автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Разработка методов анализа и снижения динамической нагруженности силовых передач гусеничных сельскохозяйственных тракторов

На правах рукописи

Соколов-Добрев Николай Сергеевич

РАЗРАБОТКА МЕТОДОВ АНАЛИЗА И СНИЖЕНИЯ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВЫХ ПЕРЕДАЧ ГУСЕНИЧНЫХ СЕЛЬСКОХОЗЯЙСТВЕННЫХ ТРАКТОРОВ

05 05 03 - Колесные и гусеничные машины

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Волгоград - 2007

003173388

Работа выполнена в Волгоградском государственном техническом универси-

тете

Научный руководитель Официальные оппоненты

кандидат технических наук, профессор Победин Аркадий Викторович.

доктор технических наук, профессор Кузнецов Николай Григорьевич.

кандидат технических наук, доцент Зубков Валентин Федорович.

Ведущая организация

ОАО «Тракторная компания «ВгТЗ»

Защита состоится «14» ноября 2007 г в 10 часов на заседании диссертационного совета Д 212 028 03

при Волгоградском государственном техническом университете по адресу 400131, г Волгоград, проспект Ленина, 28

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета

Автореферат разослан «-/2-» октября 2007 г

Ученый секретарь ^ ,

диссертационного совета Ожогин В.А.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ1

Актуальность проблемы. В соответствии с законами рынка, в тракторостроении, как и в других отраслях, постоянно растут требования к функциональным и потребительским показателям новых машин Эти показатели напрямую зависят от качества конструкции и нагруженности основных рабочих узлов тракторов

Одним из важнейших элементов трактора является комплекс узлов трансмиссии, или силовая передача У современных тракторов масса трансмиссий обычно составляет около 40 % массы машины Постоянная высокая динамическая нагружен-ность деталей тракторных трансмиссий приводит к тому, что, наряду с деталями ходовых систем, значительная часть отказов и поломок имеет место именно в трансмиссии Так, по данным испытаний, за первые 6000 моточасов работы отказы трансмиссий вследствие высокой нагруженности деталей составляют у тракторов 20-25% от общего числа отказов Тем временем современным нормативным требованиям отвечают только трансмиссии, ресурс которых не ниже 14000-16000 моточасов

В настоящее время большинство проектировщиков информацию о предположительной нагруженности деталей силовой передачи в эксплуатации получают на основе расчетного моделирования процессов динамического нагружения элементов передач Однако в используемых моделях зачастую слишком упрощенно описываются характеристики ряда элементов силовой цепи и нагружающих воздействий В частности, при исследованиях динамической нагруженности силовой передачи от крутильных колебаний не принимается во внимание участие в колебаниях корпусных деталей двигателя, трансмиссии и остова машины Недостаточно точно отражается связанность крутильных колебаний в трансмиссии с вертикальными и угловыми колебаниями корпусных деталей. Часто существенно упрощаются законы изменения нагружающих воздействий, в частности, крутящего момента двигателя и тягового сопротивления Используемые модели не позволяют исследовать влияние на нагруженность трансмиссии несинфазного перезацепления зубьев ведущих колес с гусеницей Большинство предложенных методов исследования нагруженности не позволяет оценивать влияние на нагруженность передачи упругих, инерционных и демпфирующих параметров ее элементов Все перечисленное снижает достоверность получаемых при моделировании данных о нагруженности и приводит к неправильному выбору при проектировании параметров элементов передачи

Вследствие важности для экономики страны повышения качественных показателей выпускаемых машин настоящая работа, в которой предложены новые, лишенные перечисленных недостатков, методы анализа и снижения динамической нагруженности трансмиссий, является актуальной

Цель исследования. Разработка методов расчетного анализа динамической нагруженности силовых передач сельскохозяйственных тракторов, позволяющих более адекватно отражать при моделировании динамические свойства элементов силовой передачи и характеристики возмущающих воздействий на них, за счет этого получать более достоверные результаты расчетных исследований, на основе которых проектировать трансмиссии с необходимыми для эксплуатационных условий нагружения характеристиками элементов

1 Автор выражает благодарность д т н Шеховцову В В за научное консультирование работы /~Ч

Объектом исследования является гусеничный сельскохозяйственный трактор ОАО «ТК «ВгТЗ» семейства ВТ.

Научная новизна работы.

1 Разработаны динамическая и математическая модели трансмиссии гусеничного трактора, позволяющие учитывать влияние на динамическую нагружен-ность силовых элементов связанности их крутильных колебаний с угловыми колебаниями корпусных деталей двигателя, трансмиссии и остова трактора

2 Предложены новые методы оценки влияния упруго-инерционных параметров корпусных деталей и несинфазного перезацепления ведущих колес с гусеничной цепью на динамическую нагруженность при действии основных эксплуатационных нагрузок

3 С использованием разработанных моделей предложены научно обоснованные схемные решения, обеспечивающие снижение динамических нагрузок в трансмиссии тракторов семейства ВТ производства ОАО ТК ВГТЗ

Достоверность и обоснованность научных положений работы обуславливаются использованием фундаментальных уравнений механики, теории механических колебаний, обоснованностью допущений, принятых при разработке обобщенных моделей, сходимостью результатов расчетов и экспериментальных данных, согласованностью их с известными результатами исследований

Важными для практики результатами работы являются следующие

1 Создана автоматизированная система, позволяющая анализировать и целенаправленно корректировать собственные частотные свойства силовых передач тракторов, исследовать влияние на их динамическую нагруженность основных эксплуатационных нагрузок, а также оценивать влияние на эту нагруженность изменения упругих, инерционных и демпфирующих параметров каждого элемента трансмиссии для максимального снижения ее динамической нагруженности в эксплуатации

2 Разработаны метод и программные средства для анализа влияния жесткости опор корпусных деталей трансмиссии на динамическую нагруженность ее участков на установившихся и переходных режимах движения Выполнение исследований на этой базе позволяет выработать рекомендации по управлению упругими свойствами опор корпуса трансмиссии на разных режимах движения для снижения динамической нагруженности трансмиссии Предложена улучшенная схема крепления корпуса трансмиссии тракторов семейства ВТ к раме, позволяющая изменять жесткость его крепления в продольной плоскости в зависимости от нагрузочного режима трансмиссии

3 Предложены метод и программные средства для анализа влияния жесткости подвески двигателя на динамическую нагруженность трансмиссии от основных эксплуатационных нагрузок При использовании метода и программных средств выполнены исследования, позволившие выработать рекомендации по совершенствованию упругих характеристик подвески двигателей тракторов семейства ВТ

4 Разработан метод анализа влияния на динамическую нагруженность трансмиссии разницы углов установки ведущих колес, связанной со звенчатостью

гусеницы трактора во время движения Метод и созданные программные средства позволяют для любого трактора определять наиболее благоприятные, с точки зрения нагруженности трансмиссии, углы рассогласования положения ведущих колес на разных режимах движения трактора Показана необходимость разработки и использования устройства, управляющего углом рассогласования ведущих колес трактора

Апробация основных результатов работы. Материалы диссертации представлялись на международных научно-практических конференциях «Прогресс транспортных средств и систем» (Волгоград, ВолгГТУ, 2002 и 2005 г г ), на VIII и IX Международных симпозиумах Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов эксплуатации механических транспортных средств» (Варша-ва-Рыня, 2002 и 2005 г г), на 39-43 научно-практических конференциях ВолгГТУ (2002-2006 г г), а также на научных семинарах кафедры «Автомобиле- и тракторостроение»

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 печатных работ, в том числе 1 в центральной печати

Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, списка использованной литературы Содержит 186 страниц машинописного текста, 91 рисунок и 39 таблиц. Список использованной литературы содержит 111 наименований

СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ Во введении показано, что из-за постоянного повышения мощности, производительности, быстроходности современных тракторов динамическая нагружен-ность их трансмиссий постоянно увеличивается и обоснована необходимость совершенствования методов ее анализа и снижения еще на этапе проектирования на основе моделирования Приведена общая характеристика диссертационной работы, изложены основные положения, выносимые на защиту

В первой главе представлен обзор работ по рассматриваемой тематике, рассмотрены основные факторы, влияющие на нагруженность и долговечность деталей силовой передачи Обоснована необходимость выполнения теоретических исследований динамических процессов в силовых передачах Сформулированы задачи и цель исследования

Известны работы в области динамики силовых передач известных отечественных и зарубежных ученых В 5 Альгина, В Я Аниловича, В И Анохина, И Б Барского, О П Берестнева, В А Бойкова, В В Болотина, Н.Ф Бочарова^ В JI Вейца, Р К Вафина, Ф Р Геккера, 3 А Годжаева, А.М Гомана, К И Городецкого, Л В Григоренко, А С Гусева, А П, Гусенкова, С С Дмитриченко, М И Злотника, В А Золотухина, В А Иванова, Б И Кальченко, А Е Качуры, В Н. Карабана, И П Ксеневича, Н Г Кузнецова, Г М Кутькова, Г Е Листопада, С А Лапшина, Л М Литвина, К Я Львовского, В А Лукьянова, А.Б Лурье, Г М Оганесяна, В Ф Платонова, А.А Полунгяна, Б М Позина, Т П Русадзе, В А Савочкина, В А Светлицкого, А И Свитачева, В.М Семенова, А Т Ской-беды, Г И Скундина, Г А Смирнова, В П Тарасика, П П Упирова, И С Чернявского, А В Чичинадзе, Г Н Чурсиновой, И С Цитовича, В М Шарипова,

В П Шевчука, Н А Щельцына, Н.Н Яценко и др Эти ученые внесли существенный вклад в создание основ анализа динамических процессов нагружения узлов и машин Под их руководством выполнены теоретические и экспериментальные исследования, позволившие постоянно повышать качественные показатели многих поколений создаваемых в России тяговых и транспортных средств

Выполнен анализ эволюции созданных в разное время динамических моделей передач, выявлено несоответствие их отдельных динамических свойств свойствам реальных передач Проанализированы достоинства и недостатки известных методов исследования динамической нагруженности передач, на основе чего сформулированы современные требования к этим методам

