Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследования 10
1.1. Выводы 30
Глава 2. Влияние неровностей пути на динамические процессы в системе гусеничная лесозаготовительная машина - профиль пути 31
2.1. Характеристика неровностей пути и выбор типовых расчетных режимов 31
2.2. Критерии характеризующие влияние геометрических параметров балансирной подвески глзм на динамические процессы 37
2.3. Выводы 43
Глава 3. Математическая модель колебаний динамической системы « гусеничная лесозаготовительная машина - пачка деревьев - профиль пути » .44
3.1. Расчетная схема, эквивалентная динамической системе 44
3.4. Выводы 54
Глава 4. Разработка алгоритма решения задачи жескостного анализа ходовых систем гусеничных лесозаготовительных машин и его программная реализация 55
4.1. Метод конечных элеменюв 55
4.2. Программные комплексы на основе метода конечных элементов 58
4.3. Задача о напряженно-деформированном состоянии ходовой системы гусеничной Лесозаготовительной машины 59
4.4. Решение задачи напряженно-деформированного анализа элементов ходовой системы Гусеничных лесозаготовительных машин 61
4.5. Основные соотношения используемые в алгоритме 64
4.6. Вычисления матриц и векторов реакций объемных конечных элементов 65
4.7. Вычисление матриц упругости связей 71
4.8. Решение систем линейных алгебраических уравнений 72
4.9. Алгоритм решения и программная реализация задачи определения напряжённо-деформированного состояния элементов ходовой системы гусеничной лесозаготовительной Машины 73
4.10. Выводы 77
Глава 5. Методика разработки конечноэлементных математических моделей Для расчёта деформированного состояния и совершенствования Конструкции ходовых систем гусеничных лесозаготовительных машин 77
5.1. Особенности построения конечноэлементных моделей ходовых систем гусеничных Лесозаготовительных машин 78
5.2. Методика разработки рациональных конечноэлементных математических моделей ходовых систем гусеничных лесозаго говительных машин 79
5.3. Выбор и обоснование допущений, принятых при разработке конечноэлемент ной математической модели гусеничной лесозаготовительной машины 80
5.3.1. Схематизация коробчатых деталей машины с помощью эквивалентных конечноэлементных
Моделей 80
5.3.2. Принятые допущения при конечноэлементной схематизации гусеничной лесозаготовительной Машины 83
5.4. Геометрическая аппроксимация ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины .85
5.4.1.конструктивные и компоновочные особенности гусеничной лесозаготовительной машины 85
5.4.3.моделирование элементов ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины 86
5.5. Сравнительный анализ экспериментальных и расчетных значений статических характеристик Гусеничной лесозаі отовительной машины мод.тб 1-м 92
5.5.1. Описание эксперимента по тензометрированию 92
5.5.2. Закрепление и нагружение балансира 93
5.5.3. Исследование напряжено - деформированного состояния методом хрупких покрытий 96
5.5.4. Определение напряжённо-деформированного состояния при тензометрирование балансира на Различных видах нагрузки 98
5.5.6. Сопоставление расчетных и экспериментальных величин 101
5.5.7. Дополнительные исследования зон балансира 102
5.5.8. Выводы 104
5.5.9. Методика экспериментального исследования элементов ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины 105
5.5.10. Проверка адекватности разработанной математической модели по результатам экспериментального исследования гусеничной лесозаготовительной машины 109
5.5.11. Выводы 112
Глава 6. Исследования статических характеристик элементов ходовой Системы гусеничной лесозаготовительной машины на основе конечно Элементной математической модели 114
6. 1. Расчетные показатели жесткости отдельных элементов ходовых системы гусеничной
Лесозаготовительной машины 114
6. 2. Анализ деформированного состояния элементов ходовой системы гусеничной Лесозаготовительной машины под воздействием веса узлов и нагрузочного режима 115
6. 3. Анализ балансов абсолютных и относительных перемещений 118
6.4. Выводы 125
