автореферат диссертации по процессам и машинам агроинженерных систем, 05.20.01, диссертация на тему:Технические и конструктивные решения по повышению работоспособности лемешных плугов

РГБ ОД

г о ноя 2(шо

На правах рукописи

Егожев Артур Мухамедович

ТЕХНИЧЕСКИЕ И КОНСТРУКТИВНЫЕ РЕШЕНИЯ ПО ПОВЫШЕНИЮ РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЛЕМЕШНЫХ ПЛУГОВ

Специальность 05.20.01 - Механизация сельскохозя йстве н ного п ро изводства

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Нальчик-2000

Работа выполнена в Кабардино-Балкарской государственной сельскохозяйственной академии

Научный руководитель: Бугов Х.У. - доктор технических наук,

профессор, заслуженный деятель науки и техники РФ.

Официальные оппоненты: Гаппоев Т.Т.- доктор технических наук,

профессор

Шекихачев Ю.А. - кандидат технических наук, доцент

Ведущее предприятие - Кабардино-Балкарский научно-исследовательский институт сельскохозяйственного производства.

Защита состоится « tf У, MMJJ 2000 г. в « /! » часов на заседании диссертационного совета К120.86.03 при Кабардино-Балкарской государственной сельскохозяйственной академии по адресу: 360004, КБР, г.Нальчик, ул.Толстого, 185.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Кабардино-Балкарской государственной сельскохозяйственной академии

Автореферат разослан « ^ » 2000г.

Ученый секретарь специализированного совета, кандидат технических наук, доцент

[JQV2JJ- 3-^3.

А.Д.Бекаров

Общая характеристика работы

Актуальность темы. В сельскохозяйственном машиностроении более 90% всех соединений приходятся на соединения резьбовыми крепежными деталями.

Из всех разрушений деталей сельскохозяйственных машин около 70% приходятся на узлы, соединенные резьбовыми крепежными деталями, хотя запас прочности, подсчитанный по широко применяемой методике, составляет от 1,5 до 3.

В процессе работы узлы соединения деталей сельскохозяйственных машин подвергаются статическим и динамическим нагрузкам, коррозии и образивному износу. Выход из строя деталей сельскохозяйственных машин помимо затрат средств на изготовление запасных частей и ремонт вызывает большие простои в периоды выполнения сельскохозяйственных работ.

Характерной особенностью сельскохозяйственных машин является их кратковременное периодическое использование в производственном цикле и длительное хранение. Но между тем согласно технологической карте возделывания сельскохозяйственных культур все работы должны быть выполнены в оптимально короткие агротехнические сроки. Поэтому важна безотказность работы в эти сроки сельскохозяйственных машин. Срыв этих сроков, как правило, влечет за собой снижение урожайности и качества сельскохозяйственных культур.

На поддержание машинно-тракторного парка в рабочем состоянии колхозы и совхозы тратят до 75% средств, расходуемых на его эксплуатацию, механизаторы теряют на это до 40% рабочего времени.

Как известно, вспашка является основным и энергоемким приемом обработки почвы. Причиной отказа плугов в большинстве случаев является разрушение узлов соединения, что приводит к потере, деталей корпуса плуга, нарушению агротехнических требований при вспашке и повышению энергозатрат за счет дополнительных сил сопротивления почвы, а также к потере рабочего времени, не считая затрат на изготовление запасных частей и ремонт плуга. Долговечность узлов соединения в среднем в 2,5...4 раза меньше долговечности самих деталей до замены по фактору износа. Поэтому повышение несущей способности, следовательно, работоспособности узлов соединения, а в целом и машины, является одной из актуальных проблем повышения эффективности механизации сельскохозяйственного производства.

Цель и задачи работы. Целью настоящей работы является повышение несущей способности и работоспособности силовых узлов соединения деталей лемешного плуга, что способствует повышению эффективности механизации сельскохозяйственного производства.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие задачи:

• теоретически исследовать реальное напряженно-деформированное состояние узлов соединений плуга;

• разработать новую конструкцию соединения с повышенной несущей способностью;

• разработать расчетную схему и математическую модель новой конструкции соединения;

• выполнить численные эксперименты с помощью разработанной математической модели по установлению несущей способности новых конструкции;

• провести натурные экспериментальные исследования существующих и новой конструкций по определению долговечности соединений;

• выработать, изучить кинематику нераскрытия стыков, условие нераскрытия как обязательное условие надежности;

• установить оптимальные усилия начального натяга всех узлов и надежные способы их задания в полевых условиях;

• провести экспериментальные исследования по определению контактных податливостей в сопряжении крепежная и соединяемая детали для использования их в математической модели;

• провести исследования по определению равномерности загрузки групповых крепежных деталей, воспринимающих сдвигающие усилия;

• провести экспериментальные исследования по определению напряжений в крепежных деталях существующей и новой конструкции;

• уточнить математическую модель и программу расчета на ЭВМ узлов соединения плуга при установке в них предложенной конструкции с учетом экспериментальных исследований;

• используя уточненную математическую модель и программу расчета на ЭВМ, провести исследования по поиску оптимальных параметров узлов соединения плуга по критерию максимальной несущей способности;

• выполнить технико-экономический анализ предложенных решений по повышению эффективности механизации вспашки.

