Содержание к диссертации
Введение
Состояние вопроса и направление исследований 9
1.1 Обзор работ современных исследователей в области динамики силовой передачи 9
1.2. Анализ используемых моделей силовых передач 15
1.3 Предлагаемый способ снижения динамической нагруженности силовой передачи 17
2 Анализ методов снижения динамической нагруженности силовых передач и средств их реализации 18
2.1 Использование упругих элементов в прицепном устройстве 18
2.2 Использование упругих элементов в приводе ведущих колес 20
2.3 Использование обрезиненных элементов в гусеничной ходовой системе 22
2.4 Целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи с высокой податливостью 25
2.5 Установка в силовую цепь специальных устройств с высокой податливостью 29
2.6 Целенаправленное конструирование отдельных деталей сило-
вой цепи с повышенными демпфирующими свойствами 31
2.7 Установка в силовую цепь демпферов 32
2.8 Использование самоустанавливающихся «плавающих» или компенсационных звеньев 34
2.9 Снижение степени динамической связанности колебаний звеньев силовой цепи 35
2.10 Изменение жесткости опор элементов силовой передачи (жесткости «реактивных звеньев») 38
2.11 Предложенные новые технические решения устройств для адаптивного управления жесткостью валопровода трансмиссии 39
2.11.1 Устройство с фрикционной муфтой 40
2.11.2 Устройство с вариатором жесткости 42
2.12 Предложенные новые технические решения планетарных пе-
редач с самоустанавливающимися сателлитными блоками 46
2.12.1 Планетарная передача с упругими связями между секторами сателлитных блоков 46
2.12.2 Планетарная передача с последовательным соединением сек-торов сателлитного блока карданными шарнирами 51
3 Разработка динамической и математической моделей силовой передачи трактора четра-6С315 55
3.1 Исходные положения 55
3.2 Структурная схема и динамическая модель 57
3.3 Разработка математической модели силовой передачи трактора при помощи пакета «Универсальный механизм» 64
3.3.1 Типовые звенья модели 64
3.3.2 Составление уравнения движения на примере конечной пере-дачи . 69
3.3.3 Описание возмущающих воздействий от двигателя и измене-ний тягового сопротивления 73
3.3.4 Разработка пространственной модели ходовой системы 75
3.3.4.1 Моделирование подвески 75
3.3.4.2 Моделирование опорных катков 78
3.3.4.3 Моделирование направляющего колеса и натяжного устройства 79
3.3.4.4 Моделирование ведущего колеса 81
3.3.4.5 Моделирование гусеницы . 83
3.3.4.6 Описание взаимодействия гусеницы с грунтом . 84
3.3.5 Анализ характера изменения момента на ведущем колесе . 86
3.3.6 Получение спектра собственных частот силовой передачи 88
4 Исследование влияния на нагруженность силовой передачи реактивного звена с упругой связью 91
4.1 Разработка конструкции упругой муфты 91
4.2 Определение прочностных и жесткостных параметров упругой муфты . 92
4.3 Изменение конструкции планетарной конечной передачи 100
4.4 Результаты расчетного исследования изменения нагруженности участков валопровода на разных режимах движения . 101
4.4.1 Прямолинейное движение без крюковой нагрузки . 101
4.4.2 Прямолинейное движение с крюковой нагрузкой 104
4.4.3 Установившийся поворот без крюковой нагрузки 106
4.4.4 Установившийся поворот с крюковой нагрузкой 114
4.4.5 Вход в поворот 115
4.4.6 Выход из поворота 117
4.4.7 Влияние синфазности перезацепления ведущих колес с гусени-цей . 121
5 Экспериментальное исследование нагруженности участков трансмиссии . 124
5.1 Задачи исследований . 124
5.2 Описание экспериментальной установки 125
5.3 Описание измерительной аппаратуры . 126
5.4 Методика экспериментальных исследований . 128
5.5 Исследование моментов на валах заднего моста и ведущего ко-леса во время движения трактора 130
5.6 Расчетные исследования модели трактора . 131
5.7 Оценка адекватности разработанных динамических моделей 134
Заключение 138
Список литературы
- Предлагаемый способ снижения динамической нагруженности силовой передачи
- Целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи с высокой податливостью
- Разработка математической модели силовой передачи трактора при помощи пакета «Универсальный механизм»
- Результаты расчетного исследования изменения нагруженности участков валопровода на разных режимах движения
Введение к работе
Актуальность темы диссертации. В настоящее время каждое новое поколение машин отличается от предшественников большей энерговооруженностью и универсальностью. Этим обеспечивается их более высокая производительность и возможность механизации выполнения все большего количества работ. Но увеличение единичной мощности и энергонасыщенности машин сопровождается повышением динамической нагруженности их конструкций, форсированным износом наиболее нагруженных деталей, более быстрым темпом накопления усталостных повреждений, более частыми отказами и усталостными поломками.
