Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1. Обзор разработанных моделей силовых передач гусеничной машины 8
1.1.1. Структурная схема силовой передачи 8
1.1.2. Отображение в модели двигателя внутреннего сгорания 12
1.1.3. Отображение связи элементов силовой передачи с остовом трактора 14
1.2. Описание воздействий на силовую передачу 25
1.2.1. Воздействия со стороны двигателя 28
1.2.2. Воздействия со стороны ведущих колес 28
1.2.3. Внутренние возмущающие воздействия 29
1.3. Выводы 30
2. Разработка динамической модели силовой передачи тракторА ВТ-100 32
2.1. Структурная схема 32
2.2. Принимаемые допущения. Начальная многомассовая модель. Редуцированная модель 32
2.3. Выводы 51
3. Собственные динамические свойства модели силовой передачи трактора 52
3.1. Собственные частоты и формы колебаний в силовой передаче трактора.. 52
3.2. Влияние диссипативных сил на динамическую нагруженность силовой передачи 54
3.3. Выводы 77
4. Влияние колебаний остова гусеничной машины на динамическую нагруженность силовой передачи при трогании 78
4.1. Влияние колебаний остова на характер изменения нагрузок в силовой передаче притрогании з
4.2. Влияние колебаний остова трактора на величины динамических нагрузок в силовой передаче при трогании 80
4.3. Влияние параметров системы подрессоривания остова на величину динамических нагрузок в силовой передаче при трогании 82
4.4. Выводы 84
5. Экспериментальное исследование параметров колебаний трактора при трогании 85
5.1. Методика выполнения экспериментального исследования 85
5.2. Результаты экспериментального исследования 86
5.3. Выводы 87
6. Разработка стендового оборудования для испытаний силовых передач в режиме трогания-остановки 88
6.1. Обзор конструкций стендов для испытаний силовых передач 88
6.2. Разработка стендового оборудования для испытаний силовой передачи гусеничного трактора в режиме трогания-остановки 99
6.3. Конструкция стенда для испытаний силовой передачи гусеничного трактора в режиме трогания-остановки 99
6.4. Выводы 103
Основные результаты и выводы 104
Литература
- Отображение связи элементов силовой передачи с остовом трактора
- Принимаемые допущения. Начальная многомассовая модель. Редуцированная модель
- Влияние диссипативных сил на динамическую нагруженность силовой передачи
- Влияние параметров системы подрессоривания остова на величину динамических нагрузок в силовой передаче при трогании
Отображение связи элементов силовой передачи с остовом трактора
На основании расчетной схемы авторами была составлена система дифференциальных уравнений, описывающая продольные колебания трактора, а также вертикальные и угловые продольные колебания остова гусеничного трактора и учитывающая колебания в трансмиссии: тр тр / \ VSBPT + Р, + РТ -f\2K +2k2jZ зв зв - /(2с, + 2с2 )z - f{lkxlx + 2k2l2 )d - /(2c,/, + 2c2l2 )a = = APKp cos y/ + f{2kx + 2k2 )q + /(2c, + 2c2 )q ; m, (5) 0z + \1кл + 2k2Jz + (2c, + 2c2 )z + [2k Jx + 2k2l2)d + + (2c,/, + 2c2/2 )a = ЛРкр siny/ + {2kl + 2k2)q + (2c, + 2c2)q ; I0a + {2kxll +2k2l2)d + (2cjf +2c2l2)a + + (2fe,/,2 - 2fc2/22)i + (2c,/,2 - 2c2/2)z - AM0 = = r/SPKp cos y/ - г,ЛРкр sin + (2Л:,/,2 - 2&2/2 jq + (2c,/, + 2c2i2)q где AM0 - колебание момента на ведущем колесе ЛМк, приведенного к поперечной оси, проходящей через центр тяжести остова трактора; д т - угол закрутки силовой передачи, определяемый по отклонению ведущей звездочки; тТ]?, ш0 - масса трактора и остова; гзв - радиус ведущий звездочки; у/ - угол наклона линии действия тяговой нагрузки; / - коэффициент сопротивления перекатыванию трактора; со - частота воздействия; АР текущее значение амплитуды тяговой нагрузки; q = qQsincot- текущее значение ординаты неровности пути; Z - вертикальная координата центра тяжести: а - угловая продольная координата; /0 - момент инерции относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести; 1Х и /2 - продольные координаты центра тяжести, / - расстояние между поперечной осью, проходящей через центр тяжести, и осью задних ведущих колес трактора; г и гх - вертикальная и горизонтальная координаты точки прицепа относительно центра тяжести остова; с , с]? с2 - коэффициенты жесткости и к , к}, к2 - коэффициенты демпфирования силовой передачи и подвески.
