Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Обзор исследований формирования нагрузок на элементах мобшных машин и задачи исследования 6
1.1. Обзор работ по нагруженности элементов мобильных машин 6
1.2. Выводы по обзору и задачи исследования 23
Глава 2. Теоретическое исследование формирования динамических нагрузок на элементы трансмиссии трактора 26
2.1. Формирование процессов нагружения элементов трансмиссии трактора 26
2.2. Разработка эквивалентной крутильно-колебательной системы МТА 33
2.3. Определение моментов инерции и податливости элементов трансмиссии и ходовой части трактора, построение эквивалентной крутильно-колебателъной системы 42
2.4. Определение частот и форм свободных крутильных колебаний 51
2.5. Определение частот резонансных колебаний и нагруженных участков трансмиссии 58
2.6. Выводы 64
Глава 3. Методика эксшрименталшых иссвдований формирования динамических нагрузок 66
3.1. Общая методика экспериментов 66
3.2. Методика измерения процессов нагружения и оценки погрешностей 71
3.3. Методика оценки основных свойств процессов нагружения 78
3.4. Выводы 86
Глава 4. Анализ результатов экспериментов и сравнение их с данным теоретического анализа 87
4.1. Статистический анализ параметров нагружения . 87
4.2. Корреляционный и спектральный анализ 96
4.3. Анализ передаточных функций 114
4.4. Гармонический анализ нагрузок 119
4.5. Сравнение результатов экспериментов и теоретического анализа 123
4.6. Выводы
Глава 5. Оценка долговечности трансмиссии трактора ДТ-75С и реализация результатов исследования 128
5.1. Оценка долговечности элементов трансмиссии 128
5.2. Рекомендации по внедрению в производство 131
5.3. Расчет экономического эффекта 134
Выводы 136
Литература 141
Приложения
- Обзор работ по нагруженности элементов мобильных машин
- Определение моментов инерции и податливости элементов трансмиссии и ходовой части трактора, построение эквивалентной крутильно-колебателъной системы
- Методика измерения процессов нагружения и оценки погрешностей
- Сравнение результатов экспериментов и теоретического анализа
Введение к работе
В связи с повышением энергонасыщенности тракторов изучение закономерностей формирования динамических процессов эксплуатационного нагружения элементов конструкций актуально, поскольку динамические качества трактора определяют его эксплуатационные свойства, в том числе производительность машинно-тракторных агрегатов (МТА) и долговечность деталей. Такие исследования позволят определить методы снижения уровня нагруженности трансмиссий, оценить эффективность различных конструктивных решений, оптимизировать податливость и демпфирующие свойства деталей.
Для снижения уровня динамических нагрузок перспективным является применение в механической трансмиссии (МТ) энергонасыщенного трактора гидродинамических передач - гидротрансформаторов (ГТ), которые образуют качественно иную, чем МТ, динамическую систему МТА, обладающую свойствами увеличенного демпфирования и приспосабливаемости к изменениям внешних нагрузок, а также обеспечивают повышение производительности МТА и долговечности деталей.
Основная цель данной работы - выявить закономерности формирования нагрузок в элементах механической и гидромеханической трансмиссий (ГМТ) и определить пути уменьшения нагруженности элементов трансмиссии.
Настоящее исследование является частью комплекса работ по решению проблемы повышения рабочих скоростей МТА и созданию высокоэффективных конструкций энергонасыщенных сельскохозяйственных тракторов.
Обзор работ по нагруженности элементов мобильных машин
Интенсификация сельскохозяйственного производства требует дальнейшего повышения производительности техники путем увеличения энергонасыщенности, создания новых машин с высокими удельными показателями и модернизации серийно выпускаемых машин с увеличенной мощностью двигателей. Опыт показал, что увеличение мощностей и скоростей машин сопровождалось постепенным значительным ростом их массы. Так, в СССР за последние 20 лет масса новых тракторов увеличилась в тех же тяговых классах в 1,5... 2,0 раза / 15 /. В ФРГ в 1956 г. масса трактора средней мощности (15 кВт) составляла 1400 кг, в настоящее вреіля с увеличением средней мощности до 48 кВт (в 3,2 раза) масса увеличилась до 3300 га? (в 2,5 раза) / 118 /.
