Оценка воздействия неравномерности крутящего момента ведущего колеса на нагруженность элементов трансмиссии ТТС

В работе описана динамическая модель силовой передачи гусеничного сельскохозяйственного трактора 6-ого тягового класса. Ее достоинством является встроенная пространственная модель гусеничного движителя, при анимационном моделировании движения которой обеспечивается формирование и передача комплекса, вызывающего наибольшую динамическую нагруженность участков силовой цепи кинематических и динамических возмущений со стороны ходовой части трактора. В результате исследований модели получен комплект осциллограмм изменения крутящего момента на ведущем колесе на разных эксплуатационных режимах. Определены значения частот собственных колебаний масс силовой передачи. Выполнено исследование характера динамической нагруженности участков трансмиссии от крутильных колебаний, возникающих и распространяющихся по валопроводу при перемотке звенчатой гусеницы.

Известно, что гусеничный обвод является генератором возмущений со значительной амплитудой, а также проводником возмущений, передаваемых со стороны ходовой части и подвески на силовую передачу. В реальной машине изменение крутящего момента на ведущем колесе зависит от массо-инерционных, упругих и диссипативных параметров движителя, координат расположения взаимодействующих деталей ходовой системы и подвески в пространстве, профиля зуба ведущего колеса и конструкции траков, силы натяжения гусеницы, скорости движения машинно-тракторного агрегата, физико-механических свойств грунта и ряда других кинематических и динамических факторов. Поэтому актуальной является задача создания и исследования достоверной модели силовой передачи, в которой описаны процессы эксплуатационного взаимодействия движущихся масс ведущего участка гусеницы, опорных катков, ведущего колеса и др. с учетом свойств грунта и работы подвески.

Для выполнения расчетных исследований динамической нагруженности основных узлов силовой передачи в условиях эксплуатации на кафедре «Автомобиле- и тракторостроение» ВолгГТУ во взаимодействии с ГСКБ ОАО «Промтрактор» создана динамическая модель силовой передачи гусеничного сельскохозяйственного трактора Четра 6С315 [5]. Модель включает в себя 98 сосредоточенных масс с упругими и фрикционными связями.

Для анализа влияния на нагруженность силовой передачи комплекса кинематических и динамических нагружающих факторов, под действием которых формируется крутящий момент на ведущих колесах, создана твердотельная модель гусеничного движителя трактора «Четра 6С–315» в двух базовых комплектациях: с 6-катковой индивидуальной подвеской (рис.1) и 6-катковой балансирной подвеской. Построение модели выполнено с помощью CAD/CAЕ системы «Универсальный механизм 6.0», разработанной в Брянском государственном техническом университете [6]. В той же программной среде созданы модели тракторов с описанными движителями (рис. 2) и выполнен комплекс расчетных исследований по определению внешнего возбуждающего воздействия на силовую передачу со стороны гусеничного движителя.

На первом этапе моделировалось прямолинейное движение трактора с постоянной скоростью.

При анимационном моделировании движения масс твердотельной модели гусеничного движителя изучался процесс формирования крутящего момента на ведущих колесах под действием комплекса эксплуатационных кинематических и динамических нагружающих факторов. В результате получены осциллограммы – зависимости изменения крутящего момента на ведущем колесе от угла поворота на основных эксплуатационных скоростях движения (от 1,0 до 9,5 м/с). Одна из осциллограмм для примера приведена на рис. 3.

Анализ комплекта осциллограмм показал, что по мере роста скорости движения происходит все более резкое увеличение момента на ведущем колесе в начальный момент контакта его зуба с траком перематываемой гусеницы, а затем его падение почти до нуля при скорости движения 2,5 м/с, более резкое падение от 3000 до 500 Н∙м при скорости движения 5,0 м/с и сглаженное уменьшение от 4000 до 3000 Н∙м при скоростях движения 8,0 и 9,5 м/с. Такое изменение момента объясняется тем, что в начальный момент времени шарнир гусеницы контактирует с поверхностью зуба в области вершины – при этом происходит начальное увеличение момента. Затем по мере поворота ведущего колеса происходит укладка трака на колесо, при которой шарнир перемещается по зубу в область впадины. На скоростях движения до 5,0 м/с время для этого перемещения и падения момента почти до нуля на ведущем колесе оказывается достаточным. С увеличением скорости это перемещение происходит со все большим запаздыванием по углу поворота – в полтора, в два и в три раза большим на скоростях 5,0, 8,0 и 9,5 м/с соответственно по сравнению со скоростью 2,5 м/с. Соответственно и скачок момента на скоростях более 5 м/с получается более сглаженным.

