Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса. Постановка задач исследования 9
1.1. Анализ долговечности, конструктивные особенности гусениц тракторов класса 39
1.2. Анализ расчетных и экспериментальных методов оценки нагруженности гусеничных цепей .20
1.3. Цель и задачи исследования .31
2. Расчетно-экспериментальная оценка нагруженноети и напряженности гусеничных цепей 34
2.1. Методика определения, анализ нагруженности гусеничных цепей в условиях эксплуатации .34
2.2. Оценка влияния геометрических характеристик звена на его жесткость 61
2.3. Разработка методов оценки нагруженности и напряженности звеньев и пальцев в гусеничных цепях 64
3. Методические особенности, анализ результатов экспериментальных исследований нагруженности и напряженности звеньев гусениц с резинометаллическими и металлическими шарнирами 88
3.1. Методика, анализ результатов исследования прочности звеньев при статическом и циклическом нагружении 88
3.2. Обоснование принципа, анализ результатов оценки долговечности звеньев 111
3.3. Методика проведения испытаний, анализ влияния упругого шарнира и износа звена на циклическую выносливость и напряженность звеньев гусениц 116
4. Практическая реализация результатов исследований по созданию гусеничных цепей повышенной надежности и расчет экономической эффективности работы 123
4.1. Рекомендации по созданию равнопрочных литых звеньев для энергонасыщенных тракторов класса 3 и их практическая реализация . 123
4.2. Расчет экономической эффективности работы .125
Выводы 131
Список литературы 134
Приложение 143
- Анализ расчетных и экспериментальных методов оценки нагруженности гусеничных цепей
- Разработка методов оценки нагруженности и напряженности звеньев и пальцев в гусеничных цепях
- Обоснование принципа, анализ результатов оценки долговечности звеньев
- Методика проведения испытаний, анализ влияния упругого шарнира и износа звена на циклическую выносливость и напряженность звеньев гусениц
Введение к работе
Б решениях 2ХУІ съезда КПСС, майского и ноябрьского (1982г.) Пленумов ЦК КПСС значительное внимание уделено вопросам развития отрасли тракторного и сельскохозяйственного машиностроения. Б XI пятилетке поставлена задача довести ресурс серийных гусеничных тракторов до 6000 часов на всех видах почв в целях обеспечения значительной экономии металла и улучшения условий труда.
Б настоящее время на серийных тракторах класса 3 ДТ-75, ДТ-75М, Т-74 применяются гусеничные цепи с открытыми металлическими шарнирами. Цепь состоит из литых звеньев из стали ІІ0ГІЗЛ и пальцев из стали 50, изготавливаемых из калиброванного проката. Средний ресурс серийных гусениц на супесчаных почвах составляет 1200 часов с заменой в течение этого срока трех-четырех комплектов пальцев. На легкосуглинистых и тяжелосуглинистых почвах средний ресурс гусениц составляет 2000-4000 часов с заменой двух-трех комплектов пальцев.
Ресурс гусениц с открытыми шарнирами определяется износостойкостью деталей шарнира, а так же беговых дорожек, цевки, направляющих гребней звеньев гусеницы.
Годовой выпуск звеньев составляет 51,0 млн. штук, а пальцев - 80 млн. штук на сумму в целом свыше 100 млн. руб. Основное количество звеньев и пальцев (соответственно 72% и 83$ от годового выпуска) производится в запасные части. На изготовление звеньев и пальцев ежегодно расходуется около 600 тыс. тонн легированной вы-сокомарганцовистой стали и 200 тыс. тонн калиброванного проката.
Одним из наиболее эффективных способов повышения надекности гусениц на тракторах класса 3 является применение гусениц с рези-нометаллическими шарнирами (РШ1), в которых трение деталей шарнира в абразивной среде заменено внутримолекулярным трением резиновых элементов шарнира.
Б 1973-76 г.г. проведены работы по созданию гусениц с РМШ для тракторов ДТ-75М и T-I50. Девяностопроцентный ресурс гусениц с РМШ на тракторе T-I50 на супесчаных и среднесуглинистых почвах составляет 1900-3750 часов, на тракторе ДТ-75М - 4150-5050 часов.
