Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние проблемы цели и задачи исследования . 11
2. Обзор конструкций и условия нагружения резинометаллических шарнирных соединений 36
2.1 Классификация шарниров гусеничного движителя 37
2.2 Условия нагружения резинометаллического шарнирного соединения гусеничного движителя 63
Заключение к главе 2 . 68
3. Математическая модель для оценки долговечности резиновых элементов РМШ гусеничного движителя 70
3.1 Состояние проблемы прогнозирования долговечности резинотехнических изделий 70
3.2 Математическая модель для определения напряженно- деформированного состояния резиновых элементов резинометаллических шарниров 82
3.2.1 Соотношения упругости резиноподобных материалов при конечных
деформациях . 83
3.2.2 Алгоритм расчета напряженно-деформированного состояния резиновых элементов РМШ гусеничного движителя 86
Заключение к главе 3 . 93
4. Экспериментальное определение долговечности резиновых элементов РМШ гусеничного движителя 94
4.1 Стенд для исследования долговечности резинометаллического шарнира гусеничного движителя сельскохозяйственного трактора 96
4.2 Методика проведения эксперимента 101
4.3 Результаты стендовых исследований циклической долговечности резиновых элементов РМШ гусеничного движителя 104
Заключение к главе 4 . 111
5. Выбор конструктивных параметров резиновых элементов для РМШ гусеничного движителя сельскохозяйственного трактора класса 3 112
5.1 Определение формы резинового элемента РМШ гусеничного движителя 113
5.2 Влияния точности изготовления конструктивных элементов РМШ резиновых элементов на напряженно-деформированное состояние резиновых элементов . 124
Заключение к главе 5 . 131
Основные результаты и выводы . 132
Список используемых источников 134
- Состояние проблемы цели и задачи исследования
- Условия нагружения резинометаллического шарнирного соединения гусеничного движителя
- Математическая модель для определения напряженно- деформированного состояния резиновых элементов резинометаллических шарниров
- Результаты стендовых исследований циклической долговечности резиновых элементов РМШ гусеничного движителя
Введение к работе
Актуальность проблемы.
Одним из основных элементов гусеничного движителя, лимитирующих его ресурс, является шарнирное соединение звеньев. Наиболее перспективным способом повышения долговечности гусеничного движителя является применение резинометаллического шарнирного соединения звеньев (РМШ), позволяющего исключить попадание абразива на поверхности трения, снизить динамические нагрузки как в самом соединении, так и в других элементах не только движителя, но и трансмиссии. В свою очередь ресурс РМШ ограничен долговечностью резиновых элементов, разрушение которых приводит к разгерметизации шарнира и последующему интенсивному износу соединения.
Как показали полевые и стендовые испытания РМШ различных конструкций, форма и конструктивные параметры оказывают значительное влияние на долговечность резиновых элементов. Так переход от прямоугольного сечения к трапецеидальному сечению позволил значительно повысить долговечность. Однако форму резинового элемента с сечением в виде трапеции нельзя считать оптимальной.
Геометрические параметры кольцевых резиновых элементов шарнира должны быть самым тесным образом связаны с условиями их работы при обязательном учете особенностей резины как конструкционного материала и выработанных практикой принципов проектирования. Трудности, связанные с аналитическим и экспериментальным исследованием напряженного состояния изделий из резины, значительно осложняют поиск оптимальной геометрии. Тем не менее накопленный материал полевых, лабораторных испытаний, а также разработанные методы расчета позволяют обоснованно подойти к выбору рациональной формы резиновых элементов, которая оказывает значительное влияние на их работоспособность.
Выбор рациональной формы резиновых колец цилиндрического РМШ требует тщательного теоретического и экспериментального исследования. Поэтому работа, посвященная поиску формы резинового элемента, позволяющего повысить долговечность РМШ гусеничного движителя, является актуальной.
Цель работы - повышение долговечности резинометаллического шарнира гусеничного движителя.
Для достижения поставленной цели решались следующие задачи:
-
Проанализировать основные типы конструкций РМШ гусеничного движителя и режимы их нагружения.