В качестве одного из недостатков используемых динамических моделей отмечено то, что большинство из них не учитывает влияние на нагруженность силового валопровода в эксплуатации колебаний корпусных деталей узлов и остова трактора вследствие действия на них реактивных моментов со стороны деталей, передающих крутящий момент Часто в моделях не отражается или отражается слишком упрощенно связанность этих колебаний с крутильными колебаниями в трансмиссии Указанные недостатки снижают достоверность получаемых результатов Таким образом, для решения поставленной задачи следует разработать динамическую модель и комплекс методов и средств для ее анализа, позволяющий выполнять оценку влияния на нагруженность передачи упруго-инерционных и диссипативных параметров реактивных элементов

Во многих работах рассматривается влияние кинематических возмущений от перемотки гусеничной цепи на колебания остова трактора и колебания в ва-лопроводе При этом не учитывается влияние разницы углов установки ведущих колес во время движения на динамические процессы внутри трансмиссии Тем временем на характер колебаний с высохими амплитудой и энергией, инициируемых перемоткой гусеницы и проходящих сквозь весь валопровод вплоть до двигателя, нарушая законы движения деталей и приводя к накоплению усталостных повреждений, оказывает влияние степень несинфазности работы ведущих колес Следовательно, создаваемая модель должна учитывать влияние этой несинфазности на нагруженность

В процессе работы трактора по валопроводу силовой передачи распространяются крутильные колебания, причиной которых является неравномерность действия эксплуатационных нагрузок, прежде всего тягового сопротивления, колебаний остова на подвеске, перемотки звенчатой гусеницы и гармонических составляющих крутящего момента двигателя При этом вследствие наложения колебаний возможно как местное увеличение их амплитуд, так и взаимное гашение Однако в работах современных исследователей анализ нагруженности участков силовой передачи при одновременном действии эксплуатационных возмущений не выполняется

Во второй главе описаны созданные структурная схема, динамическая и математическая модели силовой передачи гусеничного трактора ОАО «ТК «ВГТЗ» семейства ВТ (рис 1 и 2)

Рис. 1. Динамическая модель силовой передачи тракторов семейства ВТ (а- зависимость крутящего момента от угла поворота коленвала; б- изменение момента трения сцепления (кд = А/С„Л"ХУ Мщш)) Модель включает в себя 34 сосредоточенные массы с моментами инерции: 1

- корпуса двигателя относительно продольной оси; 2 - коленвала с приведенными массами КЩМ; 3 - маховика с ведущими элементами муфты сцепления; 4 - ве-домыых элементов муфты; 5 - переднего шарнира кардана; б - ведущих элементов КПП; 7 - ведомых элементов КПП; 8 - главной передачи и коронной шестерни ПМП; 9, 10 - сателлитов и водила ПМП; 11, 12 - солнечных шестерен ПМП; 13, 14 — шкивов остановочных тормозов; 15, 16 - конечных передач; 17, 18 - ведущих колес; 19, 20, 21, 22 - шкивов тормозов солнечных шестерен; 23 - корпуса трансмиссии относительно продольной оси; 24 - корпуса трансмиссии относи-

1 тельно поперечной оси; 25, 26 - гусеничной цепи и вращающихся детали ходовой части; 27 - остова трактора относительно поперечной оси; 28 - навесного орудия; 29, 30 - половины поступательно движущейся массы (приведенной к оси ведущего колеса); 3 1, 32 — опорной ветви гусеницы вместе с грунтом при буксовании; 33

- остова трактора относительно вертикальной оси; 34 - остова трактора относительно продольной оси.

Модель позволяет учитывать влияние на нагруженность силовой передачи колебаний двигателя на его подвеске в продольной плоскости, продольных и по-

перечных колебаний корпуса трансмиссии относительно рамы, а также продольных и поперечных угловых колебаний остова трактора на подвеске. Для этого в модель введено пять дополнительных звеньев с реактивными связями.

Двигатель представлен инерционными массами корпуса и деталей КШМ. Первая из них позволяет учитывать колебания двигателя на раме при действии реактивного момента, уравновешивающего крутящий момент (масса 1 со связями).

Рис. 2. Пространственная схема динамической модели Корпус трансмиссии представлен в виде двух отдельно участвующих в колебательных движениях инерционных масс. Первое реактивное звено учитывает связанность его колебаний в поперечной плоскости с крутильными колебаниями элементов валопровода от первичного вала КПП до главной передачи (масса 23 со связями). Связанность продольно-угловых колебаний корпуса на раме с крутильными колебаниями участка валопровода от главной передачи до ведущих колес учитывается вторым колебательным контуром (масса 24 со связями).

Остов трактора представлен четырьмя дифференциально связанными массами. Его момент инерции относительно продольной оси отображен массой 34. Двигатель и корпус трансмиссии образуют с этой массой колебательный контур, на который действуют реактивные силы при угловых колебаниях в поперечной плоскости. Момент инерции остова в продольно-угловых колебаниях отображен массой 27. На нее через корпус трансмиссии передается реактивный момент, стремящийся повернуть остов на некоторый угол при колебаниях трактора в продольной вертикальной плоскости. Поступательно движущаяся масса остова представлена массами 29 и 30, дифференциально связанными с вращающимися деталями ходовой системы (массы 25 и 26) и грунтом (массы 31 и 32). Разделение масс произведено для моделирования динамических процессов в силовой передаче при повороте и буксовании.

Моменты инерции масс 25 и 26 являются приведенным к оси ведущего колеса моментом инерции вращающихся и поступательно движущихся деталей ходовой системы, а масс 31 и 32 - массы грунта под опорной поверхностью. При движении

трактора без буксования эти массы заторможены, момент через дифференциальную связь передается на массы 29 и 30 При превышении моментом двигателя момента сцепления часть момента передается на массы 31 и 32, и они приходят в движение

В динамическую модель введено навесное орудие (масса 28) Орудие дифференциально связано с массами 29 и 30, имитирующими разделение по бортам момента инерции поступательно движущейся массы остова трактора, а также с массой 27 для моделирования связи продольно-угловых колебаний орудия в транспортном положении с продольно-угловыми колебаниями остова трактора

Созданная динамическая модель предусматривает ввод характеристики крутящего момента различных двигателей Пример характеристики наиболее часто устанавливаемого на трактор ВТ-100 двигателя Д442-24 представлен на рис 1 -а.

Ведущие элементы муфты сцепления с маховиком представлены массой 3, ведомые - массой 4 Модель предусматривает ввод закона изменения момента трения в муфте при включении-выключении Для примера, на рис 1 -б представлена зависимость нарастания момента трения для буксующего сцепления

В математической модели определены диссипативные силы на участках, внешние и внутренние возмущающие воздействия, описаны реактивные связи и нелинейные характеристики Модель включает в себя 34 дифференциальные уравнения

+кх<рх + с1_34(<р1 -<р34) = -Мр,, Jг<pг + к2<рг + с2_3 (ср2-<р1-(р]) = Мде,

= при с^{<рг-^)<Мт, ^}+кз9з + МС11-с2_}((р2-1р3-<р,) = 0, при с^{<р2-<р4)>МС11, Л'А + к4<р4+с4_5{<р4 - <р5)~ с3_л(<р3-<р4)=0, при с3_4 (<р3 -<р4)< Мсч, ¿4<рА+к4(р4 +<?4_5(р4-<р5)-Ма1=0, при «?3_4(рз-<р4)>Мсц,

+к5<р5 +С5_6(<р5 -<р6)-с4_5((р4 -?5)+С£(5-8)(?>5 -?¥с5-8) -<?'2з(1-г(5-8))) = 0' +кв<Рб + СЬ-А<Рб - <Р11кпп-<Ргъ^-1тп)^гтп)~С}^((ръ -%)= 0,при К - <Р? 1тп - <Рг-> (! - ОI ^

Л<Рь+К<Рь- С5-6 {<Р% - % )= 0» ПРИК - 9пг„т - <Ргг (! - 1шп )| 5 2КПП >

+ км + с7_8(<р7 - (р%1ш - сргз (1 - 1!п) ± гм)- - - ?»2з(1 - '«„„ ) ± *„„„ ) = 0.

при\(р7 - <р8гг„ - 9>23(1 - гг„)| >

+ к,<р7 -с6_7гК„„(р6 -<р7гк„„ 0,при|^7 - ^-<р22{1-1т)\<±ггп,

7)1^8 -Й7г(8-1Т) — <^24(! ~7))) + С2(8-18){<Р» ~ ~ 9*24 С1-'(8-18))) +

3 {

ад»!«9? - «V*. - %з0 - О ± 2г«) ~ - $¡¡(5-8) ~ <Ргз0 ~ '(5-8))) = 0'

при Мф" <С1ы9(рп = % / «9,7, при Мф20 <СП-2о{ф}2 ~~ %о)>г(8-18) = 4% ^Я»

^ J,q>9 + kg<p, + c,.„ (p, — ) — c8_9 "

1 „

при MT'3 < -

+ k„q>9 + c9_ï3(p9 - e8_9 i

при ~<рЛ

, i-M i п «

J■><?<, + Кф-> + c9_„ç>, - е8_9 к " [ % - - j-2- + ç>„ — - <p24 (1 - [ = 0,

-Pto—;---PmO-

•ЛоРю + ^10-14 (fflO - Ун )-C8-I0 1 ¡

при Мт'4 <с10.м((0|0-ç>,4),

1 - кт í 1 M 1 - К, X

ЛоРю + *н>Рк> + Cm-MÍ'io - Ps - ^10 —f^ + --V-» (1--

при AT, > сю -14 WjO

+*„?>„+с,- С,.,I J-^8 -»9 1 + ?И =

при Мф19 > с, ,.„(??„

J,,«?,, +¿„(9,, + с, ,.„(?)„ - (йц)- С8-|| Т~| - Pv ~r~SL+ <Pll ~Г--^24^ ~7~) I

I к,ш *„, кт )

при м^'9 <сп^(<рп-<рю},

J\г<Р\1 + ^12^12 + С,2-20^12 - <41-12 ~ ^Ю + ^ ~ ?» ^ ~ j = 0'