В значительной степени долговечность РМШ зависит от жесткости звена, которая в процессе эксплуатации трактора снижается из-за износа беговых дорожек и направляющих гребней. При износе беговых дорожек на 10 мм наблюдается деформация проушин звеньев. Рабочие элементы звена, его беговые дорожки, направляюще гребни, зацепы имеют недостаточный запас на износ для обеспечения ресурса звена до 6000 часов. Первые образцы звеньев гусениц с ВД1І разрабатывались на основе опыта проектирования и доводки серийных звеньев гусениц с открытыми шарнирами тракторов, а также звеньев гусениц специальных транспортных машин. Проведенные автором исследования показывают, что для создания гусениц с PMI требуются звенья повышенной яесткости,собеспечением большей точности отливки по несоосности и диаметру отверстий проушик. Повышенные требования к звену определяются исходя из условий обеспечения равномерного нагруже-ния резиновых элементов шарнира и сборки звеньев в цепь.
Б ХП пятилетке предусматривается постановка на производство энергонасыщенных тракторов ДТ-75С, T-I50 с двигателем мощностью 125-160 кВт. Проведенные автором тензометрические исследования показали, что нагруженность гусеничного движителя энергонасыщенных тракторов в зависимости от характера выполняемой работы возросла в 1,1 - 1,6 раза по сравнению с серийными тракторами /58, с. 20_/. Для обеспечения заданного ресурса гусениц с РМШ на энергонасыщенных тракторах не менее 4000 часов требуется провести работу по повышению несущей способности как шарнира, так и звена гусеницы. Таким образом, работа по созданию гусеничных цепей повышенной на дежности о НЛІІ для энергонасыщенных тракторов класса 3 является актуальной и тлеет важное народнохозяйственное значение.
Целью настоящей диссертационной работы является разработка методов расчетно-экспериментальной оценки нагруженности и долговечности звеньев и шарниров гусеничных цепей серийных и энергонасыщенных тракторов класса 3 с мощностью двигателя 55-160 кВт с учетом износа звеньев в эксплуатации и разработка рекомендаций по созданию равнопрочных литых звеньев, обеспечивающих долговечность гусениц не менее 6000 часов на всех типах почв.
В padоте рассмотрены методы расчетно-экспериментальной оценки нагруженности, долговечности и напряженности звеньев в гусеничном обводе. Установлены закономерности влияния НІЛ на характеристики сопротивления устолостп звеньев гусениц с учетом их износа в течении всего срока службы трактора.
Тема диссертационной работы выбрана в соответствии с заданиями программы ГКНЇ по решению научно-технической проблемы 020.01-0? "Создать к освоить в производстве гусеницы повышенной надежности со сроком службы до капитального ремонта 4000 часов для энергонасыщенных тракторов тягового класса З ДТ-75С и T-I50".
Анализ расчетных и экспериментальных методов оценки нагруженности гусеничных цепей
Существующие методы расчета гусеничных цепей, приведенные з работах Барского И.Б. /57, Талу К.А. /39_Д Водолаяченко Ю.Т- /4_7, позволяют провести расчет на прочность соединительных пальцев и проушин звеньев при действии на них растягивающего усилия в гусеничном обводе и основываются на целом ряде допущений. В работах /5, с. 277; 39 с. 5137 принимаются допущения: растя-гиващее усилие, возникающее в гусеничном обводе, распределено по проушинам звона пропорционально жесткости пальца, все проушины деформированы одинаково.
Максимальное расчетное растягивающее усилие № принимается равным половине значения касательной силы тяги Рц , реализуемой трактором по сцеплению: Pjnox = Qf Р\р.
Соединительный палец рассматривается как разрезная балка, лежащая на двух опорах. Прогиб пальца в проушинах опредеяется в функции длины проушины oi и зазора,У между ооседними проушинами: fi =f( В крайних проушинах прогиб пальца в два раза больше, чем в средних и составляет:
Усилие, приходящееся на каждую проушину, пропорщональное ее жест кости Ci -jr-, определяется из системы уравнений:
Наибольшую жесткость имеют средние проушины, следовательно на них по мнению авторов /5, о, 278; 39, с. 5157 приходится наибольшая доля растягивающего усилия, возникающего в гусеничном обводе. Расчет проушин звена на прочность проводится по уровню нагрукенности средней проушины, имеющей наименьшую длину. Напряженное состояние проушины определяется из следующего соотношения: R и 2 - соответственно наружный и внутренний диаметры проушин. Анализируя приведенную методику расчета авторы делают вывод о том, что при конструировании звеньев необходимо стремиться к тому, чтобы суммарная длина проушин обоих сопрягаемых звеньев была бы одинаковой, при этом средние проушины обоих звеньев должны иметь одинаковую .длину, а крайние проушины должны быть в два раза короче средних.