-
Разработать математическую модель механического поведения резиновых элементов РМШ гусеничного движителя при сборке и вторичном нагружении крутящим моментом.
-
Выявить основные причины разрушения резиновых элементов РМШ гусеничного движителя на основе стендовых испытаний на долговечность и результатов расчета напряженно- деформированного состояния.
-
Выбрать форму и конструктивные параметры резиновых элементов РМШ гусеничного движителя с учетом выявленных причин разрушения.
-
Провести сравнительные стендовые испытания на долговечность резиновых элементов РМШ гусеничного движителя, имеющих сечение в форме трапеции и предлагаемой формы.
Методика исследования. Для решения поставленных задач используются численные методы математического анализа, методы нелинейной теории упругости, а именно теория наложения малых деформаций на конечные.
Объект исследования. В качестве объекта исследования выбрана форма и конструктивные параметры резинового элемента РМШ гусеничного движителя сельскохозяйственного трактора.
Научную новизну работы составляют:
-
математическая модель механического поведения резиновых элементов РМШ гусеничного движителя при больших начальных деформациях, связанных со сборкой, и при вторичных деформациях от крутящего момента;
-
алгоритм численного расчета напряженно-деформированного состояния резиновых элементов РМШ гусеничного движителя любой геометрической формы для характерных видов нагружения;
-
причины разрушения резиновых элементов РМШ гусеничного движителя.
Практическая ценность:
-
разработана программа для ЭВМ, позволяющая определять напряженно-деформированное состояние резиновых элементов РМШ гусеничного движителя;
-
выявлены основные причины разрушения резиновых элементов РМШ с ограничителем радиальной деформации гусеничного движителя;
-
получена форма резинового элемента РМШ гусеничного движителя для сельскохозяйственного трактора класса 3, позволяющая повысить их долговечность.
Реализация работы. Математическая модель механического поведения резиновых элементов РМШ гусеничного движителя при больших начальных деформациях, связанных со сборкой, и при вторичных деформациях от крутящего момента и программа для ЭВМ внедрены в учебный процесс в АлтГТУ им. И.И. Ползунова, результаты и выводы работы используются на кафедре «Автомобили и тракторы» при разработке новых конструкций РМШ и проведении научных исследований.
Апробация работы. Положения работы докладывались на научно-технических семинарах кафедры «Автомобили и тракторы» АлтГТУ им. И.И. Ползунова (г. Барнаул), научно-технических конференциях (г. Барнаул, 2008, 2009г., Волгоград, 2009г.), научно- практической конференции (Барнаул, 2010г.), региональном молодежном слете «Алтай территория развития» (Барнаул, 2011г.), IX научно-практической конференции (Екатеринбург, 2011г.), Всероссийской научно-технической конференции (Рубцовск, 2011, 2012г.).
Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 10 печатных работ, в том числе 3, входящих в «Перечень российских рецензируемых научных журналов», рекомендованных ВАК.
Объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав основного текста и выводов, изложенных на 154 страницах текста, содержит 73 рисунка, 2 таблицы, список использованных источников из 193 наименований, в том числе 28 на иностранном языке.
Состояние проблемы цели и задачи исследования
Одним из важнейших требований, предъявляемых к современным гусеничным машинам различных типов и назначений, является высокая надежность и долговечность как машины в целом, так и отдельных узлов и агрегатов. Существующие гусеничные машины не удовлетворяют этому требованию в полной степени. Наименее долговечным агрегатом является гусеничный движитель, а в нем гусеничная цепь и ведущие колеса. Их износостойкость значительно меньше износостойкости других агрегатов. Фактический ресурс движителей гусеничных машин, как правило, вдвое ниже, чем у большинства других агрегатов. В условиях абразивного воздействия грунта он в среднем составляет для тракторов на песчаных почвах 800-1500 часов, на малоабразивных почвах 3500-4000 часов и на суглинистой почве 2200-2500 часов с тремя комплектами пальцев [45]. В связи с этим создание гусеничных цепей, обладающих повышенной долговечностью является актуальной задачей.
