i )]} = 0.

&& && r (3.14) 22 0 1 2k k k i k J C { [ i + r (1 i )]} = 0;

&& i 22 01 2k k k Рассмотренные уравнения описывают свободные колебания системы, пред ставленной на рисунке 3.9. Принципиальная структура уравнений не изменится при введении сил демпфирования.

На основании принципа Д'Аламбера, с помощью уравнений Лагранжа 2-ого ро да разработанная динамическая модель конечной передачи (рисунок 3.10) описана системой из 5 дифференциальных уравнений.

Рисунок 3.10. Динамическая модель конечной передачи Уравнения, отражающие взаимодействие звеньев, записаны в следующем виде:

I 59 59 + k59 59 + C ( 59 65 61 ) C57 59 ( 57 59 ) = 0;

59 I 61 61 + k61 61 + C6163 ( 61 63 ) C59 61 ( 59 61 ) = 0;

I 63 63 + k63 63 + C63 79 ( 63 79 ) C61 63 ( 61 63 ) = 0;

(3.15) I 79 79 + k79 79 + C79 81 ( 79 81 ) C6379 ( 63 79 ) = 0;

I 81 81 + k81 81 + C81 71 ( 81 71 ) C79 81 ( 79 81 ) = 0;

где Ii – моменты инерции сосредоточенных масс, Ci-I – крутильная жесткость их упругих связей, ki – коэффициенты демпфирования колебаний масс, i, i, i – со & && ответственно перемещения, скорости и ускорения масс в колебательном движении.

Остальные уравнения, отражающие взаимодействие звеньев силовой цепи, за имствованы из [43, 44].

3.3.3. Описание возмущающих воздействий от двигателя и изменений тягового сопротивления Одним из наиболее важных источников динамических возмущений в МТА яв ляется двигатель внутреннего сгорания. Крутильные колебания, обусловленные неравномерностью вращения вала двигателя, распространяются по всей трансмис сии. Воздействия от двигателя являются периодическими (по углу поворота колен чатого вала), неравномерность их действия обусловлена составляющими моментов от газовых и инерционных сил, от неуравновешенных вращающихся и поступа тельно движущихся масс [53].

Давление в цилиндрах двигателя рассчитывается по экспериментальным ин дикаторным диаграммам, а моменты от инерционных сил определяются по пара метрам двигателя на основе аналитических зависимостей. Кривую крутящего мо мента сил давления газов получают по индикаторной диаграмме рабочего процесса одного цилиндра двигателя. Для этого определяется зависимость силы давления газов, действующей на поршень, от угла поворота коленчатого вала. Полученная зависимость используется для построения графика тангенциальной силы, дейст вующей на кривошип. Изменение крутящего момента во времени получается сум мированием моментов, передающихся на коленчатый вал от каждого цилиндра с учетом их фазового сдвига и порядка работы (рисунок 3.11).

Рисунок 3.11. Изменение от угла поворота крутящего момента двигателя Сummins QSM-C Сила инерции от возвратно-поступательно движущихся масс в классической по становке определяется выражением:

Pj = m j R 2 (cos( ) + cos(2 )), (3.16) где m j - масса поступательно движущихся частей кривошипно-шатунного ме - угловая скорость коленчатого ханизма одного цилиндра;

R - радиус кривошипа;

вала двигателя;

- угол поворота коленчатого вала;

- отношение радиуса криво шипа к длине шатуна.

График зависимости крутящего момента двигателя от сил инерции строится в том же порядке, что и график момента газовых сил.

Созданная пространственная динамическая модель трансмиссии предусматрива ет ввод характеристики крутящего момента различных двигателей. В частности, в качестве примера для наиболее часто устанавливаемого на трактор ЧЕТРА-6С двигателя Сummins QSM-C330.

В работе [124] выполнено экспериментальное исследование изменения тягового сопротивления трактора на сельскохозяйственных работах. Автором выполнен спек тральный анализ и получены АЧХ возмущений от изменения крюковой нагрузки.

Для описания зависимости изменения во времени крюкового сопротивления исполь зованы данные этой работы, в соответствии с которыми при представлении функции тягового сопротивления в виде ряда Фурье использованы данные по амплитудам и частотам первых 6-ти гармонических составляющих этой функции при выполнении основной сельскохозяйственной работы – пахоты:

P = Pср + А1 sin(1t) + А2 sin(2t) + А3 sin(3t) + A4 sin(4t) + A5 sin(5t) + A6 sin(6t), где Рср – средняя величина тягового сопротивления;

Pср = 60 (кН) – средняя крюко вая нагрузка, A1 = 12(кН), A2 = 6(кН), А3=3(кН), А4=1,5(кН), А5=0,75(кН), А6=0,3(кН) – амплитуды тягового сопротивления, 1 = 0,5 (Гц), 2 = 2 (Гц), 3 = 9 (Гц), 4 = 16 (Гц), 5 = 20 (Гц), 6 = 27 (Гц), – частоты изменения тягового сопротивления.

В результате функция изменения крюковой нагрузки имеет вид, представленный на рисунке 3.12.

Рисунок 3.12. Функция изменения во времени крюковой нагрузки 3.3.4. Разработка пространственной модели ходовой системы Для анализа влияния на нагруженность силовой передачи комплекса кинематиче ских и динамических нагружающих факторов, под действием которых формируется крутящий момент на ведущих колесах, создана твердотельная модель гусеничного движителя трактора «Четра 6С–315». Схема ходовой системы с необходимыми раз мерами для определения параметров элементов модели представлена на рисунке 3.13.

3.3.4.1. Моделирование подвески Моделируемая гусеничная машина имеет индивидуальную торсионную под веску с шестью опорными катками. Каждый каток в пакете «Универсальный меха низм» описывается отдельной стандартной подсистемой (рисунок 3.13).

В программном пакете имеется ряд идентификаторов, определяющих основные параметры ходовой системы. Они приведены в таблицах 3.3.-3.12.

Программой описания подсистем предусмотрено задание одной из шести стан дартных схем ходовой системы. В таблицу 3.3 вводятся геометрические и иные данные, определяющих положение элементов каждой из подсистем.

