Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор конструкций и анализ существующих методов расчета проектных параметров игольчатых шарниров карданных передач приводов машин . 27
1.1. Обзор конструкций игольчатых шарниров карданных передач приводов машин 27
1,2. Обзор исследований работоспособности игольчатых шарниров карданных передач. 34
1.3. Анализ существующих исследований механики разрушения подшипников качения в условиях нестационарного нагружения . 47
1.4. Анализ существующих исследований напряженно -деформированного состояния в зоне силового контакта подшипников качения. 65
Выводы по обзорной главе и постановка задач исследования 69
Глава 2. Теоретические исследования механизма образования перекоса тел качения игольчатых шарниров карданных передач . 72
2.1 Оценка прочности и долговечности элементов игольчатых шарниров карданных передач 72
2.2. Аналитическое исследование механизма перекоса тел качения в силовом контакте. 80
2.3. Анализ влияния вибрационных нагрузок на процесс перекоса тел качения в силовом контакте. 98
2.4. Моделирование напряженного состояния в зоне контакта, с учетом перекоса тел качения. 106
2.5. Моделирование сопротивления в зоне контакта, с учетом перекоса тел качения. 113
2.6. Моделирование остаточных деформаций в силовом контакте тел качения. 122
2.7. Разработка комплексной математической модели напряженно -деформированного состояния элементов карданных валов. 126
2.7.1. Напряженно-деформированное состояния в силовом контакте игольчатых подшипников карданного шарнира 126
2.7.2. Касательные напряжения в зоне контакта игольчатых подшипников карданного шарнира. 131
2.7.3. Определение коэффициентов упругих и упруго-пластических деформаций в зоне силового контакта. 134
2.7.4. Исследование изменения плотности материала от характера нагружения в силовом контакте. 138
Выводы по второй главе. 149
Глава 3. Экспериментальная проверка результатов теоретических исследований . 150
3.1. Описание методики планирования экспериментальных исследований. 150
3.2. Описание конструкций экспериментальных стендов и методики проведения испытаний . 152
3.3. Результаты экспериментальных исследований игольчатых шарниров карданных передач. 158
3.3.1. Результаты эксплуатационных испытаний игольчатых шарниров карданных передач в полевых условиях. 158
3.3.2. Результаты испытаний игольчатых шарниров на экспериментальных стендах. 162
3.3.3. Экспериментальная проверка нарушения кинематики, с учетом перекоса тел качения. 167
3.3.4. Экспериментальная проверка сопротивления движению тел качения в зоне силового контакта 179
3.3.5. Экспериментальная проверка остаточных деформаций в силовом контакте. 183
3.3.6. Исследование нарушения структуры материала и твердости рабочих поверхностей подшипника при реверсивном трении 195
Выводы по третьей главе 205
Глава 4. Механизм формирования усталостных трещин в материале игольчатых шарниров . 207
4.1. Некоторые аспекты усталостных процессов в материале подшипников качения. 207
4.2. Теория возникновения трещин усталости и затухания волн напряжений в твердом теле . 222
Выводы по четвертой главе 240
Глава 5. Влияние смазки в игольчатых шарнирах на работоспособность и долговечность . 241
5.1. Некоторые аспекты влияния смазки на работоспособность подшипников качения. 241
5.2. Оценка влияния смазки на долговечность подшипников качения 245
5.3. Долговечность игольчатого шарнира, с учетом всех условий, формирующихся в зоне силового контакта. 251
Выводы по пятой главе. 261
Глава 6. Разработка алгоритма и программы расчета для оптимизации проектных параметров трансмиссионных передач в приводе машин и механизмов. 262
6.1. Разработка алгоритма программы оптимизации проектных параметров игольчатых шарниров карданной передачи. 262
6.2. Разработка программного обеспечения имитационной модели рабочего процесса карданного привода. 276
6.3. Анализ точности и адекватности модели по результатам вычислительного и экспериментального исследования. 286
Выводы по шестой главе. 287
Заключение, общие выводы и результаты исследования. 288
Библиографический список. 294
Приложения. 321
- Анализ существующих исследований механики разрушения подшипников качения в условиях нестационарного нагружения
- Анализ влияния вибрационных нагрузок на процесс перекоса тел качения в силовом контакте.
- Описание конструкций экспериментальных стендов и методики проведения испытаний
- Теория возникновения трещин усталости и затухания волн напряжений в твердом теле
Введение к работе
Подшипниковые узлы современных машин и технологического оборудования находят достаточно широкое распространение и вызывает необходимость их совершенствование в области развития теории расчета и конструкций подшипниковых узлов. На современном этапе многие вопросы отказов подшипниковых узлов не достаточно проработаны не смотря на большое количество выполненных работ в этой области, особенно это относится к подшипниковым узлам работающих в условиях качания под нагрузкой. Широкое распространение таких узлов относится к карданным шарнирам на игольчатых подшипниках, применяемых в современных транспортно - технологических машинах. Наиболее распространенный критерий отказа подшипников общего применения, работающих в автомобилях, тракторах, насосах редукторах, станках, подъемно-транспортном оборудовании, — усталостное разрушение. Подшипниковые узлы сельскохозяйственной техники выходят из строя в основном из-за абразивного изнашивания, связанного с попаданием грязи и пыли. В то же время для подшипниковых узлов специального применения важны и другие характеристики, такие, как жесткость, уровень и спектр вибрации, момент сопротивления вращению, долговечность. Характерным видом разрушения карданных шарниров на игольчатых подшипниках - пластическое оттеснение материала в зоне силового контакта («бринеллирование»). Во многом этот вид разрушения на прямую связан с особенностями работы и эксплуатации игольчатых шарниров карданных передач приводов транспортно -технологических машин. Хотя практика эксплуатации показывает наличие усталостных процессов, а так же тепловое воздействие на рабочие поверхности в подшипниках.