Во многих конструкциях тракторов, тягачей и транспортеров, используемых в настоящее время в народном хозяйстве, установлены гусеничные цепи с открытым металлическим шарниром. Широкое распространение такие гусеницы получили вследствие простоты изготовления и обслуживания, а также относительно малого веса.
Низкий срок службы гусеничных цепей с открытым шарниром объясняется возможностью свободного доступа абразива в шарнир и, как следствие, его интенсивным изнашиванием и увеличением шага цепи. Это приводит к повышенному износу элементов зацепления, так как с ростом шага увеличивается скольжение цевок (или гребней) по зубьям ведущих колес, что вызывает рост динамических и ударных нагрузок на повышенных скоростях движения трактора, при этом возрастают потери в гусеничном движителе, что снижает к.п.д. Согласно статистическим данным [14], цельнолитые звенья тракторов класса 3 выходят из строя из-за износа шарниров (70%), сквозного износа цевок (12%), износа беговых дорожек (10%) и разрушения звеньев (8%). Разрушение носит усталостный характер от циклически действующих нагрузок. Низкий срок службы гусениц с открытым шарниром является существенным недостатком, ограничивающим применение гусеничных машин в качестве тяговых и транспортных средств. Необходимо отметить, что основоположниками в создании и развитии теории гусеничного движителя являются Е.Д. Львов, А.С. Антонов, М.И. Медведев, М.К. Кристи, Л.В. Сергеев, Н.А. Забавников, З.В. Гуськов, В.Ф. Платонов. Авторы рассматривают различные вопросы, связанные с изучением кинематики и динамики гусеничного движителя, определением потерь мощности в движителе, выбором оптимальных параметров движителя, исследованиями взаимодействия опорной ветви с грунтом. О.Л. Уткин-Любовцев, А.В. Васильев, Н.Ф. Вержбитский, В.Б. Гуськов, И.Н. Сметнев, Н.П. Котликов, М.И. Ляско, Н.М. Коденко, В.А. Скотников, Б.Н. Пинигин, А.И. Владимиров, А.П. Спирин, О.В. Яблонский, Г.М. Кутьков, В.Г. Иваницкий, А.П. Софиян, И.С. Кавьяров, В.В. Емельяненко, Г.Н. Шепеленко, Н. П. Безручко посвятили свои работы исследованиям различных параметров гусеничного движителя тракторов различного тягового класса (соотношения между площадью опорной поверхности движителя и сцепным весом, рациональное соотношение ширины и длины гусеницы), при которых к.п.д., тягово-сцепные качества и проходимость имеют наиболее высокие показатели. Рассмотрены вопросы повышения скоростей движения машино-тракторных агрегатов, влияния скорости движения гусеничного трактора на его тягово-сцепные качества, снижения удельного давления опорной ветви гусеничных сельскохозяйственных тракторов на почву. Колебательные процессы в гусеничном движителе приводят к появлению динамических нагрузок деталей и узлов, что приводит к снижению их долговечности. Изучению процессов динамической нагруженности деталей обвода и трансмиссии при различных режимах работы трактора посвящены работы А.С. Антонова, В.П. Абрамова, В.Я. Аниловича, И.Б. Барского, Г.М. Кутькова, С.П. Новикова, В.Ф. Платонова, Н.А. Забавникова, А.Т. Болгова, Е.Н. Докучаева, Б.М. Куликова, С.И. Леонова, А.Б. Лурье, Ю.А. Нагибина, В.С. Герасимова, В.Ф. Стародубцева. Колебательные процессы в гусеничном тракторе инициируются рядом источников: двигателем внутреннего сгорания, флуктуацией тягового сопротивления, звенчатостью гусеничных цепей, колебаниями подрессоренных и неподрессоренных масс трактора, пульсацией крутящего момента в зубчатом зацеплении. Гусеничный обвод как парциальная колебательная система, является достаточно сложной колебательной системой и поэтому задачей исследования следует считать теоретическое и экспериментальное определение частот и форм собственных колебаний, анализ вынужденных колебаний, анализ резонансных колебаний. Значительное число работ [4, 9, 20, 24, 95, 129] посвящено исследованию влияния гусеничного движителя на динамические нагрузки в трансмиссии машины и на общую динамику всего тракторного агрегата. Очень часто, при динамических расчетах с некоторыми допущениями гусеничный движитель рассматривается как кривошипно-шатунный механизм [21, 28, 34, 79,142] с определением динамических сил как результат произведения массы машины на ее ускорение. Вызывает большой интерес работа коллектива кафедры ТММ Читинского политехнического института выполненная совместно с НАТИ [73]. Согласно этой работе весь гусеничный движитель представляет собой механическую систему со сложной структурой и подвижностью с большим числом степеней свободы. В результате были получены общие уравнения динамики гусеничного движителя и разработана методика расчета вибраций корпуса.