Приведенная на рис. 1.3 модель трактора достаточна для исследований колебаний остова с учетом колебаний момента на ведущих колесах. Однако, т.к. в нее не входят непосредственно двигатель и силовая передача, ее сложно использовать для оценки обратного влияния - влияния колебаний остова на подвеске на крутильные колебания в силовой передаче. Кроме того, в этой модели момент на ведущем колесе приводится к центру подрессоренных масс упрощенно, что допустимо лишь при малых амплитудах колебаний остова. Как показано в данной работе, при больших амплитудах колебаний остова связь этих колебаний с крутильными колебаниями в силовой передаче становится существенно нелинейной (см. рис. 2.6), что требует применения иных методов приведения.
В работе В.Ф. Платонова [16] предложена математическая модель, в которой сложные колебания корпуса гусеничной машины в продольной плоскости сведены к двум видам колебательного движения: поступательным вертикальным перемещениям корпуса по оси z (рис. 1.4) и продольным угловым перемещениям вокруг центра тяжести О.
При отклонениях корпуса от положения статического равновесия в ветвях обвода будут возникать дополнительные динамические силы: Тд.вж в наклонной ветви под ведущим колесом (в рабочей ветви) и в Тдмж свободной ветви под направляющим колесом.
В качестве непосредственных источников возбуждения колебаний корпуса и причин появления динамических растягивающих сил в ветвях обвода указываются перемещения опорных катков при движении по микропрофилю местности. Возникающие при этом реакции под опорными катками определяются деформацией соответствующего упругого элемента, а сопротивление амортизаторов Pai - скоростью этой деформации.
В связи с тем, что колебания корпуса непосредственно связаны с натяжением в обводе, а оно бывает значительным в упругих обводах, при рассмотрении колебательного процесса корпуса в данной модели учитываются также связи, накладываемые гусеницами. Платоновым В.Ф. сделана попытка проанализировать всю систему двигатель - трансмиссия - гусеничный обвод -подвеска - корпус. Схема этой системы показана на рис. 1.4. Такая схема позволяет учитывать массу машины в поступательном движении, обусловливающую возникновение инерционной силы Pj, вес подрессоренной части Gm - GH, момент инерции Jn подрессоренной массы относительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести корпуса О, двигателя J$e, трансмиссии Jmp, бортовой передачи Л.„ и гусеничного движителя Jsd.
Как видно из схемы, с учетом этих факторов в системе возможны уже не два, а пять независимых видов движения: вертикальные перемещения zo корпуса по оси z, угловые отклонения (ро корпуса относительно центра тяжести, перемещения х0 корпуса вдоль оси х, угловые перемещения масс трансмиссии ртр и двигателя Щд . Заменяя моменты инерции двигателя, трансмиссии, и бортовой передачи одним эквивалентным моментом инерции Jmp, приведенным к оси ведущего колеса, автор описывает перемещения корпуса и его ускорения системой из четырех уравнений, характеризующих движение по координатам z0, щтлхос учетом изменения угла срвлповорота ведущего колеса.