Рис. 3. Характер изменения крутящего момента на ведущем колесе

при скорости движения трактора 2,5 м/с

После падения момент на скоростях движения до 5 м/с скачкообразно, а на скоростях свыше 5 м/с более плавно растет до величины 5000 – 6000 Н∙м. Эта наибольшая величина момента достигается при повороте колеса примерно на ползуба. При дальнейшем повороте колеса на ползуба момент уменьшается до нуля, а на скорости 8 м/с – даже до некоторого отрицательного значения, с которого, кстати, и начинает расти при контакте с очередным траком. Это изменение направления момента на колесе, видимо, имеет причиной не взаимодействие трака гусеницы с зубом, а поворот колеса на некоторый угол в обратную сторону под действием других кинематических или динамических факторов.

Полученная в результате расчетных исследований база данных по изменению крутящего момента на основных скоростях движения использована для задания возмущающих воздействий при исследовании динамической нагруженности трансмиссии, для чего выполнено разложение полученных зависимостей в ряд Фурье с помощью библиотек пакета Matlab [7].

Основные результаты проведенного гармонического анализа сведены в табл. 1. Определена величина момента на ведущем колесе до 6-й гармоники включительно для каждой скорости трактора. В табл. 1 указаны частота каждой полученной гармоники и процентное отношение величины момента на этой частоте к моменту первой гармоники.

Таблица 1

Наибольшая динамическая нагруженность участков силовой цепи в эксплуатации обычно имеет место на режимах резонанса, когда одна или несколько частот комплекса действующих со стороны ведущих колес динамических нагрузок, вызываемых неравномерностью действия сил сопротивления перекатыванию, тягового сопротивления при работе с орудием, вертикальными и угловыми колебаниями остова на подвеске и перезацеплением зубьев ведущего колеса со звенчатой гусеничной цепью совпадают с собственными частотами силовой передачи. Поэтому поставлена задача исследовать возможность возникновения таких режимов и определить возможную динамическую нагруженность участков силовой цепи при возникновении каждого из них.

Для получения спектра собственных частот записаны осциллограммы упругих моментов на участках при свободных колебаниях системы после кратковременного импульсного воздействия. Принято допущение об отсутствии трения в системе [4]. Каждая из полученных осциллограмм подвергнута Фурье-анализу. Пример полученной осциллограммы изменения момента на 7-ом участке (первичный вал коробки переключения передач) приведен на рис. 4.

Рис. 4. Осциллограмма упругих моментов на 7-й участке модели

По пиковым значениям мощности спектральной плотности определены собственные частоты в диапазоне 0 – 300 Гц. Полученные значения собственных частот системы приведены в табл. 2.

Таблица 2

Создана динамическая модель силовой передачи гусеничного трактора ЧЕТРА 6С315. Модель выгодно отличается от предшественников тем, что в нее включена пространственная модель гусеничного движителя, с помощью которой обеспечивается формирование и передача комплекса кинематических и динамических возмущений со стороны ходовой части трактора. Получен комплект осциллограмм изменения крутящего момента на ведущем колесе на разных эксплуатационных режимах. Определены значения частот собственных колебаний масс силовой передачи.

Литература:

1. Снижение нагруженности трансмиссии трактора ВТ-100 от воздействия гусеничного движителя / В.В. Шеховцов, Вл.П. Шевчук, С.В. Зленко, И.А. Долгов, В.В. Косенко, А.О. Куликов // Механизация и электрификация сельского хозяйства. – 2004. – № 2. – C. 27–29.

2. Динамическая модель силовой передачи гусеничного трактора с реактивными звеньями / З.А. Годжаев, Н.С. Соколов-Добрев, В.В. Шеховцов, М.В. Ляшенко, Вл.П. Шевчук // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2006. - №11. - C. 23-28.

3. Влияние жёсткости связи корпусных деталей трансмиссии с рамой на нагруженность силовой передачи / З.А. Годжаев, Н.С. Соколов-Добрев, В.В. Шеховцов, М.В. Ляшенко, Вл.П. Шевчук // Тракторы и сельскохозяйственные машины. - 2007. - № 10. - C. 31-35.

4. Влияние колебаний корпусных деталей на опорах на нагруженность участков силовой передачи трактора / З.А. Годжаев, В.В. Шеховцов, М.В. Ляшенко, Н.С. Соколов-Добрев, Вл.П. Шевчук // Тракторы и сельхозмашины. – 2009. – № 1. – C. 19–27.

5. Динамическая модель силовой передачи гусеничного сельскохозяйственного трактора тягового класса 6 / Н. С. Соколов-Добрев, В. В. Шеховцов, И. А. Иванов, М. В. Ляшенко // Изв. ВолгГТУ. Серия «Наземные транспортные системы». Вып. 3: межвуз. сб. науч. ст. / ВолгГТУ. – Волгоград, 2010. – № 10. – С. 92–96.

6. http://www.umlab.ru/ – Брянский государственный технический университет, лаборатория вычислительной механики.

7. http://matlab.exponenta.ru/ - консультационный центр Matlab компании Softline.