В частности было выявлено, что возникновение колебаний корпуса трактора возможно не только от неровностей профиля опорной поверхности, но также и от крюковой нагрузки, изменяющей натяжения ведущих участков ветвей, поджатия передних и задних опорных катков, колебаний движителя, передаваемых на корпус посредством ведущих колес. Однако амплитуда этих колебаний значительно меньше, чем амплитуда колебаний вызванных неровностями грунта. Данная методика позволяет определить условия и воздействия колебаний, действующих на гусеничный движитель. Нужно отметить, что в данной работе в уравнениях движения не учитывалась потенциальная энергия деформации шарниров гусеничной цепи. Другими недостатками метода могут быть отсутствие кинематических уравнений связи и рассмотрение участков гусеничной цепи в виде стержней, шарнирно соединенных с направляющим и ведущим колесами и опорными катками.
Условия нагружения резинометаллического шарнирного соединения гусеничного движителя
Разнообразие в геометрии резиновых элементов шарниров определяет различие их жесткостных характеристик и демпфирующих свойств. Коаксиальная жесткость при кручении, величина радиальныx смещений, степень запрессовки резиновых элементов отдельных видов шарнирных соединений одного габаритного размера могут отличаться друг от друга в несколько раз. Это, в свою очередь, определяет широкий диапазон их применения, позволяя для каждого конкретного гусеничного движителя использовать наиболее рациональную конструкцию шарнирного соединения.
Несмотря на конструктивное разнообразие рассматриваемых резинометаллических шарнирных соединений, наибольшее распространение получили, так называемые, шарниры комбинированного типа, в которых резиновый элемент, привулканизированный к арматуре пальца, запрессовывается в проушину звена, и силы трения, возникающие между поверхностью проушины и резиновым элементом, обеспечивают отсутствие проворачивания резины относительно поверхности проушины (рисунок 25). При этом степень запрессовки определяется по формуле: Л = D Dв -100% D-d где D - диаметр резинового элемента; Dв - диаметр проушины; d - диаметр пальца шарнира. Для существующих конструкций степень запрессовки резиновых элементов при сборке гусеничной цепи изменяется от 20% до 40%. В зависимости от формы, геометрических параметров резиновых колец и степени их запрессовки уровень напряженного состояния находится в диапазоне 2…6 МПа. Радиальная нагрузка на шарнирное соединение изменяется от 2 кН до 50 кН на ведущем участке гусеничной цепи. Угол закручивания резиновых элементов зависит от угла относительного поворота звеньев гусеничной цепи (рисунок 26) [49,78]. Значение угла (рисунок 26) определяется из схемы укладки гусеницы на колесе. При минимальных размерах направляющего колеса для гусеницы с последовательными РМШ: где – шаг гусеничной цепи; – радиус направляющего колеса; – расстояние от беговой дорожки гусеницы до центра РМШ. При минимальных размерах направляющего колеса для гусеницы с последовательными РМШ: где – начальный диаметр ведущего колеса. а – исходное состояние; б – проушина звена; в – РМШ после запрессовки Рисунок 25 – Схема РМШ с ограничителем радиальной деформации