7 . Пути повышения долговечности и снижения металлоемкости гусеничной лесозаготовительной машины 126
7.1. Варьируемые параметры и ограничения 128
7.2. Поиск по методу хука - дживса ( метод поочередного изменения переменных) 129
7.2. Результата поиска оптимальной конструкции ходовой системы гусеничной
Лесозаготовительной машины 130
7.3. Выводы 133
8.0сновные выводы и результаты 134
Список литературы
- Критерии характеризующие влияние геометрических параметров балансирной подвески глзм на динамические процессы
- Программные комплексы на основе метода конечных элементов
- Методика разработки рациональных конечноэлементных математических моделей ходовых систем гусеничных лесозаго говительных машин
- Анализ деформированного состояния элементов ходовой системы гусеничной Лесозаготовительной машины под воздействием веса узлов и нагрузочного режима
Введение к работе
В России 720 миллионов гектаров территорий, покрытых лесом, из них 47% занимают трудно проходимые леса Сибири, Дальнего Востока, Европейского Севера, которые относятся к чрезвычайно сложной среде природно-производственных условий, так как рыхлые, болотистые, сыпучие грунты и отрицательные температуры крайне затрудняют выполнение лесосечных и лесо-хозяйственных работ. Поэтому в данных условиях целесообразно применение гусеничных лесозаготовительных машин, которые способны эксплуатироваться в тяжёлых внедорожных и климатических условиях. Средний ресурс ходовой системы много целевой гусеничной машины составляет порядка 5-6 тысяч мото часов. В настоящее время этого явно не достаточно. Ходовая система должна на стадии проектирования закладываться на ресурс от 8 до 10 тысяч мото часов, при том, что движитель лесной машины должен оказывать минимальное отрицательное воздействие на лесные почвы. В связи с этим при создании современных гусеничных лесозаготовительных машин к их ходовым системам предъявляются требования повышения долговечности увеличение рабочих скоростей движения и проходимости
Повышение технического уровня и разработка новых высокоэффективных лесных машин требуют проведения фундаментальных исследований на базе математического моделирования и применения современных численных методов. Это позволит на стадии проектирования машин и их элементов достичь мирового уровня по главным показателям качества (техническим, экологическим, эргономическим, безопасности эксплуатации и обслуживания и др.); обеспечит их конкурентоспособность и эффективную эксплуатацию. В современных условиях проведение таких исследований требует разработки комплекса математических моделей, позволяющих на базе вычислительной техники моделировать функционирование систем "машина-среда" устанавливать характер и степень влияния всей совокупности факторов, отражающих воздействие как внешней среды на машину, так и конструктивных особенностей машины.
Улучшение эксплуатационных качеств трелевочных тракторов должно базироваться на всесторонних теоретических и экспериментальных исследованиях максимально приближённых к реальным условиям эксплуатации. В основе теории и расчёта тяговых машин лежат фундаментальные исследования отечественных и зарубежных учёных в области автомобильного и тракторного машиностроения, проведенные академиком Е.А. Чудаковым, профессорами Е.А. Львовым, М.К. Кристи, Б.Н. Болтинским, М. Беккером и многими другими [97,42,13]. В процессе развития автотракторного машиностроения исследования действительной динамики нагружения ходовых систем и их долговечности проводили: В.П. Когаев, Р.В. Кугель, С.С. Дмитриченко, А.Н. Малиновский, Н.А. Носов, В.Ф. Платонов, Я.С. Агейкин, Д. Н. Решетов. [75,51,85]
Одним из основных эксплуатационно-технических свойств гусеничной машины является надежность, оцениваемая по критерию усталостной долговечности.
Как отмечает В. П. Когаев, "... проблема предотвращения усталостных разрушений весьма актуальна для машиностроения, особенно в связи с быстрым ростом мощностей в одном агрегате (без существенного изменения габаритов машины), увеличения скоростных и силовых параметров рабочих процессов машины" [75].