Принимаемые допущения. Начальная многомассовая модель. Редуцированная модель
На основе анализа кинематической схемы и конструкторской документации, предоставленной ГСКБ АО ВГТЗ, разработана структурная схема колебательной системы трактора. Она показана на рис. 2.1. 6- -7 - -8j. т 1 - -2 - 3 — 4 - -5 9_L Т 6- -7 - -8 1 - двигатель, 2 - муфта сцепления, 3 - ведущие элементы КПП, 4 - ведомые элементы КПП, 5 - главная передача, 6 - механизм поворота, 7 - конечные передачи, 8 - гусеничные обводы и вращающиеся детали ходовых систем каждого борта, 9 - остов трактора, 10 - привод ВОМ Разработанная структурная схема включает в себя двигатель, муфту сцепления, ведущие и ведомые элементы КПП, главную передачу, механизмы поворота, конечные передачи, гусеничные обводы и вращающиеся детали ходовых систем, остов трактора, а также привод ВОМ.
Редуцированная модель Для исследования поведения силовой передачи в различных условиях нагружения была поставлена задача по созданию математической модели, которая содержала бы описание взаимодействия элементов силовой передачи и параметров или законов изменения нагружающих воздействий. Очевидно при этом, что полный учет упругости всех звеньев, точного распределения масс, а также зазоров во всех кинематических парах привело бы к такому переусложнению модели, при котором ее динамический анализ оказался бы практически неосуществимым [25]. В достаточно сложную научную проблему превратилось бы математическое описание поведения каждого упругого звена - при нелинейной характеристике оно зависит от параметров воздействия и массы других параметров и не может быть описано достаточно достоверно из-за отсутствия необходимой информации, получить которую возможно только экспериментально. Еще большие сложности возникают при попытке подробного аналитического описания работы ведущего участка звенчатой гусеничной цепи, взаимодействия ее с почвой и элементами ходовой системы. Не менее трудную задачу представляет аналитическое описание работы муфты сцепления на переходных режимах.
В связи с вышеизложенным, для расчетного исследования силовой передачи был принят ряд допущений, позволяющих достичь определенного компромисса между сложностью модели и точностью получаемых при ее исследовании результатов. Ниже перечислены основные из принятых допущений. 1. Моменты инерции элементов силовой передачи и ходовой системы представлены в виде сосредоточенных масс. 2. Жесткости элементов силовой передачи линейны. 3. Колебания в силовой передаче происходят с малыми амплитудами. 4. Двигатель представлен одной массой, ациклическими возмущениями двигателя пренебрегаем. 5. Фрикционные элементы замкнуты и работают без проскальзывания. 6. Зазоры в зацеплениях и соединениях выбраны. 7. Гусеничная цепь представлена в виде гибкой, растяжимой нити с постоянной жесткостью. 8. Тяговое усилие формируется (из взаимодействия между гусеничной цепью и грунтом) только под опорными катками. 9. Буксование опорной ветви гусеницы на участке под опорным катком для каждого типа грунта определяется как функция нагрузки на каток и тягового усилия. Ю.Упругими свойствами грунта пренебрегаем. 11.Жесткость кареток подвески линейна. 12.Колебания остова трактора относительно продольной оси имеют небольшую амплитуду.
На основе принятых допущений в результате анализа кинематической схемы и конструкции узлов трактора создана его начальная динамическая модель. Ее схема показана на рис. 2.2. Необходимые для разработки начальной динамической модели значения моментов инерции деталей узлов и жесткости их соединений определялись расчетным путем, исходя из параметров деталей. Моменты инерции составляющих ее масс и жесткости их соединений для различных передач приведены соответственно в таблицах 2.1 и 2.2.
Как видно из рис. 2.2, начальная динамическая модель имеет сложную разветвленную структуру и содержит значительное число элементов. На практике ее динамические свойства представляют интерес лишь в некотором диапазоне частот (не выше 1000 Гц). Поэтому оправдана замена начальной модели упрощенной, имеющей меньшее число степеней свободы, но эквивалентной по динамическим свойствам.