С целью снижения напряжений кручения в резиновых элементах применяют РМШ с последовательной работой резиновых элементов и предварительный угол сборки шарнира. В результате уменьшается угол закручивания резиновых элементов шарнира. В существующих конструкциях гусениц с последовательными РМШ (рисунок 26) угол сборки между звеньями р = 10... 14 [175]. Рисунок 26 - Расчетная схема гусениц с последовательным РМШ С целью снижения напряжений кручения в резиновых элементах применяют РМШ с последовательной работой резиновых элементов и предварительный угол сборки шарнира. В результате уменьшается угол закручивания резиновых элементов шарнира. В существующих конструкциях гусениц с последовательными РМШ (рисунок 26) угол сборки между звеньями (р = 10... 14 [175]. Значение угла закручивания резинового элемента шарнира в определяется при максимальной величине угла поворота звеньев гусеницы с учетом предварительного угла сборки ср звеньев. В гусеницах с последовательными РМШ, при условии равенств угловой жесткости резиновых элементов, расположенных в смежных траках: в=(а-ср)/2. Для трактора ДТ-75, в соответствии со схемой приведенной на рисунке 27, угол закручивания резиновых элементов, при прохождении по периметру гусеничного обвода, будет изменяться в соответствии с положением шарнира и составлять в характерных точках следующие значения: в точках 1 и 6 - 6,4, в точке 2 - 3, в точке 3 - 3,5, в точках 4 и 5 -7,5. Рисунок 27 – Расчетная схема гусеничного обвода трактора ДТ–75 Анализ сил, воспринимаемых резиновыми элементами РМШ при работе трактора, показал, что максимальное значение растягивающего усилия, действующего в гусеничном обводе достигается на участке 1-2 (рисунок 27). Так как РМШ имеет ограничитель радиальной деформации, то растягивающие усилия в цепи не оказывают значительного влияния на работоспособность резиновых элементов, по сравнению с углом закручивания звеньев. На рисунке 29 представлено характерное распределение растягивающего усилия по длине гусеничного обвода. На рисунке 30 – изменение угла закручивания на различных участках гусеничного обвода, полученное экспериментальным путем [60]. Помимо конструктивных параметров, нагрузки воспринимаемые шарнирными соединениями зависят от крюковой нагрузки, от скорости движения гусеничного трактора, от неровности поверхности почвы. Кроме того, звенчатость цепного обвода приводит к появлению дополнительных вибрационных нагрузок.
Выполненный к настоящему времени большой цикл работ по исследованию напряженного состояния силовых резиновых элементов шарнирных соединений показал [25, 33, 49, 78, 79], что наибольшие концентраторы напряженно-деформированного состояния возникают от деформации запрессовки резиновых элементов в проушину звена. Высокая концентрация напряжений возникает в местах крепления резины к пальцу или арматуре шарнирного соединения. Сочетание постоянных (запрессовка) и переменных (кручение, радиальное нагружение) механических нагрузок с концентрацией напряжений приводит к повышенной местной нагруженности циклического характера, вызывающей усталостное разрушение резины. При этом наложение вторичных деформаций кручения и радиального нагружения на равновесные деформации запрессовки значительно изменяет как амплитудные, так и средние составляющие местных напряжений и деформаций. Циклический характер режимов работы шарнирных соединений, вязкоупругие свойства резины обуславливают теплообразование в резиновых элементах. Имеющаяся неравномерность распределения температурного поля по длине и толщине резиновых колец является источником возникновения температурных напряжений с различными градиентами в пределах рассматриваемого сечения.
