1

На правах рукописи

Соколов-Добрев Николай Сергеевич

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ АНАЛИЗА И СНИЖЕНИЯ

ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ

ГУСЕНИЧНЫХ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ ТРАКТОРОВ

05.05.03 - Колесные и гусеничные машины

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Волгоград - 2007 2

Работа выполнена в Волгоградском государственном техническом университете

Научный руководитель кандидат технических наук, профессор Победин Аркадий Викторович.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Кузнецов Николай Григорьевич.

кандидат технических наук, доцент Зубков Валентин Федорович.

Ведущая организация ОАО «Тракторная компания «ВгТЗ».

Защита состоится «14» ноября 2007 г. в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 212.028. при Волгоградском государственном техническом университете по адресу:

400131, г. Волгоград, проспект Ленина, 28.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета.

Автореферат разослан « » октября 2007 г.

Ученый секретарь диссертационного совета Ожогин В.А.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. В соответствии с законами рынка, в тракторостроении, как и в других отраслях, постоянно растут требования к функциональным и потребительским показателям новых машин. Эти показатели напрямую зависят от качества конструкции и нагруженности основных рабочих узлов тракторов.

Одним из важнейших элементов трактора является комплекс узлов трансмиссии, или силовая передача. У современных тракторов масса трансмиссий обычно составляет около 40 % массы машины. Постоянная высокая динамическая нагруженность деталей тракторных трансмиссий приводит к тому, что, наряду с деталями ходовых систем, значительная часть отказов и поломок имеет место именно в трансмиссии. Так, по данным испытаний, за первые 6000 моточасов работы отказы трансмиссий вследствие высокой нагруженности деталей составляют у тракторов 20-25% от общего числа отказов. Тем временем современным нормативным требованиям отвечают только трансмиссии, ресурс которых не ниже 1400016000 моточасов.

В настоящее время большинство проектировщиков информацию о предположительной нагруженности деталей силовой передачи в эксплуатации получают на основе расчетного моделирования процессов динамического нагружения элементов передач. Однако в используемых моделях зачастую слишком упрощенно описываются характеристики ряда элементов силовой цепи и нагружающих воздействий. В частности, при исследованиях динамической нагруженности силовой передачи от крутильных колебаний не принимается во внимание участие в колебаниях корпусных деталей двигателя, трансмиссии и остова машины. Недостаточно точно отражается связанность крутильных колебаний в трансмиссии с вертикальными и угловыми колебаниями корпусных деталей. Часто существенно упрощаются законы изменения нагружающих воздействий, в частности, крутящего момента двигателя и тягового сопротивления.

Используемые модели не позволяют исследовать влияние на нагруженность трансмиссии несинфазного перезацепления зубьев ведущих колес с гусеницей.

Большинство предложенных методов исследования нагруженности не позволяет оценивать влияние на нагруженность передачи упругих, инерционных и демпфирующих параметров ее элементов. Все перечисленное снижает достоверность получаемых при моделировании данных о нагруженности и приводит к неправильному выбору при проектировании параметров элементов передачи.

Вследствие важности для экономики страны повышения качественных показателей выпускаемых машин настоящая работа, в которой предложены новые, лишенные перечисленных недостатков, методы анализа и снижения динамической нагруженности трансмиссий, является актуальной.

Цель исследования. Разработка методов расчетного анализа динамической нагруженности силовых передач сельскохозяйственных тракторов, позволяющих более адекватно отражать при моделировании динамические свойства элементов силовой передачи и характеристики возмущающих воздействий на них, за счет этого получать более достоверные результаты расчетных исследований, на основе Автор выражает благодарность д.т.н. Шеховцову В.В. за научное консультирование работы которых проектировать трансмиссии с необходимыми для эксплуатационных условий нагружения характеристиками элементов.

Объектом исследования является гусеничный сельскохозяйственный трактор ОАО «ТК «ВгТЗ» семейства ВТ.

Научная новизна работы.

1. Разработаны динамическая и математическая модели трансмиссии гусеничного трактора, позволяющие учитывать влияние на динамическую нагруженность силовых элементов связанности их крутильных колебаний с угловыми колебаниями корпусных деталей двигателя, трансмиссии и остова трактора.

