Содержание к диссертации
Введение
1. Современное состояние исследований и общая характеристика систем подрессоривания многоцелевых гусеничных мобильных Q платформ
1.1. Анализ научных работ, посвященных исследованию ходовой части многоцелевых мобильных гусеничных платформ
1.2. Характеристика системы подрессоривания многоцелевой 1 мобильной гусеничной платформы
1.2.1. Систематика основных требований к ММГП на основе анализа источников 12
1.2.2. Классификация и сравнительная оценка конструкций систем подрессоривания гусеничных машин 14
1.2.3. Анализ конструкции системы подрессоривания исследуемой многоцелевой мобильной гусеничной платформы 22
1.3. Амортизаторы многоцелевых мобильных гусеничных платформ 29
1.3.1. Требования к амортизаторам многоцелевых мобильных гусеничных платформ 30
1.3.2. Классификация амортизаторов многоцелевых мобильных гусеничных платформ 31
1.3.3. Сравнительная оценка конструкций амортизаторов многоцелевых мобильных гусеничных платформ 33
1.3.4. Условия работы кинематических пар исследуемого механизма подвески многоцелевой мобильной гусеничной платформы с гидравлическим амортизатором 39
1.3.5. Конструкция гидравлического амортизатора как элемента механизма подвески многоцелевой мобильной гусеничной платформы 44
1.3.6. Принцип работы гидравлического телескопического амортизатора многоцелевой мобильной гусеничной платформы 48
1.4 Специфика объекта, цель и задачи исследования 50
2. Кинематическая и кинетостатическая модели механизма подвески многоцелевой мобильной гусеничной платформы 54
2.1. Кинематические свойства механизма подвески 55
2.2. Инерционная характеристика амортизатора 60
2.3. Варианты соотношений кинематических параметров и обобщенная кинематическая модель механизма подвески 63
2.4. Предварительные значения кинематических параметров определяющих движение звеньев механизма подвески в различных режимах эксплуатации многоцелевой мобильной гусеничной платформы
2.5. Моделирование реальной связи с зазором штока амортизатора с направляющей втулкой корпуса в условиях переменного и знакопеременного нагружения 77
2.6. Механизм неизносного формирования зазора в подвижном соединении с силовым импульсным нагружением 84
2.7. Выводы по главе 89
3. Моделирование условий работы и повышение ресурса амортизатора механизма подвески 91
3.1. Уточнение динамического взаимодействия активных поверхностей кинематического соединения с зазором 91
3.2. Экспериментальное определение вероятности безотказной работы герметизирующих устройств штоков гидравлических амортизаторов 99
3.3. Измерение геометрических параметров штока и направляющей втулки гидравлического амортизатора 105
3.4. Расчет на износ элементов подвижного соединения шток - направляющая втулка амортизатора при движении
машины по неровностям 111
3.5. Техническое решение по разгрузке подвижного соединения «шток - направляющая втулка» корпуса амортизатора 115
3.6. Выводы по главе 119
4. Экспериментальные стендовые исследования по созданию методики безразборной диагностики технического состояния механизма подвески платформы 121
4.1. Средства и методика имитации движения ММГП и регистрации параметров колебаний в узле подвески (паре трения «шток амортизатора - направляющая втулка») 121
4.2. Порядок подготовки имитационного стенда, характеристика контрольно-измерительных приборов 129
4.3. Проведение испытаний. Обработка полученной информации 133
4.4. Применение метода для прогнозирования состояния амортизатора и выявления определяющих параметров 137
4.5. Выводы по главе 139
Заключение 140
Общие выводы по работе 141
Список использованных источников 143
- Систематика основных требований к ММГП на основе анализа источников
- Инерционная характеристика амортизатора
- Экспериментальное определение вероятности безотказной работы герметизирующих устройств штоков гидравлических амортизаторов
- Проведение испытаний. Обработка полученной информации
Введение к работе
Актуальность темы исследования. Одним из требований, предъявляемых к современным многоцелевым мобильным гусеничным платформам (ММГП), является повышение их подвижности за счет быстрого перемещения по дорогам, естественным трассам и пересеченной местности. Совершенствование ходовой части ММГП на стадии её проектирования связано с составлением уточненных математических моделей, описывающих динамические процессы, которые протекают в конструкции и механизмах подвески, с установлением связей динамических явлений и условий движения. Ранее этому не уделялось должного внимания.