Таким образом, во-первых, долговечность подшипниковых узлов далеко не всегда совпадает с циклической долговечностью рабочих поверхностей подшипника, а часто оказывается во много раз меньшей. Во-вторых, достаточная долговечность отдельных деталей подшипниковых узлов испытанных на стендах, не гарантирует эксплуатационной долговечности. Последнее обстоятельство связано с тем, что нагрузки, действующие в узле, а также температуры, могут существенно отличаться от стендовых. Кроме того, сборка и монтаж меняют зазоры, натяги и форму рабочих поверхностей подшипниковых узлов. Это приводит к тому, что параметры рабочих поверхностей подшипника определенных габаритов, предназначенного для установки в карданные валы трансмиссий машин не соответствуют требуемым. Увеличение натяга снижает долговечность, а его уменьшение приводит к росту уровня вибрации. Размеры узла определяют при проектировании всего изделия в целом, и их нельзя произвольно изменить. Заводы при производстве подшипников не решают задачу обеспечения гарантированного ресурса для конкретных условий эксплуатации. Поэтому даже при очень высоком качестве подшипников характеристики узла оказываются неудовлетворительными.
Игольчатые подшипники транспортно - технологических машин подвергаются в условиях эксплуатации наряду с радиальными и осевым нагрузкам. Эти нагрузки имеют динамический характер и довольно сложное распределение во времени. Осевая нагрузка воспринимается торцом тела качения и ограничивающими поверхностями подшипникового узла (для игольчатых - торец стакана и уплотнение). В серийных подшипниках параметры определяющие работоспособность, выполняют без учета специфики работы подшипника в узле. При малейшем перекосе тел качения относительно шипа шарнира кардана область контакта превращается из линейного в эллиптическую, контактное давление резко возрастает, а условия смазывания ухудшаются, так как тела качения срезают смазочный материал с поверхности подшипника. Это приводит к значительной пластической деформации и износу торца и бортика.
Игольчатые подшипники для транспортно - технологических машин проектируют, как правило, без учета эксплуатационного перекоса и вытекающей отсюда несоосности поверхностей в зоне силового контакта. Фактическая долговечность оказывается меньше расчетной, вычисленной без учета перекоса. Имеет смысл выполнять меридиан ролика не прямолинейным, а криволинейным, например, составленным из одной или несколько дуг окружностей, чтобы снизить максимальное контактное давление, сделать его возможно более близким к среднему.
Из сказанного следует, что избежать отказов подшипниковых узлов можно только при системном подходе к расчету и проектированию, предназначенного для установки в изделие, в целом. Исходя из назначения машины, формулируют требования к характеристикам подшипниковых узлов: габаритам, массе, долговечности, допускаемому износу, точности вращения, уровню вибрации, жесткости, моменту сопротивления вращению. Расчет подшипника входит в расчет подшипниковых узлов, как составная часть, причем характеристики подшипника (например, жесткость) являются параметрами подшипниковых узлов при расчете, например для оптимального выбора параметров подшипниковых узлов необходим расчет влияния этих параметров на характеристики.
В настоящее время, в зависимости от функционального назначения подшипниковых узлов, надо учитывать значительно большее число степеней свободы. Например, при расчете осевой жесткости подшипниковых узлов требуется знать осевое перемещение, при расчете радиальной жесткости — радиальные перемещения, а при расчете угловой жесткости — также и угловые перемещения вала. При расчете сил и моментов реакции подшипников на перемещение вала необходимо рассматривать перемещения всех тел качения в плоскостях, проходящих через их центры и ось подшипника. Таким образом, силовой расчет подшипниковых узлов требует учета около сорока степеней свободы. Если надо знать момент сопротивления вращению, то не обойтись без анализа кинематики и проскальзывания тел качения. Это еще 80 степеней свободы при двух опорах с десятью телами качения каждая. Неполный учет степеней свободы приводит к потере информации и значительным погрешностям. Это объясняется тем, что на момент сопротивления вращению влияют и составляющая угловой скорости, перпендикулярная области контакта, и дифференциальное проскальзывание, и составляющая угловой скорости, направленная вдоль касательной к окружности центров, и окружное проскальзывание, и сопротивление качению. Теоретическая механика рассматривает системы с большим числом степеней свободы, однако подшипниковые узлы является для нее нетрадиционным объектом, поскольку ограничения, накладываемые на движение деталей подшипника, нельзя считать связями. Эти ограничения не позволяют уменьшить число степеней свободы, и весь подшипниковый узел представляет собой свободную систему.
Итак, при расчете характеристик наиболее ответственных подшипниковых узлов узел приходится описывать системой обыкновенных дифференциальных уравнений динамики второго порядка, которых около ста. Решение такой системы уравнений даже при заданных значениях правых частей представляет большие трудности в связи с тем, что происходящие в узле процессы имеют различные частоты, которые могут отличаться на 6...7 порядков. Например, момент сопротивления вращению карданного шарнира может меняться с частотой 20 Гц, частота же радиальных колебаний тела качения составляет 150...250 Гц. Программы численного решения дифференциальных уравнений предусматривают решение задачи с начальными данными по шагам. Если шаг велик и близок к периоду низкочастотных процессов, то полностью теряется информация о высокочастотных процессах и решение оказывается ошибочным из-за их неучета. Если же шаг мал и близок к периоду высокочастотных процессов, то на современных ЭВМ удается рассчитать работу подшипниковых узлов в течение десятков или сотен оборотов. Такой расчет подобен мгновенной фотографии подшипникового узла, причем в начальный период, когда узел еще не вышел на стационарный режим работы. Увеличение быстродействия ЭВМ, по-видимому, не приведет к повышению точности на большом интервале времени за счет уменьшения шага, поскольку большое число шагов ведет к увеличению погрешностей. Вряд ли будет в ближайшее время возможно рассчитать работу подшипниковых узлов в течение миллиона оборотов, что примерно соответствует одному часу работы.