2. Предложены новые методы оценки влияния упруго-инерционных параметров корпусных деталей и несинфазного перезацепления ведущих колес с гусеничной цепью на динамическую нагруженность при действии основных эксплуатационных нагрузок.

3. С использованием разработанных моделей предложены научнообоснованные схемные решения, обеспечивающие снижение динамических нагрузок в трансмиссии тракторов семейства ВТ производства ОАО ТК ВГТЗ.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обуславливаются использованием фундаментальных уравнений механики, теории механических колебаний, обоснованностью допущений, принятых при разработке обобщенных моделей, сходимостью результатов расчетов и экспериментальных данных, согласованностью их с известными результатами исследований.

Важными для практики результатами работы являются следующие:

1. Создана автоматизированная система, позволяющая анализировать и целенаправленно корректировать собственные частотные свойства силовых передач тракторов; исследовать влияние на их динамическую нагруженность основных эксплуатационных нагрузок, а также оценивать влияние на эту нагруженность изменения упругих, инерционных и демпфирующих параметров каждого элемента трансмиссии для максимального снижения ее динамической нагруженности в эксплуатации.

2. Разработаны метод и программные средства для анализа влияния жесткости опор корпусных деталей трансмиссии на динамическую нагруженность ее участков на установившихся и переходных режимах движения. Выполнение исследований на этой базе позволяет выработать рекомендации по управлению упругими свойствами опор корпуса трансмиссии на разных режимах движения для снижения динамической нагруженности трансмиссии. Предложена улучшенная схема крепления корпуса трансмиссии тракторов семейства ВТ к раме, позволяющая изменять жесткость его крепления в продольной плоскости в зависимости от нагрузочного режима трансмиссии.

3. Предложены метод и программные средства для анализа влияния жесткости подвески двигателя на динамическую нагруженность трансмиссии от основных эксплуатационных нагрузок. При использовании метода и программных средств выполнены исследования, позволившие выработать рекомендации по совершенствованию упругих характеристик подвески двигателей тракторов семейства ВТ.

4. Разработан метод анализа влияния на динамическую нагруженность трансмиссии разницы углов установки ведущих колес, связанной со звенчатостью гусеницы трактора во время движения. Метод и созданные программные средства позволяют для любого трактора определять наиболее благоприятные, с точки зрения нагруженности трансмиссии, углы рассогласования положения ведущих колес на разных режимах движения трактора. Показана необходимость разработки и использования устройства, управляющего углом рассогласования ведущих колес трактора.

Апробация основных результатов работы. Материалы диссертации представлялись на международных научно-практических конференциях «Прогресс транспортных средств и систем» (Волгоград, ВолгГТУ, 2002 и 2005 г.г.), на VIII и IX Международных симпозиумах Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов эксплуатации механических транспортных средств»

(Варшава-Рыня, 2002 и 2005 г.г.), на 39-43 научно-практических конференциях ВолгГТУ (2002-2006 г.г.), а также на научных семинарах кафедры «Автомобиле- и тракторостроение».

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 печатных работ, в том числе 1 в центральной печати.

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, списка использованной литературы. Содержит 186 страниц машинописного текста, 91 рисунок и 39 таблиц. Список использованной литературы содержит наименований.

СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ

Во введении показано, что из-за постоянного повышения мощности, производительности, быстроходности современных тракторов динамическая нагруженность их трансмиссий постоянно увеличивается и обоснована необходимость совершенствования методов ее анализа и снижения еще на этапе проектирования на основе моделирования. Приведена общая характеристика диссертационной работы, изложены основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе представлен обзор работ по рассматриваемой тематике, рассмотрены основные факторы, влияющие на нагруженность и долговечность деталей силовой передачи. Обоснована необходимость выполнения теоретических исследований динамических процессов в силовых передачах.

Сформулированы задачи и цель исследования.

Известны работы в области динамики силовых передач известных отечественных и зарубежных ученых: В.Б. Альгина, В.Я Аниловича, В.И.

Анохина, И.Б. Барского, О.П. Берестнева, В.А. Бойкова, В.В. Болотина, Н.Ф.

Бочарова, В.Л. Вейца, Р.К Вафина, Ф.Р. Геккера, З.А. Годжаева, А.М. Гомана, К.И. Городецкого, Л.В. Григоренко, А.С. Гусева, А.П. Гусенкова, С.С.