В настоящее время повышение скорости движения машин по дорогам и пересеченной местности привело к созданию новых сложных систем подвесок ММГП. Динамические процессы, вызываемые внешними силами, определяют нагруженность деталей и связей, механизмов машины, навесного оборудования и оказывают решающее влияние на ресурс машины, плавность её хода, здоровье и работоспособность персонала.
При движении машины на больших скоростях по пересеченной местности динамическая нагрузка на катки гусеничной машины в несколько раз превышает их статическую нагрузку. Известно, что, несмотря на конструктивное совершенство механизма подвески ММГП, механизм содержит проблемные ресурсоопределяющие элементы, одним из которых является направляющая втулка штока гидравлического амортизатора, быстрый, прогрессирующий износ которой приводит к выходу амортизатора из эксплуатации и радикальному изменению свойств подвески.
Степень разработанности темы исследования. Разработку методов прогнозирования и обеспечения долговечности элементов ходовой системы транспортных машин осуществляют в МГТУ им. Н.Э. Баумана, ВНИИТрансмаш, ЮУрГУ, Омсктрансмаш и других научных и проектно-конструкторских организациях. Анализ технической литературы, посвященной проектированию механизмов подвесок ММГП, таких авторов, как Дмитриев А.А., Савочкин В.А., Васильченков В.Ф., Буров С.С, Аврамов В.П., Камичев Н.Б., Сергеев Л.В., Силаев А.А., Носов Н.А., Бархударов Л.Г., Талу К.А. и др., позволил выявить особенности конструкций этих механизмов, направления их совершенствования, технологии изготовления узлов и приемы увеличения ресурса и надежности.
Математическая модель движения механизма подвески в своей основе содержит работы таких известных ученых, внесших значительный вклад в исследование динамики машин, как Яблонский А. А., Вульфсон И.И., Коловский М.З., Бабаков И.М., Пановко Я.Г., Тимошенко СП., Боголюбов Н.Н., Блехман И.И., Бабицкий В.И., Фролов К.Ф., Лурье Н.И. и др. Анализ работ этих авторов показал, что
значительное влияние на динамическое нагружение механизма подвески и его кинематических соединений при движении машины даже по ровной бетонированной дороге оказывают возмущения, обусловленные изменяемой геометрией полотна беговой дорожки гусеницы, её упругих свойств, дискретностью полотна. Это вызывает дополнительное инерционное нагружение звеньев и связей механизмов подвески.
В Омском автобронетанковом инженерном институте в течение ряда лет проводилась научно-исследовательская работа по увеличению ресурса механизмов подвески, настоящая работа является продолжением работ, направленных на изучение кинематических и динамических свойств механизма подвески, содержащего рычажно-кулисную группу звеньев.
Цель исследования - повышение работоспособности механизма подвески ММГП путем разгрузки подвижной ресурсоопределяющей связи штока амортизатора с направляющей втулкой и уплотнением корпуса, а также создание методики безразборного прогнозирования технического состояния механизма подвески ММГП.
Предмет исследования: математическое моделирование поведения технических объектов и их несущих элементов при динамических воздействиях. Методы и техника экспериментального исследования динамики и прочности машин и конструкций. Нахождение рациональных конструктивных решений.
Научная гипотеза. Ослабление поперечной динамической нагрузки на шток амортизатора уменьшает негативное воздействие на уплотнение штока в корпусе амортизатора и, как следствие, снижает потери рабочей жидкости и увеличивает срок его службы.