В работе Водолаотенко Ю.Т, 4, с. 3507 отмечено, что разрушение звеньев в эксплуатации носит усталостный характер от действия на него циклических растягивающей и изгибающей нагрузок. Максимальная величина амплитуды растягивающего усилия /1 равна произведению суммы усилий, действующих на звено от предварительного статического натяжения цепи То и от ведущего колеса Ро , на коэффициент динащки Kf, . Максимальная величина амплитуды изгибающей нагрузки QmQt равна произведению наибольшей нагрузки на опорный каток 2к вв. коэффициент динамики А . При расчете принимается AV. = 2.
Растягивающее усилие в гусеничном обводе, в соответствии с принятым допущением, распределяется по проушинам звена в зависимости от их длины о і :
Значения функции А{ ;)= s "% shtat- приведены в работе fAt с. 3527. Коэффициент а зависит от геометрических параметров проушины R и 2 , модуля упругости материала звена " и средней удельной нагрузки на проушины gcp. По длине проушины удельные нагрузки t- распределяются согласно уравнению:
Приведенные формулы [ІЛ,, 1.5,/ верны, если произведение o i st" S шарнирах, имеющих соотношение зс 9Ґ давление под тор-цами проушин, расчитанное данным методом будет завышено. Для уменьшения погрешности расчета все остальные проушины, длина ко-торых с—, условно принимаются равными - - Палец гусеницы рассматривается как разрезная многопрэлетная балка, каждый участок которой нагружен распределенной нагрузкой ..
Опорная плита звена рассчитывается как тонкая жесткая прямоугольная пластина постоянного сечения, подверженная действию единичной нагрузки, приложенной в точке пересечения диагоналей пластины. Если отношение толщины пластины Л к ее наименьшему размеру не превышает 1/5, то она относится к разряду тонких пластин и в этом случае при расчете ее напряженного состояния учитывают напряжения изгиба и пренебрегают сжимающими и растягивающими напряжениями, возникающими в срединной плоскости пластины /15, с. І2Д
Е работе Кравцова А.К. /74/ рассмотрена задача расчета опорной плиты звена гусеницы трактора Т 74# Опорные плиты пятипроу-шшїного и семипроушиниого звеньев представлены соответственно как прямоугольная и косоугольная пластины, два края которых свободно опертя, а два других не имеют защемления. Изгиб жестких пластин описывается дифференциальными уравнениями в частных производных Применяемый численный метод при расчете пластин носит назва ниє метода конечных разностей или метода сеток. Метод основан на принципе замены основного дифференциального уравнения изгиба пластины уравнениями в конечных разностях, в которых неизвестными являются прогибы пластины в отдельных точках. В дальнейшем при расчете определяются силовые и деформационные факторы: нагрузки, углы поворота сечений.
Разработка методов оценки нагруженности и напряженности звеньев и пальцев в гусеничных цепях
Разработанные автором методы расчетной оценки нагруяенности и напряженности гусеничных цепей позволяют на стадии конструкторских разработок иметь информацию о характере нагрукенности и об эквивалентных напряяениях, возникающих в опасных сечениях звена и основаны на допущении о том, что несущая поверхность звена в результате износа беговых доро&ек при эксплуатации трактора жшет быть представлена в виде системы стержней.
Сечения стершей, образующих основу звена, его каркас, соответствуют опасным сечениям исследуемого звена.
Предлагаемая расчетная схема позволяет на стадии проектирования обеспечить достаточную жесткость и прочность изношенного звена путем подбора геометрических параметров опасных сечений. Наличие металла, заполняющего при отливке пространство меаду несущими стерштш повышает надежность коэффициентов запаса прочности, принятых при расчете звена.