На первом этапе упрощения были редуцированы массы, имеющие парциальные частоты свыше 1400 Гц, что было выполнено в автоматизированном режиме с помощью ЭВМ. Схема эквивалентной динамической модели приведена на рис. 2.3. В таблице 2.3 показано, какие массы начальной модели соответствуют массам эквивалентной модели.
Влияние диссипативных сил на динамическую нагруженность силовой передачи
Часто встречающимся результатом испытаний при постоянной нагрузке является питтинг зубьев шестерен конечной передачи. В эксплуатации питтинг отмечается гораздо реже, чаще встречается поломка зубьев ведомой шестерни конечной передачи, разрушение корпуса конечной передачи, заклинивание игольчатых подшипников сателлитов планетарного механизма поворота. Это говорит о несоответствии режима испытаний при постоянной нагрузке эксплуатационному.
Стенды, позволяющие воспроизводить на испытуемых объектах динамические нагрузки, характерные для условий эксплуатации машин, относят в мировой практике к стендам третьего поколения [28]. Они обеспечивают максимум автоматизации испытательных работ и обработки результатов испытаний и позволяют практически полностью исключить дорогостоящие полевые испытания. Одной из передовых конструкций испытательных стендов отрасли является стенд ЧФ НАТИ для усталостных испытаний узлов промышленного трактора Т-130 (рис. 6.6) в замкнутом силовом контуре. Он позволяет осуществлять программированное нагружение испытуемого объекта и оценивать долговечность таких узлов, как бортовой редуктор, коробка перемены передач, главная передача и так далее.
На стенде испытываются узлы трансмиссии 1 (КГШ-1, БР-1, К-2). Трансмиссия 2, конические передачи К-1 и К-2, карданные валы КВ-2 и КВ-3 используются для создания замкнутого контура. Стенд приводится в действие балансирной машиной (БМ) через согласующий редуктор (СР). В качестве нагружающего устройства использован гидротрансформатор (ГТ). Стенд ЧФ НАТИ оборудован: - наборной панелью для формирования управляющего сигнала со спектром частот изменения до 0,2 Гц, с автоматическим устройством, обеспечивающим реализацию предварительно набранного закона нагружения условно в функции пути движения трактора; это устройство предназначено для имитации неравномерности и плотности грунта по длине разрабатываемого в бульдозерном режиме участка; - блоком генераторов для формирования управляющих сигналов синусоидальной формы с частотами изменения до 2 Гц; это устройство предназначено для имитации неровностей рельефа по пути движения трактора; - планетарными возбудителями переменного момента на левом и правом бортах стенда с частотами изменения до 5-15 Гц (на 1-8 передачах трансмиссии); это устройство предназначено для имитации динамики гусеничного движителя трактора. y0tV JL - динамометр балансирный; 2 - редуктор согласующий; 3,4, 5 — валы карданные; 6,7 -редукторы конические; 8 - гидротрансформатор; 9 трансмиссия трактора; 10 - обвод гусеничный
Воспроизведение динамических режимов, близких к форсированным эксплуатационным, является важным достоинством стенда. Однако динамическая модель стенда, составленного из привода и узлов трактора, значительно отличается от динамической модели трактора. При воспроизведении переменных нагрузок в контуре стенда возникает дополнительная динамическая составляющая нагрузки, свойственная колебательной системе стенда. На частотах, близких к резонансным, эта составляющая может достичь значительной величины и вызвать не эксплуатационные поломки и отказы.
Наряду со стендами с замкнутым силовым контуром на предприятиях работают стенды с открытым контуром, в которых вся подводимая от двигателя энергия, за исключением потерь на трение, поглощается тормозом. Достоинством такого рода стендов является отсутствие в силовом валопроводе дополнительной составляющей нагрузки, возникающей и циркулирующей в валопроводах стендов с замкнутым силовым контуром из-за несоосности соединений технологических валов, их биения, перекосов и так далее.