По данным Д. Н. Решетова, повреждения и отказы усталостного характера для транспортных машин составляют порядка 50% всех причин выхода изделий из строя [123,124]. Опыт, накопленный при эксплуатации тракторов на лесозаготовках, позволил создать базу для теоретических основ проектирования. Теоретические основы проектирования и расчёта колесных и гусеничных лесозаготовительных машин заложены в трудах С.Ф. Орлова, A.M. Гольдберга, В.А. Гобермана, Л.А. Гобермана, Г.М. Анисимова, В. Мельникова, Н.И. Библюка, М.И. Зайчика, В.М. Котикова. [107,40,45,3,16,79,80]. В работах Г.М. Анисимова, и В.М. Котикова показано, что нагрузки деталей трансмиссии, а соответственно и ходовой части лесосечных машин существенно отличаются от нагружения машины работающей в сельскохозяйственном производстве. Это различие определяет динамический характер нагружения действующий на детали машины.
Особенности эксплуатации трелевочных тракторов на лесозаготовках диктуют соответствующие требования к их узлам и, в частности, ходовым системам.
К настоящему времени во многих отраслях техники находят все большее применение расчёты по предельным состояниям с использование метода конечных элементов, учитывающих специфику работы деталей. Такие расчёты позволяют создавать достаточно надежные и долговечные конструкции при их минимальном весе. Весьма существенным при проведении таких расчётов является правильный учёт динамических нагрузок, величина и частота действия которых определяются конкретными конструктивными парами и условиями эксплуатации. В практике исследования и эксплуатации автомобилей и тракторов было установлено; что наибольшие динамические нагрузки возникают в ходовой системе при преодолении единичных пороговых препятствий, встречающихся на пути в виде пней и поваленных деревьев, а также при трогании с места. Средняя нагрузка, постоянно действующая на детали ходовой системы и трансмиссии, определяется характером микропрофиля пути, а у лесных машин нагрузка значительно выше, чем у сельскохозяйственных.
Поэтому особенно важной является задача прогнозирования выносливости узлов и деталей на этапе проектирования гусеничных лесозаготовительных машин (ГЛЗМ). Как отмечается в работе [44,78,29,5], практические расчеты на усталостную долговечность элементов механических систем базируются на феноменологической гипотезе накопления (суммирования) усталостных повреждений. Известные методы, основанные на этой гипотезе, позволяют прогнозировать выносливость деталей по экспериментальным данным усталости образцов, выполненных из соответствующих конструкционных материалов, а также по данным цикловой нагруженности самой детали.
Существует три основных направления исследования путей повышения долговечности деталей гусеничных машин (ГМ) и, в частности, элементов ходовой системы [95,166]:
на основе экспериментальных исследований макетного образца;
с использованием методов подобия и корреляции нагрузочных режимов с существующими транспортными гусеничными машинами (ІГМ);
моделированием рабочих процессов проектируемой гусеничной машины. Как отмечается в работе [25], оценка нагруженности путем испытания экспериментального образца осложняется необходимостью вести запись параметров нагружения весьма продолжительное время, которое, в принципе, может равняться времени эксплуатации до капитального ремонта. Необходимость проведения испытаний в различных территориально-климатических зонах делает такой подход нецелесообразным на исходном этапе проектирования ГЛЗМ.
Нагруженность элементов ходовой части ГЛЗМ определяется не только дорожными условиями. Существенное влияние на общую картину нагруженности оказывают характеристики системы подрессоривания и силовой установки. При использовании корреляционных методов предполагается, что результаты ранее проведенных экспериментальных исследований нагрузочных режимов аналогичных конструкций статистически обработаны в виде множества корреляционных уравнений, отражающих связь между параметрами нагрузочного режима, основными конструктивными характеристиками и условиями эксплуатации [95]. В то же время практика создания ГЛЗМ свидетельствует, что новая машина появляется с интервалом в 15 - 20 лет. Поэтому использование методов подобия и корреляции не совсем оправдано, так как за указанный период времени качественно меняется не только технология, но и требования к конструкции ГЛЗМ. Принимая во внимание растущие возможности вычислительной техники и программного обеспечения, при проектировании ходовой части ГЛЗМ наиболее прогрессивным представляется теоретическое прогнозирование нагруженности элементов с использованием математического моделирования рабочих процессов.