Для достижения цели исследования поставлены следующие задачи:
разработка обобщенной кинематической модели механизма подвески и ее приложение к определению кинематических характеристик движения;
кинетостатическое исследование механизма и определение нагрузок в ресурсоопределяющем соединении;
раскрытие механизма неизносного формирования зазора в подвижном соединении в условиях переменного и знакопеременного нагружения;
определение динамического взаимодействия активных поверхностей подвижного соединения с зазором;
разработка технического решения по разгрузке ресурсоопределяющей подвижной связи;
проведение натурных испытаний и разработка методики безразборного прогнозирования технического состояния механизма подвески базовой платформы;
реализация результатов работы.
Методология и методы исследования. Для решения поставленных задач использованы методы аналитической механики, теории механизмов и машин, теории эксперимента.
Научная новизна работы состоит в разработке обобщенной кинематической модели механизма подвески и определении кинетостатичес-кого нагружения ресурсоопределяющей связи; раскрытии механизма неизносного формирования зазора в подвижном соединении и оценке влияния зазора на уровень динамического нагружения активных поверхностей связи; в установлении связи величины зазора и пробега машины, величины зазора и виброскорости в зоне проблемного соединения.
Теоретическая и практическая значимость полученных результатов. Практическая значимость полученных результатов состоит в определении зазоров в соединении шток - направляющая втулка без разборки конструкции при различных условиях эксплуатации гусеничных машин многоцелевого назначения и в прогнозировании остаточного ресурса амортизатора и механизма подвески в целом, для этого поставлена и решена задача экспериментального установления связи между величиной зазора в паре шток - направляющая втулка и интенсивностью ударного импульса в этом соединении.
Положения выносимые на защиту:
метод безразборной диагностики состояния узла подвески без использования сложных измерительных приборов;
результаты экспериментального исследования и техническое решение по разгрузке ресурсоопределяющего узла подвески.
Реализация результатов работы. Основные результаты работы реализованы:
в ОАО «Уральском конструкторском бюро транспортного машиностроения» (г. Нижний Тагил);
в ФГКУ «29-й Конструкторско-технологический центр бронетанкового вооружения и техники и автомобильной техники» Минобороны России (г. Санкт-Петербург);
в ОАО «81-й бронетанковый ремонтный завод» (г. Армавир);
в НИИЦ БТ 3 ЦНИИ Минобороны России (г. Кубинка);
в войсковой части 11388 (г. Уссурийск);
в Омском автобронетанковом инженерном институте;
в Тюменском высшем военно-инженерном командном училище. Степень достоверности и апробация результатов. Достоверность
полученных результатов подтверждается экспериментальными данными, с применением аттестованного прибора - виброанализатора «Диана-2М», полученными путем проведенных имитационных испытаний на стенде, а также корректным математическим моделированием на основе известных положений механики, теории механизмов и машин, теории колебаний и динамики машин.
Работа апробирована на Межрегиональной научно-практической конференции «Инновационные технологии, системы вооружения и военной техники, наука и образование» (Броня - 2012), Межрегиональной научно-практической конференции «Инновационные технологии, системы вооружения и военной техники, наука и образование» (Броня - Омск -2014, 9 октября 2014 г.), на ежегодных научных конференциях при ОАБИИ, на кафедре машиноведения ОмГТУ, на межкафедральном семинаре «Проблемы прикладной механики» при ОмГТУ.
Публикации. Основные результаты диссертации опубликованы в 16 работах, в том числе 2 ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях, рекомендуемых для публикации результатов диссертационных работ, получен патент на конструкцию, научно обоснованную в диссертации.
Структура диссертации. Диссертация изложена на 169 стр. машинописного текста, содержит введение, четыре основные главы, основные результаты работы, список литературы, содержащий 104 источника, 72 рисунка, 8 таблиц и приложения из 13 стр. (14 рисунков, копия свидетельства-сертификата на аттестацию виброанализатора «Диана-2М», патент на полезную модель № 149366, акты реализации научных результатов, рационализаторское предложение.
