«СНИЖЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ТРАКТОРА ЗА СЧЕТ ИЗМЕНЕНИЯ КРУТИЛЬНОЙ ЖЕСТКОСТИ РЕАКТИВНОГО ЗВЕНА ...»

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

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 силовой цепи с высокой податливостью ……………………………… Установка в силовую цепь специальных устройств с высокой 2. податливостью..…………………………………………..……....... Целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой 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 (жесткости «реактивных звеньев»)

Предложенные новые технические решения устройств для адаптивного управления жесткостью валопровода трансмиссии……….. 2.11.1 Устройство с фрикционной муфтой

2.11.2 Устройство с вариатором жесткости…………………………… Предложенные новые технические решения планетарных передач с самоустанавливающимися сателлитными блоками….. 2.12.1 Планетарная передача с упругими связями между секторами сателлитных блоков……………………………………………… 2.12.2 Планетарная передача с последовательным соединением секторов 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 передачи…………………………………………………………………. Описание возмущающих воздействий от двигателя и изменений тягового сопротивления

Разработка пространственной модели ходовой системы..............

3.3.4.1 Моделирование подвески

3.3.4.2 Моделирование опорных катков

3.3.4.4 Моделирование ведущего колеса

Анализ характера изменения момента на ведущем колесе……...

Получение спектра собственных частот силовой передачи……..

ИССЛЕДОВАНИЕ ВЛИЯНИЯ НА НАГРУЖЕННОСТЬ

СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕАКТИВНОГО ЗВЕНА С

УПРУГОЙ СВЯЗЬЮ

Разработка конструкции упругой муфты

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

Результаты расчетного исследования изменения нагруженности 4. Прямолинейное движение без крюковой нагрузки ……………...

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

Установившийся поворот без крюковой нагрузки

Установившийся поворот с крюковой нагрузкой

Вход в поворот

Выход из поворота

ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ

Задачи исследований……………………………………………….

Описание экспериментальной установки Описание измерительной аппаратуры………………………….

Методика экспериментальных исследований………………….

Расчетные исследования модели трактора……………………….

Оценка адекватности разработанных динамических моделей ЗАКЛЮЧЕНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы исследования. В настоящее время каждое новое поколение машин отличается от предшественников большей энерговооруженностью и универсальностью. Этим обеспечивается их более высокая производительность и возможность механизации выполнения все большего количества работ. Но увеличение единичной мощности и энергонасыщенности машин сопровождается повышением динамической нагруженности их конструкций, форсированным износом наиболее нагруженных деталей, более быстрым темпом накопления усталостных повреждений, более частыми отказами и усталостными поломками.

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

Степень разработанности темы исследования. Современными авторами предложены различные методы и конструктивные мероприятия для снижения нагруженности силовой цепи трактора, среди которых следует отметить предложения использовать передающие крутящий момент упругие элементы в подвеске задних колес, полуоси ведущих мостов с нелинейными упругими характеристиками, резинометаллические блоки в амортизационно-натяжном устройстве и в балансирных каретках, опорные катки с внутренними и наружными упругими элементами, обрезиненные траки, резинометаллические гусеницы, прицепное устройство с упругим элементом и другие устройства. В результате анализа литературных источников не обнаружено работ, в которых предложен метод снижения динамической нагруженности трансмиссии за счет изменения жесткости связи реактивного звена. Между тем за счет этого можно существенно снизить динамическую 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 изменении крутильной жесткости крепления коронной шестерни конечной передачи к корпусу.

Для достижения этой цели поставлены следующие задачи работы:

1. Анализ используемых в современной практике автотракторостроения методов 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 пространственно-динамическим представлением гусеничной ходовой системы и силовой передачи.

3. Экспериментальное исследование динамической нагруженности участков силовой передачи трактора ВТ-100 с целью верификации и проверки адекватности 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 изменяемой крутильной жесткостью реактивного звена; расчетный анализ влияния изменения этой жесткости на нагруженность трансмиссии.

Научная новизна работы заключается в следующем:

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

Создана математическая модель, основанная на пространственнодинамическом представлении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, позволяющая исследовать нагруженность участков силовой цепи при возмущениях от неравномерности действия крутящего момента двигателя и комплекса эксплуатационных кинематических и силовых возмущений от ходовой системы, а также оценивать влияние на эту нагруженность жесткости реактивных звеньев силовой цепи.

Теоретическая значимость работы определяется тем, что предложены теоретические разработки, направленные на использование в силовых передачах тракторов ограниченно упругих реактивных звеньев, использование которых позволяет снижать динамическую нагруженность силовой передачи на режимах нагружения с высокой динамичностью нагрузок. Также предложена математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы и силовой передачи трактора, позволяющая исследовать динамическую нагуженность участков силового валопровода трансмиссии на разных режимах нагружения с восприятием всего комплекса эксплуатационных возмущений, генерируемых 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 математической модели, основанной на пространственно-динамическом представлении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, обеспечивает возможность получения достоверной информации о динамической нагруженности всех участков силовой цепи в разных условиях движения на этапе проектирования и определять необходимые изменения жесткости реактивных звеньев для снижения этой нагруженности.

