Долговечность и оптимальное проектирование гусеничного движителя с резинометаллическими элементами (1094948), страница 40

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 40)

6.4) и достигает0,245 МДж/м3.Рис. 6.4. Распределение удельной энергии деформации по сечению резинового элемента,вызванной радиальной нагрузкой (0,5 мм) и кручениемС целью проверки результатов, полученных с помощью теоретических исследований, были проведены сравнительные стендовые испытания на долговечность резиновых элементов на лабораторных образцах. Испытаниям подвергалисьлабораторный образец РМШ, который состоял из двух резиновых элементов, привулканизованных к металлической арматуре.

Один резиновый элемент имел конструктивные параметры и форму соответствующую резиновым элементам двойных проушин конструкции РМШ трактора ДТ-75М, которая показала наибольшую долговечность по результатам полевых испытаний (9505 моточасов), а форма и конструктивные параметры второго соответствовали резиновому элементу,полученному в результате решения задачи оптимального проектирования. Необходимо отметить, что радиальная и угловая жесткости испытуемых резиновыхэлементов были одинаковы. Это условие было заложено в постановке задачи оптимизации.В процессе испытаний резиновые элементы, изготовленные из резины марки ИРП-1315, запрессовывались в разрезную втулку и подвергались циклическому закручиванию на угол  7,5о и циклической радиальной деформации, частота268нагружения составляла 8,1 Гц.

Для обеспечения усталостного механизма разрушения, характерного для резиновых элементов сельскохозяйственных тракторов,было предусмотрено охлаждение образцов. После наработки N  6,8  106 цикловиспытания были прекращены.На рис. 6.5 представлены фотографии лабораторного образца после стендовых испытаний на долговечность. Резиновый элемент трапециевидной формы (нарис. 6.5,а и 6.5,б - слева) имеет повреждения в виде кольцевых усталостных трещин. Резиновый элемент предлагаемой формы (на рис.

6.5,а и 6.5,б - справа) неимеет явных усталостных повреждений и следов проскальзывания резины относительно металла, что свидетельствует о его полностью работоспособном состоянии.а)б)Рис. 6.5. Лабораторный образец после стендовых испытаний на долговечностьТаким образом, полученная в результате решения задачи оптимальногопроектирования форма сечения резинового элемента в виде трапеции с криволинейными поверхностями боковыми и на внешнем диаметре позволила:- исключить возможность проскальзывания резины относительно поверхности проушины;- исключить усталостный и абразивный износ резинового элемента в крайних точках области контакта с поверхностью проушины;- значительно снизить концентрацию удельной энергии деформации в этойобласти при вторичном нагружении.269Исключение износа и снижение удельной энергии деформации позволилоповысить долговечность резинового элемента.Для оценки долговечности и определения области разрушения резиновогоэлемента, форма и конструктивные параметры которого получены в результатерешения задачи оптимального проектирования, были проведены стендовые испытания на лабораторных образцах.

Состояние резиновых элементов после 10,5 млн.циклов нагружения представлено на рис. 6.6.Рис. 6.6. Лабораторный образец после стендовых испытаний на долговечность(10,5 млн. циклов)Как видно на рис. 6.6 резиновый элемент разрушается в области концентрации удельной энергии деформации, вызванной совместным циклическим нагружением радиальной силой и крутящим моментом (рис. 6.4, область 1).6.2. Совершенствование конструкции ограничителей радиальнойдеформации шарнирного соединения звеньевгусеничного движителяПрименение резинометаллического шарнирного соединения (РМШ) для соединения смежных звеньев гусеничного движителя позволяет повысить ресурсшарнирного соединения звеньев, снизить динамические нагрузки в гусеничномдвижителе и трансмиссии. С целью снижения деформации резиновых элементовшарнира от растягивающего усилия в гусеничной цепи в его конструкции (рис.6.7) используется ограничитель радиальной деформации..270Рис.

6.7. Резинометаллическое шарнирное соединение траков гусеничной цепи:1 – металлическая арматура пальца; 2 – ограничитель радиальной деформации; 3 – резиновыйэлемент; 4 – проушина звенаРадиальная жесткость резиновых элементов шарнира подбирается такимобразом, чтобы на всех участках гусеничной цепи, кроме рабочей ветви, радиальная деформация резиновых элементов не превышала величины радиального зазора  между ограничителем и проушиной.Величина радиального зазора, с одной стороны, должна обеспечить необходимую с точки зрения снижения динамической нагруженности радиальную податливость гусеничной цепи и обеспечить возможность сборки шарнира, а с другой обеспечить не превышение допускаемых деформаций резиновых элементов инормальную работу зацепления.

В существующих конструкциях РМШ величинарадиального зазора  составляет в среднем 0,5 мм. На ведущем участке под действием растягивающих усилий в цепи эксцентриситет резиновых колец становится равным величине радиального зазора между поверхностью отверстия проушины и ограничителя. Ограничитель контактирует с поверхностью отверстия проушины и при последующем относительном повороте звеньев изнашиваются внешняя поверхность ограничителя и внутренняя поверхность проушины. Интенсивность износа зависит от величины контактного давления [237], которое в своюочередь зависит от разности диаметров внешней поверхности ограничителя и отверстия проушины [237, 350], то есть от величины радиального зазора.