Расчет прочности стершей проводится двумя методами. При первом методе напряженность каждого стерши оценивается исходя из принісша суперпозиции действия растягизаздих сил и нормальных нагрузок в гусеничном обводе. При втором методе напряженность стер-зшой определяется на основе расчета стер:шевцх систем при одновременном действии растягивающих и сжтаїоцих нагрузок. Расчетная оценка нагружены ос ти и напряженности проведена для лятипроушшшого звена трактора ДТ-75М„ Ниже рассматривается решение задачи первым методом. Исследуемое ззено представлено в виде системы шести балок, соединяющих проушины. При расчете приняты следующие допущения: звено опирается зщепаїді на бесконечно жесткую плоскость; средняя нечетная проушина неподвшшо закреплена, крайние нечетные проушины имеют подвижность вдоль оси X . Расположение координатных осей и нумерация проушин на расчетных схемах, приведенных на рис, 2,12 и 2.13, принято такое &е, как и на рис» 2.4, При расчете рассмотрены две схемы нагруыекия звена в гусеничной цепи: на опорной ветви и на направляющем колесе при режиме распора гусеничного обвода. В рассматриваемых схемах на звено действуют наибольшие нагрузки в гусеничное обводе. Внешняя нагрузка на систему задана в виде одновременно действующих растягивающих и изгибающих сия. ;
Первая схема натрушення: звено на опорной ветви гусеничного обвода (рис, 2,12) Растягиваххцие силы в гусеничном обводе заданы силами Т и Тк , действующими в ші. Хі/ параллельно оси звена f/ и приложенные к четным проушинам. Каждая из указанных сил равна половине растягивающего усилия в обводе. Растягивающее усилие в балке определяется в функции угла её наклона, л f(U) , к продольной оси звена Ь , Так для балок I и 2 растягивающие усилия равны соответственно: М 0 І Т Ії 4 - — -Г Д я данного звена углы наклона балок к продольной оси звена равны ме:;ду собой каждая балка воспринимает половину нормальной нагрузки, действующей на звено и преде ьавляется лежащей на двух опорах; нормальная нагрузка, изгибавдая балку в вертикальной плоскости, приложена к её середине.
При этой схеме наиболее нагруженными являются балки 1-4, соединяющие четные и нечетные проушины.
Вторая схема нагружения: звено на направляющем колесе при режиме распора гусеничного обвода (рис. 2-13.). Вертикальные силы, изгибающие звено в поперечной плоскости, приложены к крайним нечетным проушинам, Максимальное значение каждой из указанных сил равно половине усилия, действующего на ось направляющего колеса. При второй схеме наиболее нагруженными являются балки 5и6, соединявшие крайние нечетные проушины со средней, В общем случае на балку действуют растягивающие и изгибающие силы. Напряженность балки характеризуется нормальными и касательными напряжениями. Нормальные напряжения в опасных сечениях определяются исходя из принципа независимости действия внешних сил и являются суммой напряжений от растягивающих и изгибающих сил: о = G/ + (и Растягивающие нормальные напряжения в балке определяются по йорлуле:
Возникащий в сечениях балки изгибакщий момент одределя ется по формуле: Йбпс і- соответственно вертикальная реагащя в опоре и расстояние от места сечения до блшкакшеії опоры; Твс - нормальная нагрузка на опорный каток в эксплуатации. Изгибающие нормальные напряжения» возникающие в баяке подсчитывают ся по формуле: При второй схеме нагруження изгибающий момент, возникающий в сеченнях балки, равен
Обоснование принципа, анализ результатов оценки долговечности звеньев
Расчетная долговечность звена определяется в соответствии с гипотезой линейного суммирования усталостных повреждений при допущении дискретного распределения амгшітуд напряжений по фортеле, впервые разработанной академиком С.В.Серенсеном 34, с. 294/, в которую впоследствии введено соотношение —— учитывающее из Wc нос рабочих поверхностей детали в процессе эксплуатации: Тс - долговечность звена на одном из режимов эксплуатации трактора; Л t- промежуток времени, в течение которого проводилась ОСЦШІ лограйическая запись з исследуемом режже работы трактора; 61/ предел циклической выносливости звена при симметр:гчном щите нагруления; /77 - показатель степени наклона кривой усталости в логарифмических координатах:; No- число циклов, соответствующее точке перегиба кривой усталости; о) и П; - дискретные значения напрядений и соответствующих им циклов нагру;шния, определяемые экспериментально в данном режиме эксплуатация. Напряжения асимметричного цикла по фореле С.В.