Систематика основных требований к ММГП на основе анализа источников
При движении машины на больших скоростях по пересеченной местности динамическая нагрузка на звенья и связи подвески многоцелевой мобильной гусеничной платформы (ММГП) в несколько раз превышает их статическую нагрузку. И это необходимо учитывать при конструировании элементов подвески, при определении нагрузок часто невозможно обойтись без длительных и затратных экспериментальных исследований. Экспериментальный способ подбора параметров подвески катков длителен, требует больших затрат времени и средств и не всегда приводит к правильному результату. Особенно это относится к сравнительно новым устройствам подвесок ММГП, свойства которых детально пока не изучены.
Анализ технической литературы таких авторов как, Дмитриев А.А. [42], Савочкин В.А. [79], Васильченков В.Ф. [32,33], Буров С.С. [28], Аврамов В.П. [1], Камичев Н.Б., Сергеев Л.В. [80], Силаев А.А. [81], Груздев Н.И. [38], Носов Н.А., Бархударов Л.Г., Талу К.А. и др., показал, что работы посвящены проектированию механизмов подвесок ММГП, особенностям конструкций механизмов их совершенствованию технологии изготовления узлов и увеличения ресурса и надежности.
Математические модели движения механизмов представлены в работах таких известных ученых, внесших значительный вклад в исследование динамики машин, как Яблонский А.А. [100, 101], Вульфсон И.И. [36,37], Коловский М.З. [51, 52], Бабаков И.М. [10], Пановко Я.Г. [60, 61, 62], Тимошенко СП., Боголюбов Н.Н. [27], Блехман И.И., Бабицкий В.И. [11], Фролов К.В. [84], Лурье Н.И. и др. [4-8, 12]. Анализ работ показал, что значительное влияние на динамическое нагружение механизма подвески и его кинематических соединений при движении машины даже по ровной бетонированной дороге оказывают возмущения, обусловленные изменяемой геометрией полотна беговой дорожки гусеницы. Это вызывает дополнительные ускорения в механизме и, как следствие, инерционное нагружение.
В Омском государственном техническом университете динамикой гусеничных машин занимается ряд ученых под руководством доктора технических наук, профессора Балакина П.Д. [13-22]. Исследования его учеников Алферова СВ. и Денисенко В.И. [3, 39, 87-99] являются продолжением работ, направленных на изучение кинематических и динамических свойств механизма подвески машины, содержащего рычажно-кулисную группу звеньев, куда входит гидравлический амортизатор. Эти работы посвящены определению инерционного нагружения корпуса амортизатора и механизма подвески, его подвижных соединений, от которых зависит ресурс работы амортизатора в целом.
Вопросы теории и анализа работы гидравлических амортизаторов и влияния их характеристик на показатели плавности хода, современные методы расчета, позволяющие на стадии проектирования определить необходимые параметры амортизаторов исследовали в своих работах И. Раймпель, А.Д. Дербаремдикер [40] и др., проанализировавшие влияние параметров, от которых зависит характеристика амортизатора. Некоторые их выводы использованы в данной работе.
В настоящее время, в связи с развитием методов прикладной механики, расчетов на прочность и долговечность, а также прикладной математики и вычислительной техники, решение задачи повышения научно-технического уровня проектирования базируется на широком применении методов математического моделирования процессов эксплуатации машины, позволяющих на ранних стадиях проектирования обеспечивать прочностную надежность и работоспособность ответственных элементов подвески и ходовой части. А.Д. Дермбаремдикер [40] рассматривает внутренние процессы увеличения температуры, протекающие в амортизаторе во время его работы, при описании этих процессов изучена энергетика единичного цикла перемещения поршня из состояния покоя до полной остановки за конечный промежуток времени.
Проблемами изучения нагруженности подвески ходовой части машины, а также вопросами создания ММГП занимаются многие коллективы научно-исследовательских институтов и организаций, например МГТУ им. Н.Э. Баумана, Академии БТВ, НИИ-21, НИИИ-38, ВАТТ, МАДИ, Мытищинского завода «Метровагонмаш» и др.