Рисунок 3.13. Геометрические параметры ходовой системы трактора «ЧЕТРА–6С315»

Рисунок 3.14. Торсионная подвеска и идентификаторы Таблица 3. Геометрические идентификаторы подсистем Идентификатор Значение Комментарий (м) Длина рычага подвески l_road_arm 0, (градусы) Угол наклона балансира в alpha_stat статическом положении (мм) Статический ход f_stat (мм) Динамический ход f_dyn 28, (Н) Статическая нагрузка на каток p_stat (±1) Признак направления оси ба лансира: назад по ходу (1) или впе rear_arm ред по ходу (–1) По значениям выделенных идентификаторов рассчитывается крутильная жест кость торсиона c в соответствии с формулой:

P _ stat l _ road _ arm cos(alpha _ stat ) c=. (3.17) f _ stat = arcsin + sin(alpha _ stat ) alha _ stat l _ road _ arm Модель катка содержит два тела: опорный каток и рычаг торсионной подвески.

Инерционные параметры тел заданы идентификаторами, приведенными в таб лице 3.4.

Таблица 3. Инерционные идентификаторы подсистем Тело Идентификатор Значение Комментарии (кг) Масса m_road_wheel (кг м2) Момент инерции относительно опорный ix_road_wheel 5, каток оси, лежащей в плоскости колеса (кг м2) Момент инерции относительно iy_road_wheel 5, оси, перпендикулярной плоскости колеса (кг) Масса m_road_arm (кг м2) Момент инерции относительно рычаг ix_road_arm 0, торсион- продольной оси рычага (кг м2) Момент инерции относительно ной под- iy_road_arm 3, вески осей, перпендикулярных рычагу iz_road_arm На рисунке 3.15 приведена схема смоделированной подвески.

Рисунок 3.15. Схема смоделированной подвески 3.3.4.2. Моделирование опорных катков Подсистема «опорный каток» имеет вращательную степень свободы относи тельно локального корпуса. Идентификаторы, определяющие положение и разме ры опорного катка, приведены в таблице 3.5.

Таблица 3. Геометрические идентификаторы подсистем Идентификатор Значение Комментарий (м) Радиус колеса катка R 0, (м) Ширина катка W 0, Хс1;

Хс2 (м) продольные координаты по оси х 0,85;

2, (м) продольные координаты по оси z Zc1;

Zc2 0, Инерционные параметры тела заданы идентификаторами в таблице 3.6.

Таблица 3. Инерционные идентификаторы подсистем Тело Идентификатор Значение Коментарии (кг) Масса m_road_wheel 31, опорный (кг м ) Момент инерции относительно ix_road_wheel 0, каток оси, лежащей в плоскости колеса (кг м2) Момент инерции относительно iy_road_wheel 0, оси, перпендикулярной плоскости колеса 3.3.4.3. Моделирование направляющего колеса и натяжного устройства Модель описывается стандартными идентификаторами, приведенными в таб лице 3.7 в соответствии с рисунком 3.16.

Рисунок 3.16. Геометрические параметры направляющего колеса Таблица 3. Геометрические идентификаторы подсистем Идентификатор Значение Комментарий (м) Радиус колеса ridler 0, (м) Ширина колеса widler 0, Признак левой (1) или правой (-1) гу side_key сеницы (м) Положение центра колеса в про xcidler 3, дольном направлении (м) Положение центра колеса в верти zcidler 0, кальном направлении Признак положения ведущего колеса:

rear_drive_key - 1 (сзади), -1 (спереди) Длина кривошипа – расстояние между l_crank 0, вращательными шарнирами Угол – номинальный поворот кри crank_angle_0 вошипа.

Расстояние от шарнира кривошипа ос тов до точки прикрепления l_crank_spring 0, натяжного силового элемента. Опре деляет положение точки A Определяют положение точки прикре dx_tspring, 0,6;

пления силового элемента к dz_tspring 0, остову B относительно центра колеса Модель содержит два тела: направляющее колесо и кривошип натяжного уст ройства. Инерционные параметры тел задаются идентификаторами, приведенными в таблице 3.8.

Таблица 3. Инерционные идентификаторы подсистем Тело Идентификатор Значение Коментарии (кг) Масса m_idler 98, (кг м2) Момент инерции относительно направ ix_ idler 3, ляющее оси, лежащей в плоскости колеса (кг м2) Момент инерции относительно колесо iy_ idler 6, оси, перпендикулярной плоскости колеса (кг) Масса m_crank 11, (кг м2 ) Момент инерции относительно криво- ix_ crank шип продольной оси кривошипа iy_ crank 0, iz_ crank 3.3.4.4. Моделирование ведущего колеса Для моделирования ведущего колеса вводятся основные параметры, приведен ные в таблице 3.9 в соответствии с рисунком 3.17.

Рисунок 3.17. Параметры ведущего колеса Таблица 3. Геометрические идентификаторы подсистем Идентификатор Значение Комментарий Число зубьев Z Шаг гусеницы tг Шаг колеса tк Отношение шага колеса к шагу гусе D ницы.

Положение центра ведущего колеса в xcsprocket продольном направлении Положение центра ведущего колеса в zcsprocket 0, вертикальном направлении Ширина ведущего колеса wsprocket 0, Номинальный радиус Rs rsprocket 0, Номинальный радиус Rs рассчитывается по формуле:

tk Rs = 2 sin / z (3.18) Профиль зуба звездочки описывается по точкам с помощью встроенного редак тора кривых в соответствии с рисунком 3.18.

Рисунок 3.18. Задание профиля зуба Инерционные параметры колеса заданы идентификаторами, представленными в таблице 3.10.

Таблица 3. Инерционные идентификаторы подсистем Идентификатор Значение Комментарии (кг) Масса m_sprocket (кг м2) Момент инерции относительно ix_ sprocket 6, оси, лежащей в плоскости колеса (кг м2) Момент инерции относительно iy_ sprocket 12, оси, перпендикулярной плоскости колеса 3.3.4.5. Моделирование гусеницы Для моделирования гусеницы вводятся стандартные идентификаторы, описы вающие звено цепи, представленные в таблице 3.11.

Таблица 3. Геометрические идентификаторы подсистем Идентификатор Значение Комментарий Длина звена ltracklink 0, Ширина звена wtracklink 0, Высота звена htracklink 0, Инерционные параметры задаются идентификаторами, представленными в таб лице 3.12.

Таблица 3. Инерционные идентификаторы подсистем Идентификатор Значение Коментарии (кг) Масса m_track_link 17, ix_track_link, 0, (кг м2) Момент инерции относительно iy_track_link 0, центральных осей звена iz_track_link 0, Вид смоделированного гусеничного движителя показан на рисунке 3.19, трак тора – на рисунке 3.20.