при Мф20 > сп_и{срп - <ргй\

JnV\l + k\l<Pll + С12-20 í<P\l ~<Ртя)~ <4-12 \<Ръ ~ <Рю ' + <P\l ~ ~ (1 ~ при Л/ф < с'12-20 №2

JnVn+kn<Pn+C13-15 (йз -йз) = 0, при А/т" <C9_i3(f»9

Лл + ^14 +<4446(^4-<2>1бЬ 40-14(^0-^,4) = 0, при АГТИ J,5<0!s + ¿,5fZJ,3 + C!s_1?(f»15 -<2>,Л„ -(924(1 -г„)±гк„,)-с13_,5(«)13 -ç>,5) = О, при |<з,5 -<р,Л„ -^(l-'.Jläiz,,,,

+¿¡5fP15 -c134S(í>i3 -í>1s)= О, при -^„(1 -1ет)| < ±z„„

при Ií>16 - - ч>1А (1 - г„„ )| > +2„2 ,

Лбйб + -с,4_|6(р|4 -р|6)=0,при |ç>16 -р181я -ç>M(l -!„„)) <±z„2, =0, при м" >с9_и(<р9

■^м^м +¿14p.4 -Сю-мРю =0, при АГТ14 >cio_i4(ç)io -Í0|4),

+ /t17p17 + c„_2S(cp„ -<р24 - /г„) - --íZ>24(1 -í„J)-

~ CuB-nÁS-nÁPs ~ ^17г(8-17) ~ ^24 (1 ~ г(8-17)))= 0>

■^ISÍ»,« +^ISλI8 +с18-2б(^18 -í»24 -^26 'r№) ~ Сц-п'ЛРк ~ <Plihn ~ <Рыí1 ~ lm )) ~ ~ СЦ8-18)г(8-18)(% ~ ^18г(8-18) — ^24(1 — '(8-18>))= О,

J\9(P\9 + к\9<Р\Ч ~ Си-ХЧ((Рп ~<Р\9) = О, ПРИ Л/ф19 < Cu__Jff>u -pig},

¿20<Р10+к10<Ръ-СП-го(<Рп-<Р2о)=0>ПрИ М™ <С12_2о(^12 ~<»2o)

^19^19 = О. при Л/Ф19 >сш9(<г\1 -«?„),Ло%о= О,при М^" >с1Ш((рп -ip2(J);

J2}92} + к2)<Р21 + С23_34(^23 - Рм) -%5-8)(1 - '(5-8)Х<Р5 ~ %'(5-8) + ^23О ~ '(5-8))) "

- *¥,„ - УгзО - ',))- ° " '(5"8>) -^^ ЛУ7 =0,

'(5-8) 'кип 'гл

J 1А<РгЛ +кг*<Рг< +С24-27(«,24 ~ %7> " ^17-25 («7 ~ <*>24 ~ ^25 'Г,> ) ~ CI8-26 (?>1в ~ <Pu ~ <Pl6 1Г,к) ~

_СЦ8-17)0 — 1(8-|7))(р» _^']7г(8-17) — 9*24 0 ~ '(8-17)))"" С1(8-18) (1 " '(e-lS))^ — ^«'(S-ie) — i^O ~'(8-1S)))-

- (1 - ^Цк - % ^+й , да« а - Ц^)) -

- с8Ч0 (1 - ~ 9\ъ + <Рп~~Ы 1 ~

- С8-110 - - <?9 + 1 "Г--0 - "Г") I -

\ ^ПГ

C8-12 0-T-)

1 Г, Kl

кт

~Cis-ni1 -Ofas - «W™ -Р24О -'»))-c16_l8(l -г,„)(<»16 -<р1Л„ -ри(1 -/„„>)—

О-'(8-17)) , _ О-'(8-18)) г

--"-~Jm<PM--1- 8^18 +

'(8-17) '(8-18)

p25«j25 + k2i<p25 + c25_„ (,<p2s-q>3, - ) - (c„.2S / ;-„„ )((»„ - p24 - p25 / О = 0,

7 K26?>26 + *2<Л + C26-32 (^26 - <Pn ~ «>30 ) ~ (Cl8-26 > ^ )Ol 8 " <Plt ~ 026 ' ^ ) = 0, V27?>27 + krj<p21 + c21<p21 -Сы_27(<ры ~<p21) = 0,

^sPjs + *2S<»28 + - (<p29 + <Рго - Ч>1*) = 0.

+ *29?29 - C25-31 («>25 ~ Pjl ~ <?>29 ) + / 2)(f 29 + ^30 ~ ^s) = C0S(Ö) > 2>

] Л0Р30 +

(926 " <"32 - ?>зо) + (^едй 7 2X9» + ?>30 -<P2«) = /G cos(ö) / 2, J,3<Pn+kn<pn +С25_31(^25 -Pn -?'29)-C26-32(i'26 -^32 -^30) = 0>

/34^34 + К&Ы + C34^34 - Cl-34 ~ ^34 ) _ C23-34 (^23 ~ ^34 ) = 0>

'^ifti = 0,при >c25_31(f)2S -<»„ -4P»),

J3l«p31 +/t„i»3, -с25_з,((р25 -9>„-<р29) + мсц = 0,при л/^ <¿25-3,(¥>25 -«'г»)' J32<p32 = 0,при > c26_32(i»26 -^32 -^зо).

.Л2Р32 +^32^32 -С26-32 (<»26 -f»32 + = 0, ПрИ М^ < С26_г2(<Р26 -<р„ -0>зо),

где Ji - моменты инерции сосредоточенных масс, с,7 - крутильная жесткость их упругих связей, - коэффициенты демпфирования колебаний масс, <р,, <р,, <р, -соответственно перемещения, скорости и ускорения масс в колебательном движе-

нии. 1- блок системы уравнений описывает состояние ДВС; 2- блок описывает состояние муфты сцепления; 3- блок описывает состояние КПП; 4- блок описывает главную передачу; 5- блок описывает механизм поворота и конечную передачу; 6-блок описывает колебания корпуса трансмиссии; 7- блок описывает ходовую часть; 8- блок описывает колебания остова трактора на подвеске; 9- блок- грунт.

В третьей главе на основе предложенной математической модели выполнены исследования влияния на относительную нагруженность силовой передачи упруго-инерционных свойств реактивных элементов, несинфазности возмущающих моментов на ведущих колесах и крутильных колебаний, вызываемых действием основных эксплуатационных нагрузок.

Под относительной нагруженностью или относительным изменением моментов подразумевается безразмерная величина, определяемая отношением дополнительного момента М, вызванного крутильными колебаниями в трансмиссии к величине возбуждающего эти колебания момента Мв.

Исследовано влияние продольной и поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии при возбуждении колебаний со стороны ведущих колес и со стороны ДВС, а также влияние жесткости крепления ДВС в поперечной плоскости. В результате определено относительное изменение моментов на различных участках силовой передачи, при возмущениях с основными эксплуатационными частотами и при изменении жесткости креплений (рис. 3).

Номер участка

Продольная жесткость крепления трансмиссии к раме, Н'м/рад —1.42 хЮ5 >< ■ 70.95 х 105 —■— 2.84 хЮ5 Ж 141.9 X 10й —-Лс— 14.19 х 105

а

1.42 2.84 14.19 70.35 141.9 Продольная жесткость хЮ5 Н'м/рад.

Участок силовой передачи ■*— 2 - 3 —X— 5 - 6 —8 - 9

■а- 3-4 —>—6-7 - 9-15

*— 4-5 —7-8 —--15-17

Рис. 3. а - относительное изменение моментов на различных участках силовой передачи (см. рис. 1) при частоте возмущения на ведущих колесах 10 Гц; б - влияние изменения продольной жесткости крепления трансмиссии к раме на величину относительной нагруженности Анализ полученных данных говорит о том, что при движении трактора на 1-ой передаче со скоростями от 1,8 м/с (частота перезацепления ведущих колес с гусеницей равна 10 Гц) до 4,32 м/с (частота 24 Гц) уменьшение продольной жест-

кости крепления корпуса трансмиссии в 10 раз ведет к снижению относительной нагруженности самых высоконагруженных участков на 13-88 %, при этом чем больше уменьшается жесткость, тем больше снижается относительная нагружен-ность. При движении со скоростями от 4,32 м/с до 8,29 м/с (частоты 24-46 Гц) уменьшение этой жесткости приводит к увеличению относительной нагруженности практически всех участков на 20-360 %, а ее увеличение приводит к незначительному уменьшению нагруженности и поэтому нецелесообразно. Увеличение же и уменьшение в 5 и 10 раз поперечной жесткости не оказывает существенного влияния на относительную нагруженность участков. Таким образом, продольная жесткость, в принципе, должна изменяться при изменении скорости движения. Предложена схема опор трансмиссии, которая, по сравнению со штатной схемой (рис. 4), при колебаниях обеспечивает задней части корпуса достаточно упругую связь с рамой или позволяет ему шарнирно поворачиваться на определенный угол относительно кронштейнов рамы и в то же время позволяет сохранять жесткость крепления к корпусу трансмиссии корпуса конечной передачи.

При исследовании дополнительной нагруженности силовой передачи от неравномерности крутящего момента двигателя жесткость его подвески тоже изменялась в 5 и 10 раз. Анализировалось только влияние доминирующих гармонических составляющих крутящего момента двигателя. Также анализировалась нагруженность в случаях, когда не учитывается влияние подвески двигателя. Пример полученных зависимостей приведен на рис. 5. Из анализа графиков следует, что при увеличении поперечной жесткости относительная нагруженность участков передачи увеличивается на 6-30 %. Снижение этой жесткости в 5 раз вызывает лишь небольшое уменьшение нагруженности (самый нижний график), поэтому оно нецелесообразно.