Правые части дифференциальных уравнений, описывающих динамику, подшипниковых узлов, представляют собой силы взаимодействия деталей узла. Вычисление этих сил — трудная и до настоящего времени не полностью решенная задача. Даже нормальные силы взаимодействия деталей при их заданном относительном сближении не всегда можно точно определить из-за сложности расчета деформаций всей детали (например, шипа) и учета податливости неровностей и поверхностных пленок. Касательные силы определяют по какой-либо теории трения. Наиболее достоверные результаты получают для режима гидродинамического трения, поскольку в этом случае можно свести задачу к решению уравнений теории смазки в зазоре, между двумя поверхностями. Однако и здесь имеются трудности, впрочем, частично преодоленные. Распределение давления в смазочном слое определяют из решения контактно-гидродинамических задач, сводящихся к системам интегрально-дифференциальных уравнений с неизвестными границами. Границы могут быть неизвестны и при режиме ограниченной смазки, который часто возникает в контакте даже при обильном смазывании.
Касательное напряжение в смазочном слое находят, используя соответствующую реологическую модель смазочного материала, который при больших скоростях сдвиговой деформации (примерно 10 с) проявляет релаксационные свойства. В частности, касательное напряжение устанавливается не сразу и не успевает достичь стационарного значения в течение времени пребывания частицы смазочного материала в области высокого давления. Кроме того, касательное напряжение нелинейно зависит от скорости сдвигового течения. Реологические модели смазочного материала построены на основании теории конечных деформаций. Вязкость, высокочастотный модуль сдвига смазочных материалов — трудно измеряемые характеристики, поскольку вискозиметр должен быть помещен в камеру высокого давления (до 1,5 ГПа). В настоящее время значения вязкости и модуля сдвига для ряда масел получены в работах Е.В. Золотых и Б.П. Дьяченко. Касательная сила в контакте — результат интегрирования касательного напряжения по области гидродинамического контакта. В каждой точке касательное напряжение зависит от скорости относительного проскальзывания поверхностей, т.е. от кинематики деталей.
Таким образом, правая часть какого-либо дифференциального уравнения динамики оказывается довольно сложным выражением. Режим ограниченной смазки с большой достоверностью рассчитан быть не может без решения задачи о миграции смазочного материала по поверхностям деталей и о его распределении. Нельзя достоверно предсказать, сколько смазочного материала находится на каждой детали и сколько в контакте, так как на распределение влияют поверхностное натяжение и предел текучести смазочного материала, вибрация, плотность поверхностной энергии деталей, температурное поле. В связи с этим при исследовании режима ограниченной смазки необходимо проведение эксперимента.
Долговечность поверхностей, нагруженных переменным давлением, во многих случаях определяет долговечность подшипниковых узлов. Расчет долговечности представляет собой серьезную проблему. Распределение давления находят из решения контактных задач теории упругости и иногда — теории пластичности. Теория Герца применима к решению задач о контакте тел, аппроксимирующихся поверхностями второго порядка, и позволяет найти максимальное контактное давление, размеры области контакта и сближение контактирующих тел. Однако эта теория не всегда годится для контакта
Дорожки и ролика со сложным меридианом, для контакта торца ролика и бортика, для контакта тел качения с сепаратором. Причина ограниченного применения в том, что размер области контакта может оказаться больше характерных радиусов кривизны поверхностей.
По заданному радиальному и осевому нагружениям поверхности находят напряженное состояние детали под областью контакта, определяют наиболее опасные точки и действующие в них максимальные касательные и растягивающие напряжения. Эти напряжения должны быть сопоставлены с допускаемыми значениями напряжений, которые не всегда известны, так как зависят от многих факторов: химического состава материала, технологии его выплавки, наличия металлических и неметаллических включений, их формы и размеров, поверхностного упрочнения, наличия на поверхности смазочного материала, который, проникая под высоким контактным давлением в трещину, может расклинить ее.
Механика усталостного разрушения материала во многом неясна, поэтому для расчета применяют феноменологические теории, одна из которых разработана еще в 40-х годах Лундбергом и Пальмгреном. В этих теориях используется вероятностный подход, предполагается определенный закон разрушения частицы материала, а полученные формулы для расчета долговечности подшипниковых узлов содержат несколько постоянных, определяемых впоследствии из испытаний на усталость подшипников. Указанные теории должны уточняться и в дальнейшей использовать физически содержательные постоянные, связанные с прочностью связей между отдельными структурными элементами материала даже между атомами кристаллической структуры.
Базой для достоверного расчета подшипниковых узлов является эксперимент. Интерферометрические и емкостные методы, методы определения электрической прочности и средне интегрального времени контакта позволяют довольно достоверно определить толщину смазочного слоя в контактах и несущую способность контактов. Дисковые машины трения дают значения коэффициентов трения для различных режимов качения и скольжения. По измеренным амплитудам и частотам вибрации ротора, дающим картину динамики подшипниковых узлов, проводят его диагностирование на основании заранее сформулированных признаков. Определение жесткостей дает возможность проверить силовой расчет. Испытания на усталость партий подшипников необходимы для расчета долговечности. Измерение износа дорожек и тел качения дает возможность сопоставить скорости; процессов усталостного разрушения и изнашивания и определить, какой из них преобладает.
Однако экспериментальный путь улучшения характеристик подшипниковых узлов не всегда возможен. Причина в том, что подшипниковые узл узлы имеет сотни параметров, влияющих на эксплуатационные характеристики, и даже планируемый эксперимент, направленный на улучшение характеристик, будет длиться годами поскольку, например, для некоторых высокоточных подшипниковых узлов циклы сборки и разборки узла занимают несколько месяцев. Исключительно велика и стоимость такого эксперимента. Поэтому основным инструментом расчета и усовершенствования подшипниковых узлов является построение и исследование его математической модели, опирающейся на некоторые базовые эксперимент.