Рисунок 3.19. Вид твердотельной модели движителя Рисунок 3.20. Вид твердотельной модели трактора 3.3.4.6. Описание взаимодействия гусеницы с грунтом Для моделирования грунтов с учетом просадки вследствие уплотнения исполь зуется модель Беккера:

k p = c + k z n b (3.19) Здесь p - нормальное давление на грунт;

b - минимальный размер пятна контак та;

n, kc, k - параметры модели, z - просадка грунта.

Для расчета сил трения используется формула Мора-Кулона для максимального напряжения сдвига:

max = c + p tan (3.20) Здесь с - истинная вязкость материала, p - нормальное давление, - угол сопро тивления внутреннем сдвигу.

Для расчета текущего значения напряжений сдвига используется эмпирическая формула:

( j, z ) = (c + p tan )(1 e j / k ) (3.21) Здесь j - величина сдвига трака по отношению к положению, при котором он вошел в контакт с грунтом, k - эмпирическая константа.

Формула (3.19) справедлива для этапа нагружения грунта. При разгрузке нор мальное давление рассчитывается по линейной модели p = pи k и ( z z и ) (3.22) Здесь ри, zи - нормальное давление и просадка в момент перехода от режима на гружения к режиму разгрузки, kи--- коэффициент жесткости, который зависит от просадки. Коэффициент жесткости растет вмести с zи вследствие уплотнения грун та. Используется линейная модель увеличения жесткости, зависящая от двух эмпи рических констант k0, Аи.

kи = k 0 + Aи zи (3.23) Для расчета величины нормальной силы и силы трения напряжения умножают ся на площадь трака S N = pS F fr = S, (3.23, 3.24) Таким образом, модель взаимодействия трака с грунтом определяется восьмью эмпирическими параметрами: n, kc, k, c,, K, k0, Аи, которые зависят от типа и со става грунта, влажности, температуры и т.д. Данные параметры определяются с помощью экспериментальных полевых исследований.[93].

3.3.5. Анализ характера изменения момента на ведущем колесе При анимационном моделировании движения масс твердотельной модели гусе ничного движителя изучался процесс формирования крутящего момента на веду щих колесах под действием комплекса эксплуатационных кинематических и дина мических нагружающих факторов. В результате получены осциллограммы – зави симости изменения крутящего момента на ведущем колесе от угла поворота на ос новных эксплуатационных скоростях движения (от 1,0 до 9,5 м/с). Вид наиболее характерных осциллограмм для примера приведен на рисунке 3.21. Полностью ха рактер изменения крутящего момента в диапазоне скоростей от 1,0 до 9,5 м/с при повороте ведущего колеса на один зуб отображен 3-мерной диаграммой (рисунок 3.22), где по оси х отложена скорость движения трактора V (м/с), по оси y – угол поворота ведущего колеса (на один зуб), по оси z – изменение крутящего момента на ведущем колесе (Н·м).

Осциллограммы, приведенные на рисунке 3.21, показывают, что по мере роста скорости движения происходит все более резкое увеличение момента на ведущем колесе в начальный момент контакта его зуба с траком перематываемой гусеницы, а затем его падение почти до нуля при скорости движения 2,5 м/с, более резкое па дение от 3000 до 500 Н·м при скорости движения 5,0 м/с и сглаженное уменьшение от 4000 до 3000 Н·м при скоростях движения 8,0 и 9,5 м/с. Такое изменение момен та объясняется тем, что в начальный момент времени шарнир гусеницы контакти рует с поверхностью зуба в области вершины – при этом происходит начальное увеличение момента. Затем по мере поворота ведущего колеса происходит укладка трака на колесо, при которой шарнир, как бы проваливаясь, перемещается по зубу в область впадины. На скоростях движения до 5,0 м/с время для этого перемеще ния и падения почти до нуля момента на ведущем колесе оказывается достаточ ным. С увеличением скорости это перемещение происходит со все большим запаз дыванием по углу поворота – в полтора, в два и в три раза большим на скоростях 5,0, 8,0 и 9,5 м/с соответственно по сравнению со скоростью 2,5 м/с. Соответствен но и скачок момента на скоростях более 5 м/с получается все более сглаженным.

М, (Н*м) М, (Н*м) 5000 0 - 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0. 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0. Угол, (рад.) Угол, (рад.) б а М, (Н*м) М, (Н*м) 6000 3000 0 - - -3000 - 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0. - Угол, (рад.) 0 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0. Угол, (рад.) г в Рисунок 3.21. Характер изменения крутящего момента на ведущем колесе при скоростях движения: а – 2,5 м/с;

б – 5,0 м/с;

в – 8,0 м/с;

г – 9,5 м/с После падения момент на скоростях движения до 5 м/с скачкообразно, а на ско ростях свыше 5 м/с более плавно растет до величины 5000 – 6000 Н·м. Эта наи большая величина момента достигается при повороте колеса примерно на ползуба.

При дальнейшем повороте колеса на ползуба момент уменьшается до нуля, а на скорости 8 м/с – даже до некоторого отрицательного значения, с которого, кстати, и начинает расти при контакте с очередным траком. Это изменение направления момента на колесе, видимо, имеет причиной не взаимодействие трака гусеницы с зубом, а поворот колеса на некоторый угол в обратную сторону под действием других кинематических или динамических факторов.

Рисунок 3.22. Изменение крутящего момента на ведущем колесе на разных скоростях движения трактора Полученная в результате расчетных исследований база данных по изменению крутящего момента на основных скоростях движения использована для задания возмущающих воздействий при исследовании динамической нагруженности транс миссии, для чего выполнено разложение полученных зависимостей в ряд Фурье с помощью стандартных библиотек пакета Matlab.

Результаты проведенного гармонического анализа сведены в таблице 3.13. Оп ределена величина момента на ведущем колесе до 6-й гармоники включительно для каждой скорости трактора. В таблице 3.13 указаны частота каждой полученной гар моники и процентное отношение величины момента на этой частоте к моменту пер вой гармоники.