Рис. 4. Установка трансмиссии на раме: а- задняя опора (1- опора; 2- кронштейн), б - передняя опора (1- цапфа; 2- поперечный брус; 3- резиновая прокладка)

Пример представления результатов исследования дополнительной нагруженности силовой передачи, с учетом и без учета реактивных звеньев, при различном угле рассогласования взаимного положения ведущих колес приведен на рис.6. На графиках линия с обозначением « -*-» показывает относительную нагруженность участков передачи динамической модели без учета реактивных звеньев. Суммар-

ная нагруженность валопровода, при исследовании динамической модели с реактивными звеньями обозначена линией « ~». Относительное изменение моментов при несинфазном перезацеплении с углом рассогласования 13,84° представлена на рис. 6- я, при синфазном — на рис. 6- б.

Анализ зависимостей представленных на рис. 6 показал, что внесение в динамическую модель реактивных звеньев приводит к изменению относительной нагруженности силовой передачи от 5 до 75%.

Для наглядности семейство зависимостей, отображающих относительное изменение моментов передачи при углах рассогласования, равных 1,98°, 3,95°, 5,93°, 7,91°, 9,88° и 11,86°, сведено к трехмерному графику рис. 7. По оси Ох отложены номера участков передачи, по оси Оу - угол рассогласования положения ведущих колес, по оси Ог - величина дополнительной нагруженности участков валопровода.

М гари Н*м 7.00

6-7 7-8 8-9

Участок силовой передачи

Нагруженность участков при суммарном действии доминирующих гармо-

ник двигателя

с учетом реактивных звеньев ■ без учета реактивных звеньев

4-5 5-6 8-7 7-8 8-9 9-15 15-17 17-25 Участки передачи

Участки передачи

Рис. 5.

а б

Рис. 6. Относительная нагруженность участков при частоте перезацепления

1 Гц (а- несинфазное перезацепление; б- синфазное перезацепление) Анализ полученных зависимостей показал, что наименьшая суммарная относительная нагруженность передачи получается при максимальном угле рассогласования, равном 13,84° (несинфазная работа) как на нерезонансных, так и резонансных режимах. В этих случаях участок от двигателя до главной передачи является практически разгруженным, однако значительно увеличиваются колеба-

тельные нагрузки на остов трактора. При этом инициируются его угловые колебания относительно продольной и поперечной осей и ухудшается устойчивость прямолинейного движения.

В соответствии с предложенным методом на модели с реактивными звеньями выполнено исследование влияния изменения демпфирующих параметров отдельных участков на относительную нагруженность трансмиссии от крутильных колебаний, вызываемых неравномерностью действия основных эксплуатационных нагрузок. Исследован характер распространения по валопроводу колебаний, вызываемых каждой нагрузкой, и эффективность их гашения демпферами, установленными на месте кардана и вала заднего моста при уменьшении в 3 раза и увеличении в 3 и 6 раз коэффициентов демпфирования на этих участках, получен комплект соответствующих графиков (рис. 8).

Рис. 7. Относительная нагруженность передачи при возбуждении колебаний с

частотой 1 Гц

М/Мв

~Т ] "Г" —•—кз=кз/з

\ —*—кз=кз —»—кз=кз'з

\

ч

—<к 1

ЧНр- I м

2-3 3-4 4-5 5-5 6-7 7-8 8-9 9-15 15-17

Участок силовой передачи Рис. 8. Относительная нагруженность участков силовой передачи при возмущении момента от двигателя с частотой 30 Гц и изменении демпфирования на карданном валу

Рис. 9. Пример последовательных кадров при регистрации показаний Выполненные исследования позволили получить информацию о том, как в реальной передаче при приложении возмущения к определенной массе его действие распространяется по валопроводу, а также как влияет на этот процесс изменение жесткости карданного вала и вала заднего моста. В частности, результаты говорят о том, что уменьшение в 6 раз крутильной жесткости кардана приводит к уменьшению в 3 раза его динамической нагруженности. Уменьшение в 2 раза жесткости вала заднего моста приводит к уменьшению в 1,5-2 раза нагруженности деталей планетарного механизма поворота. Результаты позволили определить, какое изменение крутильной жесткости каждого из этих участков приводит к максимальному снижению нагруженности.

АЗ,град А8,град

! —«—исходная модель —■— СЗ=0.233{0.17СЭ) —в—СЗ=Л9^6СЗ)|

- С?-10.425 (7.5С?! I

Исследование показало, что установка демпфера на месте кардана эффективно снижает дополнительную нагруженность трансмиссии от колебаний в диапазоне частот от 30 до 90 Гц, а установка на место вала заднего моста особенно эффективно снижает дополнительную нагруженность от колебаний со стороны ведущего колеса участка от главной передачи до двигателя. Относительное изменение моментов на участках передачи нелинейно зависит от коэффициента демпфирования демпфера. При этом относительная нагруженность участков от источника колебаний до демпфера увеличивается, а на участке за демпфером существенно снижается. Результаты исследования позволяют определить демпфирующие параметры демпферов, при которых нагруженность силового валопровода минимальна.

В четвертой главе констатировано, что при экспериментальном исследовании крутильных колебаний в трансмиссии задача получения данных о нагруженности отдельных деталей во время движения часто бывает трудно осуществимой, а порой и невозможной ввиду их труднодоступности и проблем с организацией измерительного тракта. Для решения этой задачи создан уменьшенный макет трансмиссии тракторов семейства ВТ - ее уменьшенная физическая модель (рис. 9). Приведено ее описание, оценка адекватности динамических свойств по критерию Вилькоксона, а также методики и результаты исследований (рис. 10).

100 50

Рис. 10. Графики процесса затухания колебаний карданного вала и вала заднего моста стенда

В пятой главе описана экспериментальная установка, методики и результаты экспериментальных исследований крутильных колебаний в трансмиссии. Установка (рис. 11, а) представляет собой раму с закрепленными на ней деревянными полозьями, на которые опирается гусеницами трактор. Его сцепное устройство связано с кронштейном рамы, за счет чего при движении обеспечивается 100 %-ое буксование. На рис. 11, б показано приспособление для съема сигнала с тензодатчиков на валу заднего моста, на рис. 11, в — установка датчика, регистрирующего прохождение зубьев ведущего колеса. _

~ И ЙШь- -мШ. ЯШВН!^зя^Ш

а б в

Рис. 11. Экспериментальная установка: а- трактор на сварной раме; б - приспособление на валу заднего моста (1- катушка, 2- провод); в - датчик частоты перезацепления зубьев ведущего колеса (1- контактная пластина).

В результате исследований: получены экспериментальные данные о характере нагруженности деталей заднего моста при собственных колебаниях и при передаче крутящего момента двигателя (рис. 12); выполнен спектральный анализ полученных данных для выявления собственных частот передачи; определены логарифмические декременты и на их основе коэффициенты демпфирования колебаний масс при импульсном приложении момента на ведущих колесах (рис. 13); получены данные для проверки адекватности разработанной динамической модели силовой передачи. Проверка на основе, критерия Вилькоксона дала положительные результаты.

Время Г, сен 2,5

М (Н*м)

Рис. 12. Изменения момента на валу заднего моста при скорости 0,5 м/с

2,17 2,19 Время I, сек

Рис. 13. Осциллограммы колебаний вала заднего моста при импульсном воздействии

ОБЩИЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1 Созданы динамическая и математическая модели силовой передачи тракторов ОАО ВГТЗ семейства ВТ, позволяющие, в отличие от моделей предшественников, учитывать влияние на динамическую нагруженность передачи связанности крутильных колебаний в трансмиссии с вертикальными и угловыми колебаниями корпусов двигателя, трансмиссии и остова трактора, анализировать влияние на нагруженность инерционных параметров корпусных деталей, а также упругих и демпфирующих свойств их опор, разности углового положения ведущих колес во время движения и установки в силовую цепь демпферов крутильных колебаний, что существенно повышает достоверность результатов моделирования процессов нагружения трансмиссий

2 Созданы расчетные схемы силовой передачи гусеничных тракторов семейства ВТ и реализующая их автоматизированная система, позволяющая на основе обобщенной математической модели и созданного программного пакета решать совокупность задач по расчетному анализу динамики трансмиссии при широком варьировании параметров возмущающих воздействий и динамических параметров элементов передачи

3 При использовании автоматизированной системы выполнено исследование влияния упруго-инерционных свойств реактивных звеньев силовой цепи на величину относительной нагруженности ее участков Оно показало, что как уменьшение, так и увеличение в 5 и 10 раз поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии не оказывает влияния на нагруженность, а в продольном приводит к тому, что при движении со скоростями от 1,8 м/с до 4,32 м/с нагруженность участков снижается на 13-88 %, то есть на этих режимах необходимо снижать продольную жесткость При движении на скоростях от 4,32 м/с до 8,29 м/с ее уменьшение приводит к увеличению относительной нагруженности, а увеличение на нагруженность практически не влияет Предложено новое схемное решение крепления корпуса трансмиссии, позволяющее управлять его продольной жесткостью в зависимости от нагрузочного режима трансмиссии

4 Выполнено исследование влияния на относительную нагруженность участков трансмиссии возмущающих моментов, вызванных несинфазностью перезацепления зубьев ведущих колес с гусеницей Оно показало, что суммарная нагруженность силовой передачи от этих возмущений получается наименьшая при максимальном угле рассогласования положения зубьев Максимальные нагрузки имеют место на участках от главной передачи до конечных передач при синфазном возмущении На высоких скоростях движения влияние рассогласования возмущающих моментов практически не сказывается на нагруженности участков

5 Выполнено исследование дополнительной нагруженности трансмиссии от колебаний вследствие неравномерности действия основных эксплуатационных нагрузок и эффективности их гашения демпферами, которое показало, что установка демпфера на месте кардана эффективно снижает нагруженность всей трансмиссии от колебаний в диапазоне частот от 30 до 90 Гц, а на месте вала заднего моста - нагруженность участка от главной передачи до двигателя

6 Создана установка для исследования колебательных процессов в трансмиссии Получены экспериментальные данные о характере нагруженности деталей зад-

него моста при собственных колебаниях и при передаче крутящего момента двигателя Определены логарифмические декременты и коэффициенты демпфирования колебаний масс для использования при моделировании

