Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние вопроса и задачи исследования 8
1.1 Обзор конструкций ротационных лесохозяйственных машин, имеющих в своей структуре фрикционные предохранительные устройства, встроенные в их рабочие органы
1.2 Анализ фрикционных защитных устройств лесохозяйственных машин, их работы и основных характеристик 15
Выводы 27
Цель и задачи исследования 28
2 Динамика лесохозяйственных машин с центральным приводом и фрикционными предохранительными муфтами, встроенными в их рабочие органы 30
2.1 Обобщенная расчетная модель динамической системы лесохо-зяйственной машины с центральным приводом 30
2.2 Математическая модель ротационной лесохозяйственной машины с центральным приводом и индивидуальными фрикционными предохранителями на каждом рабочем органе
Выводы 51
3 Повышение качества защиты ротационных лесохозяйственных машин с центральным приводом 52
3.1 Обзор существующих конструкций ротационных лесохозяйственных машин, защищенных от перегрузок предохранительными муфтами с упругими элементами 52
3.2 Принципиальная конструктивная схема ротационной лесохозяйственной почвообрабатывающей машины с плоскими упругодемп-фирующими нажимными элементами
3.3 Силовые и прочностные характеристики фрезерной почвообрабатывающей машины с упругими элементами 60
3.4 К оптимальному проектированию элементов предохранительных устройств рабочих органов фрезерной лесохозяиственной машины... 64
Выводы 67
4 Методика экспериментальных исследований 69
4.1 Задачи экспериментальных исследований 69
4.2 Обоснование и разработка конструкции испытательного стенда 69
4.3 Измерительная аппаратура и приборы. Тарировка 74
4.4 Методика оценки динамической нагруженности, точности ограничения нагрузки, надежности
4.5 Методика исследований в производственных условиях 84
4.6 Обработка и оценка погрешностей опытных данных 86
5 Результаты экспериментальных исследований и их анализ 88
5.1 Результаты лабораторных исследований 88
5.1.1 Динамическая нагруженность, точность срабатывания, надежность 88
5.2 Результаты исследования в производственных условиях
Выводы 106
6 Эффективность выполненных исследований и рекомендации по их использованию 108
Общие выводы 113
Библиографический список 116
Приложения
- Анализ фрикционных защитных устройств лесохозяйственных машин, их работы и основных характеристик
- Математическая модель ротационной лесохозяйственной машины с центральным приводом и индивидуальными фрикционными предохранителями на каждом рабочем органе
- Принципиальная конструктивная схема ротационной лесохозяйственной почвообрабатывающей машины с плоскими упругодемп-фирующими нажимными элементами
- Обоснование и разработка конструкции испытательного стенда
Введение к работе
Актуальность темы.
В условиях современного научно-технического прогресса все большее значение приобретают вопросы повышения долговечности лесохозяйствен-ных машин. Используемые в лесном хозяйстве машины должны быть безопасными в работе, обладать высокой производительностью, иметь достаточный коэффициент полезного действия и низкую металлоемкость.
В системе лесохозяйственных машин есть такие, которые, работая в тяжелых условиях эксплуатации, часто подвержены перегрузкам. К ним относятся лесохозяйственные машины с активными рабочими органами, в частности почвообрабатывающие фрезы. Перегрузки способствуют возникновению значительных динамических нагрузок, которые не только отрицательно сказываются на их работе, но и в свою очередь приводят к преждевременному выходу из строя.
Надежная работа почвообрабатывающих лесохозяйственных фрез во многом зависит от совершенства средств защиты их от перегрузок. Применяемые для защиты от перегрузок почвообрабатывающих фрез по крутящему моменту предохранительные устройства не в полной мере обеспечивают надлежащую защиту рабочих органов и привода от возникающих перегрузок, усложняют их конструкции, увеличивают металлоемкость и, следовательно, повышают стоимость и затраты на ремонт.