3.3.6. Получение спектра собственных частот силовой передачи Наибольшая динамическая нагруженность участков силовой цепи в эксплуа тации обычно имеет место на режимах резонанса, когда одна или несколько частот комплекса действующих со стороны ведущих колес динамических нагрузок, вызы ваемых неравномерностью действия сил сопротивления перекатыванию, тягового сопротивления при работе с орудием, вертикальными и угловыми колебаниями ос това на подвеске и перезацеплением зубьев ведущего колеса со звенчатой гусенич ной цепью совпадают с собственными частотами силовой передачи.

Таблица 3. Номер гармоники Скорость, 1 2 3 4 5 Частота, Гц м/с Амплитуда, Н м Частота, Гц км/ч Относительная амплитуда,% 1,0 6,53 6,53 13,06 19,59 26,12 32,65 39, 3,6 1211,62 100 % 10,19 % 9,40 % 6,50 % 4,68 % 3,41 % 1,5 9,79 9,79 19,59 29,38 39,18 48,975 58, 5,4 1511,38 100 % 4,59 % 8,92 % 3,81 % 3,06 % 2,30 % 2,0 13,06 13,06 26,12 39,18 52,24 65,3 78, 7,2 2589,86 100 % 17,04 % 8,92 % 3,86 % 1,14 % 5,67 % 2,5 16,33 16,33 32,65 48,97 65,3 81,625 97, 9,0 1945,5 100 % 7,67 % 4,78 % 4,19 % 10,94 % 2,02 % 3,0 19,59 19,59 39,18 58,77 78,36 97,95 117, 10,8 1502,74 100 % 16,9 5% 8,36 % 16,9 % 9,11 % 5,25 % 3,5 22,86 22,85 45,71 68,56 91,42 114,27 137, 12,6 1628,97 100 % 19,76 % 13,87 % 7,71 % 9,39 % 11,11 % 4,0 26,12 26,12 52,24 78,36 104,48 130,60 156, 14,4 1791,00 100 % 24,29 % 8,50 % 5,03 % 12,62 % 7,50 % 4,5 29,39 29,39 58,77 88,15 117,54 146,92 176, 16,2 1785,03 100 % 12,53 % 8,22 % 11,96 % 11,36 % 6,49 % 5,0 32,65 32,65 65,30 97,95 130,6 163,25 195, 18,0 1276,35 100 % 21,8 % 10,47 % 13,84 % 8,12 % 3,06 % 5,5 35,92 36,50 71,83 107,745 143,66 179,57 215, 19,8 1181,27 100 % 17,59 % 36,82 % 23,31 % 13,43 % 6,67 % 6,0 39,18 39,18 78,36 117,54 156,72 195,9 235, 21,6 1328,11 100 % 54,19 % 26,79 % 25,19 % 10,63 % 8,68 % 6,5 42,45 42,45 84,89 127,33 169,78 212,22 254, 23,4 1597,40 100 % 54,75 % 56,01 % 18,30 % 12,66 % 4,95 % 7,0 45,71 45,71 91,42 137,13 182,84 228,55 274, 25,2 3290,08 100 % 29,25 % 30,81 % 14,18 % 9,87 % 6,81 % 7,5 48,98 48,98 97,95 146,92 195,90 244,87 293, 27,0 2589,83 100 % 49,18 % 37,44 % 17,49 % 9,91 % 5,70 % 8,0 52,24 52,24 104,48 156,72 208,96 261,2 313, 28,8 3002,39 100 % 32,14 % 27,46 % 10,22 % 4,16 % 1,89 % 8,5 55,51 55,51 111,01 166,51 222,02 277,52 333, 30,6 2454,32 100 % 28,61 % 22,25 % 4,13 % 2,06 % 1,47 % 9,0 58,77 58,77 117,54 176,31 235,08 293,85 352, 32,4 1824,78 100 % 35,02 % 16,19 % 3,16 % 1,57 % 2,02 % 9,5 62,04 62,04 124,07 186,10 248,14 310,17 372, 34,2 1423,29 100 % 41,62 % 17,56 % 3,60 % 2,50 % 1,81 % В связи с этим поставлена задача с помощью разработанной модели (рисунок 3.20) исследовать возможность возникновения таких режимов и определить возможную динамическую нагруженность участков силовой цепи при возникновении каждого из них.

Для получения спектра собственных частот записаны осциллограммы упругих моментов на участках при свободных колебаниях системы после кратковременного импульсного воздействия. Принято допущение об отсутствии трения в системе. Каж дая из полученных осциллограмм подвергнута Фурье-анализу с помощью стандарт ных библиотек Matlab. Примеры полученных осциллограмм на разных участках при ведены на рисунке 3.23.

1-й участок 7-й участок 11-й участок 20-й участок Рисунок 3.23. Осциллограммы упругих моментов на участках По пиковым значениям мощности спектральной плотности (рисунок 3.24) определены собственные частоты в диапазоне 0 – 300 Гц.

1-й участок 7-й участок 11-й участок 20-й участок Рисунок 3.24. Мощность спектральной плотности моментов на участках Полученные значения собственных частот системы приведены в таблице 3.14.

Таблица 3. Номер 1 2 3 4 5 6 7 Частота, Гц 11,7 78,3 103,2 114,3 149,6 191,1 233,3 287, 4. ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ НА НАГРУЖЕННОСТЬ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕАКТИВНОГО ЗВЕНА С УПРУГОЙ СВЯЗЬЮ 4.1. Разработка конструкции упругой муфты Как показано в предыдущей главе, одним из самых нагруженных узлов сило вой передачи является планетарная конечная передача, динамическая нагружен ность деталей которой на ряде режимов представляет опасность для долговечно сти. Для снижения динамической нагруженности этой передачи и связанных с нею элементов валопровода предложено вместо жесткого закрепления коронной шестерни использовать ограниченно упругое (5 градусов вперед-назад). Выпол нена конструктивная проработка установки между ступицей и венцом, связы вающим барабан с коронной шестерней, пакетов упругих металлических пластин, то есть своеобразной упругой муфты. Упругие пакеты муфты предназначены для восприятия и сглаживания пиковых динамических нагрузок, а после их упругой деформации обеспечивается жесткое соединение между ступицей и венцом муф ты по контактным поверхностям косых упоров ступицы и венца.

Схема спроектированной упругой муфты для силовой передачи тягового клас са 6 на базе «Четра 6СТ-315» показана на рисунке 4.1.

