автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Снижение динамической нагруженности силовой передачи трактора за счет изменения крутильной жесткости реактивного звена

На правах рукописи

Калмыков Алексей Васильевич

СНИЖЕНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ ТРАКТОРА ЗА СЧЕТ ИЗМЕНЕНИЯ КРУТИЛЬНОЙ ЖЕСТКОСТИ РЕАКТИВНОГО ЗВЕНА

05.05.03 - Колёсные и гусеничные машины

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени кандидата технических наук

00553ООТА

2 4 ОКГ 2013

Волгоград - 2013

005535812

Работа выполнена на кафедре «Автомобиле- и тракторостроение» в Волгоградском государственном техническом университете

Научный руководитель доктор технических наук, доцент

Шеховцов Виктор Викторович.

Официальные оппоненты: Годжаев Захид Адыгезалович,

доктор технических наук, профессор, Федеральный исследовательский испытательный центр машиностроения, генеральный директор;

Колосов Игорь Валериевич, кандидат технических наук, ООО «Автоплюс» (Volvo, Hyundai), директор.

Ведущая организация Липецкий государственный

технический университет.

Зашита состоится « 22 » ноября 2013 г. в 10е2 часов на заседании диссертационного совета Д 212.028.03, созданного на базе Волгоградского государственного технического университета по адресу: 400005, г. Волгоград, проспект Ленина, 28, ауд. 210.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета.

Автореферат разослан « » октября 2013 г.

Ученый секретарь , >

диссертационного совета ¿, J'^'j Ожогин Виктор Александрович.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы диссертации. В настоящее время каждое новое поколение машин отличается от предшественников большей энерговооруженностью и универсальностью. Этим обеспечивается их более высокая производительность и возможность механизации выполнения все большего количества работ. Но увеличение единичной мощности и энергонасыщенности машин сопровождается повышением динамической нагруженности их конструкций, форсированным износом наиболее нагруженных деталей, более быстрым темпом накопления усталостных повреждений, более частыми отказами и усталостными поломками.

Известно, что в силовой передаче гусеничных машинах одним из самых динамически нагруженных узлов является конечная передача. Она первая в силовой цепи воспринимает динамические нагрузки от перемотки гусеничной цепи, от изменения тягового сопротивления, а также от раскачивания остова на подвеске. По литературным данным, до 80 % отказов, обусловленных высокой на-груженностью деталей, в трансмиссиях тракторов приходится на конечную передачу. Снижение уровня нагруженности конечной передачи является одним из эффективных путей уменьшения динамической нагруженности силовой передачи в целом. Следовательно, тема работы, в которой предложен способ снижения динамической нагруженности силовой передачи за счет изменения крутильной жесткости реактивного звена конечной передачи, является актуальной.

Цель работы: обоснование и разработка способа снижения динамической нагруженности силовой передачи трактора, основанного на изменении крутильной жесткости крепления коронной шестерни конечной передачи к корпусу.

Для достижения данной цели работы поставлены следующие задачи:

1. Анализ используемых в современной практике автотракторостроения методов и способов снижения динамической нагруженности силовой передачи.

2. Построение с помощью программного пакета «Универсальный механизм» математических моделей гусеничных тракторов ВТ-100 и ЧЕТРА-6С315 с пространственно-динамическим представлением гусеничной ходовой системы и силовой передачи.

3. Экспериментальное исследование динамической нагруженности участков силовой передачи трактора ВТ-100 с целью верификации и проверки адекватности математических моделей, создаваемых с помощью пакета «Универсальный механизм».

4. Расчетный анализ динамической нагруженности участков силовой передачи трактора ЧЕТРА-6С315, в том числе планетарной конечной передачи, в разных условиях движения.

5. Разработка конструкции конечной передачи трактора ЧЕТРА-6С315 с изменяемой крутильной жесткостью реактивного звена; расчетный анализ влияния изменения этой жесткости на нагруженность трансмиссии.

Методы исследования. Теоретические исследования динамической нагруженности участков трансмиссии с помощью программных пакетов «Универсальный механизм» и МаЛаЬ на основе созданных математических моделей. Экспериментальные исследования с использованием тензометрического оборудования.