2. Использование в силовых передачах тракторов предложенных и запатентованных новых технических решений устройств, позволяющих изменять крутильную 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 моделей, математического описания их элементов и расчетного исследования моделей, основанных на основных положениях теории колебаний и фундаментальных законах механики, сходимостью результатов расчетных и экспериментальных исследований и их согласованностью с результатами исследований других авторов.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы в 2009-2013 г.г. были представлены на 8 внутренних, всероссийских и международных 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 Mechanical 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 В настоящее время в связи с длительно действующей тенденцией в мировом тракторостроении каждое новое поколение машин должно отличаться от предшественников большей энерговооруженностью и универсальностью. Этим обеспечивается их более высокая производительность и возможность механизации выполнения все большего количества работ при помощи одной машины. Но достижение 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], Гамаюнова 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], Свитачева 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 единичной мощности и энергонасыщенности машин сопровождается повышением динамической нагруженности их конструкций, форсированным износом наиболее нагруженных деталей, более быстрым темпом накопления усталостных повреждений, 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., Вафин Р.К., Вейц В.Л., Годжаев З.А., Гуськов В.В., Дмитриченко С.С., Доброхлебов А.П., Коловский М.З., Ксеневич И.П., Кутьков Г.М., Маслов Г.С., Платонов 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., Шарипова В.М. и других ученых созданы методы проектирования, расчетных и экспериментальных 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 диссертационные работы, направленные на исследование динамики силовой передачи гусеничных 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 отличаются от колесных машин сложностью конструкции ходовой части и более высоким отношением массы трактора к его мощности.

Работа открытых шарниров гусеничной 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 энергонасыщенности и ростом рабочих скоростей тракторов из-за увеличенной массы деталей растут инерционные нагрузки при перемотке звенчатой гусеницы. Это увеличение нагрузок связано с кинематическими факторами, такими, как звенчатость гусеничного обвода, наличие конструктивных и технологических зазоров, так и с неравномерностью 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 гусеничных машин с целью снижения их динамической нагруженности. В частности, предложено использовать в конструкциях узлов и механизмов движителя силовые резиновые элементы, такие, как резинометаллические блоки амортизационно-натяжного устройства, резиновые амортизаторы балансирных кареток, опорные катки с внутренними и наружными резиновыми элементами, обрезиненные звенья гусеницы, резинометаллические шарнирные соединения траков.

Исследованию влияния переменных нагрузок в ходовой системе на нагруженность узлов силовой передачи посвящена также диссертационная работа Хрипунова Д. В. [117]. Автором выполнена оценка вибронагруженности узлов промышленного трактора от воздействий со стороны гусеничного движителя, исследованы механизмы возбуждения вибраций в зоне направляющего колеса, опорной ветви и ведущего колеса. Создана математическая модель процесса укладки траков на опорную ветвь, которая отображает динамические процессы, происходящие 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 корпуса трактора при движении по ровному податливому основанию под действием подвижной системы катковых нагрузок». Кроме того, модель позволила объяснить факт возникновения параметрических колебаний, вызванных периодическим изменением жесткости системы «опорные катки - гусеничная цепь - грунт», который проявлялся при некоторых условиях в ходе проведения натурных испытаний.

Для снижения динамической нагруженности трансмиссии от вибраций, генерируемых гусеничной ходовой системой, автором сделан ряд конструктивных предложений. По мнению автора, наибольший эффект достигается за счет изменения расположения опорных катков. Предложена схема нерегулярной расстановки 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 трактора за счет установки упругих элементов в прицепное устройство между трактором и агрегатируемым орудием или машиной. Так, в докторской диссертации П.П. Гамаюнова [17] утверждается, что «…оператор тракторного поезда зачастую вынужден снижать скорость движения, чтобы снизить ударные нагрузки в тягово-сцепном устройстве. При этом снижается производительность, увеличивается коэффициент вариации тягового усилия, увеличивается также часовой расход топлива. Особо значимой эта проблема является для энергонасыщенных тракторов, 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 упругодемпфирующих 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 безопасность движения и снижение воздействий колебаний на организм оператора.

Решению проблемы снижения динамической нагруженности тракторных агрегатов 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 упругим элементом оптимальной жесткости способствует снижению динамичности нагружения трактора в составе машинно-тракторного агрегата на 20-25 %; уменьшению коэффициента буксования на 3-5 %; снижению крюковой нагрузки на 10повышению 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], который, в отличие от предыдущих авторов, предложил для снижения динамической нагруженности ходовой части и трансмиссии колесных тракторов использовать упругие элементы в их подвесках. Для этой цели автором предложена конструкция комплексного упругого элемента с нелинейной упругой характеристикой, который воспринимает радиальные нагрузки и передает крутящий момент. Создана математическая модель комплексного машинно-тракторного агрегата, позволяющая выполнять исследования с целью оптимизации параметров подвески с комплексным упругим элементом подвески задних колес. Автором также установлено, что при работе трактора с упругой подвеской задних колес увеличивается 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 тракторов 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, интенсивность которых определяется динамическими свойствами силовых приводов и параметрами внешних воздействий. Особенно интенсивны крутильные колебания в резонансных и околорезонансных режимах функционирования, чем обусловлено снижение эффективности силовых передач и машины в целом, надежности и долговечности узлов и механизмов. Простои техники, восстановление ее работоспособности приводят к нарушениям технологических регламентов и сроков выполнения работ, значительным трудовым, материальным и финансовым затратам.