Математическая модель для определения напряженно- деформированного состояния резиновых элементов резинометаллических шарниров
В процессе эксплуатации резиновые элементы комбинированного шарнира гусеничного движителя испытывают: - большие деформации, вызванные запрессовкой пальца шарнира в проушины звеньев; - нагружение, вызванное растягивающим усилием в цепи; - деформации, вызванные поворотом звеньев относительно друг друга. В настоящей работе рассматриваются резинометаллические шарниры гусеничного движителя в конструкции которых предусмотрен ограничитель радиальной деформации. Так как в существующих конструкциях РМШ с ограничителем радиальной деформации величина радиального зазора между поверхностями ограничителя и проушины в среднем составляет 0,5 мм, то влияние растягивающего усилия в гусеничном обводе на деформацию резиновых элементов незначительно. Поэтому в дальнейших расчетах влияние растягивающего усилия учитываться не будет. К критериям разрушения прикладного характера можно отнести и критерий, связанный с температурой диссипативного саморазогрева [44, 59]. В основе этого критерия лежит тот факт, что температура саморазогрева может достичь предельного для резины значения и явиться причиной ее разрушения. Обычно этот критерий используется для оценки допустимости работы изделия в заданном режиме, а также для определения момента времени, когда температура достигнет предельного значения Ткр. В этом случае время реальной работы получается из решения нестационарного уравнения теплопроводности.
Температурный критерий основывается на предположении, что для большинства резин существует некоторое значение Ткр, при превышении которого наступает резкое изменение свойств материала и увеличение скорости разрушения. Условие, когда температура становится равной, либо перевешает предельное значение (Т Ткр ) принимается за критерий разрушения. Значение Ткр не зависит от условий нагружения и является константой материала. Согласно данным работы [135] для большинства технических резин величина составляет 90 - 100 С.
Приведенный материал показывает, что разрушение резиновых изделий имеет ряд общих, присущих всем материалам, закономерностей: наличие двух стадий процесса объемного разрушения в виде накопления дефектов и глобального разрушения; однонаправленность процесса разрушения и его статистический характер. К специфическим особенностям разрушения резин при циклическом деформировании следует отнести наличие саморазогрева, обусловленного вязкоупругими свойствами материала. Диссипация в сочетании с низкой теплопроводностью требует учета тепловых эффектов при описании разрушения резин. В настоящее время не существует такого подхода к прогнозированию долговечности, который учитывал бы все основные факторы: наличие ло кальной и глобальной стадии разрушения; диссипативный саморазогрев; влияние амплитуды и частоты нагружения; вида напряженного состояния; статистический характер процесса разрушения. Практически все существующие расчетные зависимости по определению долговечности базируются на определенном экспериментальном материале и удовлетворительно описывают поведение резиновых деталей в сравнительно узком диапазоне режимов нагружения и лишь для однотипных видов напряженного состояния. Требуется чрезвычайная осторожность при попытках перенести расчетные зависимости, полученные для одного вида изделий, на другой, существенно отличающийся характером нагружения. В частности, расчетная зависимость (3.4), основанная на положениях термофлуктуационной прочности, дает достаточно хорошую оценку ресурса амортизаторов сдвига и приводит к весьма большим погрешностям при определении ресурса амортизаторов сжатия, изготовленных из того же материала. Для оценки усталостной выносливости резин от механического воздействия при сложном режиме нагружения, когда образец подвергается одновременно и динамическим и статическим деформациям применяют зависимости в основе которых лежит энергетический критерий. Исследование зависимости усталостной долговечности резин с использованием энергетического критерия освещены в работах М.К. Хромова [172]. Результаты этих исследований были положены в основу ГОСТ 26365-84 «Резина. Общие требования к методам усталостных испытаний». Для определения числа циклов N до разрушения резины в изотермических условиях определяется выражением: N= (Wp/Wfw, (3.11) где N - количество циклов нагружения до разрушения; nw - коэффициент усталостной выносливости резины; Wp - работа разрушения при однократном нагружении; W - энергия деформации при циклическом нагружении. В случае сложного напряженно-деформированного состояния энергия деформации определяется с помощью неогукова потенциала (потенциала Треолара) который имеет следующий вид W = C1(I 1-3), (3.12) где C 1 - коэффициент, характеризующий упругие свойства резины; I 1 = X21 + Х22 + Х23 - первый инвариант тензора деформации; A,1, А2 Д3- кратности растяжения по ортогональным направлениям. При исследовании долговечности резин многие исследователи [135, 145, 155] считают, что изменение частоты нагружения от 0,1 до 50 Гц существенно не влияет на величину усталостной выносливости при одинаковых условиях. Это обстоятельство используется для интенсификации усталостных испытаний и создании экспресс методов для сравнительной оценки долговечности различных образцов, режим нагружения которых одинаков. Полевые испытания сельскохозяйственных тракторов с резинометаллическими гусеницами показали [49], что резиновые элементы РМШ имеют усталостный характер разрушения. Поэтому в дальнейшем для оценки долговечности резиновых элементов РМШ влияние температуры учитываться не будет. В качестве критерия усталостной прочности будет использоваться энергетический критерий разрушения, а долговечность оцениваться количеством циклов до разрушения, определяемым по зависимости (3.11). Таким образом, для оценки долговечности резиновых элементов необходимо определить их напряженно-деформированное состояние при режимах нагружения возникающих при эксплуатации гусеничной машины.