При моделировании на вход математической модели, соответствующей в общем случае нелинейной и нестационарной динамической системе, подаются возмущающие воздействия, а на выходе системы получают совокупность нагрузок как функцию времени работы машины. Полученные данные могут служить основой для оценки нагруженности деталей.
В соответствии с выше изложенным целью настоящей работы является разработка методики повышения долговечности ходовой системы гусеничных лесозаготовительных машин с использованием теоретической оценки нагруженности элементов ходовой системы ГЛЗМ на основе математического моделирования рабочих процессов гусеничной машины.
Как отмечается в работе [28], при исследовании усталостных разрушений наиболее перспективным и современным представляется вероятностный подход. Он позволяет не только учесть случайный характер возмущений, испытываемых гусеничной машиной при движении, но, используя вероятностные характеристики нагруженности, оценивать выносливость элементов ходовой части средним ресурсом (у -ресурсом). В основе этого метода лежит имитация изучаемых процессов на ЭВМ с помощью теоретических зависимостей непосредственным моделированием случайных факторов, влияющих на его течение, и статистическая обработка получаемых результатов.
В первой главе диссертации дан анализ теоретических и экспериментальных исследований ученых по описанию и анализу действующих на машину возмущений, определению соответствующих реакций на эти воздействия и, наконец, нагруженности элементов гусеничных машин.
Анализ состояния вопроса по данной тематике позволил определить круг задач, решению которых посвящены теоретические исследования. Выделены необходимые составляющие метода повышения долговечности элементов ходовой части ГЛЗМ на этапе проектирования, а именно: синтезирование дорожных условий; математическое моделирование совместной динамики корпуса, ходовой части и силовой установки при движении машины по профилю пути, для получения вектора значений расчетных нагрузок на элементы системы подрессоривания в функции времени движения ГЛЗМ; определение нагрузочно-скоростных режимов работы силовой установки. Разработке этих вопросов посвящены, соответственно, вторая и третья главы диссертации. В четвёртой главе содержится разработка алгоритма решения задачи жесткостного анализа ходовой системы ГЛЗМ и его программная реализация на ЭВМ. В пятой главе содержится методика разработки конечно элементных математических моделей для расчёта деформированного состояния и совершенствования конструкции по её использованию при проектировании ГЛЗМ. Приведены результаты расчётов цикловой нагруженности элементов подвески ГЛЗМ и данные экспериментальных исследований.
Критерии характеризующие влияние геометрических параметров балансирной подвески глзм на динамические процессы
Ходовая система трактора во время движения находится в постоянном взаимодействии с дорогой или волоком. При наезде катков на неровности образуется возмущающее воздействие, которое через подвески передается корпусу трактора и вызывает его колебания и другие динамические процессы. Величина возмущающего воздействия на корпус в значительной степени зависит от конструкции и параметров подвески Рассмотрим формирование возмущающего воздействия неровного пути на корпус трактора и установим влияние балансирной подвески на его величину. На рис.2.4 показана схема движения трактора по дороге с неровностями гармонического профиля. В качестве объекта исследования примем подвеску трактора Онежского тракторного завода, применяемую у целого семейства лесозаготовительных и лесохозяйственных машин.
При движении трактора по неровностям пути перемещение і -го катка описывается уравнением . x + Ali У, =ynsm2x(——) Так как путь х = V t, a In-v — co то можно записать У, =y„sm(cyr + 2 T—), где АН - расстояние от центра массы корпуса до і -го катка: A/j = /2 + ах; А/2 = /, + Ьг A/j = /2 +а2; А/2 = /2 + Ь2 Смысл геометрических величин ll,l2,a2,b],a2,b2,LT понятен из рис.2.4.