Совершенствование защитных устройств фрезерных машин, установленных непосредственно в рабочих органах, ограничивается отсутствием достаточной теоретической базы по расчету их динамической нагруженности и новыми разработками, которые бы повышали качество защиты фрез от перегрузок.
Поэтому тема диссертационной работы, направленная на изучение динамической нагруженности фрезерных лесохозяйственных машин, защищен ных от перегрузок более совершенными предохранительными устройствами, является актуальной.
Работа выполнена в Воронежской государственной лесотехнической академии на основе г. б. темы «Совершенствование узлов и деталей машин и оборудования лесного комплекса» (per. № 01.2.00105363).
Цель исследований.
Целью работы является повышение эффективности защиты лесохозяй-ственных фрезерных машин от перегрузок за счет совершенствования предохранительного оборудования с улучшенными характеристиками, позволяющими снизить динамическую нагруженность при перегрузках.
Научная новизна.
Разработана математическая модель процесса перегрузки фрезерной машины с центральным приводом и индивидуальными предохранителями в каждом ее рабочем органе с учетом динамических характеристик машины и предохранительных устройств.
Составлена программа на ЭВМ по оценке максимальных динамических нагрузок, возникающих в приводных линиях машины в момент возникновения перегрузки и дальнейшей пробуксовки их предохранительных устройств.
Даны рекомендации необходимые для определения основных силовых и прочностных характеристик предохранительных устройств фрикционного типа, имеющие в своей структуре плоские упругие нажимные элементы, встроенных в каждый рабочий орган ротационной фрезерной лесохозяйст-венной машины.
Выявлены рациональные параметры предохранительных устройств рабочих органов фрезерной лесохозяйственной машины, которые обеспечат передачу заданного крутящего момента.
Установлены закономерности влияния параметров фрезы и предохранительных устройств на динамическую нагруженность, возникающую при перегрузках. Обоснована экономическая эффективность от применения на фрезерных почвообрабатывающих машинах предохранительных устройств с плоскими упругими нажимными элементами. На защиту выносятся:
- математические модели процесса перегрузки фрезерной машины с центральным приводом, позволяющие определить динамические нагрузки, возникающие в приводных линиях машины при срабатывании их предохранителей;
- основные характеристики новых предохранителей фрезерной почвообрабатывающей машины с центральным приводом;
- результаты экспериментальных исследований по определению влияния различных параметров фрезы и числа стопорящихся рабочих органов на максимальные динамические нагрузки;
- экономическая оценка применения в конструкциях фрезерных почвообрабатывающих машин предохранителей с плоскими упругими нажимными элементами.
Достоверность научных исследований.
Диссертационная работа и выводы основаны на фактическом материале, полученном при проведении стендовых лабораторных и производственных полевых испытаний. Достоверность полученных результатов обеспечивалась большим объемом выполненных экспериментальных исследований, достаточной точностью их определения с использованием современных методов испытаний, оборудования и ЭВМ, сходимостью экспериментальных и теоретических данных.
Практическая ценность.
Проведенные теоретические и экспериментальные исследования позволят:
- производить дальнейшее совершенствование конструкций ротационных лесохозяйственных машин по защите их от перегрузок;
- прогнозировать оптимальные параметры предохранительных устройств почвообрабатывающих фрезерных машин с центральным приводом;
- определить макси нагруженность ротационных лесохозяйственных машин при перегрузках;
- сократить время инженерных расчетов и повысить их точность;
- повысить надежность и производительность ротационных почвообрабатывающих машин в процессе эксплуатации.
Апробация работы.
Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на заседаниях кафедры, на научных конференциях профессорско-преподовательского состава Воронежской государственной лесотехнической академии (2001-2004 гг.).
По материалам диссертации опубликовано 6 работ.
Реализация работы.
Выполненные исследования нашли применение в Теллермановском опытном лесничестве института лесоведения Российской академии наук. Основные положения диссертации внедрены в учебный процесс Воронежской государственной лесотехнической академии.