Дмитриченко, М.И. Злотника, В.А. Золотухина, В.А. Иванова, Б.И. Кальченко, А.Е. Качуры, В.Н. Карабана, И.П. Ксеневича, Н.Г. Кузнецова, Г.М. Кутькова, Г.Е. Листопада, С.А. Лапшина, Л.М. Литвина, К.Я. Львовского, В.А. Лукьянова, А.Б. Лурье, Г.М. Оганесяна, В.Ф. Платонова, А.А. Полунгяна, Б.М. Позина, Т.П. Русадзе, В.А. Савочкина, В.А. Светлицкого, А.И. Свитачева, В.М. Семенова, А.Т. Скойбеды, Г.И. Скундина, Г.А. Смирнова, В.П. Тарасика, П.П. Упирова, И.С. Чернявского, А.В. Чичинадзе, Г.Н. Чурсиновой, И.С.

Цитовича, В.М. Шарипова, В.П. Шевчука, Н.А. Щельцына, Н.Н. Яценко и др.

Эти ученые внесли существенный вклад в создание основ анализа динамических процессов нагружения узлов и машин. Под их руководством выполнены теоретические и экспериментальные исследования, позволившие постоянно повышать качественные показатели многих поколений создаваемых в России тяговых и транспортных средств.

Выполнен анализ эволюции созданных в разное время динамических моделей передач, выявлено несоответствие их отдельных динамических свойств свойствам реальных передач. Проанализированы достоинства и недостатки известных методов исследования динамической нагруженности передач, на основе чего сформулированы современные требования к этим методам.

В качестве одного из недостатков используемых динамических моделей отмечено то, что большинство из них не учитывает влияние на нагруженность силового валопровода в эксплуатации колебаний корпусных деталей узлов и остова трактора вследствие действия на них реактивных моментов со стороны деталей, передающих крутящий момент. Часто в моделях не отражается или отражается слишком упрощенно связанность этих колебаний с крутильными колебаниями в трансмиссии. Указанные недостатки снижают достоверность получаемых результатов. Таким образом, для решения поставленной задачи следует разработать динамическую модель и комплекс методов и средств для ее анализа, позволяющий выполнять оценку влияния на нагруженность передачи упруго-инерционных и диссипативных параметров реактивных элементов.

Во многих работах рассматривается влияние кинематических возмущений от перемотки гусеничной цепи на колебания остова трактора и колебания в валопроводе. При этом не учитывается влияние разницы углов установки ведущих колес во время движения на динамические процессы внутри трансмиссии.

Тем временем на характер колебаний с высокими амплитудой и энергией, инициируемых перемоткой гусеницы и проходящих сквозь весь валопровод вплоть до двигателя, нарушая законы движения деталей и приводя к накоплению усталостных повреждений, оказывает влияние степень несинфазности работы ведущих колес. Следовательно, создаваемая модель должна учитывать влияние этой несинфазности на нагруженность.

В процессе работы трактора по валопроводу силовой передачи распространяются крутильные колебания, причиной которых является неравномерность действия эксплуатационных нагрузок, прежде всего тягового сопротивления, колебаний остова на подвеске, перемотки звенчатой гусеницы и гармонических составляющих крутящего момента двигателя. При этом вследствие наложения колебаний возможно как местное увеличение их амплитуд, так и взаимное гашение. Однако в работах современных исследователей анализ нагруженности участков силовой передачи при одновременном действии эксплуатационных возмущений не выполняется.

Во второй главе описаны созданные структурная схема, динамическая и математическая модели силовой передачи гусеничного трактора ОАО «ТК «ВГТЗ» семейства ВТ (рис. 1 и 2).