Многолетний опыт, накопленный в области расчета, конструирования и экспериментальных исследований нагруженности ММГП, наиболее полно отражен в работе «Теория и конструкция танка», выполненной под руководством П.П. Исакова [44-48]. В работе большое внимание уделено расчетам всех элементов подвесок ММГП, в том числе гидравлических амортизаторов. При увеличении скорости движения ММГП в тяжелых дорожных условиях, как правило, будет наблюдаться перегрев гидравлических амортизаторов, испарение рабочей жидкости и ухудшение ее эксплуатационных свойств, что негативно сказывается на их работе.
При рассмотрении и оценке отдельных конструкций подвески необходимо всегда иметь в виду следующие эксплуатационные, производственные и другие требования, предъявляемые к мобильным гусеничным платформам: - обеспечение хорошей плавности хода в различных дорожно-грунтовых условиях; - достаточная прочность и надежность в работе при движении машины во всех условиях, включая и преодоление различного рода препятствий; - малый вес всей подвески, особенно неподрессоренных частей; - удобство обслуживания и простота ремонта, монтажа и демонтажа, что обусловливает необходимость простоты конструкции. Подвеска ММГП является таким агрегатом, которому приходится работать в тяжелых условиях. Поэтому часто приходится производить очистку, осмотр, смазку и замену изношенных и разрушенных элементов в различных условиях. В связи с этим требования удобства обслуживания и ремонта приобретают важное значение [1, 28, 32, 33]. Данному требованию удовлетворяет мягкая подвеска с большими динамическими и полными ходами катков и эффективными амортизаторами [42, 45-48, 79-81]. Требуемым характеристикам и критериям работоспособности в наибольшей степени удовлетворяет платформа, созданная на базе среднего танка «Т-80». Эта платформа будет принята в качестве объекта исследования и совершенствования. Именно на базе этой платформы создано обширное семейство машин различного назначения, применяемых в народном хозяйстве.
Инерционная характеристика амортизатора
Картину линейных ускорений определяют тангенциальные компоненты аТв и аВпеп нормальные компоненты линейных ускорений незначительны, как и кориолисово ускорение, следовательно, инерционное нагружение в направлении, перпендикулярном оси амортизатора, будет определяющим. В целом, как показывает порядок величин кинематических параметров движения звеньев, наиболее нагруженным является третий режим движения, но, как было указано выше, деление на отдельные режимы не более чем декомпозиция процесса, который реально является цельным, т. е. при определении инерционного нагружения звеньев и связей механизма подвески следует учитывать самую неблагоприятную комбинацию параметров движения по всем режимам одновременно.
Тем не менее определяющим нагружением проблемного соединения является инерционное, вызванное неравномерным угловым движением амортизатора, -кулисы в механизме подвески. Порождаемый неравномерным угловым движением амортизатора Мин воспринимается парой реакцией в соединениях «шток - направляющая втулка» и «поршень - корпус амортизатора» K=MUH /h, где h - переменное расстояние между поршнем и направляющей втулкой амортизатора.
Несмотря на неоднократное обращение к задаче схемного синтеза механизма подвески опорного катка шасси ММГП [3], а также к задаче по определению кинетостатического нагружения проблемного элемента амортизатора -направляющей втулки [79], обозначенные задачи требуют уточнения на основании предлагаемых обобщенных кинематических моделей механизма подвески, а также вопросов приведения масс и связи кинематических параметров движения балансира и амортизатора при трех режимах движения.
Как уже отмечалось в конце первой главы, оптимизационная задача схемного синтеза механизма подвески с минимизацией реакции в соединении штока с корпусом амортизатора по полному числу параметров четырехзвенной кулисной схемы, в принципе, имеет однозначное решение с рекомендацией вертикального расположения и ориентации оси амортизатора при его работе, которое невозможно реализовать технически, а модернизация существующей схемы скована многочисленными метрическими ограничениями рабочего пространства механизма подвески. Тем не менее представляют интерес некоторые ограниченные вариации координат размещения верхней подвижной опоры амортизатора на корпусе машины с целью изучения возможности увеличения продольного размера штока, который при сохранении рабочего хода амортизатора, позволил бы реализовать перспективное техническое решение по разгрузке направляющей втулки от значительных кинетостатических реакций.