Особенно это касается сложных дорогостоящих узлов и механизмов силовых передач».

Автором предложена методика оптимизации динамических свойств силовых передач на стадии проектирования, обеспечивающая эффективное снижение динамической нагруженности. Приведены результаты исследований по оптимизации динамических параметров силовой передачи почвообрабатывающего агрегата с трактором «Кировец», что позволяет повысить усталостную долговечность деталей 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 детерминированных и случайных возмущающих воздействиях. Предложен также метод поиска упруго-инерционных параметров, обеспечивающих снижение колебаний элементов силовой передачи при различных эксплуатационных режимах нагружения. 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 рекомендаций по оптимизации упруго-инерционных и демпфирующих параметров элементов 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 рабочего оборудования и увеличить в 1,3-1,45 раза передаточное число бортовой передачи. Анализ результатов исследования позволил автору предложить ряд оригинальных конструкций полуосей ведущих мостов с нелинейными упругими характеристиками для трактора Т-4М.

Проблеме снижения вибронагруженности силовой передачи трактора с гидротрансформатором крутящего момента посвящены работы С.П. Коблова [36]. Особое внимание автор уделил снижению уровня динамической нагруженности системы «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 элементов. Показано, что 70 % общего уровня виброускорений формируется конструктивными 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 результате исследований им выявлены максимально вибронагруженные элементы силовой передачи трактора ДТ-175С и определено влияние этой нагруженности элементов системы «двигатель – карданная передача – насосное колесо гидротрансформатора» на показатели безотказности трактора. Даны рекомендации по совершенствованию технологии сборки трактора и силовой передачи в частности, обеспечивающие снижение динамической нагруженности. Внедрение всей системы 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. Оганесяна [72]. Автором разработаны сложные математические модели той и другой трансмиссий, представленных разветвленными схемами. На основе исследования моделей показано, что замена реальной динамической системы трансмиссии цепной 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. Автором в результате исследований определены частоты, на колебания с которыми затрачивается основная часть энергии машин с механической и гидромеханической трансмиссиями при пахоте, посеве и на транспорте. Установлено, что чем ближе элемент к гидротрансформатору, тем более полога корреляционная функция процесса его нагружения, а на спектральной плотности основная часть энергии колебаний смещается в сторону околонулевых частот и при этом снижается динамичность нагрузки. Так, при установке гидротрансформатора амплитуды передающихся на двигатель низкочастотных колебаний (до 10 Гц) снижаются в 6, раза, а амплитуды колебаний крутящего момента двигателя за гидротрансформатором снижаются в 1,3-22 раза на разных частотах.

В современной работе А. Нуржауова [71] исследовано влияние инерционноупругих свойств элементов трансмиссии на динамику гусеничного трактора класса 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 выражения для описания процессов изменения нагрузочных и кинематических параметров трансмиссии в зависимости от упругих свойств ее элементов. Разработана также методика ускоренных стендовых исследований трансмиссий; в соответствии с которой проведены ресурсные испытания механизма поворота гусеничного трактора на спроектированной и изготовленной комплексной лабораторной стендовой установке для ускоренных исследований динамических и надежностных качеств узлов и агрегатов трактора.

Новые методы прогнозирования вибронагруженности трансмиссий транспортных машин и определения параметров динамических гасителей крутильных колебаний предложены в работе Тараторкина И. А. [114]. Автором разработана математическая модель дотрансформаторной зоны трансмиссии транспортной машины, в которой на основе использования методов статистической динамики и спектрального анализа впервые учтены существенно нелинейные свойства разветвленной механической системы «двигатель - трансмиссия - транспортная машина» при полигармоническом возмущении от дизельного двигателя с учетом виброзащитных свойств гидромеханической трансмиссии. Экспериментально изучены динамические процессы, протекающих в этой системе на разных режимах работы двигателя; выявлены условия возникновения резонансов в дотрансформаторной зоне. На основе обобщения результатов расчетных и экспериментальных исследований разработан инженерный метод, позволяющий на ранних этапах проектирования прогнозировать и обеспечивать вывод резонансных режимов 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 динамики трансмиссии ими используются модели, с различной степенью подробности описывающие передачу, от «маломассовых» до «многомассовых». В историческом разрезе сложность создаваемой модели находится в прямой зависимости от возможности и трудоемкости выполнения на ее основе расчетных исследований. На ранних этапах расчетного анализа динамики силовой передачи исследователями 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 участков валопровода.

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

Сложность создаваемой модели должна определяться в первую очередь задачей исследования. Исследование низкочастотных процессов нагружения валопровода 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 исследовать 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 силовой передаче при взаимодействии силовых кинематических пар в их опорах возникают реакции, величина и направление действия которых в эксплуатации постоянно изменяются. Координаты точек приложения активных сил в этих парах обычно 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 активных и реактивных сил, чем достигается ее большая адекватность.