Рис. 1. Динамическая модель силовой передачи тракторов семейства ВТ (азависимость крутящего момента от угла поворота коленвала; б- изменение Модель включает в себя 34 сосредоточенные массы с моментами инерции: – корпуса двигателя относительно продольной оси; 2 – коленвала с приведенными массами КШМ; 3 – маховика с ведущими элементами муфты сцепления; 4 – ведомых элементов муфты; 5 – переднего шарнира кардана; 6 – ведущих элементов КПП; 7 – ведомых элементов КПП; 8 – главной передачи и коронной шестерни ПМП; 9, 10 – сателлитов и водила ПМП; 11, 12 – солнечных шестерен ПМП; 13, 14 – шкивов остановочных тормозов; 15, 16 – конечных передач; 17, – ведущих колес; 19, 20, 21, 22 – шкивов тормозов солнечных шестерен; 23 – корпуса трансмиссии относительно продольной оси; 24 – корпуса трансмиссии относительно поперечной оси; 25, 26 – гусеничной цепи и вращающихся детали ходовой части; 27 – остова трактора относительно поперечной оси; 28 – навесного орудия; 29, 30 – половины поступательно движущейся массы (приведенной к оси ведущего колеса); 31, 32 – опорной ветви гусеницы вместе с грунтом при буксовании; 33 – остова трактора относительно вертикальной оси; 34 – остова трактора относительно продольной оси.

Модель позволяет учитывать влияние на нагруженность силовой передачи колебаний двигателя на его подвеске в продольной плоскости, продольных и поперечных колебаний корпуса трансмиссии относительно рамы, а также продольных и поперечных угловых колебаний остова трактора на подвеске. Для этого в модель введено пять дополнительных звеньев с реактивными связями.

Двигатель представлен инерционными массами корпуса и деталей КШМ.

Первая из них позволяет учитывать колебания двигателя на раме при действии реактивного момента, уравновешивающего крутящий момент (масса 1 со связями).

Рис. 2. Пространственная схема динамической модели Корпус трансмиссии представлен в виде двух отдельно участвующих в колебательных движениях инерционных масс. Первое реактивное звено учитывает связанность его колебаний в поперечной плоскости с крутильными колебаниями элементов валопровода от первичного вала КПП до главной передачи (масса 23 со связями). Связанность продольно-угловых колебаний корпуса на раме с крутильными колебаниями участка валопровода от главной передачи до ведущих колес учитывается вторым колебательным контуром (масса 24 со связями).

Остов трактора представлен четырьмя дифференциально связанными массами. Его момент инерции относительно продольной оси отображен массой 34. Двигатель и корпус трансмиссии образуют с этой массой колебательный контур, на который действуют реактивные силы при угловых колебаниях в поперечной плоскости. Момент инерции остова в продольно-угловых колебаниях отображен массой 27. На нее через корпус трансмиссии передается реактивный момент, стремящийся повернуть остов на некоторый угол при колебаниях трактора в продольной вертикальной плоскости. Поступательно движущаяся масса остова представлена массами 29 и 30, дифференциально связанными с вращающимися деталями ходовой системы (массы 25 и 26) и грунтом (массы 31 и 32). Разделение масс произведено для моделирования динамических процессов в силовой передаче при повороте и буксовании.

Моменты инерции масс 25 и 26 являются приведенным к оси ведущего колеса моментом инерции вращающихся и поступательно движущихся деталей ходовой системы, а масс 31 и 32 – массы грунта под опорной поверхностью. При движении трактора без буксования эти массы заторможены, момент через дифференциальную связь передается на массы 29 и 30. При превышении моментом двигателя момента сцепления часть момента передается на массы 31 и 32, и они приходят в движение.

В динамическую модель введено навесное орудие (масса 28). Орудие дифференциально связано с массами 29 и 30, имитирующими разделение по бортам момента инерции поступательно движущейся массы остова трактора, а также с массой 27 для моделирования связи продольно-угловых колебаний орудия в транспортном положении с продольно-угловыми колебаниями остова трактора.

Созданная динамическая модель предусматривает ввод характеристики крутящего момента различных двигателей. Пример характеристики наиболее часто устанавливаемого на трактор ВТ-100 двигателя Д442-24 представлен на рис.

1- а.

Ведущие элементы муфты сцепления с маховиком представлены массой 3, ведомые – массой 4. Модель предусматривает ввод закона изменения момента трения в муфте при включении-выключении. Для примера, на рис. 1- б представлена зависимость нарастания момента трения для буксующего сцепления.