Объекты исследований. Объектами исследований являлись силовые передачи тракторов ЧЕТРА-6С315 и ВТ-100 производства ВгТЗ.

Научная новизна:

1. Предложен способ снижения пиковой динамической нагруженности участков силовой передачи трактора на режимах работы с высокой динамичностью

нагрузок за счет изменения жесткости реактивного звена конечной передачи.

2. Создана математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, позволяющая исследовать нагруженность участков силовой цепи при возмущениях от неравномерности действия крутящего момента двигателя и комплекса эксплуатационных кинематических и силовых возмущений от ходовой системы, а также оценивать влияние на эту нагруженность жесткости реактивных звеньев силовой цепи.

Практическая ценность:

1. Использование в практике конструирования силовых передач созданной математической модели, основанной на пространственно-динамическом представлении силовой передачи и гусеничной ходовой системы трактора, обеспечивает возможность получения достоверной информации о динамической на-груженности всех участков силовой цепи в разных условиях движения на этапе проектирования и определять необходимые изменения жесткости реактивных звеньев для снижения этой нагруженности.

2. Использование в силовых передачах тракторов предложенных и запатентованных новых технических решений устройств, позволяющих изменять крутильную жесткость участков силовой передачи, обеспечивает возможность снижения пиковой нагруженности передачи на переходных режимах движения.

Апробация работы. Основные положения и результаты диссертационной работы в 2009-2013 г.г. были представлены на 8 внутренних, всероссийских и международных научно-технических конференциях, в том числе на VI всерос. науч.-практ. конф. «Инновационные технологии в обучении и производстве», г. Камышин, 2010 г., 30th Anniversary Seminar of the Students' Association for Mechanical Engineering, Варшава, 2011 г., 31st Seminar of the Students' Association for Mechanical Engineering, Варшава, 2012 г., и ежегодных научных конференциях Волг! "ГУ (Волгоград, 2009-2013).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 15 печатных работ, в том числе 4 статьи в журналах, рекомендованных ВАК, и 4 патента на полезные модели.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы, включающего 143 наименования (из них 17 на иностранных языках). Работа содержит 153 страницы машинописного текста, включающего 23 таблицы и 107 рисунков.

Основные положения, выносимые на защиту:

1. Способ снижения пиковой динамической нагруженности участков силовой передачи трактора на режимах работы с высокой динамичностью нагрузок за счет изменения жесткости реактивного звена.

2. Математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы и силовой передачи трактора.

3. Результаты экспериментальных и расчетных исследований влияния изменения жесткости реактивного звена на динамическую нагруженность трансмиссии.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы, заявлена цель и поставлены задачи работы, сформулированы положения научной новизны, теоретической и практической значимости, положения, выносимые на защиту и приведена информация, касающаяся апробации работы.

В первой главе «Направление исследований и состояние вопроса» приведены обзор и анализ работ российских и зарубежных ученых в области динамики силовой передачи. Темой исследования динамики силовых передач тяговых и транспортных средств занимались такие отечественные ученые, как Анилович ВЛ., Анохин В.И.,

4

Бабаков И.М., Баз/сенов С.П., Барский КБ., ВафинР.К, Вейц ВЛ., Годжаев З.А., Гуськов В.В., Дмитриченко С. С., Доброхлебов АП., Коловский М.З., Ксеневич И.П., Кутьков Г.М., Маслов Г.С., ПлатоновВ.Ф., Ривин ЕЛ., СеменовВ.М., Скун-динГЛ., Тарасик В.П., Терских В.П., Тимошенко С.П., Цшпович H.G, Я ценно H.H.

