Содержание к диссертации
Введение
ГЛАВА 1. Состояние вопроса и задачи исследований... 12
1.1. Теоретические исследования динамики силовых передач 12
1.1.1. Необходимость выполнения теоретических исследований динамических процессов в силовых передачах 12
1.1.2. Влияние динамической нагруженности трансмиссий на долговечность их элементов 13
1.1.3. Работы отечественных исследователей в области динамики силовой передачи 14
1.1.4. Недостатки созданных на разных исторических этапах динамических моделей трансмиссий и методов их исследований 15
1.1.5. Современные требования к динамическим моделям трансмиссий и методам анализа процессов их нагружения 18
1.2. Возможности повышения точности отображения в моделях дина мических свойств некоторых элементов передач 21
1.2.1. Отображение в моделях реактивных элементов 21
1.2.2. Отображение воздействий на силовую передачу со стороны двигателя 24
1.2.3. Отображение связанности крутильных колебаний в трансмиссии
с колебаниями остова трактора на подвеске 30
1.3. Выводы и постановка основных задач исследования 36
ГЛАВА 2. Разработка динамической и математической моделей силовой передачи тракторов семейства ВТ 40
2.1. Исходные положения при разработке структурной схемы и динамической модели передачи 40
2.2. Структурная схема и начальная динамическая модель 43
2.2.1. Определение упруго-инерционных свойств элементов начальной динамической модели 43
2.2.2. Редуцирование начальной динамической модели.. 49
2.3. Математическая модель силовой передачи 55
2.4. Описание элементов разработанной динамической модели 61
2.4.1. Описание реактивных звеньев 61
2.4.2.Описание диссипативных сил 64
2.4.3. Описание возмущающих воздействий от двигателя 68
2.4.4. Описание воздействий от муфты сцепления 74
2.4.5. Описание зазоров 76
2.4.6. Описание воздействий отПМП 77
2.4.7. Описание воздействий при колебаниях корпуса трансмиссии 78
2.4.8. Описание воздействий при колебаниях остова трактора и орудия 81
2.4.9. Описание в модели элементов ходовой части 83
2.4.10. Возможности созданных динамической и математической моде лей .86
2.5. Выводы 88
ГЛАВА 3. Анализ влияния возмущающих воздействий и параметров элементов силовой передачи на ее динамическую нагруженность 89
3.1. Собственные частоты и формы колебаний в силовой передаче трактора 89
3.2. Метод и результаты исследования влияния упруго-инерционных свойств реактивных элементов на нагруженность участков силовой передачи 90
3.2.1. Влияние продольной жесткости крепления корпуса трансмиссии 91
3.2.2. Влияние поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии при возбуждении колебаний со стороны ведущих колес 103
3.2.3. Влияние поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии при возбуждении колебаний со стороны двигателя 104
3.2.4. Влияние жесткости крепления корпуса двигателя 105
3.2.5. Результаты исследований 107
3.2.6. Необходимость изменения упругих характеристик крепления корпусных деталей краме 108
3.3. Метод и результаты исследования влияния несинфазности перезацепления ведущих колес с гусеницей 110
3.3.1. Воздействия от перезацепления ведущих колес 110
3.3.2. Методика исследования 113
3.3.3. Анализ полученных данных 114
3.3.4. Результаты исследований 123
3.4. Исследование дополнительной нагруженности силовой передачи от крутильных колебаний вследствие неравномерности действия основ ных эксплуатационных нагрузок 124
3.4.1. Установка демпфера на месте карданного вала 131
3.4.2. Установка демпфера на месте валов заднего моста 131
3.5. Выводы 133
ГЛАВА 4. Экспериментальное исследование динамических характеристик трансмиссии на физической модели 135
4.1. Описание экспериментальной установки 135
4.2. Оценка адекватности динамических свойств созданной физической модели трансмиссии 138
4.3. Методика проведения эксперимента 140
4.4. Результаты эксперимента 143
4.4.1. Графическое представление результатов изменения начальных амплитуд колебаний масс при приложении возмущения поочередно к каждой массе 143
4.4.2. Анализ полученных данных 148
4.4.3. Графическое представление процессов затухания колебаний после импульсного воздействия на массы макета 152
4.4.4. Результаты проведенного эксперимента 155
4.5. Выводы 157
ГЛАВА 5. Экспериментальное исследование колебательных процессов в трансмиссии 158
5.1. Исследование колебаний элементов заднего моста 158
5.1.1. Задачи исследований 158
5.1.2. Описание экспериментальной установки 159
5.1.3. Описание измерительной аппаратуры 162
5.1.4. Методика экспериментальных исследований 163
5.2. Исследование собственных затухающих колебаний 165
5.2.1. Порядок и результаты исследований 165
5.2.2. Оценка погрешности измерений 168
5.3. Исследование крутильных колебаний вала заднего моста при движении трактора 170
5.4. Оценка адекватности разработанных динамических моделей 174
5.5. Выводы 177
Основные результаты и выводы 178
Список использованной литературы
- Влияние динамической нагруженности трансмиссий на долговечность их элементов
- Определение упруго-инерционных свойств элементов начальной динамической модели
- Метод и результаты исследования влияния упруго-инерционных свойств реактивных элементов на нагруженность участков силовой передачи
- Оценка адекватности динамических свойств созданной физической модели трансмиссии
Введение к работе
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 14000-16000 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
1 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.