Оереноена /34, с 288/ приводится к эквиваяентньш напряжениям симметричного цикла нагружения; а и \)т- соответственно амплитудное и среднее значения напряжений асимметричного идкла при действии векторной сумш вертикальных и растягивающих усилий в гусеничном обводе; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла. Для стали ІІ0ГІЗЛ, из которой отлиты звенья гусениц, у - 0,200; І и к - обозначения разрядов» в которых находятся б/л/йи GjmQX (соответственно минимальное и максимальное значения напряжении, учитываешь в расчете). Минимальное повреждающее напряжение цикла принимаем равным 0,5( , W0 и Wi - момент сопротивления звена в опасном сечении в исходном состоянии и в процессе износа рабочих поверхностей после действия на него блока нагрузок. Для того чтобы действие блока нагрузок бішо значительным, необходимо уьмдчить время проведения осщїллографической зашюи Л і до такой величины йты% при которой значение Wc будет существенно отличаться от W& на величину Wo" \ При этом значение Н-/ такке увеличится соответственно в л mJ раз, т.е. числитель и знаменатель дроби умноясаются на одну и ту же постоянную величину. Вместо соотношения —у- введем соотношение —у- , в котором Wcfi - гломент сопротивления сечения звена в середине его срока службы в эксплуатации. Обозначим указанное соотношение —у = В и вынесем постоянный множитель
В за знак суммы. Wmfi- момент сопротивления сечения звена при его максимальной наработке на тракторе в эксплуатации (таблица 2.5.). Формула душ определения ресурса звена принимает следующий Чэ-/- амплитуда напряжения, соответствующая пределу циклической выносливости звена при симметричном цикле нагруженин; G y- дискретные значения амплитуд напряжений, определяемые экспериментально. Расчетная долговечность звена за весь период эксплуатации трактора определяется с учетом соотношения режимов работы: ( и Ті - соответственно доля работы и расчетная долговечность звена на одном из режимов эксплуатация трактора, В работе проведена оценка долговечности звена гусеницы с резішометаялическими шарнирами трактора ДТ-7Й. Амплитуда напряжения CJ , соответствующая пределу цикличес кой выносливости, определялась при нагружении звена на гидропульсаторе. Параметры цикла натрушення определены при построении кривой усталости в координатах f// /, - 30 кН; Ртах- 55 кН. Б координатах (Ґ9 Л/параметры цикяа нагружения: 6&;м = 33,S МПа; &„фХ= 76,0 МПа; 6 = 21,1 МПа; 7 = 0,4461. Точка перегиба кри-вой усталости соответствует 3 10 ЦИКЛОВ нагруяения. Напряжения асимметричного цикла приводятся к эквивалентным нападениям симметричного цикла нагружения. Предел выносливости при симметричном цикле нагружения Glf = 32 Д Ша» Минимальное повраздающее напряжение симметричного цикла принимается равным: (f/7„;#= 0,5 (Ґ-/ = 16,05 Ша /"34, с. 2887» Результатты обработки процессов, характеризущих напряженное состояние звена Б месте наклейки тензодатчика В 2 (рис. 2.4.), в режимах эксплуатации методом полных циклов приведены в приложении 4 в таблице 4.6. Значение коэффициента В для звена трактора ДТ-75М равно 1,3 , что совпадает с результатами стендовых испытаний, согласно которым предел выносливости изношенного звена снижается на 30.
Методика проведения испытаний, анализ влияния упругого шарнира и износа звена на циклическую выносливость и напряженность звеньев гусениц
Оценка влияния FMi на напряженность звена проводится двумя методами; при стендовых и полевых испытаниях. В обоих случаях регистрируются нагрузки и амплитуды напряжений в звене гусеницы При стендовых испытаниях нагрукение звеньев осуществляется на гвдропульсаторе ГШ-І по второй схеме (приложение 3» рис. 3.4). Ре;шл натрушення соответствуют режимам усталостных испытаний. Схема наклейки тензодатчиков на испытываемых звеньях приведена на рис. 2.4. Нагружению подвергались новые и изношенные, в процессе их эксплуатация на тракторе ДТ-75М, звенья гусениц. Для оценки влияния износа звена с РЖІ на его напряженность в изношенные звенья гусениц запрессовывались втулки с новыми резиновыми элементами. Сопрягаемые параметры проушин и резиновых элементов (ширина проушин и резиновых колец, их диаметры) подбирались таким образом» чтобы радиальная С и угловая Сц жесткости РШІ, определяемые при растяжении звена в плоскости осей шарниров и при закручивании шарнира, находились в пределах соответственно С = 41,6 - 50 МН/м и C\f = 0t5 - 1,5 кНм/рад, что соответствует диапазону изменения жесткостей РІЖ при данных размерах резиновых колец и проушин звеньев. Марка резины ИРЇЇ-ІЗ 15. В настоящих исследованиях радиальная жесткость ШІі составляла 45 МН/м, угловая жесткость 1,0 кНм/рад.