7 Создана физическая модель (уменьшенный макет) силовой передачи тракторов ОАО ТК ВгТЗ семейства ВТ, на которой получена информация о характере распространения в реальной передаче крутильных колебаний, а также влиянии на этот процесс крутильной жесткости отдельных участков Показано, что уменьшение в 6 раз жесткости карданного вала приводит к уменьшению в 3 раза его относительной нагруженности, уменьшение в 2 раза жесткости вала заднего моста приводит к уменьшению в 1,5-2 раза нагруженности деталей планетарного механизма поворота Определено значение крутильной жесткости участков, при котором нагруженность передачи максимально снижается

Основное содержание диссертации отражено в следующих публикациях

1 Борковски В, Цыпко Э, Михаловски Б, Победин А В, Соколов-Добрев Н С Исследование способности участков трансмиссии к передаче крутильных колебаний Труды IX Межд. симпоз Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов эксплуатации механических транспортных средств» - Варшава-Рыня, 2005

2 Борковски В , Цыпко Э, Михаловски Б, Победин А В, Соколов-Добрев Н С Расчетное исследование влияния демпфирования на динамическую нагруженность участков трансмиссии трактора Труды Межд науч -практ конф «Прогресс транспортных средств и систем - 2005» - Волгоград, 2005

3 Борковски В, Цыпко Э, Михаловски Б, Победин А В, Соколов-Добрев Н С Нагруженность участков трансмиссии от колебаний вследствие одновременного неравномерного действия основных эксплуатационных нагрузок Труды Межд науч -практ конф «Прогресс транспортных средств и систем - 2005» -Волгоград, 2005

4 Годжаев 3 А -о , Соколов-Добрев Н С , Шеховцов В В , Ляшенко М В , Шевчук В П Динамическая модель силовой передачи с реактивными звеньями // Тракторы и сельхозмашины, 2006 - № 11 - с 23-28

5 Godzajew Z А , Borkowski W, Cypko Е , Sokolow-Dobnew N S., Szechow-cow W W, Szewczuk W P Model dynamiczny do badania procesow obci^zema elementów ukladu nap^dowego ci^gnxka g^siemcowego // Nap^dy i sterowanie Nr 5 (97), 2007

6 Соколов-Добрев H С, Шеховцов В В , Победин А В Исследование нагруженности участков трансмиссии трактора ВТ-100 от несинфазной работы ведущих колес при возникновении резонансных колебаний Доклад на VIII Международном симпозиуме Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов эксплуатации механических транспортных средств» - Варшава-Рыня, 2002 -С 343-349

7 Соколов-Добрев Н С , Шеховцов В В , Победин А В Исследование влияния несинфазной перемотки гусениц на динамическую нагруженность трансмиссии на нерезонансных режимах Доклад на VIII Международном симпозиуме Военно-технической академии «Совершенствование конструкций и методов экс-

20 V/

плуатации механических транспортных средств» - Варшава-Рыня, 2002 - С 337342

8 Соколов-Добрев Н С , Шеховцов В В , Победин А В Влияние рассогласования углового положения ведущих колес гусеничного трактора на динамическую нагруженность силовой передачи Труды Международной науч -практ конференции «Прогресс транспортных средств и систем - 2002» - Волгоград, 2002 - С 60-62

Подписано в печать 09 10 2007 г Заказ №85г Тираж 100 экз Печ л 1,0 Формат 60x84 1/16 Бумага офсетная Печать офсетная

Типография РПК «Политехник» Волгоградского государственного технического университета 400131, г Волгоград, ул Советская, 35

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЙ.

1.1. Теоретические исследования динамики силовых передач.

1.1.1. Необходимость выполнения теоретических исследований динамических процессов в силовых передачах.

1.1.2. Влияние динамической нагруженности трансмиссий на долговечность их элементов.

1.1.3. Работы отечественных исследователей в области динамики силовой передачи.

1.1.4. Недостатки созданных на разных исторических этапах динамических моделей трансмиссий и методов их исследований.

1.1.5. Современные требования к динамическим моделям трансмиссий и методам анализа процессов их нагружения

1.2. Возможности повышения точности отображения в моделях динамических свойств некоторых элементов передач

1.2.1. Отображение в моделях реактивных элементов.

1.2.2. Отображение воздействий на силовую передачу со стороны двигателя.

1.2.3. Отображение связанности крутильных колебаний в трансмиссии с колебаниями остова трактора на подвеске.

1.3. Выводы и постановка основных задач исследования.

ГЛАВА 2. РАЗРАБОТКА ДИНАМИЧЕСКОЙ И МАТЕМАТИЧЕСКОЙ МОДЕЛЕЙ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ТРАКТОРОВ СЕМЕЙСТВА ВТ

2.1. Исходные положения при разработке структурной схемы и динамической модели передачи.

2.2. Структурная схема и начальная динамическая модель.

2.2.1. Определение упруго-инерционных свойств элементов начальной динамической модели.

2.2.2. Редуцирование начальной динамической модели.

2.3. Математическая модель силовой передачи.

2.4. Описание элементов разработанной динамической модели.

2.4.1. Описание реактивных звеньев.

2.4.2.Описание диссипативных сил.

2.4.3. Описание возмущающих воздействий от двигателя.

2.4.4. Описание воздействий от муфты сцепления.

2.4.5. Описание зазоров.

2.4.6. Описание воздействий от ПМП.

2.4.7. Описание воздействий при колебаниях корпуса трансмиссии.

2.4.8. Описание воздействий при колебаниях остова трактора и орудия

2.4.9. Описание в модели элементов ходовой части.

2.4.10. Возможности созданных динамической и математической моделей.

2.5. Выводы.

ГЛАВА 3. АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ ВОЗМУЩАЮЩИХ ВОЗДЕЙСТВИЙ

И ПАРАМЕТРОВ ЭЛЕМЕНТОВ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ЕЕ ДИНАМИЧЕСКУЮ НАГРУЖЕННОСТЬ.

3.1. Собственные частоты и формы колебаний в силовой передаче трактора.

3.2. Метод и результаты исследования влияния упруго-инерционных свойств реактивных элементов на нагруженность участков силовой передачи.

3.2.1. Влияние продольной жесткости крепления корпуса трансмиссии

3.2.2. Влияние поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии при возбуждении колебаний со стороны ведущих колес.

3.2.3. Влияние поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии при возбуждении колебаний со стороны двигателя.

3.2.4. Влияние жесткости крепления корпуса двигателя.

3.2.5. Результаты исследований.

3.2.6. Необходимость изменения упругих характеристик крепления корпусных деталей к раме.

3.3. Метод и результаты исследования влияния несинфазности перезацепления ведущих колес с гусеницей.

3.3.1. Воздействия от перезацепления ведущих колес.

3.3.2. Методика исследования.

3.3.3. Анализ полученных данных.

3.3.4. Результаты исследований.

3.4. Исследование дополнительной нагруженности силовой передачи от крутильных колебаний вследствие неравномерности действия основных эксплуатационных нагрузок.

3.4.1. Установка демпфера на месте карданного вала.

3.4.2. Установка демпфера на месте валов заднего моста.

3.5. Выводы.

ГЛАВА 4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ТРАНСМИССИИ НА ФИЗИЧЕСКОЙ МОДЕЛИ.

4.1. Описание экспериментальной установки.

4.2. Оценка адекватности динамических свойств созданной физической модели трансмиссии.

4.3. Методика проведения эксперимента.

4.4. Результаты эксперимента.

4.4.1. Графическое представление результатов изменения начальных амплитуд колебаний масс при приложении возмущения поочередно к каждой массе.

4.4.2. Анализ полученных данных.

4.4.3. Графическое представление процессов затухания колебаний после импульсного воздействия на массы макета.

4.4.4. Результаты проведенного эксперимента.

4.5. Выводы.

ГЛАВА 5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ КОЛЕБАТЕЛЬНЫХ ПРОЦЕССОВ В ТРАНСМИССИИ.

5.1. Исследование колебаний элементов заднего моста.

5.1.1. Задачи исследований.

5.1.2. Описание экспериментальной установки.

5.1.3. Описание измерительной аппаратуры.

5.1.4. Методика экспериментальных исследований.

5.2. Исследование собственных затухающих колебаний.

5.2.1. Порядок и результаты исследований.

5.2.2. Оценка погрешности измерений.

5.3. Исследование крутильных колебаний вала заднего моста при движении трактора.

5.4. Оценка адекватности разработанных динамических моделей.

5.5. Выводы.

Прогресс в тракторостроении характеризуется постоянным повышением требований как к функциональным показателям машин- производительности, универсальности, быстроходности, динамичности, энергонасыщенности, так и к потребительским— надежности, долговечности, конкурентоспособности, безотказности, бесшумности и малой виброактивности. И те, и другие показатели напрямую зависят от качества конструкции и нагруженности основных рабочих узлов [108].

Одним из важнейших элементов трактора является комплекс узлов трансмиссии, или силовой передачи, непосредственно задействованных в передаче мощности от двигателя к движителю. У современных тракторов масса трансмиссий обычно составляет около 40 % массы машины. Постоянная высокая нагруженность деталей тракторных трансмиссий приводит к тому, что, наряду с деталями ходовых систем, значительная часть отказов и поломок имеет место именно в трансмиссии. Так, по данным испытаний [21], за 6000 моточасов отказы трансмиссий составляют у тракторов 2025% от общего числа отказов. Тем временем, в соответствии с современными требованиями, ресурс деталей трансмиссии должен быть высоким -им могут отвечать только узлы и агрегаты, ресурс которых не ниже 14000^-16000 моточасов.

За последние годы значительно возросла мощность сельскохозяйственных тракторов, соответственно выросло количество агрегатируемых с ними орудий и машин, увеличились скорости движения тракторов при выполнении различных сельскохозяйственных операций. Повышение энергонасыщенности тракторов неизбежно влечет за собой увеличение нагруженности трансмиссий, расширение диапазона амплитуд и спектра частот, действующих на них нагрузок [25].