и др. Научными коллективами, которыми руководили эти ученые, созданы методы проектирования, расчетных и экспериментальных исследований силовых передач, которые легли в основу создания нескольких поколений российских колесных и гусеничных машин. В последнее время этой темой занимались Годжаев З.А., Свитачев А.И., Шеховирв В.В., Соколов-Добрев Н.С., Гамаюнов ПЛ., Жутов А.Г., Мержев-скийА.В., Коблов СЛ., Оганесян Г.М., Вербилов А.Ф., Нехорошее В.В., Шишкин A.B. и др. Современными авторами предложены различные методы и конструктивные мероприятия для снижения нагруженности силовой цепи трактора, среди которых следует отметить предложения использовать передающие крутящий момент упругие элементы в подвеске задних колес, полуоси ведущих мостов с нелинейными упругими характеристиками, резинометаллические блоки в амортизационно-натяжном устройстве и в балансирных каретках, опорные катки с внутренними и наружными упругими элементами, обрезиненные траки, резинометаллические гусеницы, прицепное устройство с упругим элементом и другие устройства. В результате анализа литературных источников не обнаружено работ, в которых предложен метод снижения динамической нагруженности трансмиссии за счет изменения жесткости связи реактивного звена. Между тем за счет этого можно существенно снизить д инамическую нагружен-ность участков валопровода при процессах нагружения с высокой динамичностью.

Во второй главе «Анализ методов снижения динамической нагруженности силовых передач и средств их реализации» проанализированы известные методы и средства, среди которых отмечены следующие:

• использование упругих элементов в прицепном устройстве;

• использование упругих элементов в приводе ведущих колес;

• использование обрезиненных элементов в гусеничной ходовой системе;

• целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи с высокой податливостью;

• установка в силовую цепь специальных устройств с высокой податливостью;

• целенаправленное конструирование отдельных деталей силовой цепи с повышенными демпфирующими свойствами;

• установка в силовую цепь демпферов;

• использование самоустанавливающихся «плавающих» или компенсационных звеньев;

• снижение степени динамической связанности колебаний звеньев силовой цепи;

• изменение жесткости опор элементов силовой передачи (жесткости «реактивных звеньев»).

Отмечено, что последний способ не нашел широкого распространения, хотя за счет его использования возможно снижать нагруженность трансмиссии на режимах с высокой динамичностью нагрузок.

Описаны также новые технические решения устройств, предназначенных для снижения динамической нагруженности трансмиссий, среди которых 2 устройства для управления жесткостью силовой передачи и 2 устройства с самоустанавливающимися элементами в планетарных конечных передачах, позволяющие снижать динамическую нагруженность за счет выравнивания нагрузки между сателлитами и по длине зуба сателлитов. На эти устройства получено 4 патента на полезную модель.

В третьей главе «Разработка динамической и математической моделей силовой передачи трактора ЧЕТРА-6С315» описываются созданные модели и

5

приводятся результаты выполненных на их основе численных экспериментов.

Приведены допущения, принятые при разработке модели, структурная схема силовой передачи и ее динамическая модель в виде графа с обозначением масс и связей силовой передачи (рис. 1), а также значения моментов инерции масс и жесткости их связей. Модель включает в себя 78 движущихся масс. На ее основе создана модель с пространственным представлением элементов трансмиссии. При этом модель включает в себя звенья трех основных типов. Первым из них является вращающаяся масса, расположенная на валу (рис. 2). Для описания положения одного тела относительно другого в данном случае в программном пакете «Универсальный механизм» используется понятие «Вращательный шарнир». Оно позволяет задать кинематическую пару с одной степенью свободы и вводит одну локальную координату - угол ср. Вторым типовым звеном является зубчатое зацепление (рис. 3). Для данного звена описывается шарнир с шестью степенями свободы, каждая из которых может быть «выключена» и имеется возможность сохранения только вращательного движения. Третий вид типового звена - планетарный механизм (рис. 4). Для описания солнечной шестерни, коронной шестерни и водила используют шарнир с шестью степенями свободы, связь между сателлитом и водилом описывается вращательным шарниром.

В модели подробно описаны элементы коробки передач и дифференциального механизма поворота, отражены разделения потоков мощности. В кинематических парах сохранены передаточные отношения. Учтены реактивные силы и моменты, действующие на корпусные и несущие элементы, а также от двигателя. Описан дифференциальный механизм поворота с управлением от гидромотора. Предусмотрена возможность управления фрикционными элементами коробки передач для исследования динамических процессов на переходных режимах. Общий вид динамической модели представлен на рис. 5.

Модель позволяет задавать характер изменения крутящего момента любого двигателя, предварительно определенный по индикаторным диаграммам, в частности, моменты двигателей Д-442-24 для трактора Агромаш-90 и 6-ти цилиндрового рядного двигателя Cummins QSM-СЗЗО для трактора ЧЕТРА-6С315.