В настоящей работе исследуются процессы нагружения участков силовой передачи трактора от всего комплекса эксплуатационных возмущений, в том числе от гармонических составляющих крутящего момента двигателя до шестой гармоники, 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 исследуется 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 Обзор современной научной литературы свидетельствует о том, что, несмотря на постоянное улучшение потребительских качеств современных тракторов, динамическая нагруженность их силовых передач является высокой, что приводит к накоплению усталостных повреждений и преждевременному выходу из строя самых нагруженных деталей, поэтому поиском путей снижения этой нагруженности еще на стадии проектирования постоянно занимаются целые группы исследователей, 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 касается 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 гусеничного трактора ЧЕТРА-6С315 класса 6, который изначально не проектировался для сельского хозяйства, а его конструкция получена путем различных корректировок конструкции промышленного трактора тягового класса 9. При этом конструкции 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 сельскохозяйственных гусеничных тракторов, является актуальной задачей.

В результате анализа литературных источников не обнаружено работ, в которых был бы предложен метод снижения динамической нагруженности трансмиссии за счет изменения жесткости связи реактивного звена. Такой связью в трансмиссии 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 динамичностью нагрузок, таких, как трогание с места, торможение, поворот в начальный момент действия режима заменять жесткую опору коронной шестерни ограниченно упругой, то есть позволять коронной шестерне на упругой опоре поворачиваться 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 создания новых машин для снижения пиковой динамической нагруженности их силовых 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 описанные 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 устройстве не только снижает динамическую нагруженность трансмиссии, но способствует улучшению еще целого ряда показателей эффективности машиннотракторного агрегата, а именно - уменьшению коэффициента буксования; снижению 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 элемент рессорного типа 4. К раме трактора при помощи болтов крепятся регулировочные 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, сельскохозяйственная машина в это время остается какое-то непродолжительное время на месте, а трактор идет вперед, постепенно увеличивая нагрузку. Такое явление наблюдается 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 элемент 4 будет постоянно работать, сглаживая эти колебания. При нагрузках ударного характера упругий элемент аккумулирует их энергию и растягивает передачу усилий на весь период времени между ударами.

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 тягиудлинители 1, жестко закрепленные на раме трактора 2, на консольных концах тяг-удлинителей 1 в двухподвижных шарнирах 3 крепится упругий элемент рессорного типа 4. В центре упругого элемента 4 закреплен кронштейн 5, к которому через датчик усилий 6 прицепляется сельскохозяйственная машина 7. Между рамой трактора 2 и упругим элементом 4 установлено демпферное устройство с мехатронным управлением 8. На тягах-удлинителях 1 установлены тензометрические датчики усилий 9 и 10.

Колебательный контур «упругий элемент 4 и демпферное устройство 8» предназначен для гашения максимумов амплитуд крюковой нагрузки. При работе трактора с прицепным орудием, погруженным в почву, происходят резкие колебания 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;

При увеличении нагрузки на крюке трактора происходит сжатие упругого элемента 4 с одновременным перемещением штока 14 вместе с поршнем 13 относительно 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, постепенно 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 приводе 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 чего обеспечить более плавное изменение касательной силы тяги, уменьшить буксование 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].

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 – углубления; 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 ведущей оси 3 колеса, пакеты тарельчатых пружин 11, 12 и пакеты повышенной жесткости 9, 10, фиксируемые на направляющих штоках 25, гидравлические магистрали 13 и 14, в которых установлены регулируемые дроссели 15 и 16 с приводами 17, 18, связанными с направляющими втулками 19, 20, установленными на эксцентриках лопастника 8. Упоры ступицы имеют углубления 21, соединенные с гидравлическими магистралями 13, а также дополнительные резиновые демпферы, образованные резиновыми прокладками 22 и фиксируемыми на упорных поверхностях 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 перемещают приводы, которые воздействуют на механизмы клапанов 15, 16, увеличивая 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 эксплуатационные 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 важнейших источников динамических возмущений, которые через силовую цепь передаются трансмиссии. Среди них особо значимыми являются возмущения от перемотки звенчатой гусеницы, а также от вертикальных и угловых колебаний остова на подвеске. В соответствии с [51] «…виброударные режимы в гусеничном движителе приводят к возрастанию динамических напряжений и снижению усталостной долговечности отдельных узлов. Кроме того, ударные взаимодействия и вибрации механизмов движителя, имеющих зазоры в кинематических парах, приводят к возрастанию энергетических потерь и снижению коэффициента полезного действия всего движителя».

Для снижения динамичности нагрузок в элементах гусеничных ходовых систем в России и за рубежом предложено и используется большое количество технических решений, основные из которых базируются на использовании в конструкциях узлов ходовой системы обрезиненных элементов. Так, например, на транспортных гусеничных машинах широко используются обрезиненные опорные 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 гусеницы в виде бесконечной обрезиненной, резиновой или резинотканевой ленты (рисунок 2.5).