Из сказанного выше следует, что расчет подшипниковых узлов давно перестал быть рядовой инженерной задачей, а требует привлечения сразу многих наук: математического моделирования, аналитических и численных методов решения дифференциальных, интегральных и интегрально-дифференциальных уравнений, динамики систем твердых тел, теории упругости, динамики жидкости, реологии, теории теплопередачи, физики высоких давлений и быстра протекающих процессов, метрологии, машиноведения и деталей машин, металловедения и материаловедения, физики прочности, химии смазочных материалов, механики полимеров. Теория расчета подшипниковых узлов не является завершенной. Она должна быть построена как система, состоящая из блоков, объединенных связями и доведенная до пакета программ с банком данных о подшипниковых узлах и программой оптимизации по назначенным потребителем критериям.
Изготовление шарниров на игольчатых подшипниках достигло десятков миллионов штук в год. В связи с ростов потребностей в карданных шарнирах, централизацией их производства важное значение имеет исследование работоспособности и надежности шарнирного узда. На работоспособность шарнирного узла влияют многие факторы как внешние (динамика трансмиссии машин), так и внутренние (кинематика подшипника, перекос игл в рабочей зоне). Внешние факторы изучены достаточно, что же касается внутренних, то они исследованы значительно меньше.
Сложность изучения причин, вызывающих разрушение поверхностей трения заключается в том, что характер и величина повреждений тел качения зависят от многих факторов. К ним относятся величины радиальных и осевых зазоров, режимы работы передач, кинематика игл и их перекашивание в рабочей зоне.
Настоящая работа посвящена исследованию одной из причин - перекосу игл. Анализ перекашивания игл проведен при статическом нагружении с использование методов теории упругости и теории машин и механизмов. Аналогичное исследование в условиях вибрационного нагружения осуществлено на основе теории колебаний. В работе проанализировано влияние режима нагружения, зазоров и деформаций на перекос игл в зоне, воспринимающей нагрузку. Полученные результаты позволяет в дальнейшем наметить ряд мероприятий по повышению долговечности шарнирного узла.
Повышение качества и надежности машин является необходимым условием технического прогресса. Надежность машин достигается в первую очередь путем обеспечения объемной и поверхностной прочности материалов при воздействии механических нагрузок и активной среды. Разработка механизмов поверхностной прочности имеет наиболее важное прикладное значение, так как подавляющее большинство современных машин выходит из строя вследствие различных видов поверхностного разрушения. Несмотря на такое значение поверхностной прочности, до последнего времени преобладает эмпирический подход к этому вопросу, что недопустимо в эпоху научно-технического прогресса.
Прочность материалов и конструкций это проблема, которая в равной степени может считаться как технической, так и естественно-научной.
Развитие теории прочности невозможно без разработки физических основ разрушения материалов. Дальнейшая разработка аналитических (количественных) методов оценки прочности в значительной мере зависит от достоверности и полноты физических моделей разрушения, упрочнения и приспосабливаемости материалов. Физические представления стимулируют развитие специальных разделов математики.
Постановочный уровень задач контактирования, решаемых для их практического использования предъявляет жесткие требования к математической модели контактирующего элемента; необходима пространственная постановка задачи, учет всех особенностей деформирования материала, учет внешних факторов. Необходимо единообразие в подходе при рассмотрении упругого и неупругого контактирования, а также доступность и простота использования метода решения контактных задач в инженерной практике и достаточно хорошая сопоставимость с практическими данными. Метод расчета контактных деформаций неупругих тел должен органично сочетаться с подходом применения классических контактных задач теории упругости в расчетах на прочность в машиностроении. А в применении к исследованию шероховатых поверхностей, необходимо органичное сочетание с разработанными теориями контактирования шероховатых поверхностей.
Отсутствие приемлемой для широкого инженерно-технического круга метода прикладного расчета контактных деформаций и контактного давления за пределами упругости материала является актуальной научной проблемой, решение которой позволяет ускорить научно-технический прогресс в машиностроении.
Анализ литературных источников свидетельствует, о том, что в условиях качания под нагрузкой не все факторы учтены и не исследованы в должном объеме. Поэтому проблема расчета и выбора игольчатых шарниров карданных передач приводов машин остается не решенной до сих пор. Появляется необходимость проведения большого объема исследований по изучению влияния внешних и внутренних факторов на работоспособность подшипников в различных условиях эксплуатации и разработка методики расчета и выбора на стадии проектирования, обеспечивающий достаточный ресурс.
Актуальность диссертационной работы определяется тем, что показатели надежности и долговечности работы подшипников качения могут быть улучшены, на стадии проектирования, за счет учета расчетным путем влияния перекашивания тел качения в зоне силового контакта и оценки упруго-пластических деформаций, влияющих на работоспособность подшипниковых узлов в целом.
Цель диссертационной работы. Повышение функциональных и эксплуатационных характеристик приводных передач транспортно-технологических машин, содержащих игольчатые подшипники, работающие в условиях качательного движения. Выявление основных факторов, определяющих работоспособность игольчатых подшипников и их влияние на долговечность для повышения эффективности расчета и выбора на стадии проектирования.
Решение сформулированной научной проблемы, имеющей важное научное и народнохозяйственное значение, потребовало решения следующих задач исследования:
- разработать имитационные математические модели и уточненную методологию расчета игольчатых подшипников в стационарном и нестационарном режимах с учетом действующих нагрузок, траектории движения тел качения, упругих и упруго-пластических характеристик контактирующих поверхностей деталей подшипника, которые позволят на стадии проектирования и последующей эксплуатации оценить работоспособность и разработать меры по устранению негативных последствий в опасных режимах работы;
- разработать алгоритм реализации имитационных моделей для исследования влияния эксплуатационных факторов, обеспечивающих нормальные условия работы узлов трения на параметры подшипниковых узлов (неравномерность нагружения, перекашивание тел качения в зоне силового контакта, изменение плотности материала в результате наклепа), что даст возможность реализации комплексного подхода к разработке уточненных методов расчета на долговечность;
- определить оптимальные параметры внешних и внутренних факторов и дать оценку их влияния на работоспособность и долговечность игольчатых подшипников; выполнить комплекс модельных, стендовых и эксплуатапционных испытаний подшипниковых узлов для определения области их применения;
- разработать уточненную методологию прогнозирования долговечности подшипников качения, учитывающую влияние внешних и внутренних факторов на стадии проектирования;
- описать механизм влияния смазочного материала на процессы, протекающие в зонах силового контакта поверхностей деталей игольчатых подшипников в условиях граничной и смешанной смазки.