Для анализа влияния на нагруженность силовой передачи комплекса кинематических и динамических нагружающих факторов, под действием которых формируется крутящий момент на ведущих колесах, с помощью пакета «Универсальный механизм» создана твердотельная модель гусеничного движителя трактора «Четра-6С315» (рис. 6).

Конечная передача с реактивным звеном представлена в динамической модели (рис. 1) схемой, показанной на рис. 7. Уравнения, описывающие движение ее элементов, записываются в следующем виде:

' 4» <р59+км <pJ9+Cs 5,-61059-^65-)-С„.!9(гд7-<р5д) = 0;

hi Ры + *6i 9ы + C6i-63 Об. ~<Рбз) - С59_61 (<з59 - д>61) = 0;

1 763 (»63 + къъ <Ра + Q3-79Овз-<Рт>)~ Qi-63(i?6i - ^63) =

/79 (р19 + к19 <р1д + С79.8,(р79-<ри)~ С63_79(<р63-<рГ9) = 0; h\ Pii+ *» 1 <Рп + С„_п ■- <р71) - С79.81(^79 - ) = 0;

},Т Сз7-38 Сз8-}9 |

г и ФЗХО-1

С»и ри ф2 I I т-

•/»ТСмиТ Сам ,Г„ Тг^^Г-1

Рис. 1. Динамическая модель силовой передачи: 1 - двигатель; 2 - насос; 3 - карданный вал; 4 - КПП; 5 - главная передача; 6 - планетарный ряд дифференциального механизма поворота; 7 - привод дифференциального механизма поворота; 8 - конечная передача

Рис. 2. Типовое звено «Масса, вращающаяся с валом»

Рис. 3. Типовое звено «Зубчатое зацепление»

Рис. 4. Типовое звено «Планетарный механизм»

Рис. 6. Общий вид смоделированного гусеничного движителя

Сз 9-65

Рис. 5. Общий вид пространственной модели силовой передачи

Рис. 7. Динамическая модель конечной передачи с реактивным звеном

где /, - моменты инерции сосредоточенных масс, - крутильная жесткость их упругих связей, к- коэффициенты демпфирования колебаний масс, (р^ф^ф- соответственно перемещения, скорости и ускорения масс в колебательном движении.

В той же программной среде выполнен комплекс расчетных исследований изменения крутящего момента под действием основных кинематических и динамических факторов при прямолинейном движении трактора с постоянной скоростью с крюковой нагрузкой и без нее, а также при поворотах с разными радиусами. Для описания свойств грунта использовалась модель Беккера с учетом просадки. В результате получен комплект цифровых осциллограмм изменения крутящего момента на ведущем колесе от угла поворота на основных эксплуатационных скоростях движения, одна из которых для примера приведена на рис. 8. Полностью характер изменения крутящего момента в диапазоне скоростей от 1,0 до 9,5 м/с отображен 3-мерной диаграммой (рис. 9), где по оси х отложена скорость движения трактора V, по оси у - угол поворота ведущего колеса (на один зуб), по оси г - изменение крутящего момента на ведущем колесе.

-1000 -----1-------

О 0.05 0.1 0.16 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4 0.45

Угол, рад

Рис. 8. Характер изменения момента на ведущем колесе при скорости движения 2,5 м/с

Рис. 9. Диаграмма изменения крутящего момента на ведущем колесе

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 стандартных библиотек пакета МайаЪ. Часть результатов гар-

монического анализа приведена в таблице 1, где указаны частота каждой полученной гармоники до 6-й включительно на каждой скорости трактора и процентное отношение величины момента на этой частоте к моменту первой гармоники.

С использованием модели получен также спектр собственных частот колебаний масс в диапазоне от 0 до 300 Гц, который представлен в таблице 2.