Такая тенденция развития машин привела к повышению динамической нагруженности элементов и узлов трактора. Для обеспечения необходимого ресурса деталей энергонасыщенных машин при умеренном увеличении их массы оптимизируются динамические системы подбором жесткостей деталей, применением демпфирующих элементов и ряда гасителей колебаний. Опыт создания современных тракторов с повышением мощности в 1,3...2,1 раза показал, что их конструктивная масса увеличилась лишь на 10...25$ / 34 /. Например, мощность двигателя трактора общего назначения ДТ-75С возросла по сравнению с трактором ДТ-75 с 80 до 170 л.с. (на 113$) при увеличении массы с 6,05 до 7,44 т (на 23$).
По данным работ Ю.К.Киртбая / 50 /, А.А.Болотина / 18 / амплитуды колебаний момента сопротивления достигают 30...50$ от среднего уровня нагрузки. По мере повышения энергонасыщенности и скоростей движения интенсивность динамических процессов возрастает. Так, по данным Г.М.Кутькова /58, 59 / неравномерность колебаний нагрузки повысилась на крюке в 1,3...1,6 раза, на валу двигателя - в 1,6...1,7 раза. Устойчивость курса движения трактора удается сохранять более частым воздействием на механизм поворота. Возрастает нагруженность узлов и деталей, снижается их долговечность /3, 4, 6 и др. /, ухудшаются условия протекания рабочего процесса двигателя, недоиспользуется его мощность и снижается производительность трактора /20, 59 /. Это обусловлено повышением интенсивности возмущающих воздействий внешней среды (профиля поля, физико-механических свойств почвы и т.д.), колебаниями трансмиссии, ходовой системы и трактора в целом, появлением дополнительных резонансных зон.
Анализ исследований / 55, 59, 82 и др. / показывает, что динамическая нагруженность элементов трансмиссии может быть уменьшена установкой различных упругих и демпфирующих элементов: а) локальных демпферов - упругих звеньев; б) глобальных демпферов - гидродинамических передач.
Исследованиями тягово-динамических качеств трактора Т-І50 /58, 59 / установлено, что низкочастотные колебания тяговой нагрузки (0,05...3,0 Гц) несут основную долю энергии колебаний (до 70/0» их сглаживание с помощью гидравлических сцепок повышает тяговую мощность трактора на 7...8$. В работах /82, 86 / для снижения нагрузок в трансмиссии трактора 14 кН использован локальный демпфер в его полуоси. Применение упругого привода ведущих колес / 96 / сместило спектр частот в сторону низких значений и устранило резонансные колебания. Исследования на АЕМ / 82 / показали, что полуось с кусочно-линейной характеристикой податливости снижает уровень низкочастотных колебаний (0,5...7,0 Гц) на 5...30$. Исследованию снижения крутильных колебаний трансмиссии трактора Т-4А. с помощью локального гасителя вязкого трения (установленного на шкиве привода вентилятора двигателя) на 18-массовой цепной крутильно-колебателъной системе посвящена работа / 92 /. Установлено, что амплитуды крутильных колебаний при таком демпфере снижаются незначительно. Аналогичные работы для автомобилей / 65, 84, 98 и др. / с расположением локального демпфера в области карданного вала, муфты сцепления, опор подшипников позволили сделать вывод, что установка правильно выбранного упругого звена приводит к снижению динамической нагруженности. Например, в работе / 84 / установлено, что повышение демпфирующих качеств опор подшипников-валов КШІ приводит уменьшению амплитуд резонансных колебаний. Среди исследователей нет единого мнения относительно места установки и характеристики упругих элементов. И.