Известно, что в силовой передаче гусеничных машинах одним из самых динамически нагруженных узлов является конечная передача. Она первая в силовой цепи воспринимает динамические нагрузки от перемотки гусеничной цепи, от изменения тягового сопротивления, а также от раскачивания остова на подвеске. По литературным данным, до 80 % отказов, обусловленных высокой нагруженностью деталей, в трансмиссиях тракторов приходится на конечную передачу. Снижение уровня нагруженности конечной передачи является одним из эффективных путей уменьшения динамической нагруженности силовой передачи в целом. Следовательно, тема работы, в которой предложен способ снижения динамической нагруженности силовой передачи за счет изменения крутильной жесткости реактивного звена конечной передачи, является актуальной.
Цель работы: обоснование и разработка способа снижения динамической нагруженности силовой передачи трактора, основанного на изменении крутильной жесткости крепления коронной шестерни конечной передачи к корпусу.
Для достижения данной цели работы поставлены следующие задачи:
1. Анализ используемых в современной практике автотракторостроения методов и способов снижения динамической нагруженности силовой передачи.
2. Построение с помощью программного пакета «Универсальный механизм» математических моделей гусеничных тракторов ВТ-100 и ЧЕТРА-6С315 с пространственно-динамическим представлением гусеничной ходовой системы и силовой передачи.
3. Экспериментальное исследование динамической нагруженности участков силовой передачи трактора ВТ-100 с целью верификации и проверки адекватности математических моделей, создаваемых с помощью пакета «Универсальный механизм».
4. Расчетный анализ динамической нагруженности участков силовой передачи трактора ЧЕТРА-6С315, в том числе планетарной конечной передачи, в разных условиях движения.
5. Разработка конструкции конечной передачи трактора ЧЕТРА-6С315 с изменяемой крутильной жесткостью реактивного звена; расчетный анализ влияния изменения этой жесткости на нагруженность трансмиссии.
Методы исследования. Теоретические исследования динамической нагруженности участков трансмиссии с помощью программных пакетов «Универсальный механизм» и MatLab на основе созданных математических моделей. Экспериментальные исследования с использованием тензометрического оборудования.
Объекты исследований. Объектами исследований являлись силовые передачи тракторов ЧЕТРА-6С315 и ВТ-100 производства ВгТЗ.
Научная новизна:
1. Предложен способ снижения пиковой динамической нагруженности участков силовой передачи трактора на режимах работы с высокой динамичностью нагрузок за счет изменения жесткости реактивного звена конечной передачи.
2. Создана математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, позволяющая исследовать нагруженность участков силовой цепи при возмущениях от неравномерности действия крутящего момента двигателя и комплекса эксплуатационных кинематических и силовых возмущений от ходовой системы, а также оценивать влияние на эту нагруженность жесткости реактивных звеньев силовой цепи.
Практическая ценность:
1. Использование в практике конструирования силовых передач созданной математической модели, основанной на пространственно-динамическом представлении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, обеспечивает возможность получения достоверной информации о динамической нагруженности всех участков силовой цепи в разных условиях движения на этапе проектирования и определять необходимые изменения жесткости реактивных звеньев для снижения этой нагруженности.