Объект исследования - игольчатые шарниры карданных передач приводов транспортно-технологических машин. Научная новизна работы:
- решены уравнения перекашивания тел качения в зоне силового контакта подшипников в форме, удобной для последующего численного моделирования и расчетов по стандартным методикам и программам;
- разработана математическая модель стационарного и нестационарного движений тел качения во фрикционном контакте с учетом распределения действующей нагрузки, упругих и упругопластических характеристик контактирующих поверхностей несогласованной формы;
- разработаны алгоритмы и модель поведения структуры материала под действием нагрузок на основе феноменологической модели изменения плотности контактирующих материалов в зоне силового контакта;
- предложены зависимости для расчета долговечности подшипников качения, учитывающие влияние перекашивания тел качения и угла излома карданного вала, неравномерность вращения, позволяющие моделировать заданные требования на стадии проектирования режимов эксплуатации подшипниковых узлов;
- разработаны модели поведения поверхностного слоя материала на основе упругих и упругопластических деформаций, влияющих на формирование зон сцепления и проскальзывания, выполнен комплекс экспериментальных исследований по оценке их свойств в условиях модельных испытаний, а также испытаний реальных подшипниковых узлов в лабораторных и натурных условиях на стандартных и оригинальных стендах;
- исследованы физико-механические, эксплуатационные и триботехнические свойства разработанных моделей по стандартным и оригинальным методикам;
- описан механизм действия смазочных материалов и показано их влияние на силовые, кинематические и структурные изменения применительно к подшипниковым узлам качения.
Практическая значимость работы.
На базе проведенных теоретических и экспериментальных исследований предложена методология расчета игольчатых подшипников на стадии проектирования и выбора для различных условий эксплуатации, показавшие адекватные результаты в ходе лабораторных, модельных и натурных испытаний.. Разработаные математические модели рабочего процесса игольчатых подшипников и аналитические выражения для оценки их долговечности, позволяющие уже на стадии проектирования давать обоснованные рекомендации, обеспечивающие гарантированный ресурс игольчатых подшипников. Предложены технические решения для повышения долговечности эксплуатируемых подшипниковых узлов на современных предприятиях. Разработаны оригинальные методики и оборудование по исследованию эксплуатационных, триботехнических свойств, для испытания и совершенствования игольчатых подшипников карданных передач транспортно -технологических машин.
На защиту выносятся: Методология исследования динамики стационарного и нестационарного движений тел качения в зоне контакта с учетом распределения действующих нагрузок, упругих и упруго-пластических характеристик контактирующих поверхностей несогласованной формы на основе уточненных подходов к решению задач теории упругости и вязкопластичности, а также современных методов численных и аналитических решений, позволяющих учесть конструктивные особенности игольчатых подшипников, характер его нагружения, свойства смазочного материала и поведение материалов сопряженных деталей в зоне силового контакта.
Методология уточненного расчета и прогнозирования долговечности работы игольчатых подшипников в зависимости от перекашивания тел в зоне силового контакта, а также алгоритмы прогнозирования изменения важнейшей характеристик игольчатых подшипников - распределение силовых параметров, нарушений кинематики движения тел качения в зоне контакта, оценка сопротивления движению тел в нагрузочной зоне, напряженного состояния в материале контактирующих тел и влияние на изменения остаточных деформаций.
Методология проектирования игольчатых подшипников с гарантированным ресурсом, включающая - выбор и обоснование критерия оптимизации конмструктивных параметров; методику автоматизированного расчета проектных параметров подшипников.
Результаты проведенных исследований по оценке надежности работы подшипниковых узлов качения в условиях модельных, стендовых и натурных испытаний.
Обоснованность и достоверность результатов исследований по оценке параметров игольчатых подшипников, динамике движения тел качения, рабочих характеристик передаточных механизмов, коэффициентов трения, сил и моментов трения, работоспособности материалов достигается за счет использования испытательного и регистрирующего оборудования, позволяющего с достаточной точностью осуществлять измерения требуемых параметров в процессе испытаний, а также обработки полученных результатов с применением современных средств вычислительной техники и программного обеспечения.
Методы исследований. Были использованы положения теории упругости, упругопластичности и пластичности, теории и методов расчета долговечности подшипников качения, теории механики деформируемого твердого тела, теории трения, износа и смазки, методов экспериментальной механики, теории эксперимента, дифференциальное исчисление и математическое моделирование.
Апробация работы. Основные положения работы рассматривались на Международном симпозиуме по подшипникам качения КОИО-СССР (Москва, 1974 г.), Международной конференции «Современные достижения в области машиностроения» (Москва, 1975 г.), Научно-технической конференции АЗЛК-МАМИ (Москва, 1976 г.), Всероссийской научно-технической конференции «Перспективные материалы, технологии, конструкции» (Красноярск, 1999 г.), Международной научно-технической конференции «Проблемы обеспечения качества изделий в АПК» (Красноярск, 1994 г.), Всероссийской научно-технической конференции «Перспективные материалы, технологии и конструкции» (Красноярск, 1999 г.), научно-технических семинарах по машиноведению и триботехнике в Красноярском государственном аграрном университете и Красноярском государственном техническом университете (1998-2003 гг.).