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.
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.
С использованием разработанных моделей предложены научно-обоснованные 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:
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.
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.
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 111 наименований.
Влияние динамической нагруженности трансмиссий на долговечность их элементов
Решению задач расчетного динамического анализа силовых передач в течение последних 30 лет посвящены работы множества советских, российских и зарубежных ученых, среди которых можно выделить работы В. Б. Альгина, В.Я Аниловича, В.И. Анохина, И.Б. Барского, О.П. Бе-рестнева, В.А. Бойкова, В. В. Болотина, Н.Ф. Бочарова, В.Л. Вейца, Р.К Вафина, Ф.Р. Геккера, З.А. Годжаева, A.M. 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, Г.М. Кутькова, Н.Г. Кузнецова, 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. По-лунгяна, 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. Чи-чинадзе, 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 теоретических основ динамического анализа машин и их агрегатов. В их статьях, книгах, монографиях и учебниках предложены новые методы динамического анализа, под их руководством выполнены теоретические и экспериментальные исследования, позволившие постоянно повышать функциональные качества с одновременным увеличением надежности многих поколений создаваемых в России тяговых и транспортных средств.
Однако, несмотря на наличие множества работ по анализу нагру-женности элементов силовых передач при переменных нагрузках, в ряде случаев имеет место неадекватное отражение при моделировании части факторов, оказывающих влияние на нагруженность, и учет влияния этих факторов не предусматривается нормативно- техническими документами (например, утвержденными методиками расчетов). Часть таких факторов, недостаточно полно или недостаточно адекватно представляемых в моделях предшественников, описана ниже.
На ранних стадиях развития расчетного анализа динамики, когда возможности вычислительной техники были существенно ограничены, модель машины зачастую представлялась в виде двухмассовой схемы. Одну из масс составлял двигатель и трансмиссия, а другую - ходовая часть и поступательно движущаяся масса машины. Жесткость соединяющего эти массы вала определялась суммарной жесткостью всех уча стков и деталей трансмиссии [37]. Впоследствии появились модели, включающие в себя три и более инерционные массы. Для таких моделей легко составлялись и решались аналитические уравнения. Было возможно без применения вычислительной техники определить собственные частоты, формы колебаний масс, исследовать влияние основных нагружающих факторов и т.д. Однако степень точности полученных результатов адекватно отражала только качественный характер изменения исследуемых параметров системы на низких частотах, оценить же количественные параметры процессов не представлялось возможным. Например, четырехмассовая модель, включающая в себя массы двигателя, трансмиссии, остова трактора и орудия [21], оправдана при исследовании установившихся низкочастотных и переходных процессов, но не применима для исследования нагрузок в агрегатах трансмиссии, нахождения спектра собственных частот в рабочем диапазоне частот вращения, и тем более, исследования колебаний ее масс с высокими частотами.
Ряд авторов в своих работах [8, 22, 47, 64,104] использует пятимас-совую модель трансмиссии. С их точки зрения, наибольшее влияние на нагруженность силовой передачи оказывают трех- и четырех- узловые формы колебаний и поэтому нецелесообразно делать число масс в модели больше пяти. На таких моделях удобно изучать влияние доминирующих гармоник двигателя на нагруженность силовой цепи. Однако для исследования влияния более высоких гармоник нужно создавать модели с большим числом масс.