Объем и структура работы.
Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, общих выводов и приложений. Содержит 150 страниц машинописного текста, 6 таблиц, 39 рисунков, библиографический список из 101 наименования.
Анализ фрикционных защитных устройств лесохозяйственных машин, их работы и основных характеристик
Исследованием фрикционных защитных устройств, используемых для защиты от перегрузок различных машин, в том числе лесохозяйственных, занимались многие ученые [20, 24, 36, 54, 56, 62, 89, 93 и др.], которыми установлено, что в основном работа фрикционных предохранительных устройств во многом определяется материалами трущихся поверхностей и статическим коэффициентом трения, определяющим точность и динамику срабатывания предохранительных муфт.
При выборе пар трения необходимо стремиться к выбору таких материалов, которые бы имели более высокий статический коэффициент трения. Фрикционный материал должен обладать определенной твердостью [53] (чем больше твердость материала, тем выше давления и температурные вспышки в точках контакта), хорошо прирабатываться к работающему с ним в паре контр телу [20], уменьшая шероховатость поверхности, повышая тем самым площадь соприкосновения. О важности и необходимости предварительной приработки поверхностей пар трения отмечено в [89].
Влияние удельного давления и скорости нарастания нагрузки на статический коэффициент трения отмечены в работах [24, 40, 52, 54, 56, 80, 89].
Все результаты исследований зависимости статического коэффициента трения от скорости нарастания нагрузки и других факторов, как показали вышеперечисленные работы, влияющие на его величину достаточно трудно сопоставить и обобщить. В работе [74] предложен способ обобщения всех результатов, через общий критерий оценки скорости приложения нагрузки.
В зависимости от температуры, фрикционные материалы делятся на две группы - работающие в условиях сухого трения и в масле [20]. Фрикционные материалы, предназначенные для работы в масле, находятся в наиболее легких условиях (температура на поверхности трения не превышает 150...200 С) по сравнению с фрикционными материалами, работающими в условиях сухого трения (температура достигает 500...700С).
При работе пар трения возможно развитие схватывания контактирующих материалов. В соответствии с энергетической гипотезой, выдвинутой [20], при выборе пар трения следует основываться на механических свойствах контактирующих твердых тел и разделяющих их поверхности пленок или покрытий. При прилипании поверхностей трения ухудшается точность срабатывания, так как скольжение наступает с запаздыванием, а величина крутящего момента значительно превышает расчетную.
Выделение тепла при буксовании фрикционных предохранительных муфт в момент срабатывания, является их серьезным недостатком [89]. Поэтому фрикционный материал должен обладать достаточной теплостойкостью, теплоемкостью и теплопроводностью. Исследования, проведенные в [20], показали, что при нагреве примерно до 200-260С износ фрикционного материала относительно невелик, а при дальнейшем повышении температуры износ катастрофически возрастает.
Основным параметром, характеризующим работу предохранительных устройств, является точность срабатывания, т. е. отношение максимального момента срабатывания предохранителя к минимальному моменту срабатывания. Величина коэффициента точности срабатывания зависит от материалов, из которых изготавливаются фрикционы, а также от конструктивных особенностей и режимов работы самого предохранительного устройства.
Величина точности срабатывания фрикционных предохранительных муфт зависит от качества и состояния материалов поверхностей трения. Использование материалов со шлифованными поверхностями трения приводит к уменьшению точности срабатывания [20].
Удельное давление, частота вращения и жесткость системы также оказывают влияние на точность срабатывания фрикционных предохранителей. По данным [86] увеличение удельного давления, частоты вращения является положительным фактором, способствующим повышению точности срабатывания.
Отмечено, что сухие предохранительные устройства фрикционного типа обладают более высокой точностью срабатывания по сравнению с предохранителями, работающими в масле [61].
На точность срабатывания оказывает отрицательное влияние погрешности в изготовлении и монтаже деталей предохранителей [53], так как момент включения сильно возрастает за счет частичного заедания в шлицевом или шпоночном соединении.