2. Использование в силовых передачах тракторов предложенных и запатентованных новых технических решений устройств, позволяющих изменять крутильную жесткость участков силовой передачи, обеспечивает возможность снижения пиковой нагруженности передачи на переходных режимах движения.
Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы в 2009-2013 г.г. были представлены на 8 внутренних, всероссийских и международных научно-технических конференциях, в том числе на VI всерос. науч.-практ. конф. «Инновационные технологии в обучении и производстве», г. Камышин, 2010 г., 30th Anniversary Seminar of the Students` Association for Mechanical Engineering, Варшава, 2011 г., 31st Seminar of the Students’ Association for Mechanical Engineering, Варшава, 2012 г., и ежегодных научных конференциях ВолгГТУ (Волгоград, 2009-2013).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 15 печатных работ, в том числе 4 статьи в журналах, рекомендованных ВАК, и 4 патента на полезные модели.
Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы, включающего 143 наименованияф (из них 17 на иностранных языках). Работа содержит 153 страницы машинописного текста, включающего 23 таблицы и 107 рисунков.
Основные положения, выносимые на защиту:
1. Способ снижения пиковой динамической нагруженности участков силовой передачи трактора на режимах работы с высокой динамичностью нагрузок за счет изменения жесткости реактивного звена.
2. Математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы и силовой передачи трактора.
3. Результаты экспериментальных и расчетных исследований влияния изменения жесткости реактивного звена на динамическую нагруженность трансмиссии.
Предлагаемый способ снижения динамической нагруженности силовой передачи
Исследованиями многих современных авторов, таких, как О.И. Поливаев, А.Ю. Кутьков, А.В.Панков, установлено, что использование упругих элементов в приводе ведущих колес трактора снижает динамическую нагруженность трансмиссии в режимах высокой динамичности нагрузок. Так, например, в работе Кутькова А.Ю. [60] показано, что использование упруго-демпфирующего привода ведущих колес трактора в агрегате МТЗ-80+2ПТС-4 позволило снизить ударные нагрузки в силовой передаче за счет аккумулирования энергии внешних воздействий, за счет этого снизить амплитуды крутящих моментов на полуосях на 14-20 %, за счет че 21 го обеспечить более плавное изменение касательной силы тяги, уменьшить буксование ведущих колес и повысить тягово-сцепные свойства агрегата.
Одним из примеров такого устройства является представленная на рисунке 2.3 конструкция ведущего колеса с упругими элементами, установленными между ступицей и ободом [79].
Привод колеса включает диск 1, закрепленный на ступице 2, которая разделена лопастником 8 на отдельные полости 4, 5, 6, 7 и установлена на подшипниках ведущей оси 3 колеса, пакеты тарельчатых пружин 11, 12 и пакеты повышенной жесткости 9, 10, фиксируемые на направляющих штоках 25, гидравлические магистрали 13 и 14, в которых установлены регулируемые дроссели 15 и 16 с приводами 17, 18, связанными с направляющими втулками 19, 20, установленными на эксцентриках лопастника 8. Упоры ступицы имеют углубления 21, соединенные с гидравлическими магистралями 13, а также дополнительные резиновые демпфе 22 ры, образованные резиновыми прокладками 22 и фиксируемыми на упорных поверхностях винтами 24 пластинами 23.
При приложении к ведущей оси крутящего момента лопастник воздействует на рабочую жидкость лопастей, вытесняя ее по магистралям 13 и 14 к дросселям 15 и 16 и далее в полости 5 и 7. Направляющие втулки при повороте лопастника перемещают приводы, которые воздействуют на механизмы клапанов 15, 16, увеличивая их проходное сечение. При дальнейшем повороте лопастника происходит упор пакетов тарельчатых пружин в демпферы упоров ступицы, в то время как направляющие штоки, фиксирующие пакеты пружин, беспрепятственно проходят в углубления упоров ступицы. При обратном движении (при торможении или движении задним ходом) лопастник воздействует на рабочую жидкость полостей 5 и 7, вытесняя ее через дроссели в полости 4 и 6 ступицы. Использование пакетов тарельчатых пружин с различной жесткостью, увеличивающейся к основанию, позволяет получить нелинейную и несимметричную, при изменении направления вращения, характеристику привода, а, следовательно, повысить эксплуатационные качества машины. Применение дополнительных резиновых демпферов на упорах ступицы позволяет снизить ударные нагрузки и повысить надежность и долговечность привода.