Муфта содержит полумуфты 4 и 2, имеющие соответствующие углубления для упругих элементов 3 в виде пакетов плоских пружин, которые одним концом вставляются во впадины между зубьями полумуфты 4, а другим жестко крепятся в полумуфте 2. В конструкцию муфты входят ограничители 1, которые предот вращают поворот муфты на величину, большую 5 градусов.

На рисунке 4.2 показаны виды спроектированной муфты в 3D-программе In ventor 2009.

Рис. 4.1. Схема упругой муфты Рис. 4.2. Пространственные изображения элементов упругой муфты 4.2. Определение прочностных и жесткостных параметров упругой муфты Исходными данными определения прочностных и жесткостных параметров упругой муфты являются следующие:

– M max = 10000 Н·м – максимальный крутящий момент на установившемся режиме (диаграмма изменения крутящего момента на муфте представлена рисунке 4.4);

– материал пластин: сталь 60С2 рессорно-пружинная углеродистая и легиро ванная по ГОСТ 14959-79 [40] (выбрано конструктивно);

– нагрузка переменно–пульсирующая от 0 до максимума;

– [ ] = 400 ( МПа) – допустимое напряжение изгиба для материала пластин.

И Размеры пластин выбраны в соответствии с размерами элементов конечной передачи (рисунок 4.2):

b = 0,032 (м) – ширина одной пластины пакета;

h = 0,002 (м) – толщина одной пластины пакета;

m = 20 – число пакетов, конструктивно;

R = 0,18 м, l = 0,065 м, a = 0,011 м – (см. рисунок 4.2), выбраны конструктив но.

Необходимое количество пластин в пакете для обеспечения запаса прочности n = 5 (конструктивно).

Для проверочного расчета определим максимальные напряжения изгиба в пластинах пружин.

Определение максимальной окружной силы:

P = M /[m *( R + a)] = 10000 / [ 20*(0.18 + 0.011] = 2617 Н (4.1) 2 Момент сопротивления поперечного сечения пластин:

W = n b h2 / 6 = 0,002*0,0322 / 6 = 1, 07 *107 (м3) (4.2) Напряжения изгиба:

И = P a / W = 1832,5*0,011/ (1,07*107 ) = 270 МПа. (4.3) Для обеспечения прочности должно выполнять неравенство [ ].

И И В нашем случае = 189 400 МПа – выполняется.

И Прочность обеспечена.

На линейном участке характеристика зависимости угла поворота полумуфты от величины крутящего момента M без учета влияния сил трения определяет 1 ся выражением:

= M l 2 /[2 m E J ( R + l )] = 1 = 10000 0,0652 /[2 20 2,11011 1,07 1010 (0,18 + 0,065)] = 0,085 рад (4.5) Крутильная жесткость упругой муфты найдется как:

M C= 1= = 117333 Н·м/рад (4.6) 0, При дальнейшей деформации пластин упругая муфта блокируется и крутиль ная жесткость муфты составляет С=2700000 Н*м/рад Рисунок 4.3. Зависимость крутильной жесткости муфты от угла поворота Максимальный момент, действующий на шлицевое соединение, определен с помощью программы «Универсальный механизм» в 3 главе и составляет 58000 Н (рисунок.4.4), но он действует в течение 0,005 с. Это означает, что он не успевает полностью нагрузить шлицы и привести к поломке, остальное время действует момент 10000 Н, поэтому расчет шлицов выполнен при моменте 10000 Н.

Рисунок 4.4. Изменение момента на упругой муфте в конечной передачи Боковые поверхности зубьев шлицевого соединения работают на смятие, а ос нование их – на изгиб и срез. Основным является расчет на смятие:

103 * M max, (4.7) * F * l * rср см где M max = 10000 – наибольший допустимый крутящий момент, передаваемый соединением, Н·м;

= 0,75 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на грузок по рабочим поверхностям зубьев;

F – площадь всех боковых поверхностей зубьев с одной стороны на 1 мм длины, (мм2/мм);

F = 0,8 m z = 0,8 1,5 92 = 110,4 (мм2/мм) – для эвольвентных зубьев;

m = 1,5 (мм) – модуль;

z = 92 – число зубьев;

rср = 0,5 da = 0,5 56 = 28 (мм);

da = 56 (мм) – диаметр отверстия шлицевой втулки;

l = 105 (мм) – рабочая длина зубьев;

см = 30 60 (МПа) – допускаемое напряжение на смятие [40].

При подстановке значений получаем:

103 * = 51,1 МПа, что меньше допускаемого напряжения на 0,75*110, 4*31*66, смятие см = 60 МПа. Прочность обеспечена.

Анализ напряжений и запаса прочности основных деталей упругой муфты произведены в программе Inventor 2009, результаты предоставлены на рисунках 4.5 – 4.10.

Эпюра напряжений в одной пластине при крутящем моменте 10000 Н показана на рисунке 4.5. На рис. 4.6 показана эпюра распределения значений коэффициентов запаса прочности одной пластины при крутящем моменте на муфте 10000 Н.

Рисунок 4.5.Эпюра напряжений в пластине Рисунок 4.6. Эпюра распределения значений коэффициента запаса прочности пластины Эпюра напряжений в полумуфте 2 при крутящим моменте 51000 Н показана на рисунке 4.7. На рисунке 4.8 показана эпюра распределения значений коэффициен тов запаса прочности полумуфты 2 при действии крутящего момента на муфте 51000 Н. Эпюра напряжений в полумуфте 4 при крутящем моменте 51000 Н пока зана на рисунке 4.9. На рисунке 4.10 показана эпюра распределения коэффициен тов запаса прочности материала полумуфты 4 при крутящем моменте 51000 Н.

Рассмотрение всех эпюр напряжений и эпюр распределения коэффициентов запаса прочности материала свидетельствует о том, что опасные для прочности напряжения имеют место только у основания пластины (рисунок 4.5), но запас прочности при этом обеспечен (рисунок 4.6). Напряжения в материале полумуфт не опасны для прочности.