Анализируя предохранительные устройства фрикционного типа [94, 93] установлено влияние величин конструктивного параметра управляющего устройства от коэффициента трения, также установлена фрикционная связь между коэффициентом точности срабатывания и коэффициентом запаса прочности деталей привода, которая позволяет обеспечить эффективную защиту от перегрузок и надежную работу машинного агрегата.
Для обеспечения одинаковой точности срабатывания, на ротационных машинах со многими рабочими органами и индивидуальными фрикционными предохранителями, при различном числе стопорящихся рабочих органов, как было установлено в [95], необходимо стремиться к изготовлению таких конструкций, в которых усилие на рабочие органы создавалось с двух (противоположных) сторон фрезбарабана, а не с одной стороны.
Точность и надежность ограничения крутящего момента можно повысить, используя гидравлическое или пневматическое прижатие дисков предохранительного устройства [24]. При данных способах прижатия, в отличие от пружин, осевое усилие не зависит от износа фрикционных дисков.
Работы по исследованию динамики различных систем с предохранительными устройствами представляют собой большой интерес с точки зрения конструирования и изготовления новых предохранителей.
Динамичность предохранителей фрикционного типа отмечали многие исследователи [20, 24, 35, 40, 47, 56, 62, 74 и др.]. Она зависит от динамиче ской характеристики машины, от характера связи системы (жесткий, упругий), от вязкопластического контакта, который характерен для фрикционных материалов и многих других параметров.
Так, исследуя динамику привода станков [89], защищенных предохранительными устройствами, на основе полученных уравнений динамического равновесия элементов системы и их решений, доказано, что предохранитель необходимо устанавливать в конце кинематической цепи привода и при этом коэффициент динамичности имеет наименьшее значение.
Исследования динамики сельскохозяйственных пропашных фрез приведены в работе [21]. В ней представлена двухмассовая система с приведенными моментами инерции вращающихся масс до предохранителя и после него. Для нее была получена динамическая составляющая момента на предохранителе. Доказано, что кинетическая энергия при встрече с препятствием переходит в потенциальную энергию деформации.
Математическая модель ротационной лесохозяйственной машины с центральным приводом и индивидуальными фрикционными предохранителями на каждом рабочем органе
На основе обобщенной расчетной схемы фрезерной ротационной лесохозяйственной машины с центральным приводом можно записать для нее дифференциальные уравнения процесса перегрузки ее рабочих органов, заменив при этом (для упрощения последующих выводов) следующие выражения.
Решение задачи в общем случае сводится к решению системы уравнений (2.3) с соответствующими им начальными условиями при различных значениях параметров С2, С3, Р2, J33, J\, J2, J3 и др. Поскольку система уравнений (2.3) является линейной, то в принципе существует, и может быть найдено ее аналитическое решение для определения максимальных динамических нагрузок, возникающих в упругих звеньях фрезерной машины [42]. Однако практическая реализация такого подхода приводит к тому, что уравнение для корней характеристического уравнения будет уравнением четвертого порядка, решать которое необходимо в комплексной плоскости. В общем случае аналитическое решение такого уравнения невозможно. Необходимость численного решения характеристического алгебраического уравнения сводит на нет практически все преимущества аналитического решения, поскольку с самого начала приходится задаваться числовыми значениями параметров. Однако численное решение исходной задачи оказывается проще, чем решение характеристического алгебраического уравнения. Поэтому для решения задачи в общем случае воспользуемся методом сеток с использованием неявной схемы [18, 41].
Исходя из выше представленных расчетов и основываясь на них, была составлена программа по определению не только максимальных динамических нагрузок, возникающих в системе в момент срабатывания предохранителей, но и последующих динамических нагрузок возникающих при дальнейшей пробуксовке рабочих органов ротационной лесохозяйственной фрезерной машины с центральным приводом.