Динамическая нагруженность силовой передачи в эксплуатации формируется в результате действия как внешних, так и внутренних возмущений. Чаще всего наибольшим повреждающим действием обладают имеющие большую динамическую составляющую внешние возмущения. Основными среди них являются флуктуации крюковой нагрузки, неравномерность крутящего момента двигателя, возмущения от колебаний остова на подвеске, вызванных неровностью дороги или поля, неравномерность перемотки гусеницы - для гусеничных машин, а также воздействия со стороны систем управления. Основными среди внутренних считаются кинематические и силовые возмущения от перезацепления шестерен, несоосности валов, неравномерности вращения кардана, деформаций и смещений корпусных деталей [24, 61, 108].

Тем не менее, в соответствии с требованиями технического прогресса, к современным тракторам предъявляются все более жесткие потребительские требования, касающиеся удобства в эксплуатации, надежности, минимальной шумности и малой виброактивности.

Как известно, надежность технических объектов обусловливается их безотказностью, долговечностью, ремонтопригодностью и сохраняемостью [67]. Естественно, надежность впрямую зависит от действующих на систему силовых факторов и не может быть обеспечена при слишком высокой динамической нагруженности элементов. Поэтому для обеспечения требуемой надежности машины в целом существенное значение имеет то, что динамическая нагруженность элементов силовой передачи не должна превышать допустимого уровня.

Тем временем, в соответствии с данными испытаний [2, 44, 46], динамическая нагруженность трансмиссий ряда современных гусеничных сельскохозяйственных тракторов, в том числе тракторов производства ОАО «ТК «ВГТЗ», остается недопустимо высокой. Вследствие этого в эксплуатации наблюдается большое число отказов и поломок деталей 7 трансмиссий до исчерпания нормативного ресурсного срока машины. Это существенно снижает показатели надежности и потребительские качества машин.

При разработке новых или модернизации серийных трансмиссий необходима информация о предположительной нагруженности деталей силовой передачи в эксплуатации. Такую информацию с достаточной для инженерных расчетов точностью позволяют получать современные методы расчетного моделирования процессов динамического нагруже-ния элементов передач. На их основе возможно прогнозирование действительной нагруженности каждого элемента трансмиссии. При этом требуемую долговечность деталей и узлов трансмиссии возможно обеспечивать за счет правильного выбора совокупности упруго-инерционных и диссипативных параметров элементов трансмиссии уже на этапе проектирования.

Вследствие важности для экономики страны повышения показателей надежности выпускаемых машин за счет уменьшения уровня нагру-жености их трансмиссий, настоящая работа посвящена разработке методов анализа и снижения динамической нагруженности узлов и механизмов трансмиссии гусеничного сельскохозяйственного трактора.

На защиту выносятся следующие основные научные разработки: 1. Динамическая и математическая модели силовых передач тракторов ОАО ВгТЗ семейства ВТ, учитывающие связанность крутильных колебаний в силовой передаче с колебаниями корпусных деталей трансмиссии и остова на подвеске, позволяющие использовать при исследованиях экспериментальные характеристики крутящего момента двигателя и тягового сопротивления, учитывать изменение в процессе износа зазоров и люфтов в кинематических парах, определять влияние на на-груженность от эксплуатационных воздействий упругих, инерционных и демпфирующих параметров каждого элемента трансмиссии, а также их 8 влияние на процессы распространения крутильных колебаний по вало-проводу, выполнять анализ влияния на нагруженность каждого участка степени несинфазности установки ведущих колес, а также выполнять анализ изменения нагруженности участков силовой передачи в результате установки в нее демпферов крутильных колебаний.

2. Автоматизированная система расчетного анализа динамики трансмиссии гусеничного трактора, позволяющая исследовать и прогнозировать нагруженность ее элементов.

3. Метод исследования влияния упруго-инерционных свойств реактивных элементов силовой цепи на нагруженность ее участков при установившихся и переходных режимах работы МТА.

4. Метод исследования характера изменения нагруженности трансмиссии в зависимости от разности углов установки ведущих колес друг относительно друга.

5. Метод исследования дополнительной нагруженности узлов и механизмов силовой передачи от крутильных колебаний, вызываемых неравномерностью действия основных эксплуатационных нагрузок, а также влияния на эту нагруженность диссипативных свойств отдельных элементов.

6. Методика и результаты экспериментального исследования, позволяющего оценивать нагруженность валов заднего моста гусеничного трактора при различных скоростях движения и режимах нагружения.

Научная новизна работы определяется следующими разработками: 1. Разработаны динамическая и математическая модели трансмиссии гусеничного трактора, позволяющие учитывать влияние на динамическую нагруженность силовых элементов связанности их крутильных колебаний с угловыми колебаниями корпусных деталей двигателя, трансмиссии и остова трактора.

2. Предложены новые методы оценки влияния упруго-инерционных параметров корпусных деталей и несинфазного перезацепления ведущих колес с гусеничной цепью на динамическую нагруженность трансмиссии при действии основных эксплуатационных нагрузок.

3. С использованием разработанных моделей предложены научно-обоснованные рекомендации по изменению упругих, инерционных и диссипативных свойств элементов силового валопровода и схемные решения, обеспечивающие снижение динамических нагрузок в трансмиссии тракторов семейства ВТ производства ОАО ТК ВГТЗ.

Важными для практики результатами работы являются следующие:

1. Создана автоматизированная система, позволяющая анализировать и целенаправленно корректировать собственные частотные свойства силовых передач тракторов; исследовать влияние на их динамическую нагруженность одновременного действия основных эксплуатационных нагрузок, а также оценивать влияние на эту нагруженность изменения упругих, инерционных и демпфирующих параметров каждого элемента трансмиссии для максимального снижения их динамической нагруженности в эксплуатации.

2. Разработаны метод и программные средства для анализа влияния жесткости опор корпусных деталей трансмиссии на динамическую нагруженность ее участков на установившихся и переходных режимах движения. Выполнение исследований на базе метода и программных средств позволяет выработать рекомендации по управлению упругими свойствами опор корпуса трансмиссии на разных режимах движения для снижения динамической нагруженности трансмиссии. Предложено улучшенное схемное решение крепления корпуса трансмиссии тракторов семейства ВТ к раме, позволяющая изменять жесткость его крепления в продольной плоскости в зависимости от нагрузочного режима трансмиссии.

3. Предложены метод и программные средства для анализа влияния жесткости подвески двигателя на динамическую нагруженность трансмиссии от основных эксплуатационных нагрузок. При использовании метода и программных средств выполнены исследования, позволившие выработать рекомендации по совершенствованию упругих характеристик подвески двигателей тракторов семейства ВТ.

4. Разработан метод анализа влияния на динамическую нагруженность трансмиссии разницы углов установки ведущих колес трактора. Метод и созданные программные средства позволяют для любого трактора определять, какие углы рассогласования положения ведущих колес и на каких режимах движения трактора являются наиболее благоприятными с точки зрения нагруженности трансмиссии. Выработаны рекомендации по применению устройства, управляющего углом рассогласования для тракторов семейства ВТ.

По теме диссертации опубликовано 8 печатных работ, в том числе одна в центральной печати.

Работа выполнена на кафедре «Автомобиле- и тракторостроение» Волгоградского государственного технического университета под руководством к.т.н., проф. А.В. Победина при научном консультировании д.т.н., доц. В.В. Шеховцова и является продолжением исследований динамической нагруженности и колебаний трансмиссии, ранее проводившихся на кафедре.

ОБЩИЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Созданы динамическая и математическая модели силовой передачи тракторов ОАО ВГТЗ семейства ВТ, позволяющие, в отличие от моделей предшественников, учитывать влияние на динамическую нагруженность передачи связанности крутильных колебаний в трансмиссии с вертикальными и угловыми колебаниями корпусных деталей двигателя, трансмиссии и остова трактора; анализировать влияние на изменение нагруженности изменения инерционных параметров корпусных деталей и упругих параметров их опор, в том числе опор групп деталей внутри корпуса трансмиссии; анализировать влияние на нагруженность участков трансмиссии величины рассогласования относительного углового положения ведущих колес во время движения; учитывать влияние износа силовых кинематических пар на нагруженность участков трансмиссии, а также оценивать изменение нагруженности участков передачи при установке в силовую цепь демпферов крутильных колебаний, что существенно повышает достоверность результатов моделирования на их основе процессов нагружения трансмиссий.

2. Разработана автоматизированная система, позволяющая на основе обобщенной математической модели и созданного программного пакета решать комплекс задач по расчетному анализу динамики силовой передачи при широком варьировании параметров возмущающих воздействий и динамических параметров элементов передачи.

3. При использовании автоматизированной системы выполнено исследование влияния упруго-инерционных свойств реактивных звеньев силовой цепи на нагруженность ее участков. Оно показало, что как уменьшение, так и увеличение в 5 и 10 раз поперечной жесткости крепления корпуса трансмиссии не оказывает влияния на нагруженность, а в продольном приводит к тому, что при движении со скоростями от 1,8 м/с до 4,32 м/с нагруженность участков снижается на 13-88 %, то есть на этих режимах необходимо снижать продольную жесткость. При движении на скоростях от 4,32 м/с до 8,29 м/с ее уменьшение приводит к увеличению нагруженности, а увеличение на нагруженность практически не влияет. Предложено новое схемное решение крепления корпуса трансмиссии, позволяющее управлять его продольной жесткостью в зависимости от нагрузочного режима трансмиссии.

4. Выполнено исследование влияния на нагруженность участков трансмиссии несинфазности перезацепления ведущих колес с гусеницей. Оно показало, что суммарная нагруженность силовой передачи от перезацепления получается наименьшая при максимальном угле рассогласования зубьев ведущих колес как на нерезонансных, так и на резонансных режимах. Максимальные дополнительные нагрузки от перезацепления имеют место на участках от главной передачи до конечных передач при синфазной работе ведущих колес. На высоких скоростях движения влияние рассогласования практически не сказывается на нагруженности участков. Выдана рекомендация по применению устройства, для снижения нагруженности управляющего взаимным положением ведущих колес при движении.