Таблица 1

Скорость, м/с км/ч Номер гармоники

Частота, Гц 1 2 3 4 5 6

Амплитуда, Н • м Частота, Гц

Относительная амплитуда,%

3,6 6.53 1211,62 6,53 100% 13,06 10,19 % 19,59 9,40% 26,12 6,50 % 32,65 4,68 % 39,18 3,41 %

м 9,79 9,79 19,59 29,38 39,18 48,975 58,77

5,4 1511,38 100% 4,59 % 8,92 % 3,81 % 3,06 % 2,30 %

13,06 13,06 26,12 39,18 52,24 65,3 78,36

7,2 2589,86 100% 17,04 % 8,92 % 3,86 % 1,14 % 5,67 %

2^5 16,33 16,33 32,65 48,97 65,3 81,625 97,95

9,0 1945,5 100% 7,67 % 4,78 % 4,19 % 10,94 % 2,02 %

¿0 19,59 19,59 39,18 58,77 78,36 97,95 117,54

10,8 1502,74 100 % 16,9 5% 8,36 % 16,9 % 9,11 % 5,25 %

Таблица 2

Номер 1 2 3 4 5 6 7 8

Собственная частота, Гц 11,7 78,3 103,2 114,3 149,6 191,1 233,3 287,4

Выполнены расчетные исследования динамической нагруженности участков силовой передачи для всего диапазона расчетных крюковых нагрузок (0 - 80 кН) с шагом 4 кН и диапазона расчетных скоростей (1,0 - 9,5 м/с) с шагом 0,5 м/с. В результате обработки полученных цифровых осциллограмм получены трехмерные диаграммы нагруженности участков на расчетных режимах работы, одна из которых для примера приведена на рис. 10. Анализ диаграмм свидетельствует о безусловно самой высокой нагруженности деталей конечной передачи (участок

Четвертая глава называется «Исследование влияния на нагруженность силовой передачи реактивного звена с упругой связью». Как показано в 3 главе, одним из самых нагруженных узлов силовой передачи является планетарная конечная передача, динамическая нагруженность деталей которой на ряде режимов представляет опасность для долговечности. Для снижения динамической нагру-женности этой передачи и связанных с нею элементов валопровода предложено вместо жесткого закрепления коронной шестерни использовать ограниченно упругое (5 градусов вперед-назад). Выполнена конструктивная проработка (рис. 11) установки между ступицей и венцом, связывающим барабан с коронной шестерней, пакетов упругих металлических пластин, то есть своеобразной упругой муфты (рис.12). Упругие пакеты муфты предназначены для восприятия и сглаживания пиковых динамических нагрузок, а после их упругой деформации обеспечивается жесткое соединение между ступицей и венцом муфты по контактным поверхностям косых упоров ступицы и венца.

Рис. 12, Пространственные изображения элементов упругой муфты

Упругая характеристика муфты приведена на рис. 13. При расчетных исследованиях в качестве оценочного показателя, характеризующего степень динамической нагруженности участков, использован коэффициент неравномерности нагрузки кн, пропорциональный величине отклонения максимального момента на Рис. 13. Упругая характеристика муфты участке от его средней величины.

11

0.04 0.06 0.08 0.1 Угол поворота муфты, рад

Во время прямолинейного движения без крюковой нагрузки при установке муфты кя уменьшается на 3-4 %, а при движении со скоростью 2 км/ч на всех участках уменьшается в пределах от 16 до 38 % (рис. 14). На графиках рис. 1419 по оси абсцисс отлтложены номера участков: 1-7 - от двигателя по карданный вал; 8-11 - КПП, 12-15 - от главной по конечную передачу. С крюковой нагрузкой картина почти не изменяется, но снижение нагруженности имеет место в основном на участках, расположенных до главной передачи.

- без уст с уст.

1 2 3 4 5 6 7 3 9 1011121314 15 Номер участка

Скорость 0,56 м/с, без крюковом нагрузки

-без уст

- — с уст

Скорость 2,78 м/с, с крюковой нагрузкой

Рис. 14. Изменение к„ на участках при прямолинейном движении

На рис. 15 показано изменение кК по бортам трансмиссии с установкой и без установки муфты на установившемся повороте без крюковой нагрузки. Анализ показал, что в процессе поворота коэффициенты неравномерности нагруженности участков левого и правого борта неодинаковые и отличаются в 1,3-1,5 раза. На рис. 16 показано изменение максимальных моментов по бортам, они разные только на участках, связанных с отстающей и забегающей гусеницами, отличаются на разных скоростях и радиусах поворота в пределах от 1 до 45 %. При повороте с крюковой нагрузкой заметного изменения нагруженности участков не наблюдается. На всех участках неравномерность нагруженности снижается от 0 до 25 %.