Алгоритм программы -числяются значения функций в двух первых узлах по формулам (2.12) -(2.15), затем, начиная с узла / = 3 до конечного узла, соответствующего конечному времени tK, по формулам (2.10) и (2.11) вычисляются величины S2 неиспользование неявной схемы при аппроксимации исходных дифференциальных уравнений их конечно-разностными аналогами обеспечивает устойчивость вычислительного процесса. Величина конечного времени для определения максимальных динамических нагрузок в упругих звеньях системы при срабатывании предохранителей равнялась 1сек., а величина оптимального шага по времени At определялась при уменьшении величины At в два раза, и составляла 0,01 сек.
Текст программы и таблица соответствия идентификаторов в программе приведены в приложении А (таблица А1). Ориентируясь на полученную программу, были произведены расчеты по выявлению зависимостей на максимальную динамическую нагруженность числа стопорящихся рабочих органов в крайних массах системы, а также влияния параметров демпфирующих сопротивлений на динамические нагрузки в процессе работы предохранителя. По полученным данным расчетов на ЭВМ (Приложение Б) были построены графики зависимостей максимальной нагруженности от различного сочетания срабатываемых предохранителей, а так же от параметров демпфирующих сопротивлений. Для построения зависимостей максимальной нагруженности от различного сочетания стопорящихся рабочих органов в качестве конкретной системы бралась динамическая система, параметры которой составляли: - момент инерции центральной массы Jj = 0,095 кгм2; - моменты инерции крайних масс J2 = «/3 = 0,046 кгм2.
Представленные на рисунке 2.4 и рисунке 2.5 графики, показывают зависимости максимальных динамических нагрузок, возникающих в упругих звеньях системы Myi и Mj3 от изменения количества стопорящихся рабочих органов правой массы п2 при возможном одновременном стопорений различного числа рабочих органов левой массы /23.
Из графиков видно, что с увеличением числа стопорящихся рабочих органов правой массы п2 при стопорений любого количества рабочих органов левой массы, например я3 = 4, происходит возрастание динамического момента в правом упругом звене М12 (рис.2.4) и снижение в левом М13 .
Снижение динамических нагрузок в правом упругом звене М12 наблюдается в том случае, если происходит увеличение числа стопорящихся рабочих органов в левой массе щ (рис.2.5), при этом максимальные динамические моменты в левом звене также возрастают (рис.2.4). Максимальные динамические нагрузки в рассматриваемой системе возникают в правом упругом звене при сочетании л2=0иИз=4,ав левом при п2 = 4 и л3 = 0, и составляют М12 = М — 190,8Нм. При одинаковом отключении рабочих органов в левой и правой массах системы, динамические нагрузки снижаются в обоих звеньях системы, за счет одинакового отключения масс рабочих органов от общих моментов крайних масс системы.
Принципиальная конструктивная схема ротационной лесохозяйственной почвообрабатывающей машины с плоскими упругодемп-фирующими нажимными элементами
На кафедре деталей машин и инженерной графики Воронежской лесотехнической академии разработана конструкция фрезерной почвообрабатывающей машины с индивидуальными предохранителями в каждом рабочем органе, обладающая рядом достоинств по сравнению с существующими ротационными лесохозяйственными машинами. Новизна технического решения разработанной фрезерной машины подтверждена свидетельством на полезную модель [81].
Фрезерная почвообрабатывающая машина с плоскими упругими нажимными элементами Фрезерный барабан состоит из вала 1, на котором установлены на шлицах подвижные в осевом направлении ведущие диски 2. Ведомые диски 3 с рабочими органами 4 установлены свободно на валу 1. Упругие элементы 5 установлены между ведущими дисками 2 и фрикционными элементами 6. Усилие на рабочих поверхностях трения создается за счет деформации упругих элементов 5 с помощью регулировочной гайки 7.