Работа выполнялась в рамках Федеральной целевой программы «Интеграция науки и высшего образования России на 2002-2006 гг.», проект №Б0017/850, Межведомственной координационной программе фундаментальных и приоритетных прикладных исследований по научному обеспечению развития системы АПК на период с 2000 по 2005 г.
Работа выполнялась в рамках федеральной целевой программы «Интеграция науки и высшего образования России на 2002-2006 гг.», проект № Б 0017/850, Межведомственной координационной программе фундаментальных и приоритетных прикладных исследований по научному обеспечению развития системы АПК на период с 2000 по 2005 гг.
Реализация результатов работы. Результаты исследований внедрены на заводе «Аксай-кардан» Саратовской области, Минском тракторном заводе, ЗИЛе, использованы в новых конструкциях сельскохозяйственных машин ВИСХОМа, НАТИ. Результаты работы внедрены на предприятиях Красноярского края, таких как Красноярский комбайновый завод, ОАО Красгазсервис, АО Красноярские железные дороги, ЭВРЗ, ФГУП «Красмашзавод», ФГУП «СибНИИСтройдормаш» и ГИЦ «Стройдормашсевер».
Научные разработки используются в учебном процессе кафедры «Детали машин и технология металлов» КрасГАУ при подготовке специалистов по дисциплине «Триботехника», при преподавании дисциплин, связанных с конструкторской подготовкой студентов механического профиля и кафедры «Проектирование и эксплуатации строительно-дорожных и транспортно-технологических машин» КГТУ.
Личный вклад автора. Автору принадлежит постановка проблемы и задач данного исследования, обоснование, формулировка и разработка всех положений, определяющих значимость работы, формулировка задач теоретических и экспериментальных исследований, участие в экспериментальных исследованиях, анализ и обобщение результатов, формулировка выводов и заключений для принятия решений.
Публикации. По теме диссертации опубликовано более 100 научных работ, в том числе монография, и получено 8 патентов на изобретения, свидетельство о регистрации программы для ЭВМ в РОСПАТЕНТе. Список публикаций, отражающих основное содержание диссертации, приведен в конце автореферата.
Объем и структура диссертации. Материалы диссертационных исследований представлены на 320 страницах основного текста, включающего 117 рисунков и 26 таблиц. Работа состоит из введения, 6 разделов, основных выводов, библиографического списка из 311 наименований.
Анализ существующих исследований механики разрушения подшипников качения в условиях нестационарного нагружения
Из вращающихся опор подшипники качения составляют приблизительно 25%, подшипники скольжения - соответственно 75%. Основная тенденция развития подшипников качения заключается в увеличении их долговечности, несущей способности, быстроходности за счет улучшения качества материала (стали), повышения точности изготовления, оптимизации макро- и микрогеометрии, использования высококачественных материалов и более качественных смазочных материалов, оптимизации конструкций всего узла (жесткости вала и корпуса) с подшипниками качения. Приведенный коэффициент трения в подшипниках качения fnp = [0,002...0,01]. Узлы получают уменьшенные маесгаба-ритные характеристики и становятся более экономичными. Повышается технический уровень подшипников: статическая и динамическая несущая способность, точность, долговечность, предельная быстроходность; снижаются энергетические потери, улучшаются виброакустические характеристики; разрабатываются методы и средства диагностирования подшипниковых узлов.
Долговечность подшипника качения измеряется числом оборотов, которое одно из колец подшипника делает относительно другого кольца до состояния отказа подшипника. Общепринятым в машиностроении показателем долговечности является базовая долговечность - 90%-й ресурс подшипника. При известном числе п оборотов в минуту подвижного кольца базовая долговечность может быть выражена в единицах времени. В ряде случаев при инженерных расчетах пользуются так называемой скорректированной базовой долговечностью. При этом под скорректированной базовой долговечностью понимают гамма-процентный ресурс подшипника Ту . Введение этой величины обычно бывает вызвано повышенными требованиями к долговечности подшипникового узла. Так, в том случае, если отказ подшипника приводит к значительным материальным затратам (непрерывные технологические линии без резервирования, например линия непрерывной разливки сталей), рекомендуются значения у = 92...94%. В особо ответственных случаях, когда отказ машины может повлечь за собой значительный материальный ущерб или человеческие жертвы (например, авиация или космическая техника), необходимо достижение высоких значений у = 95... 99%. Практическая задача оценки долговечности подшипников качения состоит в определении для данного подшипника и условий его эксплуатации числовых значений Т90 или Ту. Долговечность подшипника можно оценить только корректно, определив состояние его отказа - частичной или полной утраты подшипником работоспособности. Проявлениями отказа подшипника, препятствующими его дальнейшей эксплуатации, являются повышенная вибрация, шум, недопустимое увеличение зазоров, повышенный нагрев деталей, недопустимо высокий момент трения (как частный случай - заклинивание). Причины возникновения этих явлений - следующие процессы, протекающие при эксплуатации подшипника [150. 28].
Контактная усталость деталей. Представляет собой развитие микродефектов в зонах наибольших контактных напряжений, происходящее вследствие их циклического характера. При напряжениях, не превышающих условного предела текучести, постепенный рост микродефектов приводит к их перемещениям, слиянию и образованию на конечном этапе макродефектов в виде трещин, выкрашивания контактных поверхностей и пр. При напряжениях, превышающих условный предел текучести, этот процесс сопровождается образованием и развитием зон пластических деформаций.
Во многих случаях, разрушение материала при качении под нагрузкой начинается с возникновения под поверхностью трещин, развивающихся в дальнейшем параллельно рабочей поверхности с последующим выкрашиванием. Часто это приписывается исключительно действию глубинных максимальных касательных напряжений, вычисленных на основе решений задачи Герца в ее первоначальной постановке.