Использование обрезиненных элементов в гусеничной ходовой системе
Известно, что ходовая система гусеничной машины является одним из важнейших источников динамических возмущений, которые через силовую цепь передаются трансмиссии. Среди них особо значимыми являются возмущения от перемотки звенчатой гусеницы, а также от вертикальных и угловых колебаний остова на подвеске. В соответствии с [51] «…виброударные режимы в гусеничном движителе приводят к возрастанию динамических напряжений и снижению усталостной долговечности отдельных узлов. Кроме того, ударные взаимодействия и вибрации механизмов движителя, имеющих зазоры в кинематических парах, приводят к возрастанию энергетических потерь и снижению коэффициента полезного действия всего движителя». Для снижения динамичности нагрузок в элементах гусеничных ходовых систем в России и за рубежом предложено и используется большое количество технических решений, основные из которых базируются на использовании в конструкциях узлов ходовой системы обрезиненных элементов. Так, например, на транспортных гусеничных машинах широко используются обрезиненные опорные катки и резино-металлические гусеницы (рисунок 2.4).
Целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи с высокой податливостью
Она содержит солнечную шестерню 1, связанную с двигателем, водило 2, связанное с движителем, коронную шестерню 3, корпус, состоящий из двух частей 4 и 5, связанных с помощью болта 6 через подшипники 7. На наружной поверхности коронной шестерни 3 выполнен винтовой венец 8. Параллельно оси транспортного средства установлен торсионный вал 9, один конец 10 которого связан с частью 4 корпуса посредством проставки11, а другой конец 12 установлен в частях 4 и 5 корпуса через подшипники 13 и снабжен винтовым венцом 14.
При работе передачи крутящий момент от солнечной шестерни передается к водилу, создавая на коронной шестерне реактивный момент, определяемый нагрузкой на движитель. Данный реактивный момент через винтовую пару передается на торсионный вал, что приводит к его закручиванию и обеспечивает снижение динамических нагрузок, воздействующих на передачу от движителя и создаваемых, например, при резком трогании транспортного средства с места. При закручивании торсионного вала возникает момент сопротивления, при снижении реактивного момента на коронной шестерне она проворачивается обратно.
Одним из распространенных путей снижения динамической нагруженности силовых передач является установка в силовую цепь демпферов крутильных колебаний, демпфирующие элементы которые поглощают и переводят в тепло колебательную энергию. Распространены фрикционные, жидкостные и другие типы демпферов. Наиболее легко поддаются гашению колебания с высокими и средними частотами. Колебания с низкими частотами демпфировать гораздо сложнее, так как дополнительные подвижные массы демпфера должны при этом быть достаточно массивными, а сам демпфер должен иметь существенные габариты, что не совместимо с требованиями компактности современных машин. Поэтому такие демпферы используются редко, а наиболее распространены те, которые предназначены для гашения крутильных колебаний от двигателя. На рисунке 2.13 представлены конструкции, в которых использованы резиновые проставки между ведущими и ведомыми частями демпфера. За счет их деформации во время колебаний происходит гашение в основном высокочастотных колебаний.
Используются также демпферы, в которых колебательная энергия гасится за счет трения жидкости при дросселировании, когда при колебаниях она передавливается через из одной полости в другую, либо за счет трения лопастных элементов о жидкую среду, как, например, на схеме, показанной на рисунке 2.14. а
На рисунке 2.15 представлена распространенная конструкция фрикционного демпфера, совмещаемого с муфтой сцепления. Он содержит пружинные упругие элементы и комплект фрикционных дисков, за счет трения которых друг о друга поглощается колебательная энергия.