Материал ведущих дисков 2, упругих элементов 5, фрикционных элементов 6 и ведомых дисков 3 подбирается таким образом, чтобы коэффициент трения между ведущими дисками 2, упругими элементами 5 и фрикционами 6 был больше, чем между фрикционными элементами 6 и ведомыми дисками 3.
Фрезерная почвообрабатывающая машина работает следующим образом. С помощью регулировочной гайки 7 перед началом работы устанавливают заданный регулировочный момент в зависимости от типа обрабатываемой почвы. При встрече с препятствием одного или нескольких рабочих органов 4, ведущие диски 2 пробуксовывают относительно ведомых дисков 3, так как коэффициент трения между ведущими дисками 2, упругими элементами 5 и фрикционными элементами 6 больше, чем между фрикционными элементами 5 и ведомыми дисками 3.
При снятии нагрузки с рабочего органа пробуксовка дисков прекращается, и машина продолжает работать в нормальном режиме.
Вследствие передачи крутящего момента через упругие резиновые элементы, значительно снижаются динамические нагрузки за счет уменьшения жесткости системы и повышения демпфирования за счет внутреннего трения, возникающего при деформации. Упрощается конструкция, так как резиновый элемент выполняет одновременно несколько функций: передает крутящий момент, создает усилие на фрикционных поверхностях, выполняет роль упругой связи. 3.3 Силовые и прочностные характеристики предохранительного устройства фрезерной почвообрабатывающей машины
Для нормальной работы фрезерной почвообрабатывающей машины с предохранительными устройствами, включающими упругие элементы, необходимо чтобы они не влияли отрицательно на качественные показатели машины и учитывали ее эксплуатационные свойства [78], а также знать силовые и прочностные характеристики предохранительного устройства.
В данной конструкции наиболее нагруженным и ответственным является упругий нажимной элемент, так как он выполняет функцию нажимной пружины и передачи крутящего момента на рабочие органы, а также и функцию демпфирующего элемента, т. е. работает на сжатие и кручение. Поэтому основной расчет силовых и прочностных характеристик необходимо проводить для упругого элемента. Упругий элемент выполнен из резинового материала (его толщина должна быть небольшой), в связи с этим к нему должны быть применимы следующие допущения: - деформации тела от приложенной системы сил небольшие (еП 1) и коэффициент Пуассона имеет значение /и = О,5; - связь между напряжениями и деформациями описывается линейной зависимостью (законом Гука); - материал обладает свойствами однородности и изотропности.
При разработке и дальнейшем проектировании различных технических систем необходимо стремиться к выполнению таких требований, при которых разрабатываемая конструкция имела бы оптимальные параметры.
Для проведения расчетов, связанных с оптимизацией, необходимо знать конструктивные размеры и режимные параметры лесохозяиственнои машины, связь между которыми выражается при помощи различного вида уравнений. Для получения интересующего нас конечного результата необходимо задаться варьируемыми и не варьируемыми параметрами системы. Существуют различные методы оптимизации [66, 88, 91]. Однако в некоторых случаях они достаточно сложны и громоздки в вычислениях, а их применение ограничено и не всегда приводит к желаемому результату. В настоящее время выполнение оптимизационных расчетов целесообразней проводить на ЭВМ с применением программ символьной математики. Одной из таких программ является универсальная математическая система MathCAD 11 PRO, которая в настоящее время признана лучшей системой для проведения научно-технических вычислений. Она имеет мощные средства для реализации численных методов расчета и математического моделирования в сочетании с возможностью выполнения большинства операций символьной математики [32].