Полевые испытания по оценке влияния ШЕ на напряженность звена проводились при установившемся решше движения трактора по бетонной дорожке с плугом в транспортном положении со скоростью 3,1 м/сек. При испытании посредством тензопальцев регистрировались нагрузки, возникакщие в гусеничном обводе с металлическими и резикометаллическими шарнирами» а такне напряжения в звене в местах наклейки датчиков Jb 3 и Дэ 5 (рис. 2,4.) показания которых были использованы при оценке напряженности звена в эксплуатации. Амплитуды напряжений в звене обозначены соответственно (ff и 0 . Обработка процессов нагружения проводилась методами непосредственной схематизации (полных циклов) и на основе теории случайных пункций.
Оценка влияния РМШ на циклическую выносливость звеньев проводилась на гидропульсаторе ГЇМ-І на режиме нагружения ( Рт;„ = 30 кй, Рт$х = 65 кН) и методом Докати, Пспытывалось по четыре звена, новых и изношенных в процессе эксплуатации, с металлическими шахжираіїШ и с Н Дш. Зо все проушины изношенных звеньев запрессовывались втулки с новыми резиновыми элементами. , радиальная жесткость которых составляла 45 МН/м.
Амплитуды напряжений, возникакэдие в звеньях при стендовых испытаниях, приведены в приложении 4 в таблице 4,7., графики зависимостей по показаниям тензодатчиков \1 2 и й 3 на рис. 3.3. Наибольшие амплитуды напряжений при этих испытаниях возникают в сопряжении четных проушин с телом звена.
Яо результатам стендовых испытаний применение ШІі спишет амплитуды напряжений в новом звено гусеницы в 1,4 - 1,9 раз, в изношенном в 1,2 - 1,7 раза. Износ рабочих поверхностей звена в процессе эксплуатации трактора повышает амплитуды напряжении в звене с металлическими шарнирами в 1,2 - 1,4 раза, а с ЕйЬ - в 1,6 - 1,7 раза. В качестве примера амплитуды напряжений в месте наклейки тензодатчики JS 2 нового к изношенного звена приведены в приложении 4 на рис. 4.5 и 4.6.
Анализ результатов испытаний трактора ДТ-75М в полевых условиях показал, что применение ИМ снижает максимальные амплитуды напряжений в звеньях гусениц на 10$, Спектральный анализ нал кН рдакенностЕ эвена в опасных сечениях с металлическими шарнирами и с РМШ позволил установить, что в зоне рабочих частот гусенич —і ного обвода (от 12 до 100 сек"1) /75, с. 6/ введение.упругой связи в шарнирах не оказывает существенного влияния на частотный характер возникновения напряжений (таблица 3.6.). К примеру графики нормированных спектральных плотностей напряжении в звеньях с металлическими шарнирами и с ШІІ в месте наклейки тензодатчика # 3 приведены на рис. 3.4. По результатам эксперимента введение шарнира на упругое основании приводит к смещению эффективной частоты возникающих напряжений на 5 сек"1.
Стендовые испытания по оценке влияния шарнира на упругом основании и износа рабочих поверхностей звена на циклическую выносливость, проведенные на двух релизах показали; при испытании на реяшле нагрукения ( fm//»= 30 кН, Нг?&х = 65 кН) циклическая долговечность звеньев гусениц с ЫШ в 2,7 раза выше, чем с глеталдическигли шарнирами; при испытании методом Докати применение ШІі повышает максимальную нагрузку и количество циклов до разрушения у изношенных звеньев соответственно на 4 и 12р. Меньшая дисперсия результатов испытаний имеет место при нагруяешта звеньев с РМШ. Результаты стендовых испытаний приведены в прзложении 4 в таблицах 4.8. и 4.3.
Анализ результатов исследований нагруясенности и напряженности звеньев позволяет сделать следующие выводы: I. Разработаны методика исследования прочности звеньев при циклической нагруншии и метод оценки долговечности звеньев гусениц, основанный на гипотезах дискретного распределения амплитуд напряжений и линейного суммирования усталостных повреждений, в котором учитывается износ звеньев в эксплуатации.