Рисунок 4.7. Эпюра напряжений в полумуфте Рисунок 4.8. Эпюра распределения значений коэффициента запаса прочности в полумуфте Рисунок 4.9. Эпюра напряжений в полумуфте Рисунок 4.10. Эпюра распределения значений коэффициента запаса прочности материала полумуфты 4.3. Изменение конструкции планетарной конечной передачи В штатной конструкции планетарной конечной передачи трактора коронная шестерня является остановленным звеном, то есть опорой, по неподвижным зубьям которой перекатываются сателлиты при передаче крутящего момента. Коронная шестерня жестко связана с корпусом трансмиссии (рисунок 4.11). Выполнены кон структивные изменения, в результате которых в конструкцию вкомпонована упру гая муфта (рисунок 4.12). Она содержит 20 пакетов упругих пластин, восприни мающих и сглаживающих пиковые динамические нагрузки в пределах упругого хода, а в конце хода обеспечивается жесткое соединение между ступицей и венцом муфты по контактным поверхностям косых упоров ступицы и венца. При этом за счет резкого увеличения жесткости муфты в конце упругого хода (рисунок 4.3) обеспечивается безударный контакт поверхностей косых упоров.


Рисунок 4.11. Конструкция штатной конечной передачи Рисунок 4.12. Конструкция конечной передачи с упругой опорой коронной шестерни Достоинством такой конструкции следует считать также то, что за счет меж листового трения между упругими пластинами муфты во время колебаний на грузки поглощается и переводится в тепло часть вредной колебательной энергии.

4.4. Результаты расчетного исследования изменения нагруженности участков валопровода на разных режимах движения 4.4.1. Прямолинейное движение без крюковой нагрузки С использованием созданной пространственной модели (п. 3.3) выполнена се рия расчетных экспериментов с целью определения динамической нагруженности участков валопровода силовой передачи трактора на разных режимах движения без установки упругой муфты в реактивное звено (конечную передачу) и с уста новкой. Во время исследований на каждом режиме силовая передача нагружалась крутящим моментом двигателя и крюковой нагрузкой, математическое описание которых приведено в пп. 3.3.3 и 3.3.4.8.

В качестве оценочного показателя, характеризующего степень динамической нагруженности участков, использован коэффициент неравномерности нагрузки kн, пропорциональный величине отклонения максимального момента на участке от его средней величины:

M max kн = (4.8) M ср Рассмотрены режимы прямолинейного движения трактора со скоростями 0,56, 1,1, 1,67, 2,22, 2,78 и 3,33 м/с. На приведенных ниже графиках по оси абсцисс от ложены номера участков: 1-6 – двигатель – карданный вал включительно;

7-11 – КПП, 12-15 – главная передача – конечная передача включительно. На рисунке 4.11 показаны графики изменения коэффициента kн на участках силовой передачи при движении со скоростями 0,56, 1,1 1,67, 2,22, 2,78 и 3,33 м/с. На графиках чер ным цветом показано изменение момента на участках с 1-го по 15-й штатной трансмиссии, красным цветом – трансмиссии с установленным в реактивное звено упругим устройством. При движении со скоростью 0,56 м/с за счет установки уп ругого устройства наблюдается самое большое из всех рассмотренных случаев снижение динамической нагруженности – на всех участках в пределах от 16 до 38 %. Особенно большое снижение нагруженности, свыше 20 %, наблюдается на участках с 7-го по 14-й, то есть от в коробке передач и в заднем мосту до конеч ной передачи. Это можно объяснить тем, что при движении с малой скоростью без крюковой нагрузки средняя величина моментов на участках небольшая, и вся кое отклонение от нее по сравнению с малой средней дает существенное значение коэффициента kн.

Скорость 0,56 м/с Скорость 1,1 м/с Скорость 1,67 м/с Скорость 2,22 м/с Скорость 2,78 м/с Скорость 3,33 м/с Рисунок 4.11. Изменение коэффициента kн на участках силовой передачи при прямолинейном движении без крюковой нагрузки При движении со скоростью 1,1 м/с установка упругого устройства приводит к снижению динамичности нагрузки только на участках с 9-го по 15-й (задний мост) – неравномерность нагружающего динамического момента уменьшается на 3-4 %.

При движении со скоростью 1,67 м/с уменьшение коэффициента kн имеет ме сто только на 8 участке (первичный вал коробки передач) – примерно на 3-4 %.

На участках 1-5 (двигатель – карданный вал) и 9-14 (задний мост) момент увели чивается примерно на те же 3-4 %.

Когда трактор движется со скоростью 2,3 м/с, уменьшение коэффициента kн примерно на 4 % наблюдается на участках с 9-го по 15-й (задний мост). При ско рости 2,8 м/с kн уменьшается только на участках с 11-го по 15-й, а при скорости 3,3 м/с – с 11-го по 14-й примерно на 3 %.

Таким образом, особенно заметно влияние на динамичность нагружения уча стков установки упругого устройства при прямолинейном движении с малой ско ростью без крюковой нагрузки – момент на всех участках силовой цепи уменьша ется на десятки процентов. При движении с более высокими скоростями количе ство участков, на которых проявляется эффект уменьшения kн, сокращается. На грузки с высокой динамичностью наблюдаются на участках, расположенных в силовой цепи за главной передачей.

4.4.2. Прямолинейное движение с крюковой нагрузкой Графики, отражающие изменение коэффициента kн на участках силовой пере дачи при прямолинейном движении с крюковой нагрузкой, приведены на рисун ке 4.12. При движении со скоростью 0,56 м/с изменение коэффициента kн на уча стках уже не такое заметное, как при движении без крюковой нагрузки. Оно со ставляет примерно 3 % на участках с 1-го по 8-й, то есть снижается динамичность нагружения другого участка валопровода, расположенного до главной передачи, а после главной передачи установка упругого устройства не оказывает влияния на динамичность. При скоростях движения 1,1, 1,67 и 2,22 м/с изменения динамики нагрузок не наблюдается.

Скорость 0,56 м/с Скорость 1,1 м/с Скорость 2,22 м/с Скорость 1,67 м/с Скорость 3,33 м/с Скорость 2,78 м/с Рисунок 4.12. Изменение коэффициента kн на участках силовой передачи при прямолинейном движении с крюковой нагрузкой Более благоприятная картина наблюдается при скорости движения 2,78 м/с – на участках от 1-го по 10-й динамичность нагрузок снижается примерно на 7 %, на участках от 11-го до 14-го не изменяется, на 15-м на 3 % увеличивается. При движении же со скоростью 3,33 м/с небольшое уменьшение коэффициента kн, примерно на 2 %, проявляется только на участках от 1-го по 8-й.

4.4.3. Установившийся поворот без крюковой нагрузки На рисунках 4.13-4.15 показано изменение kн по бортам трансмиссии без уста новки упругой муфты на установившемся повороте с разными скоростями и раз ными радиусами без крюковой нагрузки.