Стенд ХТЗ [23] для динамических испытаний трансмиссий трактора Т-150К (рис. 6.7) работает по схеме разомкнутого контура. Он состоит из двигателя трактора и всех агрегатов трансмиссии. Нагружающей частью стенда являются маховые массы, имитирующие приведенные к оси ведущего колеса раздельно моменты инерции трактора и сельхозагрегата, и электромагнитные порошковые тормоза, имитирующие постоянную составляющую момента сопротивления от заглубленного орудия, возникающего при трогании машинно-тракторного агрегата. Основным преимуществом порошковых тормозов перед электрическими и гидравлическими является способность создавать требуемый крутящий момент при сколь угодно малой частоте вращения. трактора Т-150К На стенде предусмотрены специальные устройства для имитации провисания сцепки трактора с прицепными сельскохозяйственными орудиями и буксования движителей. Испытания трансмиссий могут проводиться в режимах разгона-торможения и установившейся работы машинно-тракторного агрегата с имитацией колебания момента сопротивления движению. Управление стендом осуществляется электрогидравлическим командным устройством, задающим различный темп включения и интервал между очередными циклами главной муфты сцепления по заданной программе.
Влияние параметров системы подрессоривания остова на величину динамических нагрузок в силовой передаче при трогании
Процесс нагружения элементов трансмиссии трактора в условиях эксплуатации формируется из многочисленных случайных и детерминированных воздействий. При теоретическом анализе динамики трансмиссии имитирование воздействия на ее элементы всех факторов, определяющих ее нагруженность в эксплуатации, не представляется возможным. Обычно имитируется воздействие тех, которые определяют ее нагруженность в основном. При имитации нагружения по случайному закону стремятся к максимальному сближению таких статистических характеристик воспроизводимого и эксплуатационного законов нагружения, как спектральная плотность и дисперсия.
Во многих работах [3, 5, 54, 56] основные динамические нагрузки, действующие на трансмиссию в эксплуатации во время установившегося движения тягово-транспортной машины, принято классифицировать по следующим основным группам:
1) тяговое сопротивление - частота его изменения в зависимости от вида работы и агрегатируемого орудия обычно от 0,1 до 3 Гц; 2) передаваемые через ходовую часть возмущения от неровностей почвенного фона и раскачивания машины на подвеске - в зависимости от скорости движения частот возмущения от 0,5 до 5 Гц;
3) возмущения от перемотки гусеницы у гусеничных машин - для разных скоростей движения и шагов гусениц частота возмущений от 10 до 35 Гц;
4) крутящий момент двигателя - частота его изменения для разных автотракторных двигателей 15-35 Гц, а высших и полуторных гармоник - в кратное число раз выше;
5) возмущения от перезацепления шестерен, от крутильных колебаний валопроводов - частота этих возмущений от 5 до 1000 Гц и выше.
Во время переходных процессов (разгон, торможение, поворот) к вышеперечисленным нагрузкам добавляются возмущения от включения-выключения муфты сцепления, тормозов и передаваемые через ходовую часть возмущения от изменения скорости поступательно движущейся массы тракторного агрегата.
В работе Дегтярева Ю.П. [17], выделяется четыре основных составляющих динамической нагрузки на трансмиссию гусеничного сельскохозяйственного трактора ВГТЗ. Имеющей наибольшую амплитуду и, таким образом, наиболее опасной является первая низкочастотная составляющая, частота изменения которой от 0,3 до 0,55 Гц. Она формируется, по мнению автора, за счет деформации почвы рабочими органами, неоднородности ее физико-механических свойств и макрорельефа.
Вторая составляющая вызвана продольно-угловыми колебаниями трактора на подвеске и имеет два максимума спектра - первый в области от 0,9 до 1,6 Гц, второй - от 1,8 до 2,5 Гц.
Третья составляющая с частотой 3 Гц вызвана вертикальными колебаниями подвески и с ростом скорости трактора не изменяется. Четвертая обусловлена работой ходовой системы при переездах через неровности почвы и имеет частоту от 3 до 5,5 Гц в зависимости от скорости движения.