В математической модели определены диссипативные силы на участках, внешние и внутренние возмущающие воздействия, описаны реактивные связи и нелинейные характеристики. Модель включает в себя 34 дифференциальные уравнения:

J88 + k88 + c(817) (8 17i(817) 24 (1 i(817) )) + c(818) (8 18i(818) 24 (1 i(818) )) + c78iгп (7 8iгп 23(1 iгп ) ± zгп ) c(58)i(58) (5 8i(58) 23(1 i(58) )) = 0, при Мф < c1119 (11 19 ), i(817) = 8 / 17, при Мф < c1220 (12 20 ), i(818) = 8 / 18;

J1414 + k1414 + c1416 (14 16 ) c1014 (10 14 ) = 0, при М т < c1014 (10 14 );

где Ji – моменты инерции сосредоточенных масс, сi-j – крутильная жесткость их упругих связей, ki – коэффициенты демпфирования колебаний масс, i, i, i – соответственно перемещения, скорости и ускорения масс в колебательном движении. 1- блок системы уравнений описывает состояние ДВС; 2- блок описывает состояние муфты сцепления; 3- блок описывает состояние КПП; 4блок описывает главную передачу; 5- блок описывает механизм поворота и конечную передачу; 6- блок описывает колебания корпуса трансмиссии; 7- блок описывает ходовую часть; 8- блок описывает колебания остова трактора на подвеске; 9- блок- грунт.

В третьей главе на основе предложенной математической модели выполнены исследования влияния на относительную нагруженность силовой передачи упруго-инерционных свойств реактивных элементов, несинфазности возмущающих моментов на ведущих колесах и крутильных колебаний, вызываемых действием основных эксплуатационных нагрузок.

Под относительной нагруженностью или относительным изменением моментов подразумевается безразмерная величина, определяемая отношением дополнительного момента M, вызванного крутильными колебаниями в трансмиссии к величине возбуждающего эти колебания момента Мв.

Исследовано влияние продольной и поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии при возбуждении колебаний со стороны ведущих колес и со стороны ДВС, а также влияние жесткости крепления ДВС в поперечной плоскости. В результате определено относительное изменение моментов на различных участках силовой передачи, при возмущениях с основными эксплуатационными частотами и при изменении жесткости креплений (рис. 3).

Рис. 3. а - относительное изменение моментов на различных участках силовой передачи (см. рис. 1) при частоте возмущения на ведущих колесах 10 Гц; б - влияние изменения продольной жесткости крепления трансмиссии к раме на величину Анализ полученных данных говорит о том, что при движении трактора на 1ой передаче со скоростями от 1,8 м/с (частота перезацепления ведущих колес с гусеницей равна 10 Гц) до 4,32 м/с (частота 24 Гц) уменьшение продольной жесткости крепления корпуса трансмиссии в 10 раз ведет к снижению относительной нагруженности самых высоконагруженных участков на 13–88 %, при этом чем больше уменьшается жесткость, тем больше снижается относительная нагруженность. При движении со скоростями от 4,32 м/с до 8,29 м/с (частоты 24–46 Гц) уменьшение этой жесткости приводит к увеличению относительной нагруженности практически всех участков на 20–360 %, а ее увеличение приводит к незначительному уменьшению нагруженности и поэтому нецелесообразно. Увеличение же и уменьшение в 5 и 10 раз поперечной жесткости не оказывает существенного влияния на относительную нагруженность участков. Таким образом, продольная жесткость, в принципе, должна изменяться при изменении скорости движения. Предложена схема опор трансмиссии, которая, по сравнению со штатной схемой (рис. 4), при колебаниях обеспечивает задней части корпуса достаточно упругую связь с рамой или позволяет ему шарнирно поворачиваться на определенный угол относительно кронштейнов рамы и в то же время позволяет сохранять жесткость крепления к корпусу трансмиссии корпуса конечной передачи.

При исследовании дополнительной нагруженности силовой передачи от неравномерности крутящего момента двигателя жесткость его подвески тоже изменялась в 5 и 10 раз. Анализировалось только влияние доминирующих гармонических составляющих крутящего момента двигателя. Также анализировалась нагруженность в случаях, когда не учитывается влияние подвески двигателя. Пример полученных зависимостей приведен на рис. 5. Из анализа графиков следует, что при увеличении поперечной жесткости относительная нагруженность участков передачи увеличивается на 6–30 %.

Снижение этой жесткости в 5 раз вызывает лишь небольшое уменьшение нагруженности (самый нижний график), поэтому оно нецелесообразно.