Б.Барский / 12 / отмечает, что динамические системы машин при проектировании формируются (с точки зрения динамических нагрузок) стихийно и определяются размерностями деталей из условий прочности и компоновки. Следует отметить, что применение локальных демпферов в трансмиссии, уменьшая динамическую нагруженность, не всегда снижает нагруженность двигателя. Это объясняется тем, что применение демпферов не гасит колебания. Следовательно, с помощью этого направления, в лучшем случае, могут быть смещены частоты вынужденных и свободных колебаний системы и устранены резонансные колебания. Гашение колебаний может быть осуществлено с по - 9 мощью гидродинамических передач (ГТ) и гидромуфт. Второе направление - применение гидродинамических передач, обладающих внутренней автоматичностью, фильтрующими свойствами и большим коэффициентом демпфирования. Одновременно /6, 7, 8 и др. / снижаются динамические нагрузки в трансмиссиях мобильных машин и повышается их долговечность; автоматически при изменении тяговой нагрузки изменяется тяговое усилие по желательной характеристике с плавным протеканием динамических процессов; двигатель изолируется от внешних возмущений. Наряду с указанными положительными качествами ГМТ имеет по сравнению с МТ низкий КГЩ (максимальный КОД гидротрансформатора ЛГ-400-35 составляет 0,91 при КГЩ механической трансмиссии -0,88). Однако, как показали исследования В.И.Анохина /6, 7 /, В.М.Золотухина / 44 / и др., технико-экономические показатели тракторов-макетов с ГМТ по сравнению с МТ в целом выше. На наш взгляд, установка в механическую трансмиссию непрозрачного гидротрансформатора с сочетанием оптимально конструированной трансмиссии позволит более полно решить поставленную проблему. Поэтому решение комплексной проблемы одновременного повышения энергонасыщенности и долговечности мобильных машин при достаточной унификации их основных агрегатов и узлов с серийными приводит к необходимости изучения внутренней структуры нагрузок и выявления закономерностей их формирования на основе детерминистической динамики и теории случайных процессов.
Определение моментов инерции и податливости элементов трансмиссии и ходовой части трактора, построение эквивалентной крутильно-колебателъной системы
Насосной и турбинной частей ГТ; 3з » З4 , OF - моменты инерции деталей коробки передач (их величина зависит от номера передачи); 3 - момент инерции деталей главной передачи; 3? , Э« - моменты инерции деталей правой и левой конечных передач; CJg , 3о - моменты инерции деталей правого и левого движителей; У в - момент инерции поступательно движущихся масс трактора и с.-х. машины; Є )2. - податливость участка "маховик двигателя -насос ГТ"; Q2,z - податливость участка "насос - турбина гидротрансформатора; 2,2" - податливость участка "турбина - шлицевое соединение промежуточного турбинного вала с первичным валом"; &г,к - податливость участка "шлицевое соединение промежуточного вала с первичным валом - постоянно зацепленная шестерня на первичном валу"; е 5 - податливость участка "зубчатое колесо В\ -блок-шестерня 2ц , Ні ; Є5,6 - податливость участка "блок-шестерня 2и , 2f2 (g , 2в) - главная передача"; Єб,7 » Є і,в -податливость участков "главная передача - правая и левая бортовая передача"; Є78, е и- податливость участков "бортовая передача - гусеничный движитель, правая и левая; e8j9 , 69,10 податливость участков "правой и левой гусеничных движителей -с.-х. орудия" (здесь в основном влияет податливость почвы).