Коэффициент неравномерности нагрузки на 12-15 участках (задний мост, ле вый и правый борт) увеличивается с уменьшением радиуса поворота и увеличени ем скорости движения, что вполне объяснимо. При радиусе поворота 2 м даже на скорости 0,56 м/с разница в неравномерности нагруженности левого и правого бортов трансмиссии, связанных с забегающей и отстающей гусеницами, достигает 40 %, при скорости 1,1 м/с – 44 %, а при радиусе поворота 15 м со скоростью 1,67 м/с – только 25 % (рисунок 4.13).

На рисунках 4.16-4.18 приведены зависимости изменения максимальных мо ментов на участках штатной трансмиссии, связанных с забегающей и отстающей гусеницами, при установившемся повороте без крюковой нагрузки. В большинст ве случаев максимальный момент на участках, связанных с забегающей гусени цей, больше на 5-15 % на участках от главной до конечной передачи, а на конеч ной передаче больше на 30-50 %, что объясняется тем, что через этот борт переда ется большая часть мощности двигателя. Но имеются также случаи, когда этот момент оказывается меньше (рисунок 4.16, скорость 0,56 м/с, радиус поворота м). Так же, как в предыдущем случае, максимальный момент увеличивается с уве личением скорости и уменьшением радиуса поворота.

На рисунках 4.19-4.21 приведены значения коэффициента kн на участках сило вой передачи без упругого устройства и с устройством на разных скоростях дви жения с разными радиусами поворота.

Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 5 м Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 2 м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 10 м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 2 м Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 15 м Рисунок 4.13. Изменение коэффициента kн по бортам силовой передачи при установившемся повороте без крюковой нагрузки Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 5 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 6 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 20 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 4 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 3 м Рисунок 4.14. Изменение коэффициента kн по бортам силовой передачи при установившемся повороте без крюковой нагрузки Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 2 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 5 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 9 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 2,5 м Рисунок 4.15. Изменение коэффициента kн по бортам силовой передачи при установившемся повороте без крюковой нагрузки Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 5 м Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 2 м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 10 м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 2 м Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 15 м Рисунок 4.16. Изменение максимальных моментов на участках силовой передачи при установившемся повороте без крюковой нагрузки Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 5 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 20 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 6 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 4 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 3 м Рисунок 4.17. Изменение максимальных моментов на участках силовой передачи при установившемся повороте без крюковой нагрузки Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 2 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 30 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 9 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 5 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 2,5 м Рисунок 4.18. Изменение максимальных моментов на участках силовой передачи при установившемся повороте без крюковой нагрузки Рисунок 4.19. Значения коэффициента kн на участках силовой передачи без упругого устройства и с устройством на скорости 0,56 м/с с радиусом поворота 5 м Рисунок 4.20. Значения коэффициента kн на участках силовой передачи без упругого устройства и с устройством на скорости 1,67 м/с с радиусом поворота 5 м Рисунок 4.21. Значения коэффициента kн на участках силовой передачи без упругого устройства и с устройством на скорости 2,78 м/с с радиусом поворота 30 м При движении с малой скоростью (0,56 м/с) с радиусом поворота 5 м (рисунок 4.19) при установке упругой реактивной связи меньшая неравномерность нагру женности наблюдается на участках заднего моста, а при скорости 1,67 м/с (рису нок 4.20) – уже практически на всех участках трансмиссии, причем на участках коробки передач эта неравномерность достигает 25 %. При движении с высокой скоростью (2,78 м/с) по большому радиусу (30 м, рисунок 4.21) неравномерность нагруженности участков не так заметно выражена, она проявляется только на уча стках с 8-го по 15-й и изменяется в пределах 2-5 %.

4.4.4. Установившийся поворот с крюковой нагрузкой На рисунке 4.22 показано изменение максимальных моментов на участках штатной трансмиссии при установившемся повороте с крюковой нагрузкой. Ве личина моментов на участках как минимум в 2 раза больше, чем при повороте без крюковой нагрузки. Разными величинами максимальных моментов нагружены только участки заднего моста. Как и при установившемся повороте без крюковой нагрузки, чем больше скорость поворота и чем меньше его радиус, тем более от личаются максимальные моменты на участках, связанных с забегающей и от стающей гусеницами. Наибольшая разница в величине максимальных моментов во всех случаях движения наблюдается на участке конечной передачи – здесь она достигает 27 % (скорость 1,1 м/с, радиус поворота 10 м);

на других участках за главной передачей максимальные моменты отличаются на 3-15 %.

При повороте с крюковой нагрузкой заметного изменения нагруженности уча стков не наблюдается. На всех участках неравномерность нагруженности снижа ется от 0 до 25 %.

Изменение коэффициента kн на участках силовой передачи без упругой реак тивной связи и с нею на разных скоростях и при разных радиусах поворота с крю ковой нагрузкой показано на рисунке 4.23. Это изменение подобно описанному для установившегося поворота без крюковой нагрузки. Исключение представляют только случаи движения со скоростью 1,67 м/с при радиусе поворота 5 м, когда существенно меньшей, примерно на 10 %, оказывается неравномерность нагру женности участков до первичного вала коробки передач, и при движении со ско ростью 2,22 м/с при радиусе поворота 7 м, когда неравномерность нагруженности этих участков на несколько процентов увеличивается.

Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 10 м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 3 м Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 5 м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 7 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 9 м Рисунок 4.22. Изменение максимальных моментов на участках силовой передачи при установившемся повороте с крюковой нагрузкой Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 3м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 10 м Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 5м Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 7м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 9м Рисунок 4.23. Изменение kн на участках без упругого устройства и с устройством при установившемся повороте с крюковой нагрузкой 4.4.5. Вход в поворот Самая высокая динамичность нагрузок обычно наблюдается в начальной и ко нечной фазах поворота, то есть на входе в поворот и на выходе из поворота. Это объясняется тем, что при входе в поворот в течение короткого времени необхо димо изменить направление движения всей поступательно движущейся массы машины, а при выходе из поворота – прекратить движение по радиусу.

На рисунках 4.24-4.25 показано изменение kн на участках штатной трансмис сии на одних и тех же скоростях движения и при тех же радиусах поворота при установившемся повороте и при входе в поворот. Как видно, разница в величине коэффициента неравномерности нагруженности участков на этих режимах дви жения существенная. На входе в поворот практически во всех случаях, за редким исключением, kн почти на всех участках оказывается большим, чем при устано вившемся повороте. Эта разница во многих случаях достигает 25-30 %, причем наибольшая разница оказывается на участках до главной передачи. То есть дина мичность нагрузок при входе в поворот увеличивается на участках двигатель – коробка передач больше, чем на участках за главной передачей.