Рис. 4. Установка трансмиссии на раме: а- задняя опора (1- опора; 2- кронштейн), б – передняя опора (1- цапфа; 2- поперечный брус; 3- резиновая прокладка) Пример представления результатов исследования дополнительной нагруженности силовой передачи, с учетом и без учета реактивных звеньев, при различном угле рассогласования взаимного положения ведущих колес приведен на рис.6. На графиках линия с обозначением « » показывает относительную нагруженность участков передачи динамической модели без учета реактивных звеньев. Суммарная нагруженность валопровода, при исследовании динамической модели с реактивными звеньями обозначена линией « ». Относительное изменение моментов при несинфазном перезацеплении с углом рассогласования 13,84° представлена на рис. 6- а, при синфазном – на рис. 6- б.

Анализ зависимостей представленных на рис. 6 показал, что внесение в динамическую модель реактивных звеньев приводит к изменению относительной нагруженности силовой передачи от 5 до 75%.

Для наглядности семейство зависимостей, отображающих относительное изменение моментов передачи при углах рассогласования, равных 1,98°, 3,95°, 5,93°, 7,91°, 9,88° и 11,86°, сведено к трехмерному графику рис. 7. По оси Ох отложены номера участков передачи, по оси Оу – угол рассогласования положения ведущих колес, по оси Оz – величина дополнительной нагруженности участков валопровода.

Рис. 5. Нагруженность участков при суммарном действии доминирующих Рис. 6. Относительная нагруженность участков при частоте перезацепления 1 Гц (а- несинфазное перезацепление; б- синфазное перезацепление) Анализ полученных зависимостей показал, что наименьшая суммарная относительная нагруженность передачи получается при максимальном угле рассогласования, равном 13,84° (несинфазная работа) как на нерезонансных, так и резонансных режимах. В этих случаях участок от двигателя до главной передачи является практически разгруженным, однако значительно увеличиваются колебательные нагрузки на остов трактора. При этом инициируются его угловые колебания относительно продольной и поперечной осей и ухудшается устойчивость прямолинейного движения.

В соответствии с предложенным методом на модели с реактивными звеньями выполнено исследование влияния изменения демпфирующих параметров отдельных участков на относительную нагруженность трансмиссии от крутильных колебаний, вызываемых неравномерностью действия основных эксплуатационных нагрузок. Исследован характер распространения по валопроводу колебаний, вызываемых каждой нагрузкой, и эффективность их гашения демпферами, установленными на месте кардана и вала заднего моста при уменьшении в 3 раза и увеличении в 3 и 6 раз коэффициентов демпфирования на этих участках, получен комплект соответствующих графиков (рис. 8).

Рис. 7. Относительная нагруженность передачи при возбуждении колебаний с Рис. 8. Относительная нагруженность участков силовой передачи при возмущении момента от двигателя с частотой 30 Гц и изменении демпфирования Исследование показало, что установка демпфера на месте кардана эффективно снижает дополнительную нагруженность трансмиссии от колебаний в диапазоне частот от 30 до 90 Гц, а установка на место вала заднего моста особенно эффективно снижает дополнительную нагруженность от колебаний со стороны ведущего колеса участка от главной передачи до двигателя.

Относительное изменение моментов на участках передачи нелинейно зависит от коэффициента демпфирования демпфера. При этом относительная нагруженность участков от источника колебаний до демпфера увеличивается, а на участке за демпфером существенно снижается. Результаты исследования позволяют определить демпфирующие параметры демпферов, при которых нагруженность силового валопровода минимальна.

В четвертой главе констатировано, что при экспериментальном исследовании крутильных колебаний в трансмиссии задача получения данных о нагруженности отдельных деталей во время движения часто бывает трудно осуществимой, а порой и невозможной ввиду их труднодоступности и проблем с организацией измерительного тракта. Для решения этой задачи создан уменьшенный макет трансмиссии тракторов семейства ВТ – ее уменьшенная физическая модель (рис. 9). Приведено ее описание, оценка адекватности динамических свойств по критерию Вилькоксона, а также методики и результаты исследований (рис. 10).