На самом деле все значительно сложнее. Подобные виды разрушений наблюдаются главным образом у деталей со структурными изменениями поверхностного слоя материала, отличающими этот слой от основного материала деталей. Это относится к деталям, изготовленным из малоуглеродистой стали, и подвергнутым потом цементации и закалке поверхностного слоя, а также к деталям, закаленным ТВЧ. Подобные изменения поверхностного слоя детали получаются также при обработке поверхностей в цианистых ваннах (насыщение поверхностного слоя азотом и углеродом), при азотировании и нитрировании. В этих случаях в зонах перехода от измененной структуры к основной, действуют существенные остаточные напряжения, значительно снижающие прочность материала. При наложении контактных нагрузок на остаточные напряжения, материал разрушается и возникает трещина, развивающаяся вдоль наиболее напряженного слоя. Это явление, а также возникновение подповерхностных трещин из-за структурных дефектов, развивающихся потом в контактно-усталостные разрушения поверхности, достаточно полно исследовано в ряде отечественных и зарубежных работ, например в работе Литмена и Уайндера [9].
Возникновение структурно-измененного поверхностного слоя с напряженной зоной по границе структур часто наблюдается при искусственном наклепе или при обкатке под нагрузкой деталей, изготовленных из упрочняющегося материала (особенно при невысокой исходной твердости на поверхности). Поверхностный слой при этом уплотняется, расширяется, и в нем возникают остаточные напряжения сжатия (в направлении, параллельном поверхности), а на границе с неизменным материалом — растягивающие напряжения (в радиальном направлении), иногда настолько высокие, что вызывают отслаивание и выкрашивание поверхностного слоя без участия внешних контактных нагрузок.
Анализ влияния вибрационных нагрузок на процесс перекоса тел качения в силовом контакте.
В процессе эксплуатации карданных шарниров тяговых и транспортных машин имеет место различные режимы их нагружения и, в частности, динамические, которые создают в узле вибрации различной частоты. Как показала практика [102], [218], [219], эти частоты наиболее часто встречаются в интервале от 20 до 300 Гц. Аналитически влияние вибраций на самоус-танавливаемость игл в игольчатых подшипниках ранее не исследовалось. Экспериментально это было установлено в работе [114]. В некоторых работах [71], [218] было замечено, что вибрации в узлах трения оказывают влияние на изнашивание поверхностей пар трения, повышая их долговечность, поэтому изучение данного вопроса актуально и представляет интерес.
При наличии излома соединяемых шарниром валов цапфа в рабочей зоне подшипника колеблется на угол аи [208]. На это колебательно-вращательное движение из-за неравномерности вращения карданного вала с удвоенной частотой, а также в результате резонансных колебаний от источников возбуждения, таких, как двигатель, главная передача, коробка передач, ведущее колесо движителя, накладывается переменный момент, создающий вибрации элементов шарнира и, в частности, тел качения - игл. Под действием переменного возмущающего момента момент от сил трения, вызывавший перекос игл, постоянно меняет знак [174],[26], [7]. Но так как игла в контакте с шипом находится под действием переменного момента от сил трения, то она получает угловое колебание вокруг полюса. Этому еще способствует и некоторая свобода (в пределах зазоров) как в радиальном, так и в осевом направлении. Схема колеблющейся иглы представлена на рис.2.17. Для упрощения сосредоточим массу иглы по одну и другую стороны от полюса, в точках действия сил.
Игла, перекатывающаяся при вращении на угол % ПД действием переменного момента от сил трения, совершает колебания. Возникающие при этом сопротивления считаем пропорциональными скорости [7], [6], [52], [156]. В этом случае уравнение движения иглы будет иметь вид:
Собственные колебания иглы, возникающие от трения в контакте, не учитываются, так как по сравнению с вынужденными колебаниями они ничтожно малы [197], [6]. Для решения уравнения (2.32) введем обозначения:
На рис. 2.18 представлен график зависимости угла перекоса иглы для крайних значений переменного момента в принятом интервале (2.44). Из графика видно, что с увеличением частоты переменного момента перекос игл уменьшается. При расчетах углов перекашивания игл в подшипнике от вибрационных колебаний переменный момент от сил трения можно принять равным 0,6. Mtcp. Анализ полученной формулы показывает, что, как и в статике, угол перекоса игл в динамике зависит от конструктивных размеров и нагрузки, приходящейся на одну иглу в рабочей зоне подшипника.
Расчет, выполненный по формуле (2.43) при переменном моменте сил трения с амплитудой, равной 0,6 Mtcp показывает, что угол перекоса отличается от его величин при амплитудах переменного момента 0,2 М(ср и М(ср, на 15...20%.
Описание конструкций экспериментальных стендов и методики проведения испытаний
Для испытаний шарниров карданной передачи был использован стенд, позволяющий моделировать колебания переменного крутящего момента с заданными амплитудой и частотой [56]. Карданные валы не вращались, что облегчало возможность моделирования переменных нагрузок. Данная конструкция стенда была выбрана потому, что она дает возможность производить испытания при невращающихся валах, исследовать кинематику движения тел качения в рабочем пространстве подшипника методом скоростной киносъемки и определить общее сопротивление движению при различных углах перекоса игл.
Одновременно на стенде испытывались две карданные передачи при углах излома валов до 14. Конструктивная схема стенда представлена на рис. ЗЛО.
Стенд состоит из вращающегося барабана 12, четырехскоростного асинхронного электродвигателя 13, двух стоек 8, 16, нагружателей 5, 7, 9 и пульта управления с измерительной аппаратурой. В барабане устанавливается вал II с фланцами на концах и противовес 15. Вал II может перемещаться в пазах барабана на величину /дг=0...140 мм, что позволяет получать различные углы наклона карданных валов. На валу 6 стойки 8 закреплен двуплечий рычаг 4. Одно плечо рычага 4 связано с пружиной статического нагружателя 7, на другом его плече установлен эксцентрик 3 динамического нагружателя. Эксцентрик 3 приводится во вращение от электродвигателя 1 с плавным регулированием частоты вращения вала эксцентрика от 1000 до 9000 мин"1.