На основании выше изложенного была поставлена задача выявить оптимальные параметры предохранительного устройства встроенного в рабочие органы фрезерного барабана лесохозяйственной почвообрабатывающей машины с центральным приводом, рисунок 3.6. [81]. На ЭВМ, используя систему MathCAD 11 PRO и уравнения по нахождению силовых и прочностных характеристик (пар.3.3), были определены оптимальные параметры предохранительного устройства с упругими нажимными элементами. В качестве значений, используемых при оптимальном проектировании, были взяты реальные параметры предохранителей, установленных на испытательном стенде, моделирующего фрезерную почвообрабатывающую машину с центральным приводом. Необходимо было определить, при каких значениях модуля сдвига G, внутреннего радиуса .& и осадке упругого элемента е, его толщина h будет иметь минимальное значение. Параметры G и е варьировались в следующих пределах: - модуль упругости 0,8 G 2,6 МПа; - осадка упругого элемента 0,01 е 2 мм. Неварьируемыми значениями, т.е. постоянными, были приняты такие параметры: - рабочий момент, передаваемый предохранительным устройством М = 25Нм; - наружный радиус упругого элемента R± = 42,5 мм; - допускаемые касательные напряжения, действующие на упругие элементы от приложенного момента вращения [г] = 0,24 МПа; - коэффициент трения на рабочих поверхностях f = 0,35; - число пар плоскостей трения і = 2.
При проведении расчетов возможны такие случаи, когда конечный результат будет иметь несколько вариантов значений варьируемых параметров, каждому из которых будет соответствовать своя оптимальная величина. Поэтому необходимо задаться несколькими условиями, позволяющими отбросить ненужные значения.
Результаты показали, что для системы стенда, моделирующего фрезерную почвообрабатывающую машину с центральным приводом и индивидуальными предохранителями с упругими нажимными элементами, минимальной толщине упругого нажимного элемента, равный h = 5,53 мм, соответствуют такие значения: внутренний радиус упругого нажимного элемента i?2 = 27,11мм; модуль сдвига G = l,57 МПа; осадка упругого элемента е = 1,09 мм.
Обоснование и разработка конструкции испытательного стенда
Для проведения экспериментальных исследований по защите ротационных лесохозяйственных машин от перегрузок, а также нахождению рацио нальных конструкций предохранителей, все большее распространение получают лабораторные стенды. Это связано с тем, что возможность проведения испытаний непосредственно в полевых условиях ограничена, достаточно трудоемка по времени и требует больших капитальных вложений. Стенды для испытания предохранительных муфт позволяют решить эту проблему, причем с достаточной точностью, так как на них можно имитировать реальную работу ротационных лесохозяйственных машин в полевых условиях [47].
На базе испытательного стенда [13], разработана конструкция по испытанию индивидуальных предохранителей рабочих органов ротационных лесохозяйственных машин с центральным приводом. Стенд (рис.4.1), позволяет имитировать перегрузку рабочих органов как одного, так и нескольких одновременно в различных их сочетаниях, что вызывает срабатывание индивидуальных предохранителей.
Стенд состоит из плиты-станины 1 с продольными Т-образными пазами. На плите в ее пазах монтировались стойки 2, на которых устанавливались корпуса 8 с самоустанавливающимися сферическими шарикоподшипниками на закрепительных втулках, в которых размещались валы 4, 7. Применение данного вида подшипников на закрепительных втулках позволял компенсировать неточность изготовления и монтаж валов. Шкив 6 посредством шпонок соединялся с валами 4 и 7. Для обеспечения постоянной частоты вращения в момент срабатывания предохранителя шкив 6 выбирался с большим моментом инерции.
На противоположных шкиву концах валов 4, 7 на шлицах устанавливались массы 3, 9, представляющие собой рабочие органы ротационной ле-сохозяйственной машины с индивидуальными фрикционными предохранителями на каждом из них (рис.4.2), с плоскими упругодемпфирующими нажимными элементами согласно конструкции представленной на рисунке 3.6 и обычными фрикционными предохранителями (рис.4.3). Рисунок 4.1- Стенд для испытания предохранительных муфт ротационных лесохозяйственных машин
Привод стенда осуществляется электродвигателем 5, смонтированным на раме, которая в свою очередь крепилась к плите-станине 1 при помощи болтов, входящих в ее пазы. Для изменения частоты вращения валов 4, 7 стенда на валу электродвигателя был установлен вариаторный шкив, передача вращения от которого на шкив 6 осуществлялась клиновым ремнем. Дальнейшее вращение передавалось через валы 4,7 на массы 3, 9, а их перегрузка производилась за счет стопорения рабочих органов выдвижными приспособлениями. Выдвижные приспособления позволяли осуществлять перегрузку любого количества рабочих органов как в левой 3, так и правой 9 массах в различных их сочетаниях.