Кроме того, уточнению подлежат и силовые параметры переменных кинетостатических реакций в проблемном соединении как в плане учета обозначенных трех режимов движения машины, так и в связи с уточнением связи кинематических параметров движения на основе обобщенной кинематической модели и ее разновидностей.
Уточнение необходимо, поскольку, например, в [1] и др. реакция в соединении штока с направляющей втулкой представлена зависимостью вида где 77.., - передаточная функция скорости механизма подвески опорного катка, представляющая собой отношение угловых скоростей амортизатора и балансира соответственно; Є, - угловое ускорение балансира; JaM - приведенный момент инерции амортизатора; /0 - расстояние между поршнем штока амортизатора и направляющей втулкой, в нашем тексте это расстояние выше было обозначено символом А, пока сохраним принятое в [1] обозначение L . Зависимость (2.25) нуждается в уточнении по двум обстоятельствам. Во-первых, L в расчетах по (2.25) принималась не как переменная величина, минимум которой приходится на положения механизма подвески вблизи позиции выборки ее статического хода дст амортизатора, а максимум после полной выборки динамического хода - S-. Во-вторых, связь между угловыми ускорениями балансира и амортизатора более сложна, нежели учтенная в (2.25), а именно:
На наш взгляд, следует провести количественный анализ всего массива значений реакций R, зависимых как от низкочастотного кинематического возбуждения подвески при движении по регулярному профилю, так и при двух режимах высокочастотного возбуждения, в особенности вблизи зоны выборки подвеской статического хода амортизатора, где размер 10 имеет минимальное значение.
Экспериментальное определение вероятности безотказной работы герметизирующих устройств штоков гидравлических амортизаторов
Целью измерения геометрических параметров являлось определение действительных размеров и формы наружной поверхности штока и внутренней поверхности направляющей втулки гидравлического амортизатора, а также установления действительного характера посадки данных деталей. Измерение проводилось в следующей последовательности.
1. После определения неработоспособного герметизирующего устройства амортизатора снимали защитный чехол штока и перед выворачиванием штока из верхней опоры на расстоянии 5 мм от верхней фаски наносили керном метку положения на наружной поверхности штока, соответствующей плоскости, параллельной продольной оси машины.
2. После демонтажа амортизатора отворачивали крышку с уплотнительными элементами наружной ступени герметизирующего устройства и все детали промывали. На направляющей втулке штока наносили керном метку положения соответствующей плоскости параллельной продольной оси машины.
3. После демонтажа штока и направляющей втулки детали промывали и проводили внешний осмотр.
4. Измерение наружной поверхности штока проводили по схеме относительным методом с помощью индикатора часового типа ИЧ 10-2М с ценой деления 0,01 мм при температуре рабочего пространства t = 20±1,5С (рис. 3.5). амортизатора
Настройка прибора осуществлялась блоком концевых плоскопараллельных мер длины N 1 кл. 1 ГОСТ 9038-73 на размер 40 мм. Для данного диапазона и квалитета IT7 согласно СТ СЭВ 303-76 допустимая погрешность измерения не должна превышать 10 мкм. Применяемые средства позволяют получить погрешность не более 6 мкм. При измерении установленная керном метка на штоке соответствовала продольной плоскости /-/. Результаты измерений заносили в протокол испытаний № 2.
Измерение внутренней поверхности направляющей втулки проводили по схеме (рис. 3.6.) относительным методом индикаторным 303-76, допустимая погрешность измерения не должна превышать 10 мкм нутромером типа ИЧ 10-2М с ценой деления 0,01 мм при температуре рабочего пространства t = 20±l,5C. Настройка прибора осуществлялась блоком концевых плоскопараллельных мер длины N 1 кл. 1 ГОСТ 9038-73 на размер 40 мм. Для данного диапазона и квалитета IT7 согласно СТ СЭВ
Схема измерения внутренней поверхности направляющей втулки гидравлического амортизатора Применяемые средства позволяют получить погрешность не более 6 мкм. При измерении установленная керном метка на направляющей втулке соответствовала продольной плоскости 1-І. Результаты измерений заносили в протокол испытаний № 3.