Каретка подвески представляет собой систему, имеющую два входа и один выход. Сложим перемещения катков каретки, являющиеся входными сигналами, и найдем перемещение каретки в точке крепления рычага. Это перемещение для передней каретки описывается выражением Ук УгА+УгРг (2.4) а для задней каретки YKl=y3P3+y4P4 (2-5) В выражениях (2.4),(2.5) рх,р2,ръ,рА- коэффициенты несимметричности каретки. Кинематика ходовой системы трактора при движении по неровному пути У рассматриваемой подвески передняя и задняя каретки и имеют следующие размеры ах = Ъг = 0,28М \аг=\= 0,45М. Подставив в (2.4) выражения для ух и у2 из (2.3) и проделав тригонометрические преобразования, найдем перемещение передней каретки А/, А/, A/j Д/, У = ргу0 sin( Mf + 2;г —L) + Р2у0 sm(cot + 1ж —-) = /?,.у0 (sin й# cos їж —- + cos cot sin In —L) + l i J i X; Xv {32y 0(sin cot -cos 2л:— + cos cot sin 2л-— ) = .Уо( А cos 2л:—L)sin af + 70( Д sin2/r—L)cos / ъ Lt і Li \ L
Сложив две тригонометрические функции [76], окончательно перемещение передней каретки I 2тг , = о J А2 + РІ + 2/ЛА cos—(а, + Ъ,) sin(utf + Гі), (2.7) yx - начальная фаза функции YK относительно функции sin cot исходного профиля неровностей; А/, д/, Рх sin 2л- —- + /Зп sin 2к — = і—:—к (2-8) в. cos 2л:—L+ Д, cos 2л: —— 1 z - I При определении угла у1 из выражения (2.8) необходимо иметь в виду следующее [48]: К -К arctg — = а : orrcte — —а L L -К К arctg = п + а ; arete = л - а. -L -L Обозначим Д2 +# + 2Д& -cos ia.+b, =XKi (2,9) и назовем коэффициентом каретки. Значения Yk% ; ЯА% ; /2 для задней каретки определим аналогичным образом. Для рассматриваемой подвески коэффициенты ЛК и ЛКі равны, поэтому в дальнейшем будем обозначать коэффициенты каретки через Коэффициент Лк характеризует влияние отношения длины каретки к шагу неровностей, а также отношения длин плеч балансира на перемещение каретки в точке крепления рычага и установки рессоры. Если каретка симметричная (я, + Ь,),то выражения для коэффициента каретки Лк (2.9) и фазового угла у, (2.8) упрощаются и приобретают следующий вид y"K+b = cosing; tgy, = tg2n или у, = іЛ (2.10) Зависимости (2.10) аналогичны выражениям, приведенным в работах [83] для симметричных кареток, что подтверждает правомерность предыдущих выводов для общего случая. Рассмотрим функции воздействия неровностей пути, передаваемых двухточечной подвеской корпусу трактора. Эти функции располагаются в правых частях дифференциальных уравнений вынужденных колебаний корпуса порожнего трактора [6,115,94] Правая часть уравнения вынужденных вертикальных колебаний представляет собой возмущающую силу действующую на корпус, і і а правая часть уравнения вынужденных угловых колебаний представляет собой возмущающий момент і і В этих выражени сj - приведенная жесткость подвески у -ой каретки; /уj - приведённый коэффициент демпфирования в подвеске j -ой каретки; j = 1,2 - номер каретки. Производная от перемещения каретки равна YK, = Уй к cos(at +у) . Подставим в зависимости для возмущающей силы Р и возмущающего момента М выражения для YK ; Y KJ И после преобразований получим . Р = 2у(1Лк1(с j cos у j - уJ]//, sin/,)2 +(icJsinyJ + o) Mj cos )2 .sin(a + &), (2.11) V і і і і где j- начальная фаза возмущающей силы относительно исходного профиля неровностей.
Программные комплексы на основе метода конечных элементов
Существующие в настоящее время методы получения приближенных оценок влияния отдельных конструктивных элементов все чаще становятся неэффективными, несмотря на простоту реализации, а известные автоматизированные расчеты подчас основываются на допущениях, которые в отдельных случаях неприемлемы.