а – бесконечная армированная гусеничная лента с резиновыми почвозацепами; б – эластичная 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 металлическими гусеницами (рисунок 2.6). Известны также конструкции гусеничных ходовых систем с обрезиненными направляющими колесами (рисунок 2.7):

Рисунок 2.6. Обрезиненные опорные катки и Рисунок 2.7. Обрезиненное 2.4. Целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи Известно, что чем больше крутильная жесткость отдельных элементов силовой 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 передачи, расположенные ближе к ведущему колесу. Такова, например, ниже описанная конечная передача с торсионным валом (рисунок 2.8). Она [80] содержит ведущую 1 и ведомую 2 шестерни, полуось 3, установленную на подшипниках 4 и в рукаве 6, жестко закрепленном на корпусе 7, торсион, выполненный из последовательно соединенных концентрично расположенных в сверлении полуоси пруткового 8 и трубчатого 9 участков, шлицами соединенных между собой, с полуосью 3 и с втулкой 10, установленной в подшипнике 11, на наружных шлицах которой установлен торец 12 ведомой шестерни 2, а торец 13 посажен на подшипник 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 жесткостью, кулачковую муфту, ведущие кулачки 21 которой установлены на ведомой шестерне 2, а ведомые кулачки 22 на диске 19.

Фрикционная муфта, ведущим диском которой служит диск ведомой шестерни, а ведомый диск, поджатый пружиной, препятствует деформации торсиона: если увеличивается передаваемый от двигателя крутящий момент, то его часть через 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 исходном положении. При трогании трактора крутящий момент от ведомой шестерни 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, соответственно изменяется и угол закрутки торсиона, при этом крутящий момент муфты сцепления, уменьшает амплитуду колебаний угла закрутки торсиона относительно 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 внутри 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 осевого 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, выполненные в виде винтовых пружин. Эпициклическая шестерня 7 взаимодействует 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 осуществляется за счет того, что на боковой поверхности кольцевого элемента 6 выполнены продольные ребра 9 в виде кольцевых секторов, в промежутках между ними помещены предварительно сжатые в тангенциальном направлении упругие элементы 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 продольными 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 поворачивается вокруг своей оси относительно кольцевого элемента и корпуса до тех пор, пока не уравняется ее реактивный момент с усилиями деформации упругих элементов. Свободное перемещение эпициклической шестерни в осевом и радиальном 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 движения транспортного средства и улучшаются его топливно-экономические показатели.

2.5. Установка в силовую цепь специальных устройств Одним из самых распространенных путей снижения динамической нагруженности трансмиссии за счет изменения податливости упругих связей является установка 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, превращаясь 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 одновременно податливостью металлическими упругими элементами, а на участках с большей частотой вращения деталей, но меньшей силовой нагруженностью – с неметаллическими, чаще всего резиновыми или резино-металлическими упругими элементами.

Для примера на рисунке 2.10 представлена упругая муфта с аксиальными пакетами пластинчатых пружин. Ее полумуфты 1 и 4 имеют зубчатые венцы и соединяются 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 боковые поверхности зубьев очерчены дугами окружностей, муфта имеет нелинейную характеристику. Смазка внутри кожуха удерживается уплотнениями, допускающими смещение ступиц относительно кожуха.

Эта муфта служит для передачи значительных крутящих моментов и отличается 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 наружной поверхности. Упругие элементы 4 закладываются между ребрами и при действии 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, представленная 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, связанное с движителем, коронную шестерню 3, корпус, состоящий из двух частей и 5, связанных с помощью болта 6 через подшипники 7. На наружной поверхности коронной шестерни 3 выполнен винтовой венец 8. Параллельно оси транспортного средства установлен торсионный вал 9, один конец 10 которого связан с частью 4 корпуса посредством проставки11, а другой конец 12 установлен в частях 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 нагрузкой на движитель. Данный реактивный момент через винтовую пару передается на торсионный вал, что приводит к его закручиванию и обеспечивает снижение динамических нагрузок, воздействующих на передачу от движителя и создаваемых, например, при резком трогании транспортного средства с места. При закручивании торсионного вала возникает момент сопротивления, при снижении реактивного момента на коронной шестерне она проворачивается обратно.

Одним из распространенных путей снижения динамической нагруженности силовых передач является установка в силовую цепь демпферов крутильных колебаний, демпфирующие элементы которые поглощают и переводят в тепло колебательную энергию. Распространены фрикционные, жидкостные и другие типы демпферов. Наиболее легко поддаются гашению колебания с высокими и средними частотами. Колебания с низкими частотами демпфировать гораздо сложнее, так как дополнительные подвижные массы демпфера должны при этом быть достаточно 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 предназначены для гашения крутильных колебаний от двигателя. На рисунке 2.13 представлены конструкции, в которых использованы резиновые проставки между ведущими и ведомыми частями демпфера. За счет их деформации во время колебаний происходит гашение в основном высокочастотных колебаний.

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

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 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.

2.8. Использование самоустанавливающихся «плавающих»

Значительная часть динамических напряжений в деталях силовой передачи возникает из-за перекосов и иных дефектов в соединениях деталей, которые возникают или в результате неправильной сборки, или в процессе эксплуатации в результате износа. Для противодействия этому в конструкциях предусматривают так называемые «плавающие» или компенсационные звенья. Примером конструкции с таким звеном может служить представленная на рисунке 2.16 планетарная передача с сателлитами на эксцентрическом подшипнике. Она содержит центральное колесо внешнего зацепления 1, размещенное в стакане 2 на подшипниках 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, которое 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 компенсационного узла, предназначенного для снижения неравномерности нагрузки между сателлитами и по длине контактных линий. Компенсационный узел выполнен 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 сателлита в зацеплениях с центральными колесами внешнего зацепления и внутреннего 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 составным сателлитом.