В соответствии с техническими условиями характер сопряжения штока и направляющей втулки гидравлического амортизатора установлен 0 40 H7/J7. Допуск для наружной поверхности штока 040J7 - ltd = 25 мкм (dmax=39,975 мм, dmin= 39,950 мм). Допуск для внутренней поверхности втулки 040Н7 - ITD=25 мкм (Dmax=40,025 мм, Dmin= 40,0 мм). Эта посадка в системе отверстия относится к посадкам с зазором с параметрами Smin = 25 мкм и Smax = 75 мкм. Полученные результаты измерений действительных геометрических параметров наружной поверхности штока и внутренней поверхности направляющей втулки гидравлического амортизатора представлены в табл. 3.3.
Кроме этого, при проведении внешнего осмотра уплотнительных резиновых манжет внутренней ступени герметизирующего устройства, установленных во внутренней проточке направляющей втулки выявлены следы механических повреждений внутренней кромки у 100 % манжет. Причем повреждение имеется, как правило, не по всему периметру манжеты, а в местах, которые находятся в продольной плоскости 1-І. Данное обстоятельство позволяет сделать предположение о влиянии увеличенного зазора в сопряжении шток -направляющая втулка на процессы износа и герметизации данной трибопары.
В целом установлено, что величина предельного зазора в соединении шток -направляющая втулка составляет не более 0,8 мм. После достижения такого зазора процесс ударно - абразивного износа соединения приобретает катастрофический характер, приводящий к разгерметизации соединения.
Рассмотрим традиционную физическую модель нормального изнашивания применительно к соединению шток - направляющая втулка амортизатора [28]. В соответствии с этой моделью при скольжении в соединении возникает лобовой валик деформируемого материала, который находится под воздействием сжимающих напряжений (рис. 1.26). За микронеровностью материал растягивается вследствие сил трения. Соответственно, материал испытывает знакопеременное деформирование, многократное повторение которого приводит к накоплению в нем повреждений микроструктуры и отделению частиц материала.
Известно, что нормальный или эксплуатационный износ (рис. 1.26) наблюдается после приработки, когда вместо исходной шероховатости поверхности, полученной при изготовлении, образуется некоторая новая равновесная шероховатость, которая в дальнейшем существенно не меняется [80].
Работа механизма подвески в крайне запыленных условиях, когда манжета амортизатора полностью не исключает попадания твердых частиц в соединение, заставляет предполагать наличие абразивного трения.
К конструктивным особенностям соединения следует отнести и перекос осей штока и направляющей втулки в пределах зазора в соединении и упругих деформаций элементов пары. В соответствии с этим принимается, что точка приложения реакции втулки на шток Я2з смещена к левому краю втулки (в сторону, противоположную корпусу амортизатора). Причем в процессе перемещения штока относительно втулки происходит перекладка зазора. Об этом говорит и анализ формы изношенной втулки.
Проведение испытаний. Обработка полученной информации
В соответствии с поставленной задачей были проведены экспериментальные исследования по определению параметров вибронагруженности [2] (Виброперемещение - параметр измерения вибрации, числено равный величине отклонения контролируемой точки, измеряется обычно в микрометрах, регистрируется чаще всего двойная амплитуда виброперемещения, применяется для диагностики дефектов, информация о которых располагается в низкочастотной области спектра вибросигнала. Виброскорость - параметр измерения вибрации, числено равный скорости перемещения контролируемой точки, является наиболее информативным параметром вибросигнала и единственным параметром, по которому существуют международные нормы (рекомендации). Виброускорение - параметр измерения вибрации, числено равный ускорению перемещения контролируемой точки, применяется для диагностики дефектов подшипников качения, дефектов зубчатых передач и других дефектов, информация о которых располагается в высокочастотной области спектра.) пары трения «шток амортизатора - направляющая втулка подвески гусеничной машины».
Испытания проводились для пяти вариантов сопряжений «направляющая втулка - шток гидравлического амортизатора» (рис. 4.6). Для каждого варианта выполнялась имитация увеличения износа через 0,2 мм (от 0 до 1 мм).