В литературе не встречаются программные комплексы, использующие объемные конечные элементы для расчета деформированного состояния ходовых систем гусеничных лесозаготовительных машин с помощью МКЭ, а такие сложные детали, как рама и каретка гусеничной лесозаготовительной машины, без достаточного обоснования моделируются с помощью пластинчато-стержневых элементов. Это приводит к нарушению реальной картины деформированного состояния ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины и, как следствие, к снижению точности расчета. В литературе нет систематических сведений о комплексном исследовании деформированного состояния ходовых систем гусеничных лесозаготовительных машин для различных видов нагружения, а также при изучении влияния компоновки гусеничной лесозаготовительной машины на жесткость ходовой системы в целом.
Одним из основных этапов разработки конечноэлементных ММ по классической схеме является проверка адекватности разработанной конечноэлементной ММ по результатам экспериментального исследования реальной гусеничной лесозаготовительной машины. Однако такая проверка практически невозможна на стадии проектирования машины или связана с большими экономическими и временными затратами.
В публикациях, посвященных анализу деформированного состояния ходовых систем гусеничных лесозаготовительных машин, рекомендации по оптимальному конструированию недостаточно полны, т.к. исследование их несущих деталей в большинстве случаев проводилось отдельно от исследования жесткости машины целом.
Несмотря на обилие материалов по экспериментальному и теоретическому исследованию гусеничных лесозаготовительных машин традиционной компоновки, практически нет работ, использующих широкие возможности оптимизационных методов и учитывающих влияние на показатели машины одновременно целого ряда конструктивных факторов.
Целью данной работы является повышение долговечности и снижение металлоемкости ходовых систем гусеничных лесозаготовительных машин, а также разработка методики их схематизации и рекомендаций по совершенствованию их конструкций и улучшению компоновки.
Научная задача состоит в установлении функциональных зависимостей между жесткостными характеристиками и конструктивными параметрами ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины с применением конечноэлементных ММ.
Для достижения поставленной цели необходимо осуществить решение следующих основных задач:
разработать алгоритм определения деформированного состояния ходовой системы машины с использованием объемных конечных элементов и реализовать его программно, включив в состав базового программного обеспечения;
разработать методику построения эквивалентных пластинчато-стержневых конечноэлементных расчетных схем ходовых систем гусеничных лесозаготовительных машин с помощью объемно-пластинчато-стержневых конечноэлементных ММ машины;
обосновать ряд допущений и приемов схематизации деталей, принятых при разработке конечноэлементной ММ ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины;
разработать оптимальную с точки зрения точности потения и затрат ресурсов ЭВМ (объем оперативной памяти, время решения, трудоемкость подготовки исходных данных и т.д.) конечноэлементную ММ ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины;
для обоснования правильности упомянутой выше методики про вести проверку адекватности разработанной пластинчато-стержневой конечноэлементной ММ по результатам экспериментального исследования серийной гусеничной лесозаготовительной машины мод. ТБ- I M;:
провести расчет и комплексный анализ деформированного состояния ходовой системы гусеничной лесозаготовительной машины с учетом влияния воздействия от микропрофиля пути и веса узлов для различных, видов работ, при различных условиях стыковых соединений положениях перемещаемых узлов;
определить пути совершенствования конструкций; исследуемой гусеничной лесозаготовительной машины на основе формирования соответствующей целевой функции и применения математических методов оптимизации; по результатам оптимизации дать конструктивные рекомендации, направленные на повышение долговечности и снижение металлоемкости (и тем самым снижения себестоимости) гусеничных лесозаготовительных машин, выпускаемых Онежским тракторным заводом.
Методика разработки рациональных конечноэлементных математических моделей ходовых систем гусеничных лесозаго говительных машин
Из анализа сложных структур и в том числе ГЛЗМ по классической схеме видно, что одним из основных этапов разработки конечноэлементных ММ является проверка адекватности разработанной конечноэломентной ММ по результатам экспериментального исследования реального объекта (ГЛЗМ).