Рисунок 2.17. Планетарная передача с составным сателлитом.

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

Планетарный ряд образуют центральное колесо внешнего зацепления, которое является заторможенным, центральное колесо внутреннего зацепления, к которому подводится крутящий момент, сателлиты и водило, предназначенное для передачи 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 внутреннего 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 игольчатого подшипника, а в осевом направлении опорой боковым втулкам служат жесткие ограничительные дистанционные кольца.

Описанная конструкция служит для компенсации перекоса и непараллельности образующих зубьев сателлита в зацеплениях с центральными колесами внешнего зацепления и внутреннего зацепления, образованных в результате погрешностей изготовления деталей передачи.

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

Для того, чтобы воспользоваться этим методом, необходимо построить динамическую модель силовой передачи и определить упругие и инерционные параметры ее элементов. Далее расчетным методом определить собственные и парциальные частоты колебаний масс и воспользоваться следующим выражением:

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 одного 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 колебаний по силовому валопроводу и снижения вследствие этого его динамической нагруженности является идеальным. Путем целенаправленного изменения упругих и инерционных параметров элементов передачи в соответствии с методикой [121] возможно уменьшать динамическую связанность звеньев передачи и снижать при этом ее нагруженность.

2.10. Изменение жесткости опор элементов силовой передачи Одним из методов, также не нашедших широкого распространения в практике конструирования, является управляемое изменение жесткости опор элементов силовой передачи, передающих крутящий момент. Известно, что корпуса узлов и механизмов, служащие опорами для вращающихся деталей, воспринимают от этих деталей реактивные моменты, по направлению противоположные крутящему. При этом в силовой цепи образуются звенья с реактивными связями. Участие этих звеньев в колебательном процессе, имеющем место вследствие неравномерного 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 нагружающего 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 жесткости 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 выборе в соответствии с предложенной методикой жесткости подвески двигателя нагруженность 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 В результате анализа патентной и технической литературы предложено несколько новых технических решений устройств, предназначенных для снижения динамической нагруженности силовой передачи трактора во время эксплуатации 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 коробкой передач 5, и упруго-демпфирующее устройство 6, включающее в себя неподвижный диск 7, связанный через наружные шпильки 8 с регулировочными гайками 9, размещенные коаксиально на наружных шпильках 8 наружные 10 и внутренние 11 пружины с нажимным диском 12, размещённый между неподвижным диском 7 и нажимным диском 12 диск 13 с фрикционными накладками 14, внутренний диск 15, неподвижно связанный с диском 13 с фрикционными накладками 14 и ступицей 16 с промежуточным диском 17, подвижно по углу поворота связанный со ступицей 16 наружный диск 18, установленные на ступице 16 размещенный между внутренним 15 и промежуточным 17 дисками внутренний 19, а между наружным 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 дополнительных наружных 21 и внутренних 22 пружин, расположенных коаксиально на внутренних шпильках 23 с регулировочными гайками 24, установленные в прорезях промежуточного 17, наружного 18 и внутреннего 15 дисков цилиндрические пружины 25, при этом ведомый вал муфты сцепления 2 соединен с солнечной шестерней 26 планетарной передачи 3, коронная шестерня 27 которой соединена со ступицей 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 регулировкой величины действующего на нажимной диск 12 нажимного усилия от наружных 10 и внутренних 11 пружин за счет изменения регулировочными гайками величины их предварительного натяжения.

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

При этом в планетарной передаче заторможенным звеном является коронная шестерня, связанная со ступицей упруго-демпфирующего устройства, в котором диск с фрикционными накладками зажат между неподвижным и нажимным дисками усилием наружных и внутренних пружин и не совершает угловых перемещений относительно неподвижного и нажимного дисков; установленные в прорезях промежуточного, наружного и внутреннего дисков цилиндрические пружины нагружены усилием от передаваемого промежуточным диском постоянного крутящего момента;

установленные на ступице между внутренним, и наружным и промежуточным дисками 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 котором осуществляется посадка витка на виток цилиндрических пружин 25, в соответствии 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. Связанная со ступицей коронная шестерня совершает такие же угловые перемещения, что и внутренний и наружный фрикционные элементы. Таким образом, вместо жесткой 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 снижается жесткость трансмиссии транспортного средства.

За счет обеспечения возможности угловых перемещений коронной шестерни 27 в пределах упругого хода цилиндрических пружин 25 при действии переменных нагрузок уменьшается динамическая нагруженность трансмиссии транспортного 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 трансмиссии 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 действия переменной нагрузки перемещается по углу поворота относительно неподвижного 7 и нажимного 12 дисков, преодолевая момент трения в образуемых этими дисками фрикционных парах. При этом часть энергии колебаний нагрузки поглощается во фрикционных парах, составленных диском 13 с фрикционными накладками 14, неподвижным диском 7 и нажимным диском 12. За счет этого обеспечивается 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 динамической нагруженности трансмиссии и, соответственно, повышение ее долговечности.