1 2 3 Л 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 Но/и ер участка

Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 5 м

* 5 ^

£ *

■е- в ,

-е- х 1

X а

5 а О

. — суст -без

123456789 101112131415 номер участка

Скорость 1,67 м/с, радиус поворот® 5 м Рис. 15. Изменение к„ на участках при установившемся повороте

Мтах1 Мтах2

12345678 9 101122131415 номер участка Скорость 1,10 м/с, радиус поворота 10 м

23456789 101112131415 номер участка

Скорость 2,22 м/с, радиус поворота 7 м Рис. 16. Изменение макс&шальных кломентов на участках

Самая высокая динамичность нагрузок обычно наблюдается в начальной и конечной фазах поворота, то есть на входе в поворот и на выходе из поворота.

На рис. 17 приведено сравнение изменения кк на участках при установившемся повороте и при входе в поворот, на многих участках кн снижается на 20-35 %.

3.5

S 3

X о 2.5

X i

=г а» 1.5

0.5

а. 0

X

-вход

--уст

123456739 101112 13 1115 номер участка Скорость 1,10 м/с, радиус поворота 3 м

Рис. 17. Изменение к„ на участках при входе в поворот

тэ- и 1 i

* S 1 !......

£ | о 1.............. I............L..

1 12345678 9101112131415 номер участка Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 2 м

-вход уст

номер участка Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 2 м

Рис. 19. Изменение к„ на участках

15000

4000

■15000

2

3500

3000

I 2500

§ 2000

S 1500 £

1000 500 0

Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 2 м Изменение момента на ведущих колесах

Скорость 2,78 м/с, радиус поворота 2 м Изменение момента на участках 55-58

Рис. 18. Изменение момента при входе в поворот и выходе из поворота на ведущих колесах и участках, связанных с отстающей и забегающей гусеницами

На рис. 18 показаны участки цифровых осциллограмм изменения момента на ведущих колесах забегающей и отстающей гусеницы. На них видно, что при входе в поворот (с 3-ей по 4-ю секунды движения) максимальный момент в 3,5 раза превышает средний, а на выходе из поворота (7-8 секунды) превышает в 2,5 раза. Анализ процесса изменения с 3-й по 7-ю секунду моментов на участках, расположенных рядом с ведущим колесом, показывает, что при входе в поворот максимальный момент на участках, связанных с забегающей гусеницей, в 9 раз превышает средний, а на выходе из поворота - в 2,5 раза. На рис. 19 показано изменение ки на тех же участках при выходе из поворота с упругой муфтой и без нее, момент при ее установке уменьшается на 5-6 %.

-без уст с уст

с уст -без уст

1 3 5 7 9 11 13 15

1 3 5 7 9 И 13 15

номер участка Скорость 0,56 м/с, радиус поворота 2 м

при выходе из поворота

В пятой главе «Экспериментальные исследования нагруженности участков трансмиссии» приведено описание экспериментальной установки, методов и результатов экспериментальных исследований динамической нагруженности ведущего и ведомых валов конечной передачи трактора ВТ-100. Для этого валы

снабжены тензомостамн (рис. 20), записаны осциллограммы изменения нагружающих их моментов на разных скоростях движения (пример на рис. 21).

Рис. 20. Темзометрирование моментов на ведущем и ведомом валах конечной передачи

Рис. 21. Изменение момента на ведомом валу конечной передачи на скорости 1 м/с

При помощи пакета МаИ,аЬ выполнен спектральный анализ частотного состава моментов, определены основные собственные частоты силовой передачи. При помощи пакета «Универсальный механизм» создана 3-мерная модель трансмиссии этого трактора и выполнен расчёт собственных частот с использованием пакета Ма'сЬаЬ. Выполненная проверка адекватности созданной модели при использовании критерия Вилкоксона показала, что с принятой вероятностью 5 % модель адекватна реальной динамической системе силовой передачи. При построении и исследовании модели трактора ЧЕТРА 6С-315 использовался тот же математический аппарат, те же методы исследования. Таким образом, модель ЧЕТРА 6С-315 также возможно считать адекватной реальной динамической системе силовой передачи этого трактора.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. В результате выполнения комплекса экспериментальных и расчетных исследований обоснован и разработан метод снижения динамической нагружен-ности силовой передачи трактора за счет изменения крутильной жесткости реактивного звена.