Экспериментальные исследования ГЛЗМ на стадии проектирования в условиях, когда темпы их производства значительно ускоряются и возникают трудности с проведением натурных испытаний, связаны с большими экономическими и временными затратами. Поэтому жизненно необходима методика, которая на стадии проектирования давала бы возможность разработки рациональной конечноэломентной ММ, адекватной проектируемой ГЛЗМ, чтобы наилучшим образом проектировать и эффективно управлять оптимизационными процессами при выборе оптимального варианта ХС ГЛЗМ, уже на стадии проектирования.
Предлагаемая методика разработки рациональных конечноэлементных ММ включает в себя следующие основные этапы: моделирование всех коробчатых деталей ХС ГЛЗМ с помощью прямолинейных стержневых и пластинчатых конечных элементов с учетом обоснованных (путем численных экспериментов) допущений, которые первый раз применяются при разработке конечноэлементныхММ; моделирование таких сложных деталей, как балансир и рычаг балансира ГЛЗМ, с помощью как пластинчато-стержневых, так и объемных (трехмерных) конечных элементов; первичная отладка пластинчато-стержневых моделей балансира и рычага балансира на основе объемных моделей этих элементов ХС; построение подробных объемно-пластинчато-стержневых и приведенных пластинчато-стержневых конечноэлементныхММХСГЛЗМ; отладка пластинчато-стержневой модели ГЛЗМ с помощью объемно-пластинчато-стержневой модели путем сравнения результатов расчета.
Для обоснования правильности предлагаемой методики в настоящей главе проводится проверка адекватности разработанной пластинчато-стержневой конечноэлементной ММ по результатам экспериментального исследования ГЛЗМ мод. ТБ-1М.; .
Как известно, основным критерием работоспособности корпусных деталей ГЛЗМ типа коробок, является жесткость. Ввиду того, что в расчетную схему не удается ввести все жесткостные характеристики, предполагается, что конечноэлементная ММ должна обладать повышенной жесткостью по сравнению с действительной конструкцией, что в основном, происходит за счет выполнения при схематизации перегородок и стенок о окнами разной конфигурации сплошными, без учета их эквивалентности по жесткости реальной конструкции. Естественно, что такая идеализация приводит к потере точности модели.
В качестве первоначального объекта исследования при схематизации был выбран балансир ХС ГЛЗМ. Вдоль оси ХЗ (рис. 5.1) она имеет 4 стенки с отверстиями и окнами (две наружных и две внутренних ). Так как стенки коробки имели по несколько отверстий и окон сложной конфигурации, они были схематизированы расположенными в центре стенок прямоугольными пластинчатыми элементами, площадь которых равнялась сумме площадей имеющихся в них отверстий и окон. Снизу коробка шестью упругими связями соединялась с рамой.
Расчетная схема балансира (рис. 5.2) содержала 64 узла, 72 прямоугольных конечных элемента. Модуль упругости материала Е=2,1 105 МПа, коэффициент Пуассона ц = 0,25. Сила, нагружающая каретку, была приложена к одной из узловых точек на передней стенке. Составляющие силы по осям координат показаны на рис. 6.2.
Каретка ходовой системы ГЛЗМ Рис. 5.2. Пластинчато-стерневая модель каретки ходовой системы ГЛЗМ мод. ТБ1-М независимо менять толщины пластин при поиске эквивалентных заменяющих моделей.
Численный эксперимент проводили в соответствии с методикой из работы [167], т.е. для получения различных конструктивных вариантов балансира при одной расчетной схеме было введено искусственное деление всех прямоугольных конечных элементов на 9 типов (по 2 типа на каждую стенку и один тип для дна).