Использование самоустанавливающихся «плавающих» или компенсационных звеньев Значительная часть динамических напряжений в деталях силовой передачи возникает из-за перекосов и иных дефектов в соединениях деталей, которые возникают или в результате неправильной сборки, или в процессе эксплуатации в результате износа. Для противодействия этому в конструкциях предусматривают так называемые «плавающие» или компенсационные звенья. Примером конструкции с таким звеном может служить представленная на рисунке 2.16 планетарная передача с сателлитами на эксцентрическом подшипнике. Она содержит центральное колесо внешнего зацепления 1, размещенное в стакане 2 на подшипниках скольжения 3, центральное колесо внутреннего зацепления 4, установленное на подшипниках качения 5, опирающихся на стакан 2, установленный в расточке корпуса 6, сателлиты 7, расположенные в водиле 8 на осях 9. Оси 9 опираются на игольчатые подшипники качения 10, запрессованные в отверстия щек водила
Стакан 2 выполняет роль опоры центрального колеса внешнего зацепления 1 посредством подшипников скольжения 3, выполненных в виде бронзовых втулок, которые запрессовываются в отверстие стакана 2. Также стакан 2 служит опорой для центрального колеса внутреннего зацепления 4, установленного на нем через подшипник качения 5. Сателлиты 7 установлены на осях 9 посредством компенсационного узла, предназначенного для снижения неравномерности нагрузки между сателлитами и по длине контактных линий. Компенсационный узел выполнен в виде эксцентрического сферического подшипника 12, состоящим из внешнего 13, промежуточного 14 и внутреннего 15 колец.
Разработка математической модели силовой передачи трактора при помощи пакета «Универсальный механизм»
При анимационном моделировании движения масс твердотельной модели гусеничного движителя изучался процесс формирования крутящего момента на ведущих колесах под действием комплекса эксплуатационных кинематических и динамических нагружающих факторов. В результате получены осциллограммы – зависимости изменения крутящего момента на ведущем колесе от угла поворота на основных эксплуатационных скоростях движения (от 1,0 до 9,5 м/с). Вид наиболее характерных осциллограмм для примера приведен на рисунке 3.21. Полностью характер изменения крутящего момента в диапазоне скоростей от 1,0 до 9,5 м/с при повороте ведущего колеса на один зуб отображен 3-мерной диаграммой (рисунок 3.22), где по оси х отложена скорость движения трактора V (м/с), по оси y – угол поворота ведущего колеса (на один зуб), по оси z – изменение крутящего момента на ведущем колесе (Нм).
Осциллограммы, приведенные на рисунке 3.21, показывают, что по мере роста скорости движения происходит все более резкое увеличение момента на ведущем колесе в начальный момент контакта его зуба с траком перематываемой гусеницы, а затем его падение почти до нуля при скорости движения 2,5 м/с, более резкое падение от 3000 до 500 Нм при скорости движения 5,0 м/с и сглаженное уменьшение от 4000 до 3000 Нм при скоростях движения 8,0 и 9,5 м/с. Такое изменение момента объясняется тем, что в начальный момент времени шарнир гусеницы контактирует с поверхностью зуба в области вершины – при этом происходит начальное увеличение момента. Затем по мере поворота ведущего колеса происходит укладка трака на колесо, при которой шарнир, как бы проваливаясь, перемещается по зубу в область впадины. На скоростях движения до 5,0 м/с время для этого перемещения и падения почти до нуля момента на ведущем колесе оказывается достаточ 87 ным. С увеличением скорости это перемещение происходит со все большим запаздыванием по углу поворота – в полтора, в два и в три раза большим на скоростях 5,0, 8,0 и 9,5 м/с соответственно по сравнению со скоростью 2,5 м/с. Соответственно и скачок момента на скоростях более 5 м/с получается все более сглаженным.