5. Выполнено исследование дополнительной нагруженности трансмиссии от колебаний вследствие неравномерности действия основных эксплуатационных нагрузок. При этом исследовался также характер распространения по валопроводу колебаний, вызываемых каждой нагрузкой, и эффективность их гашения демпферами, установленными на месте кардана и вала заднего моста. Исследование показало, что установка демпфера на месте кардана эффективно снижает нагруженность трансмиссии от колебаний в диапазоне частот от 30 до 90 Гц, а установка на место вала заднего моста особенно эффективно снижает нагруженность от колебаний со стороны ведущего колеса участка от главной передачи до двигателя. Степень снижение динамической нагруженности участков нелинейно зависит от коэффициента демпфирования демпфера. При этом нагруженность участков от источника колебаний до демпфера увеличивается, а на участке за демпфером существенно снижается.

6. Создана экспериментальная установка для исследования колебательных процессов в трансмиссии гусеничного трактора. На ее базе выполнены исследования процессов собственных колебаний и вынужденных крутильных колебаний во время движения трактора. Анализ записанных осциллограмм позволил определить динамическую нагруженность вала заднего моста на различных режимах движения и выявить собственные частоты колебаний масс трансмиссии.

7. Для экспериментальных исследований особенностей распространения крутильных колебаний по валопроводу силовой передачи тракторов ОАО ВгТЗ семейства ВТ создан ее уменьшенный макет. На макете выполнены исследования характера распространения колебаний по валопроводу при их возбуждении поочередно на каждой из масс, а также влияния на изменение нагруженности участков и длительность процесса затухания колебаний изменения крутильной жесткости участков, соответствующих участкам «карданный вал - ведущие элементы КПП» и «планетарный механизм поворота - конечная передача» реальной трансмиссии. Результаты исследований позволили определить параметры крутильной жесткости карданного вала и вала заднего моста, при которых максимально снижается динамическая нагруженность силовой передачи от крутильных колебаний.

1. Автоматизация проектирования подвески трактора: Учебное пособие / Победин А.В., Ходес И.В., Мезенцев М.С. Волгоград, политехи, ин-т. Волгоград, 1990. 112 с.

2. Абдулов С.В. Динамика переходных процессов и синтез оптимального управления переключением передач гидромеханической трансмиссии транспортной машины: Дис. . к.т.н. Курган., 2005.

3. Агейкин Я.С. Вездеходные и комбинированные движители (теория и расчет). М.: Машиностроение, 1972. -184 с

4. Антонов А.С. Силовые передачи колесных и гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1974.

5. Антонов А.С. Теория гусеничного движителя. М.: Машгиз, 1949.

6. Бабков В.Ф., Безрук В.М. Основы грунтоведения и механики грунтов. -М.: Высшая школа, 1976. -328 с.

7. Барский И.Б., Анилович В.Я., Кутьков Г.М. Динамика трактора. М.: Машиностроение, 1973.

8. Баженов С.П., Куприянов М.П. Динамическая нагруженность трансмиссии трактора: Учебное пособие. Части 1,2 / Липецк. Гос. техн. ун-т. Липецк, 1995.

9. Бочаров Н.Ф., Семенов М.В., Киселев Д.В., Ковальчук А.С. Особенности колебаний коробок передач в динамической системе трансмиссии автомобиля // Автомобильная промышленность, 1987. № 9

10. Валы и оси / С.В. Серенсен, М.Б. Громам, В.П. Когаев, P.M. Шнейдерович. М.: Машиностроение, 1970.

11. Варкентин В.В. Снижение уровня крутильных колебаний в системе ДВС-ГДТ промышленного трактора : Дис. . к.т.н. М., 1991.

12. Вафин Р.К., Зябликов В.М., Иванов В.А., Смирнов С.И. Схема крутильно-колеблющейся системы гусеничной машины с учетом подвески и корпуса // Известия вузов. Машиностроение, 1975. № 3, с. 130-133.

13. ВейцВ.Л., КочураА.Е. Динамика машинных агрегатов с двигателями внутреннего сгорания. Л.: Машиностроение, 1976. 383 с.

14. Вейц В.Л., КочураА.Е. Федотов А.И. Колебательные системы машинных агрегатов. Л.: Изд-во ЛГУ, 1979. 255 с.

15. Вермеюк В.Н. Нелинейные колебания в трансмиссии автомобиля: Дис. . к.т.н.-М., 1978.

16. Вернигора В.А., Солонский А.С. Переходные режимы тракторных агрегатов. М.: Машиностроение, 1983. - 183 с.

17. Вопросы повышения долговечности тракторных трансмиссий. М.: НА-ТИ, вып. 225.- 1973.

18. Галевский Е.А. Теоретические основы создания механических трансмиссий с согласованными динамическими параметрами транспортных машин: Автореф. дис. . докт. техн. наук. -М., 1992.

19. Гмурман В.Е."Руководство к решению задач по теории вероятностей и математической статистике", М.: ВШ, 1997

20. Годжаев З.А.-о. Совершенствование динамических характеристик силовых передач тракторов на основе методов многокритериальной оптимизации: Дис. . д.т.н. / Гос. Науч.-исслед. тракторный ин-т. М., 1994.

21. Годжаев З.А.-о., Соколов-Добрев Н.С., Шеховцов В.В., Ляшенко М.В., Шевчук В.П. Динамическая модель силовой передачи с реактивными звеньями// Тракторы и сельхозмашины; 2006. №11. - с. 23-28.

22. Godzajew Z.A., Borkowski W., Cypko E., Sokolow-Dobriew N.S. Szechow-cow W.W., Szewczuk W.P. Model dynamiczny do badania procesow obciazenia elementow ukladu napedowego ciagnika gasienicowego.// Napedy i sterowanie №5 (97) maj 2007.

23. Голубков B.B., Барбашова Т.Ф., Боровик Г.К. Асимптотические свойства явных методов Рунге-Кутта и связанные с ними вычислительные эффекты -М.:1981. 60 с.

24. ГОСТ 25.101-83. Методы схематизации случайных процессов нагружения элементов машин и конструкций и статистического представления результатов.- М. Изд.-во стандартов, 1983.

25. Григоренко JI.B., Колесников B.C. Динамика автотранспортных средств. Теория, расчет передающих систем и эксплуатационно- технических качеств.-Волгоград: Комитет по печати и информации, 1998.-544 с.

26. Григорьев Е.А., Периодические и случайные силы, действующие в поршневом двигателе М.: Машиностроение, 2002. - 269 с.

27. Григорьев Е.А., Статистическая динамика поршневых двигателей М.: Машиностроение, 1978. - 104 с.

28. Гусеничные транспортеры-тягачи. Под ред. д-ра техн. наук проф. В.Ф. Платонова. М., «Машиностроение», 1978, 351 с.

29. Дегтярев Ю.П. Математическая модель машинно-тракторного агрегата с упругими звеньями в сочленениях: Дис. . канд. техн. наук. Волгоград, 1994.

30. Динамика полигонных установок: Учеб. пособие / Колмаков В.И., Волгоград. политехи, ин-т. Волгоград, 1990. 95 с.

31. Дьяконов В. Matlab 6.0/6.1/6.5+spl simulink 4/5 обработка сигналов и изображений М.: СОЛОН-Пресс, 2005.

32. Дэбни Дж. Харман Т. Simulink 4 секреты мастерства М.: Бином. Лаборатория знаний, 2003.

33. Елизаров В.П., Кутьков Г.М., Шлуфман М.М. Исследование динамики машинно-тракторного агрегата на аналоговых вычислительных машинах. Труды ВИМ. Т. 38. М., ОНТИ-ГОСНИТИ, 1964.

34. Забавников Н.А. Основы теории транспортных гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1967. 396 с.

35. Зленко С.В. Влияние колебаний остова гусеничного трактора класса 3 на подвеске на крутильные колебания в трансмиссии: Дис. . канд. техн. наук. -Волгоград, 2000.

36. Иванов М.И. Детали машин. Учебник для ВТУЗов. М.: Высшая школа, 2005.

37. Игнатенко В.И. Исследование низкочастотных колебаний двигателя гусеничного трактора: Дис. . канд. техн. наук. Волгоград, 1968.

38. Исследование динамики гусеничного трактора ДТ-75 при работе с навесными и полунавесными орудиями: Отчет о НИР / Гос. союзный научн.-иссл. ин-т (НАТИ); Рук. Б.И. Гостев. М., 1962.

39. Испытания тракторов Т-150, ДТ-75С и комплекса сельскохозяйственных машин / Протокол № 105. Заключение КубНИИТиМ по результатам испытаний Новокубанск, 1969.

40. Исследование динамики МТА с помощью ЭВМ: Учеб. пособие / Хо-дес И.В., Тескер Е.И. Волгоград, политехи, ин-т. Волгоград, 1991. 73 с.

41. Исследование нагруженности трансмиссии и ходовой части трактора ДТ-75С на эксплуатационных режимах: Отчет о НИР / Моск. ин-т инженеров с.-х. производства (МИИСП); Рук. В.И.Анохин. № ГР 74020915. - М., 1976.

42. Казанкина Е.Н. Снижение вибраций трактора, вызываемых перезацеплением ведущих колес с гусеницами: Дис. . канд. техн. наук. Волгоград, 2003.

43. Кармазин Э.И. Разработка комплекса ускоренных испытаний зубчатых передач тракторных трансмиссий. Автореф. дис. . канд. техн. наук. - Харьков, 1975.

44. КацыгинВ.В., Кринко М. С., Мельников Е. С. Скоростные энергонасыщенные тракторы: (Особенности эксплуатации и обслуж.) Минск: Ураджай,1979.

45. Киршин В.Г. Снижение динамических нагрузок в системе «Двигатель-трансмиссия- ходовая часть» автомобилей- самосвалов с колесной формулой 6x4: Дис. . к.т.н.-М., 1984.

46. Климов В.А., Лекус В.Д., Никольский В.В. Проектирование и расчет динамических систем. Л.: Машиностроение, 1974.

47. Ковальчук А.С. Разработка методики имитационного моделирования динамики движения и снижения максимальных нагрузок в трансмиссии перспективных грузовых автомобилей: Дис. . к.т.н. М., 1990.

48. Когаев В.П. Расчет на прочность при напряжениях, переменных во времени. М.: Машиностроение, 1977.

49. Коловский М.З. Динамика машин. Л.: Машиностроение, 1989.