Воздействие на силовую передачу со стороны двигателя и в настоящее время в большинстве работ описывается переменным во времени крутящим моментом, без учета реактивного влияния на нагруженность упруго-инерционных параметров внутренних опор вращающихся деталей трансмиссии, корпуса трансмиссии и его внешних опор. Перемещение поступательно движущейся массы машины часто приводится к эквивалентному вращательному. Взаимное влияние крутильных колебаний в трансмиссии и угловых колебаний остова трактора часто не учитывается. Не учитывается также влияние реактивных колебательных контуров внутри силовой передачи на процесс распространения колебаний по ее валопроводу.
В большинстве современных моделей не учитывается влияние колебаний двигателя на его подвеске на нагруженность деталей силовой передачи. Достаточно часто момент двигателя представляется гармоническими составляющими, амплитуды и фазы которых определены теоретически, а не экспериментально. Характер нагрузок, передаваемых на силовую передачу со стороны ведущего колеса, часто задается упрощенно - принимается допущение о гармоническом или ином упрощенном законе их действия и не используется экспериментально полученная информация, отражающая их действительный характер.
В существующих методиках расчета характеристик крутильных колебаний трансмиссионные системы рассматриваются в основном как системы с сосредоточенными массами. Упруго-инерционные и демпфирующие параметры элементов обычно приводятся к коленчатому валу двигателя или ведущему колесу [15, 17 ,18, 39, 106 и др.]. Задача оценки нагруженное решается в детерминированной постановке. В некоторых работах [100] авторы ограничиваются только определением собственных частот и форм колебаний изучаемых систем.
Определение упруго-инерционных свойств элементов начальной динамической модели
Современные тракторы создаются на основе модульного принципа построения, что дает исследователю предлог для разбиения силовой передачи на отдельные элементы, обычно узлы, и схематизации таким об разом всей передачи. Основой для разработки структурной схемы обычно служит кинематическая или иная схема силовых потоков машины.
На первом этапе разработки по кинематической схеме (рис. 2.1) создана структурная схема силовой передачи. На ее основе и на основе анализа конструкторской документации, предоставленной ГСКБ ОАО «ТК «ВГТЗ», разработана начальная динамическая модель силовой передачи тракторов семейства ВТ (рис. 2.2), при этом пространственные массы заменены массами, сосредоточенными в точке - их центре тяжести. Массы соединены между собой безинерционными невесомыми и нерастяжимыми упругими связями - эквивалентами валов и других соединительных деталей, масса которых перераспределена между соседними сосредоточенными массами.
Необходимые для разработки начальной динамической модели значения моментов инерции деталей узлов и жесткости их соединений определены в автоматизированном режиме с помощью программного комплекса DASP [ 107].
При определении моментов инерции деталь или сборочная единица разбивалась на произвольное число элементарных цилиндров. Момент инерции отдельных сосредоточенных масс определялся суммированием моментов инерции описывающих ее элементарных цилиндров. Крутильная жесткость связей сосредоточенных масс определена на основании эмпирических зависимостей. Математические зависимости для определения жесткости соединений, опор, карданных и зубчатых передач приводятся в [40].
При создании моделей наибольшие затруднения вызывают определение динамических характеристик связей элементов «трактор-гусеница-грунт». В данной модели податливость участка грунта принята равной определенной на основе экспериментальных исследований трактора аналогичного тягового класса в работе [78]. Эквивалентный момент инерции во вращательном движении поступательно движущихся масс трактора тт и агрегатируемого орудия та.о., рассчитан по формулам: где J- момент инерции детали относительно оси вращения; г- радиус ведущего колеса; /- передаточное отношение до участка, к которому осуществляется приведение.
Полученная начальная динамическая модель имеет сложную разветвленную структуру и содержит значительное число элементов. На практике ее динамические свойства представляют интерес диапазоне частот не выше 1000 Гц [8, 9 ,24], поэтому оправдана замена этой модели упрощенной, имеющей меньшее число степеней свободы, но эквивалентной по динамическим свойствам.