После падения момент на скоростях движения до 5 м/с скачкообразно, а на скоростях свыше 5 м/с более плавно растет до величины 5000 – 6000 Нм. Эта наибольшая величина момента достигается при повороте колеса примерно на ползуба. При дальнейшем повороте колеса на ползуба момент уменьшается до нуля, а на скорости 8 м/с – даже до некоторого отрицательного значения, с которого, кстати, и начинает расти при контакте с очередным траком. Это изменение направления момента на колесе, видимо, имеет причиной не взаимодействие трака гусеницы с зубом, а поворот колеса на некоторый угол в обратную сторону под действием других кинематических или динамических факторов.
Полученная в результате расчетных исследований база данных по изменению крутящего момента на основных скоростях движения использована для задания возмущающих воздействий при исследовании динамической нагруженности трансмиссии, для чего выполнено разложение полученных зависимостей в ряд Фурье с помощью стандартных библиотек пакета Matlab.
Результаты проведенного гармонического анализа сведены в таблице 3.13. Определена величина момента на ведущем колесе до 6-й гармоники включительно для каждой скорости трактора. В таблице 3.13 указаны частота каждой полученной гармоники и процентное отношение величины момента на этой частоте к моменту первой гармоники.
Получение спектра собственных частот силовой передачи Наибольшая динамическая нагруженность участков силовой цепи в эксплуатации обычно имеет место на режимах резонанса, когда одна или несколько частот комплекса действующих со стороны ведущих колес динамических нагрузок, вызываемых неравномерностью действия сил сопротивления перекатыванию, тягового сопротивления при работе с орудием, вертикальными и угловыми колебаниями остова на подвеске и перезацеплением зубьев ведущего колеса со звенчатой гусеничной цепью совпадают с собственными частотами силовой передачи. Таблица 3. Скорость,м/скм/ч Частота,Гц Амплитуда,Н
В связи с этим поставлена задача с помощью разработанной модели (рисунок 3.20) исследовать возможность возникновения таких режимов и определить возможную динамическую нагруженность участков силовой цепи при возникновении каждого из них.
Для получения спектра собственных частот записаны осциллограммы упругих моментов на участках при свободных колебаниях системы после кратковременного импульсного воздействия. Принято допущение об отсутствии трения в системе. Каждая из полученных осциллограмм подвергнута Фурье-анализу с помощью стандартных библиотек Matlab. Примеры полученных осциллограмм на разных участках приведены на рисунке 3.23.
Как показано в предыдущей главе, одним из самых нагруженных узлов силовой передачи является планетарная конечная передача, динамическая нагружен-ность деталей которой на ряде режимов представляет опасность для долговечности. Для снижения динамической нагруженности этой передачи и связанных с нею элементов валопровода предложено вместо жесткого закрепления коронной шестерни использовать ограниченно упругое (5 градусов вперед-назад). Выполнена конструктивная проработка установки между ступицей и венцом, связывающим барабан с коронной шестерней, пакетов упругих металлических пластин, то есть своеобразной упругой муфты. Упругие пакеты муфты предназначены для восприятия и сглаживания пиковых динамических нагрузок, а после их упругой деформации обеспечивается жесткое соединение между ступицей и венцом муфты по контактным поверхностям косых упоров ступицы и венца.
Результаты расчетного исследования изменения нагруженности участков валопровода на разных режимах движения
На рисунке 4.22 показано изменение максимальных моментов на участках штатной трансмиссии при установившемся повороте с крюковой нагрузкой. Величина моментов на участках как минимум в 2 раза больше, чем при повороте без крюковой нагрузки. Разными величинами максимальных моментов нагружены только участки заднего моста. Как и при установившемся повороте без крюковой нагрузки, чем больше скорость поворота и чем меньше его радиус, тем более отличаются максимальные моменты на участках, связанных с забегающей и отстающей гусеницами. Наибольшая разница в величине максимальных моментов во всех случаях движения наблюдается на участке конечной передачи – здесь она достигает 27 % (скорость 1,1 м/с, радиус поворота 10 м); на других участках за главной передачей максимальные моменты отличаются на 3-15 %.