Рис. 9. Пример последовательных кадров при регистрации показаний Выполненные исследования позволили получить информацию о том, как в реальной передаче при приложении возмущения к определенной массе его действие распространяется по валопроводу, а также как влияет на этот процесс изменение жесткости карданного вала и вала заднего моста. В частности, результаты говорят о том, что уменьшение в 6 раз крутильной жесткости кардана приводит к уменьшению в 3 раза его динамической нагруженности. Уменьшение в 2 раза жесткости вала заднего моста приводит к уменьшению в 1,5-2 раза нагруженности деталей планетарного механизма поворота. Результаты позволили определить, какое изменение крутильной жесткости каждого из этих участков приводит к максимальному снижению нагруженности.

Рис. 10. Графики процесса затухания колебаний карданного вала и вала В пятой главе описана экспериментальная установка, методики и результаты экспериментальных исследований крутильных колебаний в трансмиссии. Установка (рис. 11, а) представляет собой раму с закрепленными на ней деревянными полозьями, на которые опирается гусеницами трактор. Его сцепное устройство связано с кронштейном рамы, за счет чего при движении обеспечивается 100 %-ое буксование. На рис. 11, б показано приспособление для съема сигнала с тензодатчиков на валу заднего моста, на рис. 11, в – установка датчика, регистрирующего прохождение зубьев ведущего колеса.

Рис. 11. Экспериментальная установка: а- трактор на сварной раме; б приспособление на валу заднего моста (1- катушка, 2- провод); в - датчик частоты перезацепления зубьев ведущего колеса) (1- контактная пластина).

В результате исследований: получены экспериментальные данные о характере нагруженности деталей заднего моста при собственных колебаниях и при передаче крутящего момента двигателя (рис. 12); выполнен спектральный анализ полученных данных для выявления собственных частот передачи;

определены логарифмические декременты и на их основе коэффициенты демпфирования колебаний масс при импульсном приложении момента на ведущих колесах (рис. 13); получены данные для проверки адекватности разработанной динамической модели силовой передачи. Проверка на основе критерия Вилькоксона дала положительные результаты.

Рис. 12. Изменения момента на валу заднего моста при скорости 0,5 м/с Рис. 13. Осциллограммы колебаний вала заднего моста при импульсном воздействии

ОБЩИЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Созданы динамическая и математическая модели силовой передачи тракторов ОАО ВГТЗ семейства ВТ, позволяющие, в отличие от моделей предшественников, учитывать влияние на динамическую нагруженность передачи связанности крутильных колебаний в трансмиссии с вертикальными и угловыми колебаниями корпусов двигателя, трансмиссии и остова трактора; анализировать влияние на нагруженность инерционных параметров корпусных деталей, а также упругих и демпфирующих свойств их опор, разности углового положения ведущих колес во время движения и установки в силовую цепь демпферов крутильных колебаний, что существенно повышает достоверность результатов моделирования процессов нагружения трансмиссий.

2. Созданы расчетные схемы силовой передачи гусеничных тракторов семейства ВТ и реализующая их автоматизированная система, позволяющая на основе обобщенной математической модели и созданного программного пакета решать совокупность задач по расчетному анализу динамики трансмиссии при широком варьировании параметров возмущающих воздействий и динамических параметров элементов передачи.

3. При использовании автоматизированной системы выполнено исследование влияния упруго-инерционных свойств реактивных звеньев силовой цепи на величину относительной нагруженности ее участков. Оно показало, что как уменьшение, так и увеличение в 5 и 10 раз поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии не оказывает влияния на нагруженность, а в продольном приводит к тому, что при движении со скоростями от 1,8 м/с до 4,32 м/с нагруженность участков снижается на 13-88 %, то есть на этих режимах необходимо снижать продольную жесткость. При движении на скоростях от 4, м/с до 8,29 м/с ее уменьшение приводит к увеличению относительной нагруженности, а увеличение на нагруженность практически не влияет.

Предложено новое схемное решение крепления корпуса трансмиссии, позволяющее управлять его продольной жесткостью в зависимости от нагрузочного режима трансмиссии.

4. Выполнено исследование влияния на относительную нагруженность участков трансмиссии возмущающих моментов, вызванных несинфазностью перезацепления зубьев ведущих колес с гусеницей. Оно показало, что суммарная нагруженность силовой передачи от этих возмущений получается наименьшая при максимальном угле рассогласования положения зубьев. Максимальные нагрузки имеют место на участках от главной передачи до конечных передач при синфазном возмущении. На высоких скоростях движения влияние рассогласования возмущающих моментов практически не сказывается на нагруженности участков.