Автор отмечает, что главным образом влияние первой низкочастотной составляющей тягового сопротивления приводит к ухудшению показателей работы двигателя, тяговых свойств трактора, снижает производительность агрегата в целом.
В книге Коловского М.З. [25, с. 193] также отмечается, что "... наиболее существенными оказываются обычно возмущения, связанные с выполнением рабочего процесса".
Свитачевым А.И. в его работах [38, 39, 40, 41] выделены три основных составляющих, определяющих динамическую нагруженность силовой передачи гусеничного трактора промышленной модификации класса 4: - сопротивление грунта орудиям и машинам; - воздействие со стороны двигателя от сил давления газов и инерционных моментов масс; - возмущение со стороны гусеничного движителя. Однако также существенной для задач динамического анализа представляется классификация нагрузок по местам их приложения. В таком случае возбуждающие факторы, вызывающие динамические процессы, действующие в силовой передаче гусеничного трактора, можно разделить на следующие основные группы: - неравномерность крутящего момента двигателя; - неравномерность момента сопротивления на ведущем колесе; - внутренние динамические факторы; Рассмотрим подробнее каждую группу нагрузок. 1.2.1. Воздействия со стороны двигателя Вредное воздействие переменных нагрузок сказывается и на работе двигателя. Его работа при традиционной регулировке топливной аппаратуры осуществляется при пониженной на 12-15% мощности [17]. Это связано с ухудшением экономичности двигателя, вызванной нарушением процесса сгорания и уменьшением часового расхода топлива вследствие нелинейности регуляторной ветви характеристики.
Как следствие этого, колебания угловой скорости коленчатого вала приводят к снижению эффективности работы всего машинно-тракторного агрегата [17], к искажению законов движения агрегатируемых с трактором орудий и машин.
Неравномерность крутящего момента двигателя вызывает динамические нагрузки с частотами от 15 до 35 Гц, а высших и полуторных гармоник - в кратное число раз выше. Динамические нагрузки, вызванные этим воздействием, значительны по величине и прослеживаются вплоть до ведущих колес трактора [3, 5, 6, 54, 56].
На установившемся режиме воздействия от движителя и двигателя можно представить в виде гармонического ряда, хотя в действительности это также случайные процессы [39].
Наиболее значительным из нагружающих факторов является неравномерность момента сопротивления на ведущем колесе. Она включает в себя воздействия от неравномерности сопротивления грунта, воздействия со стороны гусеничного движителя и воздействия со стороны ходовой системы. При этом существует тесная взаимосвязь между тяговым сопротивлением и колебаниями остова трактора на подвеске. Эта взаимосвязь объясняется увеличением буксования движителей из-за уменьшения вертикальной реакции на опорные катки при вертикальных колебаниях остова трактора и перераспределения этих реакций при продольно-угловых колебаниях [58], а также колебаниями скорости поступательного движения агрегата, вызванными изменением длины рабочей ветви гусеничной цепи из-за вертикальных и продольно-угловых колебаний остова трактора [16]. По экспериментальным данным, приведенным в работе Баженова СП., относительная амплитуда колебаний, вызванных воздействием грунта, находится в пределах 10-20%, а их частота - от 0,5 до 1,5 Гц. Воздействия со стороны гусеничного движителя имеют превышение над номинальной нагрузкой в среднем до 20% и действуют с частотой от 8 до 25 Гц, в зависимости от скорости движения трактора. Колебания трактора на подвеске, в зависимости от скорости движения и свойств трансмиссии, вызывают колебания с частотами 0,5-20 Гц [6].
Свитачевым отмечается [39], что воздействие от сопротивления грунта носит случайный характер и наблюдается в диапазоне частот от 0 до 2,5 Гц. Возмущения от перемотки гусеничной цепи проявляются в диапазоне частот от 4,5 до 8 Гц. Низкочастотные воздействия от сопротивления грунта и гусеничного зацепления обнаруживаются на всех участках валопровода вплоть до вала муфты сцепления и в основном определяют нагруженность силовой передачи.