Анализ деформированного состояния элементов ходовой системы гусеничной Лесозаготовительной машины под воздействием веса узлов и нагрузочного режима
1)Проведено обобщение опыта пластинчато-стержневой схематизации и расчета элементов ХС ГЛЗМ. Критический анализ этого опыта показал целесообразность использования при моделировании и расчете таких сложных (не коробчатых) деталей, как каретка и рычаг балансира ГЛЗМ, объемных ( [трехмерных] конечных элементов.
2)Разработана методика построения эквивалентных пластинчато-стержневых конечно элементных ММ ХС ГЛЗМ с помощью объемно-пластинчато-стержневых конечно элементных ММ подход, развитый в этой методике, позволяет избежать дорогостоящих натурных испытаний для проверки адекватности его ММ, что особенно важно на стадии проектирования.
3)Исследование методами математического моделирования деформативности каретки и рычага балансира ГЛЗМ показало, что (с точки зрения точности получаемых результатов расчета и затрат машинного времени) стенки сложной конфигурации с окнами лучше моделировать с помощью прямолинейных стержней, а прямоугольные стенки с отверстиями и с окнами сложной конфигурации заменять сплошными пластинками меньшей толщины.
4)Использование конечно элементных расчетных схем каретки ирычага балансира ГЛЗМ, разработанных с помощью предлагаемой методики, вместо обычных обеспечило снижение времени счета на ЭВМ а 6, 5 раз при сохранении эквивалента по жесткости.
5)Разработана рациональная с точки зрения точности решения и затрат ресурсов ЭВМ (объем оперативной памяти, время решения, трудоемкость подготовки исходных данных и т. д.) конечноэлементная ММ ХС ГЛЗМ для установления связи, между основными конструктивными параметрами и физико-механическими характеристиками ГЛЗМ. ММ обеспечивает возможность исследования жесткостных характеристик ГЛЗМ на стадии проектирования.
б)Использование полученной с помощью разработанной методики эквивалентной пластинчато-стержневой ММ ХС ГЛЗМ вместо подробной объемно-пластинчато-стержневой ММ обеспечивает сокращение объема оперативной памяти в 3 раза и снижение времени счета на ЕС-1045 в 5 раз при сохранении точности получаемых результатов на уровне значимости q=3%.
Для подтверждения правильности предлагаемой методики про ведена проверка адекватности разработанной эквивалентной пластинчато-стержневой конечно элементной ММ по результатам экспериментального исследования ГЛЗМ мод. ТБ-1М. Соответствие экспериментальных и расчетных результатов на уровне значимости q = 5% позволяет считать разработанную методику построения конечноэлементных ММ и принятые (в расчетных схемах) допущения справедливыми и использовать их для решения различных задач моделирования ГЛЗМ. Построенную рациональную конечно элементную ММ ГЛЗМ можно использовать для дальнейшего исследования его деформированного состояния от воздействия нагрузочного режима и веса узлов, а также для оптимизации ХС ГЛЗМ.
В настоящей главе проводится анализ статических характеристик ХС ГЛЗМ мод. ТБ-1М, оценивается влияние ее конструктивных элементов и соединений на суммарную податливость от нагрузочного режима, веса узлов для различных состояний стыковых соединений, положений каретки, рычага балансира соответствующих различным видам нагрузки ХС. Исследуются различные конструктивны варианты ХС ГЛЗМ, отличающиеся положением мест нагружения, углами наклона микропрофиля, а также конструкцией элементов ХС.
Жесткость элементов ГЛЗМ в условиях их долговечности рассматривают как характеристику долговечности под нагрузкой. Существенно влияет на долговнчность вибрация оборудования, уровень которой в значительной мере зависит от жесткости.
Для выработки предложений по повышению жесткости элементов ХС ГЛЗМ необходимо определение балансов упругих перемещений элементов системы и их соединений. Баланс упругих перемещений ХС, как и другие показатели жесткости, кроме нагрузочного режима, веса узлов, существенно зависят от взаимного расположения узлов ГЛЗМ. Поэтому для оптимизации ХС по критерию жесткости необходимо несколько представительных балансов, характерных для крайних и средних положений узлов.