На рисунке 4.26. показано изменение коэффициента неравномерности kн на участках силовой передачи при входе в поворот на скорости 2,78 м/с с радиусом поворота 2 м на наличии и отсутствии упругой реактивной связи с корпусом ко ронной шестерни конечной передачи. Наличие этой связи приводит к снижению неравномерности нагруженности участков до главной передачи на 5-6 % и к не значительному увеличению динамичности нагрузок на участках после главной передачи.

4.4.6. Выход из поворота На рисунке 4.27 приведены цифровые осциллограммы, на которых отражены процессы изменения моментов на левом и правом ведущих колесах и на участках, прилегающих к забегающей и отстающей гусеницам во время входа в поворот и выхода из поворота со скоростью 2,78 м/с с радиусом поворота 2 м.

Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 7м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 3м Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 2м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 9м Скорость 1,1 м/с, радиус поворота 4м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 5м Рисунок 4.24. Изменение kн на участках при установившемся повороте и при входе в поворот Скорость 1,67 м/с, радиус поворота 1, Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 1, Скорость 2,22 м/с, радиус поворота Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 1, Скорость 2,78 м/с, радиус поворота Рисунок 4.25. Изменение kн на участках при установившемся повороте и при входе в поворот Рисунок 4.26. Влияние упругой реактивной связи на входе в поворот на скорости 2,78 м/с с радиусом поворота 2 м Правая звездочка Уч.57 Левая звездочка Уч.55 Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 2 м Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 2 м Изменение момента на ведущих колесах Изменение момента на участках 55- Рисунок 4.27. Изменение момента при входе в поворот и выходе из поворота на ведущих колесах и участках, связанных с отстающей и забегающей гусеницами На осциллограммах видно, что при входе в поворот (с 3-ей по 4-ю секунды движения) максимальный момент в 3,5 раза превышает средний, а на выходе из поворота (7-8 секунды) превышает в 2,5 раза. Анализ процесса изменения с 3-й по 7-ю секунду моментов на участках, расположенных рядом с ведущим колесом, показывает, что при входе в поворот максимальный момент на участках, связан ных с забегающей гусеницей, в 9 раз превышает средний, а на выходе из поворота – в 2,5 раза.

На рисунке 4.28 показано изменение kн на тех же участках при выходе из по ворота с установкой упругой муфты и без установки, момент при ее установке на участках с 9-го по 15-й уменьшается на 5-6 %.

Рисунок 4.28. Изменение kн на участках при выходе из поворота с установкой упругой муфты и без установки 4.4.7. Влияние синфазности перезацепления ведущих колес с гусеницей С использованием пространственной модели выполнены также исследования влияния синфазности установки ведущих колес на нагруженность участков. Оно показало (рисунок 4.29), что при движении без крюковой нагрузки влияние не синфазной установки ведущих колес менее заметно, чем с крюковой нагрузкой (рисунок 4.30). Во всех рассмотренных случаях более благоприятной с точки зре ния нагруженности является несинфазная установка (со смещением на ползуба ведущего колеса) – при движении без крюковой нагрузки нагруженность участков снижается на 4-8 %, с крюковой нагрузкой – на 6-25 %, но при этом резко отлича ется нагруженность участков, связанных с забегающей и отстающей гусеницами – во всех случаях на 30 % и более, в отдельных случаях разница доходит до 50 %.

Скорость 2,22 м/с, без крюковой нагрузки Скорость 2,78 м/с, без крюковой нагрузки Рисунок 4.29. Влияние синфазности установки ведущих колес на нагруженность участков Скорость 0,56 м/с Скорость 1,1 м/с Скорость 2,22 м/с Скорость 1,67 м/с Скорость 2,78 м/с Рисунок 4.30. Изменение kн на участках при синфазном и несинфазном перезацеплениях На рисунке 4.31 показано влияние установки упругой муфты для связи с кор пусом коронной шестерни конечной передачи на отношение максимальных мо ментов на участках трансмиссии к их средним значениям при синфазной установ ке ведущих колес и движении со скоростью 2,78 м/с.

Рис. 4.31. Влияние упругой реактивной связи на нагруженность участков при синфазной установке ведущих колес и движении со скоростью 2,78 м/с Из графика видно, что упругая связь ослабляет и негативное действие на на груженность участков синфазной установки ведущих колес – на отдельных участ ках динамичность нагрузок уменьшается на 15-20 %.

Таким образом, за счет изменения крутильной жесткости реактивного звена обеспечивается снижение динамической нагруженности участков силовой пере дачи гусеничного трактора ЧЕТРА-6С315 практически на всех рассмотренных режимах движения.

5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ НАГРУЖЕННОСТИ УЧАСТКОВ ТРАНСМИССИИ 5.1. Задачи исследований Известно, что одним из основных требований, предъявляемых к моделям, явля ется их адекватность. Результаты расчетных исследований динамических моделей можно считать достоверными, если их динамические свойства адекватны динами ческим свойствам реальных объектов. Свойства динамических моделей могут су щественно отличаться от свойств реальных передач вследствие сложности опреде ления при создании моделей упруго-инерционных и диссипативных параметров элементов. При этом для моделей автотракторных силовых передач высокая адек ватность динамических свойств важна в первую очередь при оценке их нагружен ности от воздействий с частотами в диапазоне частот основных эксплуатационных воздействий.

Ввиду отсутствия возможности экспериментальной проверки адекватности соз данной модели трактора «Четра-6С315», создана подобная пространственная мо дель ходовой системы и силовой передачи трактора ВТ-100. Сопоставление данных расчетного и экспериментального исследования нагруженности участков силовой передачи трактора ВТ-100 позволит судить и об адекватности модели трактора «Четра-6С315».

При проведении настоящих исследований ставились следующие задачи:

1) получение экспериментальных данных о характере нагруженности вала зад него моста и ведущего колеса трактора ВТ-100 на различных скоростях;

2) выполнение спектрального анализа полученных данных для выявления соб ственных частот передачи;

3) определение адекватности разработанных динамических моделей силовой передачи.



Pages:     | 1 || 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.