Результаты стендовых исследований циклической долговечности резиновых элементов РМШ гусеничного движителя
Для оценки характера износа резиновых элементов различной конфигурации был проведен цикл сопоставимых испытаний четырех образцов шарниров на долговечность. Испытание образцов РМШ проводилось в течение 6 млн. циклов при режиме нагружения, описанном выше. При этом на стенде проходили полный цикл испытания не менее шести образцов каждого варианта. Анализ полученных данных показывает, что стенд обеспечивает стабильность условий испытаний, о чем говорит одинаковый характер разрушения резиновых элементов одного типоразмера. Несовпадающие разрушения, связанные с нарушением технологии изготовления РМШ, не наблюдались. На основе анализа результатов стендовых испытаний лабораторных образцов РМШ на долговечность и результатов напряженно-деформированного состояния резиновых элементов РМШ при сборке и вторичном нагружении крутящим моментом выявлены причины разрушения резиновых элементов. Резиновые элементы прямоугольной формы (рисунок 43), имеющие в запрессованном состоянии относительно большую длину (малую высоту), имеют разрушения на некотором расстоянии от крайних точек области контакта поверхности резинового элемента с поверхностью проушины. В этой области наблюдается разрушение в результате усталостного износа, который имеет кольцевой характер с шириной кольца 8-12 мм и глубиной до 3 мм. Разрушение в этой области объясняется тем, что давление в области контакта поверхности резинового элемента и поверхности проушины имеет меньшее значение, по сравнению со значением касательных напряжений гв, в результате чего происходит проскальзывание резины относительно проушины (рисунок 44, область 1). Кроме того, резиновые элементы этого типа имеют усталостное разрушение в крайних точках приклея резинового элемента к поверхности металлической арматуры (рисунок 44, область 2), что объясняется концентрацией удельной энергии деформации при кручении.
Относительно короткие резиновые элементы (рисунок 45) прямоугольной формы разрушаются в крайних точках области приклея резинового элемента к поверхности пальца. Основной причиной разрушения является концентрация удельной энергии деформации в этой области (рисунок 46, область 2), вызванная закручиванием резинового элемента. Первая видимая усталостная трещина появлялась на стыке резины с пальцем примерно через 1-2 млн. циклов работы и распространялась в осевом направлении, что приводило к отслоению резины от металла, и, в ряде случаев, был получен сквозной износ с полным отделением резины от металлической втулки. Кроме того, разрушение в области приклея приводит к снижению давления в области контакта резинового элемента и поверхности проушины, что приводит к усталостному износу на наружной поверхности. Для относительно коротких резиновых элементов трапециевидной формы также характерно появление незначительного кольцевого износа со следами длительного скольжения по краям наружной цилиндрической поверхности (рисунок 47) в области 2 (рисунок 48), где значения удельной энергии деформации максимальны. Видимая усталостная трещина на поверхности резины появлялась примерно после 3 млн. циклов на границе перехода боковой поверхности в верхнее основание трапеции. В условиях абразивного износа повреждения резины интенсивно разрастаются, что приводит к его разгерметизации и потере несущей способности.