Одним из самых распространенных методов упрощения в практике динамических расчетов является метод редукции, основанный на замене двух-массовых парциальных систем одномассовыми. [74, 106]. При этом величина объединенной массы и новые значения жесткости ее упругих связей определяются по следующим зависимостям: К+1 Л-! + Л+1 К (2-2) с = i zl с . J К-\ + JК+1 где JK- момент инерции объединенной массы, кг-м ; fK_vfK+l - моменты инерции объединяемых масс кг-м , с КА,с к+1 - жесткость упругих связей объединенной массы, Н-м/рад, ск - жесткость связи между объединяемыми массами, Н-м/рад.
В итоге для решения задач настоящей работы разработана динамическая модель (рис. 2.3), отражающая структуру силовой передачи поступательно движущегося трактора тягового класса 4 с навесным орудием и позволяющая вводить действительную характеристику крутящего момента двигателя, позволяющая анализировать влияние на нагруженность динамики включения сцепления, исследовать крутильные колебания трансмиссии, связанные с продольно-угловыми и поперечно-угловыми колебаниями корпуса трансмиссии и остова трактора, а также анализировать влияние на нагруженность буксования движителей.
Метод и результаты исследования влияния упруго-инерционных свойств реактивных элементов на нагруженность участков силовой передачи
Целью исследования было определение относительной нагружен-ности участков трансмиссии от действия эксплуатационных нагрузок при изменении упруго- инерционных характеристик реактивных звеньев.
Под относительной нагруженностью или относительным изменением моментов подразумевается безразмерная величина, определяемая отношением дополнительного момента М, вызванного крутильными колебаниями в трансмиссии к величине возбуждающего эти колебания момента Мв. Зная коэффициент увеличения нагруженности и значение возбуждающего момента можно определить реальное увеличение нагруженности участков силовой передачи от крутильных колебаний.
Исследование выполнено как для установившихся, так и переходных режимов работы трактора. В качестве источников возмущения от двигателя использованы гармонические составляющие его крутящего момента. Определялась относительная нагруженность валопровода от воздействия каждой из гармоник при исходной величине поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии к раме и при увеличении и уменьшении ее в 5 и 10 раз.
Выполнено также исследование влияния продольной жесткости крепления корпуса трансмиссии к раме на величину относительной нагруженности валопровода от флуктуации момента на ведущих колесах, неравномерности действия крюковой нагрузки и сопротивления перекатыванию. При этом продольная жесткость также увеличивалась и уменьшалась в 5 и 10 раз. Возбуждающий момент прикладывался к ведущим колесам по гармоническому закону с единичной амплитудой.
Принято допущение, что фаза колебаний на левом и правом колесах одинаковая (перезацепление зубьев ведущих колес со звеньями гусеницы происходит синфазно). В соответствии со скоростной характеристикой двигателя и передаточным числом трансмиссии, частота возмущающего момента на ведущих колесах изменяется от 10 до 30 Гц на первой передаче, от 32 до 36 Гц на второй, от 38 до 42 Гц на третьей и от 45 до 48 Гц - на четвертой. Передаточное число между движущимися массами в уравнениях математической модели автоматически изменяется в соответствии с включенной передачей.
Значения продольной жесткости крепления трансмиссии к раме на рисунках 3.1-3.17 составляют: С24-27/Ю =1,42 105 (Н м/рад.), С24.27/5=2,84 105 (Н м/рад.); C24.27=14.19 105 (Н м/рад.); С24-27 5=70.95 105(Н м/рад.);С24.27 10=141.9 105(Н м/рад.). Значения поперечной жесткости крепления трансмиссии к раме на рисунках 3.18-3.22 составляют: С23.34/10= 1,82 105(Н м/рад.); С2з.з4/5=3,63 105(Н м/рад.);С23.з4=18,19 105(Н м/рад.); С23.з4 5=90.95 105(Н м/рад.); С23.34 10=181,9 105(Н м/рад.)
Результаты определения максимальных моментов на каждом участке валопровода при приложении единичного момента поочередно к 17 и 18 массам (ведущие колеса) приведены на рисунках 3.1-3.17 и сведены в таблицу 3.2. Их анализ позволяет определить влияние изменения продольной жесткости на относительную нагруженность каждого участка на разных передачах при установившемся режиме работы. В таблице в процентах показано изменение нагруженности участков при измененной жесткости в 5 и 10 раз к нагруженности при ее экспери ментально определенном значении 1419500 Н/м [73]. На графиках а изображено изменение относительной нагруженности отдельных участков силовой передачи (см. рис. 2.3) при изменении продольной жесткости крепления корпуса трансмиссии к раме. На графиках б приведены кривые, иллюстрирующие величину относительной нагруженности участков передачи при прохождении по ним крутильных колебаний соответствующей частоты.