2. Установлено, что за счет изменения крутильной жесткости реактивного звена:

- при прямолинейном движении без крюковой нагрузки и с нагрузкой на участках трансмиссии отношение максимального момента к среднему уменьшается на 3-4 %, а при движении со скоростью 2 км/ч от 16 до 38 %;

- при установившемся повороте без крюковой нагрузки и с нагрузкой с разными скоростями движения и с разными радиусами поворота отношение максимального момента к среднему уменьшается на отдельных участках до 25 %;

- на режимах с самой высокой динамичностью нагрузок, то есть на входе в поворот и на выходе из поворота, на большинстве участков отношение макси-

мального момента к среднему снижается на 20-35 %.

3. Разработана математическая модель, основанная на пространственно-динамическом представлении гусеничной ходовой системы трактора и силовой передачи. Модель может быть использована в системах автоматизированного проектирования тракторов для оценки влияние на нагруженность участков силовой передачи жесткости реактивных звеньев силовой цепи.

4. Предложено и запатентовано 4 новых технических решения устройств, предназначенных для снижения динамической нагруженности трансмиссий за счет изменения крутильной жесткости их валопроводов и за счет ввода самоустанавливающихся звеньев в планетарную конечную передачу.

Весь предложенный комплекс разработок - новых технических решений, динамических и математических моделей, а также результатов моделирования может быть использован в практике проектных организаций в отрасли автотракторостроения для создания силовых передач тракторов с пониженной динамической нагруженностью.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах.

Статьи в изданиях, рекомендованных ВАК:

1. Исследование характера изменения крутящего момента на ведущем колесе гусеничного трактора / В.В. Шеховцов, Н.С. Соколов-Добрев, И.А. Иванов, А.В. Калмыков // Изв. ВолгГТУ. Серия "Наземные транспортные системы". Вып. 4 : межвуз. сб. науч. ст. / ВолгГТУ. — Волгоград, 2011. -№ 12. - С. 60-63.

2. Оценка воздействия неравномерности крутящего момента ведущего колеса на нагруженность элементов трансмиссии TTC / В.В. Шеховцов, Н.С. Соколов-Добрев, Ал.Ал. Козлов, А.В. Калмыков // Молодой учёный. — 2011. — №6, ч. 1.-С. 66-69.

3. Исследование динамической нагруженности участков силовой передачи трактора Четра 6С-315 / В.В. Шеховцов, Н.С. Соколов-Добрев, И.А. Иванов, А.В. Калмыков // Изв. ВолгГТУ. Серия "Наземные транспортные системы". Вып. 5: межвуз. сб. науч. ст. / ВолгГТУ. - Волгоград, 2012. - № 2. - С. 47-50.

4. Исследование динамических характеристик трансмиссии сельскохозяйственного трактора 6-ого тягового класса / Вл.П. Шевчук, В.В. Шеховцов, Е.В. Клементьев, Н.С. Соколов-Добрев, А.В. Калмыков // Современные наукоёмкие технологии. - 2013. - № 2. - С. 44-49.

в прочих изданиях:

5. Калмыков, А.В. Конструкторская модернизация стендового нагружателя / А.В. Калмыков // Инновационные технологии в обучении и производстве: матер. VI всерос. науч.-практ. конф., г. Камышин, 15-16 дек. 2009 г. В 6 т. Т. 1 / ГОУ ВПО ВолгГТУ, КТЙ (филиал) ВолгГТУ. - Волгоград, 2010. - С. 74-76.

6. Research of Influence A Caterprillar Power Train's Rewinding of Caterpillar on Dynamic Load / А.В. Калмыков, В.В. Шеховцов, Н.С. Соколов-Добрев, Вл.П. Шевчук, М.В. Ляшенко, И.А. Иванов // 30th Anniversary Seminar of the Students' Association for Mechanical Engineering (11-13.05.2011, Warsaw, Poland): book of Abstracts / Military University of Technology, Faculty of Mechanical Engineering. -Warsaw, 2011.-S. 40-41,- Англ.