Таким образом, в результате проведенных стендовых испытаний резиновых элементов РМШ на долговечность (рисунок 47, 49) характер и области разрушения резиновых элементов РМШ гусеничного движителя трактора кл. 3 совпадают с результатами, полученными во время полевых испытаний (рисунок 34). Анализ разрушения резиновых элементов с различной формой сечения и результатов напряженно-деформированного состояния, а именно распределения касательных напряжений вызванных сборкой по сечению резинового элемента, удельной энергии деформации при кручении, давления в области контакта резины и проушины и касательных напряжений на поверхности контакта вызванных закручиванием, позволяют сделать вывод о том, что основными факторами оказывающими влияние на разрушение резинового элемента являются усталостный износ, вызванный 111 проскальзыванием поверхности резинового элемента относительно поверхности проушины и концентрация удельной энергии деформации при кручении. Заключение к главе 4 Форма и конструктивные параметры резиновых элементов в исходном состоянии (до запрессовки) и в деформированном состоянии оказывают влияние на напряженно-деформированное состояние резиновых элементов РМШ гусеничного движителя и, в конечном счете, определяют как область, в которой произойдет разрушение элемента, так и долговечность элемента.
Кроме того, форма и конструктивные параметры оказывают влияние на распределение давления в области контакта резиновых элементов и поверхности проушины, а также на распределение касательных напряжений в этой области, сопоставление которых позволяет определить наличие или отсутствие скольжения резины относительно поверхности проушины и дать качественную оценку разработанной конструкции.
Таким образом, для повышения долговечности резинового элемента необходимо подобрать такую форму и конструктивные параметры, которые бы при заданном диаметре проушины звена исключили проскальзывание резины относительно поверхности проушины на всем протяжении их контакта, и минимизировать при этом максимальное значение удельной энергии деформации в сечении резинового элемента. При проектировании РМШ основной задачей является выбор рациональных конструктивных параметров резиновых элементов, обеспечивающих заданную долговечность шарнирного соединения. Для решения этой задачи необходимо располагать полной информацией об условиях работы гусеничной цепи (величина нагрузок, режимы нагружения). Как правило, общие размеры гусениц и тяговый класс трактора являются заданными, т.е. известны усилия, действующие в гусеничном обводе, ширина гусеницы, угол закручивания шарнира, диаметр пальцев. Требуется определить количество резиновых колец в проушине, их первоначальные размеры (длина, высота, форма боковой и наружной поверхности) и степень их обжатия.
Резиновые элементы испытывают, прежде всего, первоначальные деформации вызванные запрессовкой, а процессе эксплуатации – нагружение крутящим моментом, вызванное поворотом звеньев относительно друг друга, радиальное нагружение, возникающие на ведущем участке гусеничной цепи и осевой сдвиг, вызванный смещением звеньев относительно друг друга вдоль оси шарнира. Каждый из названных случаев приложения внешней нагрузки вызывает определенный вид деформации резиновых элементов шарнира, в зависимости от которой необходимо строить его расчет. РМШ гусеничного движителя должны удовлетворять требованиям: - размеры резинового кольца после запрессовки и нагружения радиальной силой не должны выходить за пределы проушины звена; - вытягивание цепи при действии максимальных растягивающих усилий не должно превышать допустимую величину, при которой обеспечивается устойчивая работа гусеничного движителя; - проскальзывание наружной цилиндрической поверхности резинового элемента при максимальных углах закручивания РМШ должно отсутствовать; - самопроизвольная выпрессовка пальца из проушин гусениц в процессе эксплуатации трактора не допустима. В настоящей главе с учетом вышеприведенных требований к конструкции РМШ, выявленных в главе 4, с помощью программы для ЭВМ, причин разрушения резиновых элементов, в основу которой положены соотношения (3.29 – 3.46), приведенные в главе 3, будут определены форма и конструктивные параметры резиновых элементов позволяющие исключить проскальзывание резины относительно поверхности проушины звена, и снижено максимальное значение удельной энергии деформации в сечении резинового элемента, которая является критерием усталостной долговечности резины.