2.11.2. Устройство с вариатором жесткости Предложено также еще одно устройство для адаптивного управления жесткостью трансмиссии транспортного средства с целью снижения ее динамической нагруженности. На техническое решение устройства получен патент РФ на полезную модель № 116411 [86]. Оно содержит (рисунок 2.19) коленвал 1 двигателя, муфту сцепления 2, планетарную передачу 3, валом водила 4 соединенную с коробкой передач 5, анализатор крутящего момента 6, замеряющий и анализирующий величину крутящего момента на снабженном датчиком 7 выходном валу 8 коробки 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 упругих муфт 19, 20, 21, 22 и 23, причем при перемещении по первичному валу 10 вариатора жесткости 9 зубчатого колеса 13 оно имеет возможность поочередно входить 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 отверстиях 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 приливами 31 в форме усеченного конуса, при этом приливы 29 и 31 служат направляющими для цилиндрических пружин 32, каждая из которых одним концом контактирует 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.

Динамическая нагруженность трансмиссии транспортного средства в эксплуатации определяется нагружающими воздействиями, действующими на ее элементы со стороны двигателя и со стороны ведущих колес, а также жесткостными и диссипативными 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 нагружающего воздействия должна соответственно изменяться величина жесткости элементов трансмиссии.

Во время движения транспортного средства крутящий момент с коленвала двигателя через включенную муфту сцепления передается на вариатор жесткости, расположенное 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 ведущие полумуфты нагружаются крутящим моментом, этот момент через закрепленные в отверстиях ведущей полумуфты пальцы, упоры с приливами в форме усеченного конуса, цилиндрические пружины, упоры с приливами в форме усеченного конуса, закрепленные в отверстиях ведомой полумуфты пальцы передается на ведомую полумуфту, связанную с вторичным валом вариатора. Далее с этого вала крутящий 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 определяется 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 каждый 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 вариаторе 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 участка валопровода в зависимости от того, с каким из расположенных на вторичном валу вариатора зубчатых колес находится в зацеплении расположенное на первичном валу вариатора зубчатое колесо. Если оно находится в зацеплении с зубчатым колесом 18, то в состав валопровода трансмиссии включается одна расположенная на вторичном 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 находится пара зубчатых колес 13 и 16, в состав валопровода последовательно включаются 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 трансмиссии на указанной диаграмме определяется линиями III, IV и V.

Рисунок 2.21. Диаграмма изменения жесткости трансмиссии Каждой определяемой анализатором крутящего момента средней величине крутящего момента на выходном валу коробки передач соответствует значение жесткости валопровода трансмиссии, при которой динамическая нагруженность трансмиссии будет минимальной. Соответствующая средней величине крутящего момента 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.

2.12. Предложенные новые технические решения планетарных передач с самоустанавливающимися сателлитными блоками 2.12.1. Планетарная передача с упругими связями Одними из самых нагруженных элементов силовых передач тракторов являются планетарные передачи, которые чаще всего являются узлами ведущих мостов, поэтому нагружены крутящим моментом, как минимум в несколько раз превышающим момент двигателя. Как правило, они представляют собой компактные узлы, контактирующие поверхности деталей которых выполняют с повышенной степенью точности. Ввиду существенной динамической нагруженности этих деталей при нарушении условий эксплуатации они достаточно быстро выходят из строя, приводя к экономическим потерям, учитывая достаточно высокую стоимость 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 нагрузку между сателлитами и по длине зуба сателлитов. Вследствие возникающих при этом перекосов сателлиты контактируют своими зубьями с зубьями солнечной и коронной шестерен не по всей длине зуба, а только по ее некоторой части, при этом контактные нагрузки многократно увеличиваются, накапливаются усталостные напряжения и вся передача выходит из строя существенно раньше нормативного срока эксплуатации. Для противодействия описанным явлениям предложено несколько новых технических решений планетарных передач.

Планетарная передача содержит центральное колесо внешнего зацепления (рисунок 2.22), размещенное в стакане 2 на подшипниках скольжения 3, центральное колесо внутреннего зацепления 4, установленное на подшипниках качения 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 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.

Сектора 10 (рисунок 2.23) сателлитного блока 8 (рисунок 2.22) представляют часть дуги окружности; с одной стороны каждого из секторов выполнена двузубая, а с другой однозубая вилки. Сектора связаны последовательно между собой с помощью цилиндрических шарниров 13 (рисунок 2.23) с осями 14, расположенными перпендикулярно плоскости дуги сектора по окружности между сателлитами 10 (рисунок 2.22).