5. Выполнено исследование дополнительной нагруженности трансмиссии от колебаний вследствие неравномерности действия основных эксплуатационных нагрузок и эффективности их гашения демпферами, которое показало, что установка демпфера на месте кардана эффективно снижает нагруженность всей трансмиссии от колебаний в диапазоне частот от 30 до 90 Гц, а на месте вала заднего моста – нагруженность участка от главной передачи до двигателя.

6. Создана установка для исследования колебательных процессов в трансмиссии. Получены экспериментальные данные о характере нагруженности деталей заднего моста при собственных колебаниях и при передаче крутящего момента двигателя. Определены логарифмические декременты и коэффициенты демпфирования колебаний масс для использования при моделировании.

7. Создана физическая модель (уменьшенный макет) силовой передачи тракторов ОАО ТК ВгТЗ семейства ВТ, на которой получена информация о характере распространения в реальной передаче крутильных колебаний, а также влиянии на этот процесс крутильной жесткости отдельных участков. Показано, что уменьшение в 6 раз жесткости карданного вала приводит к уменьшению в раза его относительной нагруженности, уменьшение в 2 раза жесткости вала заднего моста приводит к уменьшению в 1,5-2 раза нагруженности деталей планетарного механизма поворота. Определено значение крутильной жесткости участков, при котором нагруженность передачи максимально снижается.

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях:

1. Борковски В., Цыпко Э., Михаловски Б., Победин А.В., СоколовДобрев Н.С. Исследование способности участков трансмиссии к передаче крутильных колебаний: Труды IX Межд. симпоз. Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов эксплуатации механических транспортных средств». – Варшава-Рыня, 2005.

2. Борковски В., Цыпко Э., Михаловски Б., Победин А.В., СоколовДобрев Н.С. Расчетное исследование влияния демпфирования на динамическую нагруженность участков трансмиссии трактора: Труды Межд. науч.-практ. конф.

«Прогресс транспортных средств и систем - 2005». – Волгоград, 2005.

3. Борковски В., Цыпко Э., Михаловски Б., Победин А.В., СоколовДобрев Н.С. Нагруженность участков трансмиссии от колебаний вследствие одновременного неравномерного действия основных эксплуатационных нагрузок:

Труды Межд. науч.-практ. конф. «Прогресс транспортных средств и систем – 2005». – Волгоград, 2005.

4. Годжаев З.А.-о., Соколов-Добрев Н.С., Шеховцов В.В., Ляшенко М.В., Шевчук В.П. Динамическая модель силовой передачи с реактивными звеньями // Тракторы и сельхозмашины; 2006. – № 11. – с. 23-28.

5. Godajew Z.A., Borkowski W., Cypko E., Sokoow-Dobriew N.S., Szechowcow W.W., Szewczuk W.P. Model dynamiczny do badania procesw obcienia elementw ukadu napdowego cignika gsienicowego // Napdy i sterowanie Nr 5 (97), 2007.

6. Соколов-Добрев Н.С., Шеховцов В.В., Победин А.В. Исследование нагруженности участков трансмиссии трактора ВТ-100 от несинфазной работы ведущих колес при возникновении резонансных колебаний: Доклад на VIII Международном симпозиуме Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов эксплуатации механических транспортных средств». – Варшава-Рыня, 2002. – C. 343–349.

7. Соколов-Добрев Н.С., Шеховцов В.В., Победин А.В. Исследование влияния несинфазной перемотки гусениц на динамическую нагруженность трансмиссии на нерезонансных режимах: Доклад на VIII Международном симпозиуме Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов эксплуатации механических транспортных средств». – Варшава-Рыня, 2002. – C. 337-342.

8. Соколов-Добрев Н.С., Шеховцов В.В., Победин А.В. Влияние рассогласования углового положения ведущих колес гусеничного трактора на динамическую нагруженность силовой передачи: Труды Международной науч.практ. конференции «Прогресс транспортных средств и систем – 2002». – Волгоград, 2002. – C. 60-62.