При повороте с крюковой нагрузкой заметного изменения нагруженности участков не наблюдается. На всех участках неравномерность нагруженности снижается от 0 до 25 %.
Изменение коэффициента kн на участках силовой передачи без упругой реактивной связи и с нею на разных скоростях и при разных радиусах поворота с крюковой нагрузкой показано на рисунке 4.23. Это изменение подобно описанному для установившегося поворота без крюковой нагрузки. Исключение представляют только случаи движения со скоростью 1,67 м/с при радиусе поворота 5 м, когда существенно меньшей, примерно на 10 %, оказывается неравномерность нагру-женности участков до первичного вала коробки передач, и при движении со скоростью 2,22 м/с при радиусе поворота 7 м, когда неравномерность нагруженности этих участков на несколько процентов увеличивается.
Самая высокая динамичность нагрузок обычно наблюдается в начальной и конечной фазах поворота, то есть на входе в поворот и на выходе из поворота. Это объясняется тем, что при входе в поворот в течение короткого времени необходимо изменить направление движения всей поступательно движущейся массы машины, а при выходе из поворота – прекратить движение по радиусу.
На рисунках 4.24-4.25 показано изменение kн на участках штатной трансмиссии на одних и тех же скоростях движения и при тех же радиусах поворота при установившемся повороте и при входе в поворот. Как видно, разница в величине коэффициента неравномерности нагруженности участков на этих режимах движения существенная. На входе в поворот практически во всех случаях, за редким исключением, kн почти на всех участках оказывается большим, чем при установившемся повороте. Эта разница во многих случаях достигает 25-30 %, причем наибольшая разница оказывается на участках до главной передачи. То есть динамичность нагрузок при входе в поворот увеличивается на участках двигатель – коробка передач больше, чем на участках за главной передачей.
На рисунке 4.26. показано изменение коэффициента неравномерности kн на участках силовой передачи при входе в поворот на скорости 2,78 м/с с радиусом поворота 2 м на наличии и отсутствии упругой реактивной связи с корпусом коронной шестерни конечной передачи. Наличие этой связи приводит к снижению неравномерности нагруженности участков до главной передачи на 5-6 % и к незначительному увеличению динамичности нагрузок на участках после главной передачи.
4.4.6. Выход из поворота
На рисунке 4.27 приведены цифровые осциллограммы, на которых отражены процессы изменения моментов на левом и правом ведущих колесах и на участках, прилегающих к забегающей и отстающей гусеницам во время входа в поворот и выхода из поворота со скоростью 2,78 м/с с радиусом поворота 2 м.
На осциллограммах видно, что при входе в поворот (с 3-ей по 4-ю секунды движения) максимальный момент в 3,5 раза превышает средний, а на выходе из поворота (7-8 секунды) превышает в 2,5 раза. Анализ процесса изменения с 3-й по 7-ю секунду моментов на участках, расположенных рядом с ведущим колесом, показывает, что при входе в поворот максимальный момент на участках, связанных с забегающей гусеницей, в 9 раз превышает средний, а на выходе из поворота – в 2,5 раза.
На рисунке 4.28 показано изменение kн на тех же участках при выходе из поворота с установкой упругой муфты и без установки, момент при ее установке на участках с 9-го по 15-й уменьшается на 5-6 %.
С использованием пространственной модели выполнены также исследования влияния синфазности установки ведущих колес на нагруженность участков. Оно показало (рисунок 4.29), что при движении без крюковой нагрузки влияние несинфазной установки ведущих колес менее заметно, чем с крюковой нагрузкой (рисунок 4.30). Во всех рассмотренных случаях более благоприятной с точки зрения нагруженности является несинфазная установка (со смещением на ползуба ведущего колеса) – при движении без крюковой нагрузки нагруженность участков снижается на 4-8 %, с крюковой нагрузкой – на 6-25 %, но при этом резко отличается нагруженность участков, связанных с забегающей и отстающей гусеницами – во всех случаях на 30 % и более, в отдельных случаях разница доходит до 50 %.