50. Колчин А.И., Демидов В.П. Расчет автомобильных и тракторных двигателей: Учеб. пособие для вузов. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. школа,1980.-400 е., ил.

51. Котовсков А.В. Исследование динамики механической и гидромеханической трансмиссий энергонасыщенного гусеничного сельскохозяйственного трактора на переходных режимах движения. Дис. . канд. техн. наук. - Волгоград, 1979.

52. Крутов В.И. Автоматическое регулирование двигателей внутреннего сгорания. М.: Машиностроение, 1979. 615 с.

53. Кузнецов Н.Г. Вопросы тягового баланса колесных тракторов при работе на тяжелых почвах в условиях Нижнего Поволжья. Диссер. на соиск. учен, степ, доктора техн. наук. Волгоград, 1973 г.

54. Кутьков Г.М., Кожуханцев А.Н. Расчетная схема вертикальных колебаний остова трактора с учетом колебаний в системе подрессоривания и в силовом приводе // Тракторы и сельхозмашины, 1980. № 12

55. Кутьков Г.М., Кожуханцев А.Н., Фалеева Е.Н. Исследование влияния колебаний в трансмиссии на колебания остова гусеничного трактора класса 3-4 // Тракторы и сельхозмашины, 1983. № 10

56. Ляшенко, М.В. Оптимизация упруго-диссипативной характеристики подвески тягово-транспортных средств / Материалы международной научно-технической конференции "MOTAUTO'97" / М.В.Ляшенко, А.В.Победин. -Болгария, 1997.

57. Ляшенко М.В. Синтез систем подрессоривания гусеничных сельскохозяйственных тракторов, адаптированных к условиям эксплуатации: Монография- Волгоград, изд-во РПК «Политехник», 2004.

58. Маслов Г.С. Расчет колебаний валов: Справочник. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1980. - 151 е., ил. - (Б-ка конструктора)

59. Мержевский А.В. Снижение динамической нагруженности трансмиссий энергонасыщенных тракторов // Повышение эффективности и экономичности применения мощных колесных тракторов: Тез. докл. Л., 1987.

60. Микулик Н.А. Влияние подвески агрегатов на крутильные колебания трансмиссии автомобиля: Дис. канд. техн. наук. Минск, 1968.

61. Микулик Н.А. Основы теории транспортных динамических систем с реактивными звеньями: Дис. . докт. техн. наук. Минск, 1992.

62. Надежность машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов / Д.Н.Решетов, А.С.Иванов, В.З.Фадеев; Под ред. Д.Н.Решетова. -М.: Высш. шк., 1988

63. Отраслевая методика стендовых испытаний механических трансмиссий сельскохозяйственных тракторов / Гос. союзный научн. иссл. тракторный ин-т, (НАТИ). - М., 1979. - 21с.

64. Отраслевая методика стендовых ускоренных испытаний КПП, конических и бортовых редукторов (первая редакция) / Челяб. филиал Гос. союзного научн.-иссл. тракторного ин-та (ЧФ НАТИ). Челябинск, 1983.

65. Пановко Я.Г. Введение в теорию механических колебаний. М.: Наука, 1980.

66. Пермяков В.А. Исследование внутренней динамики трансмиссии промышленного трактора методами моделирования: Дис. . к.т.н. Челябинск, 1974.

67. Плотников В.А., Дмитриченко С.С. Стенды для испытаний трансмиссий тракторов фирмы «Комацу». Реф. сборник «Тракторы, самоходные шасси и двигатели, агрегаты и узлы». Москва, 1978, с. 11

68. Разработка методики ускоренных стендовых испытаний трансмиссий и совершенствование трансмиссий тракторов ВгТЗ на ее основе: Отчет о НИР / Волгогр. политехи, ин-т (ВолгПИ); рук. И.В.Ходес. № ГР 018300225339. -Волгоград, 1984.

69. Ривин Е.И. Динамика привода станков. М.: Машиностроение, 1966.

70. Россоловский А.В. AutoCAD 2002, 2002LT, 2000. Справочник команд. -М.: КУДИЦ-ОБРАЗ, 2002.

71. Русецкий И.К. Исследование установившихся вынужденных колебаний крутильных систем двигателя внутреннего сгорания и трансмиссии автомобиля и гашение их демпферами параллельного и последовательного действия: Дис. . к.т.н. Минск, 1977.

72. Свитачев А.И. Определение передаточных функций трансмиссии трактора // Известия вузов. Машиностроение, 1984. № 3.

73. Свитачев А.И. Совершенствование методов анализа и синтеза динамических свойств силовой передачи трактора: Дис. . к.т.н. Красноярск, 1989.

74. Свитачев А.И., Золотухин В.А. Анализ динамических свойств силовой передачи трактора // Тракторы и сельхозмашины, 1986. № 7.

75. Свитачев А.И., Золотухин В.А. Оценка демпфирующих параметров силовой передачи трактора // Известия вузов. Машиностроение, 1987. № 3.

76. Семенов В.М., Анкинович Г.Г., Ковалева Т.В., Беляев В.М. и др. Динамические системы с реактивными элементами // Автомобильная промышленность, 1975. -№ 2.

77. Силовые передачи транспортных машин.: Динамика и рас-чет/С.В. Алексеева, B.J1. Вейц, Ф.Р. Геккер, А.Е. Кочура. Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1982. - 256 е., ил.

78. Система ускоренных испытаний тракторов и их элементов, применяемая фирмой «Комацу» // Реферативный сборник. М.: ЦНИИТЭИ тракторосельхоз-маш, 1978.-№4.

79. Смирнов А.Ф., Александров А.В., Монахов Н.И. и др. Сопротивление материалов. М.: Высшая школа, 1969. 595 с.

80. Солитерман Ю.Л., Славина Н.Б. Прогнозирование надежности деталей и агрегатов трансмиссий самоходных машин. Мн.: БелНИИНТИ, 1992. - 79 с.

81. Строков В.Л., Карсаков А.А., Макарова Т.И. Роль упругих звеньев силовой передачи в работе трактора. Труды / Волгоград. СХИ, 1974, т. 48.

82. Тараторкин И.А. Прогнозирование вибронагруженности дотрансформа-торной зоны трансмиссий транспортных машин и синтез гасителей крутильных колебаний: Дис. . к.т.н. Курган., 2003.

83. Тескер Е.И., Поляков В.А., Шевчук В.П. Условия нагружения зубчатых колес при стендовых испытаниях трансмиссий по замкнутому контуру // Методы и средства стендовых испытаний узлов и агрегатов трактора: Тез. докл. -Челябинск, 1979.

84. Тескер Е.И., Шеховцов В.В., Зленко С.В., Кумсков Д.И. Анализ динамических воздействий на ведущие колеса гусеничного трактора //Motoauto 97: Материалы международ, науч.-практ. конф. г. Русе, Болгария, 1997 г. -стр.324-329.

85. Тескер Е.И., Шеховцов В.В., Зленко С.В., Кумсков Д.И. Исследование динамических процессов в силовой передаче гусеничной машины // Dynamikastrojovych agregatov Материалы международ, науч.-практ. конф. Gabcikovo, Словакия 1998 г. - стр. 151-154.

86. Упиров П.П. Совершенствование методов оценки нагруженности и долговечности (на примере механической и гидромеханической трансмиссий промышленной модификации гусеничного сельскохозяйственного трактора): Дис. . к.т.н. Красноярск., 1977.

87. Халим А.Г.С. Разработка метода оптимизации демпферов крутильных колебаний коленчатого вала двигателя: Автореф. дис. . канд. техн. наук. Волгоград, 1992.

88. Хайрер Э., Нёрсетт С., Ваннер Г. Решение обыкновенных дифференциальных уравнений. Нежесткие задачи М.: Мир, 1990. 512 с.

89. Ходес И.В., Губин В.В., Шевчук В.П. Стендовое оборудование для испытания тракторов ВгТЗ // Методы и средства стендовых испытаний узлов и агрегатов трактора: Тез. докл. Челябинск, 1979. - с.10-13.

90. Ходес И.В., Шеховцов В.В. Формирование собственного частотного спектра силовой передачи // Динамика и прочность автомобиля: Тез. докл. -М., 1990

91. Ходес И.В., Шеховцов В.В., Шевчук В.П. Стендовое оборудование для испытания трансмиссий тракторов // Тракторы и сельхозмашины. 1988. - № 7. - с.10-13.

92. Хрипунов Д.В. Методы оценки вибронагруженности промышленного трактора со стороны гусеничного движителя: Дис. . к.т.н. Челябинск., 2003.

93. Цвик Б.Д., Степанов В.Е., ЗазуляА.Н. Влияние вертикальных колебаний пахотного агрегата на неравномерность загрузки двигателя // Тракторы и сельхозмашины, 1984. №3

94. Чернявский И.Ш., Калногуз О.И., Травкин И.В., Местецкая Д.С. Динамические модели трансмиссии трактора типа Т-150 и эффективность их применения // Тракторы и сельхозмашины, 1988. № 12.

95. Шеховцов В.В. Автоматизированная система динамического анализа силовых передач: Информ. листок Волгоградского ЦНТИ № 343-90. Волгоград, 1990.

96. Шеховцов В.В. Анализ и синтез динамических характеристик автотракторных силовых передач и средств для их испытания. Монография Волгоград, изд-во РПК «Политехник», 2004.

97. Шеховцов В.В. Разработка стендов и управления их динамическими свойствами для испытаний трансмиссий тракторов: Дис. .к.т.н. Волгоград., 1990.

98. Шнайдман М.А. Динамика силовых факторов и показателей скоростного режима сельскохозяйственных агрегатов в условиях эксплуатации и методика их исследования (на примере агрегатов с гусеничным трактором ДТ-75М): Дис. канд. техн. наук. Волгоград, 1978.

99. Янушевский А.Т., Суетин А.С. Исследование вынужденных колебаний многомассовой системы методом единичных моментов / Динамика и синтез инерционных и импульсных силовых систем. Темат. сб. науч. тр. № 259. Че-ляб. политехи, ин-т (ЧПИ). - Челябинск, 1981