Натяжение ремня, необходимое для нормальной работы испытательного стенда, обеспечивалось изменение межосевого расстояния перемещением электродвигателя 5 по пазам рамы.
Применяемый электродвигатель 5 был переменного тока мощностью 3 кВт и частотой вращения 1430 мин " . Частоту вращения, которую мог обеспечивать вариаторный шкив, изменялась в такой последовательности: 340; 435; 510; 615 и 680 мин "\ Для получения более низких частот вращения предусматривалась замена электродвигателя на мотор-редуктор мощностью 2,2 кВт.
Перед началом исследований индивидуальных предохранителей рабочих органов масс 3 и 9, производилась их регулировка на заданный момент срабатывания гайками 10. Далее выдвижные приспособления устанавливались под рабочие органы, которые необходимо было застопорить (осуществить перегрузку). Включение испытательного стенда осуществлялось переносным пультом кнопочного управления.
Все необходимые стендовые испытания предохранителей проводились по ранее намеченной программе. Рисунок 4.2 - Рабочие органы с предохранителями и упругодемпфи-рующими элементами
При исследовании динамических процессов и усилий, возникающих при срабатывании предохранительных устройств, замер крутящих моментов валов стенда производился методом электротензометрирования с помощью осциллографа.
Основным элементом данного метода являются тензометрические датчики, которые имеют простую конструкцию, высокую надежность, пригодны для регистрации статических и динамических нагрузок, имеют малую инерционность и хорошее крепление на детали. Также тензодатчики занимают сравнительно малый объем и имеют достаточную линейность [29].
Применяемые тензодатчики омического сопротивления имели хорошие технические характеристики (таблица 4.1), обеспечивали высокую точность регистрации крутящего момента и наклеивались на валы в соответствии с требованиями, предъявляемыми к этой операции [29]. Подключение датчиков осуществлялось по полумостовой схеме, что обеспечивало измерение деформаций кручения при наличии растяжение-сжатие и изгиба.
Предельный ток проходящий через датчик I не более 54 мА Тензометрические датчики, наклеенные на валах, подсоединялись к ртутным токосъемникам, предназначенных для передачи сигналов с быст-ровращающихся частей стенда от тензодатчиков к усилительной аппаратуре. Применение ртутных токосъемников позволяло исключать влияние скользящих контактов на точность измерений, так как они обладают рядом преимуществ по сравнению с другими видами токосъемников [96].
Для определения частоты вращения ведущей и ведомой частей стенда применялись индукционные датчики. Место наклейки тензометрических датчиков, установки индукционных датчиков и токосъемников показано на рисунке 4.4. Для усиления сигналов тензодатчиков использовался четырехканаль-ный усилитель ТА-5, с диапазоном рабочих частот 0-1000 Гц. Регистрация сигналов (процесс срабатывания предохранителей и их дальнейшая пробуксовка) осуществлялась осциллографом Н-700, который позволял регистрировать до 14 рабочих процессов одновременно. Гальванометры (шлейфы) осциллографа выбирались с высокой рабочей частотой, равной 300-600 Гц. Осциллограф подключался к сети через источник постоянного тока в виде выпрямителя напряжением 27В. Запись процессов производилась на фотобумагу шириной 120 мм с чувствительностью 1000-1100 единиц ГОСТа.
С целью последующей расшифровки записей на фотобумаге необходимо было получить масштабы осциллографирования крутящего момента валов стенда. Для этого проводилась тарировка их тензометрических датчиков, которая осуществлялась следующим способом.