Дальнейшее упрощение динамической системы выполнено преобразованием парциальных систем / 79 /, сущность которого заключается в следующем:
Двухмассовая парциальная система (типа б, рис. 2.2.3) преобразуется так, что суммарная масса системы сосредотачивается в ее узле колебаний; одномассовая парциальная система (типа а, рис. 2.2.3) преобразуется в двухмассовую так, что сечение, в котором располагалась масса исходной системы, соответствует узлу колебаний полученной системы. сложной колебательной системы приведенной упрощенной системой с ограниченным числом масс (ограниченной степенью свободы) и ква-зилинеаризацию системы следует проводить с учетом постановки задач и необходимой точности их решения. элементов трансмиссии и ходовой части трактора, построение эквивалентной крутильно-колебательной системы
Моменты инерции в основном определялись экспериментальным способом, поскольку он является более достоверным (учитывает неоднородность материала, геометрические неточности и т.д.), но использовался и аналитический способ. Аналитически момент инерции деталей, имеющих ступенчатую цилиндрическую форму (валы КП, заднего моста и т.д.) определялся по участкам из следующего выражения / 93 /: где 3 - момент инерции, кг.м2; ti - плотность материала детали на I -ом участке, кг/м3; li , di - соответственно длина и диаметр I -го участка вала, м; N - количество участков. В наших исследованиях использован бифилярный метод / 93 /. Момент инерции каждой детали экспериментально определен с 5...10-кратной повторностью с последующей статистической обработкой материалов по рекомендациям работы / 108 /. Момент инерции более крупных деталей (ведущего колеса, шестерен конечной передачи, направляющего колеса) определен методом качаний. Результаты экспериментальных данных и расчетов по определению моментов инерции деталей и узлов трансмиссии и ходовой части трактора ДТ-75С представлены в табл. П.1.1. В пределах теоретической упругости материалов в общем случае (вал - полый цилиндрический с симметричныгл или асимметричным отверстием, конический или другого профиля) податливость детали (узла) определялась по выражению / 78, 93 /: где Є - податлишстъ детали (узла), рад/Н.м; KL - коэффициент, учитывающий отклонение конфигурации от ндлиндрической формы / 78, 93 /; &i - модуль упругости при сдвиге для L-ой ступени, Н/м2. Исходные параметры уравнений движения масс крутилыю-коле-бательной системы МТА. определены с учетом податливости шлицевых и шпоночных соединений, упругих муфт, контактной и изгибной деформации зубчатых передач по рекомендациям / 78 /. Результаты расчетов представлены в табл. П.1.2. Анализ результатов расчетов по этим пунктам показывает, что для элементов гусеничных тракторных трансмиссий приведенная эквивалентная податливость составляет от зубчатых передач 1,38... 40,7$, а от шлицевых соединении 1...23,2% от суммарной приведенной податливости (высокие значения относятся к элементам КПП). При этом наибольшую податливость от шлицевых соединений имеет соединение "первичный вал - турбинный вал", а наибольшую податливость от зубчатых передач - зубчатые передачи вторичного вала. С целью повышения точности теоретических исследований трансмиссий трактора разработана и реализована уточненная методика учета податливости от изгиба валов и оседания опор, сущность которой заключается в следующем.
Методика измерения процессов нагружения и оценки погрешностей
Основные задачи экспериментального исследования: - разработка методики определения параметров и показателей; - оборудование трактора тензоаппаратурой для непрерывной записи информации о процессах нагружения; - разработка методики проверки правомочности применения методов планирования эксперимента и спектрального анализа; - разработка алгоритма и программы для вычисления на ЭЦВМ статистических характеристик процессов нагружения отдельных элементов трансмиссии; - определение влияния эксплуатационных факторов и типа трансмиссии (МТ, ШТ) на статистические характеристики процессов нагружения элементов трансмиссии трактора ДТ-75С; - получение данных для сопоставления экспериментальных материалов с теоретическими и разработки рекомендаций по совершенствованию методов анализа экспериментальных материалов по процессам нагружения с.-х. трактора, выводов о влиянии ГТ на характер на-груженности и целесообразности его использования на энергонасыщенном с.-х. тракторе ДТ-75С. Структурная схема экспериментального исследования представлена на рисі ЗЛ.І.
Выбор видов с.-х. работ выполнен по результатам анализа статистических данных об использовании гусеничных тракторов, которые показывают, что в общем балансе рабочего времени доля пахоты составляет 40...60$ / 100 /, сева - 1С$, транспортных работ -1Ъ% / 38 /.