Регистрация сигналов параметров вибронагруженности по двум измерительным каналам в выбранном частотном диапазоне сохраняются и с помощью программного обеспечения «Атлант», включающий в себя набор функций для проведения различных преобразований вибросигналов и их просмотра выдаются в нужном виде на экран монитора. Так, на рис. 4.7 представлен полученный с вибродатчика сигнал о наличии виброскорости в узле при имитации различных условий дорожного полотна после проведения амплитудного анализа в частотном спектре от 0 до 1000Гц. Скорость вращения планшайбы 60 об/мин, эксцентрик смещен на 10 мм, 20 мм и 30 мм, износ - 0.2 мм.
Эксперименты проводились на стенде с имитацией скорости в 20, 30, 40, 50, 60 и 70 км/час. Данные также обрабатывались на ПЭВМ. Были определены модули виброскорости в соединении «шток - направляющая втулка», более того, при увеличении зазора в этом соединении показания виброскорости также усиливались, сопровождаясь и увеличением амплитуды (рис. 4.8): 1. Зазор 0.2 мм вибрация практически незаметна, значения виброскорости колеблются от 5 до -5 мм/с изредка достигая значений близких к ±7 мм/с с частотой 2-3 раза в секунду. 2. Зазор 0.4 мм колебания значений виброскорости принимают заметный гармонический облик, можно выделить явно выраженные пики, в которых виброскорость стремится к максимальным по модулю значениям до 29 мм/с, с частотой около 10 раз в секунду. 3. Зазор 0.6 мм наблюдаются уже значительные вибрации, с частотой до 15 раз в секунду и амплитудой изменения виброскорости до 152 мм/с по модулю.
Таким образом, выявлена связь параметров вибронагруженности от величины зазора в ресурсопределяющем соединении, что использовано при разработке методики по безразборной диагностике величины износа в соединении путем замера модуля параметров вибронагруженности с пересчетом показаний на величину зазора и прогнозированию остаточного ресурса соединения.
Применение метода для прогнозирования состояния амортизатора и выявления определяющих параметров Исходя из анализа работ [43, 53, 54, 75], для определения зависимости величины зазора и технического состояния амортизатора были проведены стендовые испытания (рис. 4.9), при которых гидравлический амортизатор работал в различных условиях и при разных режимах работы стенда. Установлено что, при любых условиях работы амортизаторы придут в негодность при одном и том же зазоре между штоком и корпусом, приблизительно равным 0,8 мм (рис. 4.9.).
Используя зависимость (рис. 4.9.), можно сделать вывод, что при эксплуатации многоцелевых мобильных гусеничных платформ в течение определенного срока в приблизительно одинаковых условиях состояние гидроамортизатора напрямую зависит от пройденного машиной расстояния. С изменением зазора между штоком и поверхностью направляющей втулки замерялась интенсивность ударных импульсов на основной частоте 21 Гц, тем самым проводилась тарировка измерительного стенда (рис. 4.10), и по обратному алгоритму с помощью аппаратного комплекса, установленного непосредственно на рабочей машине, можно теперь оценить износ соединения и прогнозировать его остаточный ресурс или срочное проведение ремонтных работ.
Таким образом, было установлено что амортизатор механизма подвески базовой платформы может выйти из строя (рис. 4.11) (зазор между штоком и корпусом амортизатора приблизится к значению 0,8 мм) при пороговом минимуме пройденного расстояния, примерно равном 14 000 км.
Зарегистрирована связь линейных ускорений со значением величины зазора в ресурсоопределяющем соединении гидравлического амортизатора механизма подвески базовой платформы.
Проведенные испытания подтвердили эффективность предлагаемой методики, возможность её применения, как в стационарных, так и что важно в полевых условиях. При испытаниях в стационарных условиях сбоев в работе аппаратуры не наблюдалось.
Методика безразборной диагностики технического состояния соединения требует минимальных затрат и поэтому доступна для использования в эксплуатирующих подобную технику организациях, не имеющих специализированных стендов промышленного исполнения.