Износвнешней поверхности ограничителя и внутренней поверхности проушины приводит к увеличению радиального зазора, в результате чего увеличивается шаг гусеничной цепи, нарушается работа зацепления. Кроме того, резиновые элементыподвергаются большей радиальной деформации и удельная энергия деформации271при одновременном воздействии радиальной деформации и кручении в областиконцентрации 1 (рис. 6.8 и 6.9) достигает 0,421 МДж/м3 при радиальной деформации 0,7 мм и 0,699 МДж/м3 при радиальной деформации 0,9 мм. Увеличение радиальной деформации с 0,5 мм до 0,7 мм и 0,9 мм при одном и том же угле закручивания 7,50, с учетом зависимости (4.94), снижает долговечность резиновыхэлементов в 2,8 и в 8,2 раза соответственно.Рис.

6.8. Распределение удельной энергии деформации по сечению резинового элемента,вызванной радиальной нагрузкой (0,7 мм) и кручениемРис. 6.9. Распределение удельной энергии деформации по сечению резинового элемента,вызванной радиальной нагрузкой (0,9 мм) и кручениемВ настоящей работе предлагаются варианты конструкции ограничителя радиальной деформации резиновых элементов шарнирного соединения звеньев гусеничной цепи, позволяющие стабилизировать величину радиального зазора и исключить износ внутренней поверхности проушины звена [211, 218].272Поставленная задача достигается тем, что конструкция ограничителя [298](рис.

6.10), состоит из двух напрессованных на палец шарнира втулок 1 и 2, на которые установлено свободно вращающееся относительно втулок кольцо 3, которое фиксируется в осевом направлении буртиками 4 и 5.В такой конструкции величина суммарного радиального зазора составляет  1   2 ,(6.7)где 1 - радиальный зазор между внешней поверхностью кольца 3 и внутреннейповерхностью проушины;  2 - радиальный зазор между внутренней поверхностью кольца 3 и внешними поверхностями втулок 1 и 2.Рис. 6.10. Предлагаемый вариант конструкции ограничителяМомент трения в паре «внешняя поверхность кольца 3 - внутренняя поверхность проушины» больше момента трения в паре «внутренняя поверхность кольца3 - внешние поверхности втулок 1 и 2».

Поэтому кольцо 3 поворачивается относительно втулок 1 и 2 и износу подвергаются не внешняя поверхность кольца 3 ивнутренняя поверхность проушины, а внутренняя поверхность металлическогокольца 3 и внешняя поверхность напрессованных на палец втулок 1 и 2.Разность диаметров внутренней поверхности металлического кольца ивнешней поверхности втулок (рис. 6.10) значительно меньше, чем разность диаметров внешней поверхности ограничителя и отверстия проушины (рис.

6.7), а,следовательно, в этой паре (рисунок 6.10) меньше контактное давление и интенсивность износа этих поверхностей.273Оценим снижение интенсивности износа для предлагаемого варианта в сравнении с существующей конструкцией ограничителя на примере конструкцииРМШ сельскохозяйственного трактора класса 4.Интенсивность износа определяется выражением [237]I h  Kp m ,(6.8)где K и m - параметры, определяющие закономерности фрикционного разрушения.В случае одинаковых материалов проушины и ограничителя зависимостьдля угла контакта определяется выражением [350]a2 a2  1q 1   1    4 0 02,E42a0  ln a0  1  2где a0  tg02(6.9);  0 - полуугол контакта;   3    /1    ;  - коэффициент Пуассона;E - модуль упругости; q  P / Lог - нагрузка, приходящаяся на единицу длины огра-ничителя; Р - сила воспринимаемая ограничителем; Lог- длина ограничителя сучетом фасок;   0,5D  D1  - радиальный зазор; D - диаметр охватывающей детали (внутренний диаметр проушины для конструкции (рис.

6.7) и внутренний диаметр кольца 3 для конструкции (рис. 6.10)); D1 - диаметр охватываемой детали(диаметр ограничителей для конструкции (рис. 6.7) и внешний диаметр втулок 1 и2 для конструкции (рис. 6.10)).Для решения нелинейного уравнения (6.9) в настоящей работе примененметод Стеффенсена, который является модификацией метода Ньютона [8].Максимальное контактное напряжение определяется выражениями [237]:для углов контакта 0  200 r max 4q; sin 0(6.10)для углов контакта 0  200 1 0,35  , 0 r max  1,1q где q  q / D - средние давления.(6.11)274Используя выражения (6.9 - 6.11) и значения усилий, воспринимаемыхограничителями РМШ [194], получены зависимости контактного давления от растягивающего усилия в гусеничной цепи РТ (рис.

Характеристики

Список файлов диссертации