Предусмотрено путем частичного отключения подачи топлива цилиндрам или включения в трансмиссию элемента с несоосностью выявить фильтрущие свойства ГТ, а также влияние нарушения нормальной работы двигателя или одного из узлов трансмиссии на степень нагруженности ее элементов.
В основе сравнительных исследований трактора с МТ и ГМТ заложена полная идентичность входных сигналов (почвенного фона, с.-х. орудия, технологического процесса, режима двигателя, крюкового усилия, скорости, физикочивханических свойств почв и т;д.) и передаточных чисел всей трансмиссии при номинальном режиме работы двигателя.
В качестве объекта исследования принят трактор ДТ-75С, относящийся к типу энергонасыщенных с.-х. тракторов общего назначения тягового класса 3 ( ЗО кїї), предназначенный для работы в агрегате с навесными и прицепными машинами и орудиями на скоростях 2,5...4,17 м/с (рис.: 3.1.2). Трактор оборудован блокируемым ГТ, что позволяет получить различные компоновки трансмиссии ГТ и ЗЖГ, Краткая характеристика трактора приведена в табл. П.З.І, кинематическая схема - на рис. 3.1.3.
На тракторе ДТ-75С установлен двигатель ЯМЗ-238Т (тракторная модификация), дефорсированный до 125 кВт (170 л.с.) при частоте вращения коленчатого вала 28,33 с .(1700 об/мин) и с крутящим моментом на номинальном режиме 683,8 Н»м.
В трансмиссии трактора ДТ-75С между муфтой сцепления и коробкой передач установлен одноступенчатый комплексный двухреак-торный, непрозрачный, блокируемый ГТ марки ЛГ-400-35 (рис.П.3.1) со следущигли параметрами: коэффициент трансформации на стоповом режиме Кст= 3,3, максимальный к.п.д. на режиме трансформации крутящего момента Ymo = О»91 коэффициент трансформации при максимальном к.п.д. Кр = 1,3, передаточное отношение при переходе на режим гидромуфты L = 0,85, максимальная величина коэффициента первичного момента Р% - 22. Безразмерная характеристика ГТ-400-35 приведена на рис. ЇЇ.3.2. Передаточное число главной передачи трактора ДТ-75С i-rjr = 2,24, планетарной передачи 1пл = = 1,418, а конечных передач 1«он= 4,214.
В связи с тем, что основой сравнительного анализа процессов нагружения трансмиссии с различными трансмиссиями (МТ и ГМТ) является идентичность скоростного и нагрузочного режимов пришлось внести некоторые изменения в КШІ с тем расчетом, чтобы обеспечить.
Сравнение результатов экспериментов и теоретического анализа
Регистрирующие устройствам Запись процессов нагружения осуществлена двумя синхронно включенными осциллографами Н-700 (рабочий диапазон частот 0..,800 Гц). Для записи высокочастотных параметров использовались гальванометры М 001,4 (рабочая полоса частот 800 Гц), а для остальных - М 001.3 и М 001.2. Запись производили на нормальной осциллографной бумаге шириной 120 мм, чувствительностью 400 единиц ГОЙ для низкочастотных процессов и 900...1200 единиц ГОЙ для высокочастотных процессов. Время регистрировали на осциллографной бумаге отметчиком времени, установленным в осциллографе (погрешность 1,5%) с частотой 200 Гц для высокочастотных процессов и 10 Гц для остальных процессов. Усилители, осциллографы и другие приборы установили в кабине трактора (рис. 3.2.2).
Для тарировки тензоузлов в лабораторных и полевых условиях изготовили тарировочные устройства. Тарировку проводили до и после каждой серии опытов (рис. 3.2.3, 3.2.4) с трехкратной по-вторностью. Тарировочные масштабы определены графическим методом и методом наименьших квадратов (табл. П.3.2), один из графиков тарировки дан на рис. П.3.3.
В зависимости от природы возникновения погрешностей измерений их можно разделить на систематические и случайные погрешности минимизированы созданием нормальных температурных условий, частой проверкой работы приборов и контрольной проверкой тари-ровочных масштабов всех параметров после каждой серии опытов. Промахи в процессе исследования уменьшены путем надлежащего выбора и проверки почвенного фона, повторностью опытов.