Стенд позволяет при испытаниях нагружать карданные передачи постоянными и переменными нагрузками, а также проводить испытания при их суммарном воздействии или выделять какую-либо одну из этих нагрузок с заданными амплитудой и частотой. Подробное описание испытательного стенда дано в работе [57].
На стенде были испытаны карданные валы трактора МТЗ 52/82. Материал крестовин - сталь 20Х с химическим составом материала по ГОСТу 543-71. Поверхность шипов крестовины цементована на глубину 1,1 - 1,4 мм при 920С с последующей закалкой в масле при 820С и отпуском при 190С. Твердость шипов 58...62 HRC. На стенде воспроизводились режимы, соответствующие режимам нагру-жения карданной передачи трактора МТЗ-52/82.
Методикой проведения испытаний предусматривались режимы нагруже-ния, указанные в табл. 3.1. Постоянный вращающий момент составлял 350 Нм, что соответствует максимальным пиковым нагрузкам. Исключением является первый режим, где вращающий момент составляет 210 Нм. Выбранные величины вращаюших моментов соответствуют реальным условиям эксплуатации трактора [118] и, по мнению многих авторов [66], [128], [113], являются для пар трения игольчатого подшипника, наиболее тяжелыми. Первый режим выбран для сравнения перекоса игл в рабочей зоне подшипника при пиковых и нормальных нагрузках. Для исследования влияния режимов на гружения на перекос игл в начальный период времени, т.е. при единичном и начальном циклах нагружения, была разработана следующая методика.
Предусматривалась первая стадия испытания длительностью 0,2-10 циклов при частоте вращения приводного барабана 640 мин , что соответствует одной минуте работы стенда. Первый режим воспроизводил нагружение системы карданных валов постоянным вращающим моментом равным 210 Нм (рис.3.3,а). Нагружение производилось воздействием на рычаг 5 установленной на валу 6, пружиной статического нагружателя 4. Вал 7, на другом конце системы, закреплен в неподвижной опоре. Угол наклона карданных валов был установлен у = 6. Расположение крестовин на валах было зафиксировано по масленкам, служащих для определения ведущих и ведомых шипов. На рис.3.4 приведены осциллограммы вращающего момента, полученные на стенде при первом режиме нагружения.
Второй режим нагружения воспроизводился по этой же схеме с разницей в моменте нагружения, который составляет 350 Нм. На осциллограмме (рис.3.4.6), показана запись вращаюшего момента на левом карданном валу (записи на обоих валах одинаковы).
Теория возникновения трещин усталости и затухания волн напряжений в твердом теле
Исследованиями [1-5] установлено, что в парах трения при эксплуатации возникают вынужденные гармонические колебания с частотами до 100 кГЦ и выше. Величины частот колебаний определяются скоростью относительного перемещения и степенью шероховатости контактирующих поверхностей. Амплитуды колебаний зависят от физико-механических свойств контактирующих пар и условий внешнего нагружения.
Вынужденные колебания являются причиной возникновения и развития усталостных трещин, приводящих в итоге к разрушению. Существуют различные взгляды на возникновение и развитие трещин [6-9]. Определение критических значений энергии, вызывающих возникновение и развитие трещин связано с теоретическими и экспериментальными трудностями. Однако, это знание необходимо при расчетах долговечности металла в определенных условиях нагружения.
Рассмотрим элементарный объем металла, подвергающийся воздействию выступов контртела, твердость которого значительно превышает твердость исследуемого металла. Заменим действие выступов контртела пере-одически изменяющейся силой F и будем рассматривать реакцию металла на действие силы F. В число зон не включаем поверхностный слой металла, в котором действуют наибольшие касательные напряжения. Влияние касательных напряжений убывает по мере удаления от поверхности. Скорость скольжения трущихся пар принимаем постоянной при условии отсутствия значительных тепловых явлений. В объеме металла, охваченном деформацией, возникают три зоны (рис.4.6).
Металл в первой зоне после критического числа циклов нагружения имеет предельное упрочнение и представляет собой «жесткое тело». Следует отметить, что если на начальных стадиях деформирования в первой зоне имели место наилучшие условия пластического течения, то на конечных этапах деформирования, вследствие максимального упрочнения, этот слой становится барьером для выхода полос скольжения на поверхность [9,14].
Вторая зона - зона упругопластических деформаций, в которой в процессе деформирования упрочнение происходит медленнее чем в первой. Эта зона является наиболее энергоемкой. В третьей зоне происходят микропластические деформации в локальных объемах.
Под действием периодически изменяющейся силы объем металла первой зоны (рис.4.6) совершает колебательные движения на упругопластической «подложке» второй зоны. Учитывая релаксационные процессы второй зоны, наличие знакопеременных напряжений и наибольшую плотность дислокаций в переходном слое, можно отметить, что переходный слой является наиболее вероятным местом возникновения усталостных трещин. Применительно к режущему клину аналогичная модель, учитывающая поверхностные возбужденные слои, рассмотрена в работе [10]. Предположим, что в переходном слое под воздействием внешнего нормального напряжения образовалась усталостная трещина длиной (рис. 4.7). где UB„ - внутренняя энергия; UK - кинетическая энергия; A - работа внешних сил; Q - тепловая энергия, подведенная к телу. Полная внутренняя энергия UBH равна: где Uy - энергия упругих деформаций; ид - энергия диссипации. Кинетическая энергия расходуется на смещение металла краев в направлении действующих напряжений и переходит в потенциальную энергию упругой волны, распространяющейся вглубь металла.
Скорость изменения удельной внутренней энергии U(t) определяется уравнением: где Tij - напряжения на контуре трещины; С - удельная теплоемкость; 0(t) -температура.
Уравнение энергии в локальном объемеб где qy - компоненты вектора теплового потока qy = k0; k - коэффициент теплопроводности.
Поскольку металлы обладают высокой теплопроводностью, то энергия диссипации будет определяться, в основном, тепловой энергией. Потери полной внутренней энергии находится из выражения