7. The Research of the Dynamic Load of the Power Train of the Caterpillar Tractor Chetra 6C-315 / В.В. Шеховцов, Н.С. Соколов-Добрев, Вл.П. Шевчук, М.В. Ляшенко, И. Иванов, А.В. Калмыков // Journal of KONES. Powertrain and Transport.-2011.-Vol. 18, No. l.-C. 535-546.-Англ.

8. Research of dynamic characteristics of Chetra-6C315 tractor's power transmission / A.B. Калмыков, П.В. Потапов, В.В. Шеховцов, Е.В. Клементьев, Н.С. Соколов-Добрев // 3 lst Seminar of the Students' Association for Mechanical Engineering, War-

saw, Poland, May 22nd - 25th, 2012 : book of Abstracts / Military University of Technology, Faculty of Mechanical Engineering. - Warsaw, 2012. - P. 21-22.

9. Research of dynamic characteristics of Chetra-6C315 tractor's power transmission [Электронный ресурс] / A.B. Калмыков, П.В. Потапов, В.В. Шеховцов, Е.В. Клементьев, Н.С. Соколов-Добрев //31st Seminar of the Students' Association for Mechanical Engineering, Warsaw, Poland, May 22nd - 25th, 2012: [доклады] / Military University of Technology, Faculty of Mechanical Engineering. - Warsaw, 2012. - 1 CD-ROM. - P. 1-8.

10. The Computational Research of the Dynamic Load of the Power Train Sites of the Caterpillar Tractor = Расчётное исследование динамической нагрузки системы передачи привода в гусеничном тракторе / В.В. Шеховцов, Н.С. Соколов-Добрев, Вл.П. Шевчук, М.В. Ляшенко, А.В. Калмыков // The Archives of Automotive Engineering / Archiwum Motoryzacji. - 2013. - Vol. 59, No. 1. - С. парал.: 85-97 (англ/); 185-198 (рус.).

11. Development and Calculation Researches of the Vehicle's Cabin Suspension Model / B.B. шеховцов, А.В. Победин, М.В. Ляшенко, А.В. Калмыков // XXIX Seminarium К61 Naukowych "Mechanikôw", Warszawa, 22-23 kwietnia 2010 г.: ref-eraty / Wojskowa Akademia Techniczna. - Warszawa, 2010. - S. 453-458. - Англ.

Патенты:

12. П. м. 100574 РФ, МПК F 16 H 1/48. Планетарная передача / В.В. Шеховцов, Вл.П. Шевчук, А.В. Калмыков, М.В. Ляшенко, A.Ô. Пивоваров; ГОУ ВПО ВолгГТУ. - 2010.

13. П. м. 108526 РФ, МПК F 16 H 1/48. Планетарная передача / Вл.П. Шевчук, А.О. Пивоваров, А.В. Петренко, В.В. Шеховцов, М.В. Ляшенко, А.В. Калмыков; ВолгГТУ. - 2011.

14. П. м. 117005 РФ, МПК G 01 M 13/02. Стенд с замкнутым силовым контуром для испытания трансмиссий транспортных средств / В.В. Шеховцов, И.В. Ходес, Вл.П. Шевчук, Н.С. Соколов-Добрев, А.В. Калмыков, К.В. Шеховцов; ВолгГТУ. -2012.

15. П. м. 116411 РФ, МПК В 60 К 17/02. Устройство для управления жёсткостью трансмиссии транспортного средства / В.В. Шеховцов, М.В. Ляшенко, Вл.П. Шевчук, Н.С. Соколов-Добрев, А.В. Калмыков, А.О. Пивоваров; ВолгГТУ. - 2012.

Подписано в печать . 1С' .2013 г. Заказ № &ВО. Тираж 100 экз. Печ. л. 1,0 Формат 60 х 84 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная.

Типография ИУНЛ Волгоградского государственного технического университета. 400005, г. Волгоград, пр. им. В.И. Ленина, 28, корп. 7.