Оценка адекватности динамических свойств созданной физической модели трансмиссии
Одними из главных динамических возмущений, дополнительно нагружающих трансмиссию в эксплуатации, являются возмущения со стороны ведущих колес трактора. Они обычно вызывают крутильные колебания в валопроводе с низкой частотой, но высокой амплитудой. От этих воздействий в значительной степени зависит усталостная долговечность наиболее нагруженных в результате крутильных колебаний деталей трансмиссии.
Неравномерная нагрузка в трансмиссии получается за счет того, что одно ведущее колесо устанавливается во время работы со смещением по углу поворота относительно другого - колеса работают несинфаз-но. Дополнительный момент на деталях, возникающий из-за рассогласования фаз, может достигать значительной величины. Взаимодействие траков гусеницы с зубьями ведущих колес имеет импульсный, ударный характер. В течение очень короткого отрезка времени усилия от контактного взаимодействия достигают больших значений. Участки от ведущих колес до ПМП оказываются дополнительно нагруженными возникающими от их действия крутильными колебаниями. На ПМП эти колебания складываются и проходят дальше по валопроводу по направлению к двигателю. Кроме того, колебания валов конечной передачи и заднего моста одного борта через ПМП передаются на валы конечной передачи и заднего моста другого борта.
Неравномерность перезацепления ведущих колес приводит к «рысканию» трактора - его остов при прямолинейном движении постоянно дергается то в одну, то в другую сторону из-за того, что на ведущих колесах крутящий момент неодинаковый. Неравномерное вращение ведущих колес приводит также к раскачиванию трактора на подвеске. Когда момент на правом колесе больше, больше и усилие на ведущем участке правой гусеницы. Это усилие воздействует на задний опорный каток и старается оторвать его от почвы, переместить вверх. При этом дополнительно сжимается пружина задней правой каретки, а через балансиры усилие передается на остов, вызывая его вертикальное перемещение. Через момент времени, в течение которого левое ведущее колесо повернется на угол рассогласования фаз, тот же самый процесс повторится по левому борту, а в подвеске правого борта усилие уменьшится. Таким образом, несинфазность работы ведущих колес приводит к вибрациям остова в продольной и поперечной плоскостях.
Возникшие колебания, которыми обычно пренебрегают при расчетах динамической нагруженности ходовой системы, оказывают значительное воздействие на преждевременный износ, отказы, а иногда и поломку механизмов и их опор, а также на самочувствие оператора. Колебания, вызванные несинфазностью, не существуют отдельно от остальных, а накладываются на уже имеющиеся место колебания трактора на подвеске и крутильные колебания в трансмиссии; они должны учитываться при расчетах плавности хода машин для повышения их достоверности.
Исходя из вышесказанного, есть необходимость в оценке той доли, которую вносят эти колебания в общую динамическую нагруженность деталей силовой передачи и ходовой системы трактора и поиске путей ее снижения или исключения с целью улучшения условий труда и уменьшения динамической нагруженности элементов конструкции.
С увеличением угла сдвига фаз между ведущими колесами возрастает неравномерность передачи крутящего момента на движители, следствием чего может быть возрастание динамической нагруженности одних участков валопровода и уменьшение нагруженности других. Неизвестно, следует ли для уменьшения амплитуд колебаний деталей на каких-то режимах работы трактора добиваться устранения рассогласования фаз установки ведущих колес, либо наоборот, установить максимальный угол рассогласования. Информация о том, полезно или вредно это рассогласование, какая степень рассогласования и на каких режимах полезна или вредна, отсутствует. Если это вредное действие существенно, необходимо исследовать, как за счет подбора параметров упруго-демпфирующих элементов трансмиссии и ходовой системы уменьшить возникающие пиковые нагрузки и более равномерно перераспределить крутящий момент по бортам.
В проведенном исследовании динамических нагрузок в силовой передаче, возникающих при перезацеплении ведущих колес, в качестве критерия для оценки нагруженности выбраны значения максимальных пиковых моментов на участках на установившихся режимах.