Для передачи крутящего момента ступице 9 (рисунок 2.22) на однозубой части вилки сектора выполнены участки внутренней поверхности шлицевого соединения 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). Внутренние шлицы 15 (рисунок 2.24) расположены в зоне однозубых вилок секторов (рисунок 2.22), а внешние шлицы 17 (рисунок 2.23) расположены на внешних поверхностях 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 соединения, 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) сателлитного блока 8, служащем опорой осей 14, по окружности, проходящей через центры осей 14, в направлении к двузубым вилкам выполнены выемки 21 (рисунок 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 шарнирно 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 перпендикулярной 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, центральное колесо внутреннего зацепления 4, установленное на подшипниках качения 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 окружности 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 (рисунок 2.30) венца ступицы 9 выполнены внешние шлицы 18, зацепляющиеся с внутренними шлицами 16, расположенными на двузубых вилках 19, параллельных 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, которое является заторможенным, центральное колесо внутреннего зацепления 4, к которому подводится крутящий момент, сателлиты 15 и водило 7, предназначенное 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 2.29. Разрез по оси Рисунок 2.30. Ступица водила Сателлитный блок 8, составленный из секторов 10, соединен участками узкого шлицевого соединения 23 (рисунок 2.28) со ступицей 9 (рисунок 2.25). Эти участки узкого шлицевого соединения 23, имеющие достаточные боковые и радиальные зазоры, в совокупности с угловой подвижностью секторов сателлитного блока, 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 центральных колес под воздействием сил, возникающих в зацеплениях сателлитов с центральными колесами 1 и 4 передачи и выравнивание нагрузки между сателлитами 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 сателлитного блока 8.

Крутящий момент, подводимый к центральному колесу внутреннего зацепления, передается сателлитному блоку, составленному из секторов, и валу 22 через зацепления сателлитов с центральными колесами внешнего зацепления и внутреннего зацепления, оси и подшипник. От сателлитного блока 8 момент передается ступице водила участками шлицевого соединения 23, расположенными в промежутках между сателлитами, имеющими осевые и радиальные зазоры. Внутренние шлицы 16 расположены на двузубых вилках 19, параллельных плоскости секторов 10, а внешние шлицы 18 – на внешних поверхностях секторов 17 венца ступицы.

Таким образом, конструкция планетарной передачи позволяет повысить надежность 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

Как отмечалось в 1 главе, анализ динамической нагруженности элементов силовой передачи на этапе проектирования позволяют осуществлять современные методы расчетного моделирования. На первом этапе осуществляется разработка структурной схемы передачи, которая обычно представляет собою граф, при помощи простых графических символов отражающий состав и структурные связи движущихся масс передачи. На основе этой схемы создается динамическая модель передачи, которая, кроме сведений о составе и связях масс, содержит сведения об упругих, инерционных и диссипативных характеристиках 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 рассматривать как систему твердых тел, соединенных упругими и фрикционными связями, которая находится в движении под действием движущих сил, сил инерции и сил сопротивления.

При построении динамической модели передачи обычно принимается ряд допущений, упрощающих описание реальных свойств тех элементов, математическое описание которых слишком сложно, слишком трудоемко или слишком громоздко, а в ряде случаев и невозможно ввиду отсутствия необходимых экспериментальных данных. Одним из самых распространенных является допущение о линейности или нелинейности свойств отдельных упругих элементов передачи. Характер изменения упруго-демпфирующих свойств элементов реальных систем часто зависит от параметров нагружающих воздействий, степени 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 исследовании 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 механизмом 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 участки валопровода образуют при этом с корпусными деталями реактивные контуры, динамические параметры которых влияют на нагруженность силовой передачи 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 учтены достоинства моделей-предшественников. Принят также следующий ряд допущений, позволяющих достичь определенного компромисса между сложностью 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 существенно отклоняются – нелинейные характеристики.

3) В процессе колебаний сосредоточенные массы обладают только кинетической 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 постоянной жесткостью.

8) Муфта сцепления жестко замкнута.

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

На первом этапе разработки по кинематической схеме (рисунок 3.1) создана структурная схема силовой передачи. На ее основе и на основе анализа конструкторской документации разработана динамическая модель силовой передачи 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 невесомыми и нерастяжимыми упругими связями – эквивалентами валов и других соединительных деталей, масса которых перераспределена между соседними сосредоточенными массами.

Необходимые для разработки начальной динамической модели значения моментов инерции деталей узлов и жесткости их соединений определены в автоматизированном 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 поворота; 8 - конечная передача При определении моментов инерции деталь или сборочная единица разбивалась на произвольное число элементарных цилиндров. Момент инерции отдельных сосредоточенных масс определялся суммированием моментов инерции описывающих ее элементарных цилиндров.

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

Значения моментов инерции элементов редуцированной модели Номер Обознач.

массы элемента Значения крутильной жесткости участков редуцированной модели силовой передачи Зубчатое зацепление, шлицевое соединение на C4345, С4446 Зубчатое зацепление водило с сателлитами C4549, С4650 Зубчатое зацепление сателлитов с коронной шестерней, шлицевое соединение от короны на барабан C4951, С5052 Шлицевое соединение от короны на барабан, C5759, С5860 Зубчатое зацепление солнечной шестерни с сателлитами C5961, С6062 Зубчатое зацепление сателлитов с коронной шестерней C5965, С6066 Жесткость на изгиб для сателлитов бортового редуктора (БР) 3.3. Разработка математической модели силовой передачи трактора при помощи пакета «Универсальный механизм»

В соответствии с кинематической схемой (рисунок 3.1) и схемой плоской динамической модели (рисунок 3.2) построена 3-мерная динамическая модель (рисунок 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 (рисунок 3.4). Для описания положения одного тела относительно другого в данном случае в программном пакете используется понятие «Шарнир». В пакете заложено математическое описание ряда различных шарниров, для описания данного типового звена используется описание «вращательного шарнира».