Случайные погрешности при измерениях неизбежны, их совокупная величина зависит от случайных погрешностей отдельных звеньев измерительной цепи и определяется на основе теории ошибок. Рассмотрим случайные погрешности, вносимые звеньями измерительной цепи: а) Воспринимащие устройства. Погрешность измерения, вноси мая тензорезистором, зависит от качества его наклейки на иссле дуемую деталь и характеристики самого тензорезистораї Учет реко мендаций / 54, III / привело к уменьшению относительной погреш ности до 2...2 ,5#. б) Передающие устройства. В процессе экспериментов уменьше ние случайных погрешностей от токосъемных устройств при исполь зовании полумостовой схемы измерений осуществлено применением двойных активных высокоомных тензорезисторову Относительная по грешность измерений, вносимая ртутными амальгамированными токо съемными устройствами, оценивается в пределах І3,5# / III /. в) Тарировочные устройства;: Погрешность, вносимая тариров кой, составляет 0,5...1,0 . г) Усиливающие устройства. Погрешность усиливающих устройств зависит от типа усилителя и берется из паспортов. Для Т0ПА.З-І погрешность составляет не более -2%, а для ТА.-5 - не более +1,5$. д) Регистрирующие устройства. Порешность регистрирующих устройств берут из паспорта осциллографов (для Н-700 ±1$); вели чина погрешности зависит от регистрируемой частоты и определена по формуле / 27 /: где 0 - погрешность регистрирующих устройств, %; t - "частота собственных колебаний гальванометра, Гц (для гальванометров типа М 001.4 я& = 1600 Гц); -в- максимальная частота вынужденных колебаний, Гц (по результатам проверочных опытов установлено, что -$Б = 680 Гц при вынужденных колебаниях от зубчатых колес, а для остальных fB = 100 Гц), В этих случаях погрешности измерений от частоты соответственно составляют: ь = ±5,5$ (при ъ = 680 Гц) и ъ= ±0,25$ (при -Б П0Гц). е) Погрешность при обработке осциллограмм. В связи с использованием более совершенного механизма расшифровки (см. дальше) она составляет не более -0,5$. Таким образом, полная относительная ошибка при измерениях крутящих моментов на валах трансмиссии в наших исследованиях в соответствии с теорией ошибок составит: Для крюкового усилия (измерение не требует токосъемных устройств), а также для частот вращения (без токосъемных и усиливающих устройств) полная относительная ошибка меньше указанного предела, т.е. 4,2$. Результаты экспериментов в значительной степени зависят от точности оценки их основных свойств (нормальности, наличия периодических составляющих, стационарности и эргодичности). Проверку исследуэмых процессов выполняли следующими тестами: а) Тест нормальности по критериям согласия Пирсона / 14 / и Романовского / 24 /, при этом количество разрядов эмпирических распределений для контрольных опытов принято 12, а для рабочих опытов - 20 (глава 4). Частость разрядов определена по выражению / 24 /: где Пі - частота (число ординат процесса нагружения, входящих в I -й разряд); N - объем ряда (общее число ординат процесса нагружения). Полигоны распределений процессов нагружения некоторых узлов трансмиссии представлены на рис. 3.3.1, 4.1.I и П.6.І, П.6.2. Полный цикл выравнивания и проверки процессов на нормальность выполнен для пахоты, посева и транспортных работ с МТ и ГМТ. Пример расчета (табл. П.3.3) на нормальность выполнен дня процесса нагружения вала ведущего колеса при пахоте стерни (передача Ш , ГПР,рИ = 18 кН, продолжительность реализации 36 с и 8 с, число дискретизаций соответственно N = 1441 и N = 360). Продолжительность реализации уменьшена из-за ограниченной возможности записывавдей аппаратуры при исследовании высокочастотных колебаний (из-за высокой скорости записи процессов).