Объект исследования. Плуги лемешные навесные ПЛН-5-35 и ПЛН-8-35 экспериментальные установки, моделирующие узлы соединения плуга.

Методика исследования. Общая методика исследования предусматривала изучение реального напряженно - деформированного состояния узлов соединения плуга, модельные и натурные ( в полевых условиях) исследования несущей способности узлов соединений. Методика исследования включала в себя применение специально изготовленных экспериментальных установок с использованием тензостанции, позволяющей измерить напряжение с точностью до 3 Мпа, что составляет в среднем 1% измеряемых величин .

Расчеты выполнялись путем реализации разработанных в диссертации математических моделей с использованием персонального компьютера типа IBM PC.

Научная новизна. Впервые выполнены уточненные расчеты напряженно-деформированного состояния грузонесущих узлов соединения деталей лемешных плугов и выявлена их недостаточная прочность.

Натурными экспериментальными исследованиями показано, что долговечность крепежных деталей основных узлов соединения плугов ниже долговечности основных деталей в 2 - 4 раза.

Разработано новое техническое решение грузонесущих узлов соединения лемешных плугов, повышающее их несущую способность и работоспособность, на которое получено положительное решение на выдачу патента.

Разработаны расчетные схемы и математические модели двух новых конструкций узлов соединения основных деталей лемешных плугов с учетом контактных податливостей сопряженных деталей и реальных граничных условий в сечениях сопряжения крепежных деталей и деталей плуга.

С помощью разработанных математических моделей и программ, реализующихся на ЭВМ, проведены численные эксперименты по определению оптимальных параметров новой конструкции и показано, что ее несущая способность выше, чем типовая конструкция и прототип в 2 и 1,4 раза соответственно.

Выполнены расчеты основных узлов соединения деталей лемешных плугов и показано, что в условиях эксплуатации происходит недопустимое раскрытие стыка, что является одной из причин их разрушения.

Практическая ценность. Разработана и испытана в натурных и лабораторных условиях конструкция узлов соединения деталей лемешных плугов ПЛН-5-35 и ПЛН-8-35, обладающая повышенной несущей способностью и долговечностью, более, чем в 2 раза.

Определены оптимальные параметры предложенной конструкции, обеспечивающие наибольшую несущую способность и долговечность, не меняя применяемые материалы и основные размеры соединяемых деталей.

В выработанных практических рекомендациях содержатся условия, обеспечивающие нераскрытие стыков, что является необходимым требованием прочности и долговечности узлов.

Реализация результатов исследований. Результаты исследований реализованы на практике при вспашке 2700 гектаров выщелоченного чернозема в колхозе имени Советской Армии Урванского района КБР, а также математических моделей и программы расчета на ЭВМ, с помощью которых можно получить оптимальные параметры новой конструкции для конкретных узлов лемешных плугов, других сельскохозяйственных машин и машин других отраслей машиностроения, например, для ответственных узлов соединения деталей роторов гидроагрегатов ГЭС.

При этом несущая способность этих узлов возрастает более, чем в 2 раза, а жесткость в 20 раз по сравнению с обычно применяемым решением.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и одобрены на II Международном симпозиуме по трибофатике (износоусталость) проведенном в институте машиноведения АНРФ (г.Москва, 1996 г.); научно-практической конференции (в рамках СНГ) "Почвозащитные адаптивные технологии и машины горного и предгорного садоводства" (г.Нальчик, 1997 г.); республиканской научно-производственной конференции (г.Нальчик. 1999г.); научно-практической конференции "Состояние и перспективы восстановления, упрочнения и изготовления деталей", проведенной в ГОСНИТИ (г.Москва, 1999 г.); научно-практической конференции КБГСХА (г.Нальчик, 1996 г.) и на постоянно действующем семинаре ФМСХ КБГСХА "Механика" (1999 г.)

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 7 печатных работ, получено одно положительное решение на выдачу патента (1999г.).

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, выводов и практической рекомендации. Объем диссертации составляет 160 страниц, в т.ч. 21 таблица, 10 приложений и 48 иллюстраций (25 схем, 18 графиков и 5 фотографий). Список литературы содержит 83 наименования.

Содержание работы. Во введении обоснована актуальность темы и приведены основные положения диссертации, выносимые на защиту.

В первой главе «Анализ несущей способности узлов соединения плуга» приведена силовая характеристика корпуса плуга, распределение действующих давлений на детали корпуса плуга, дан анализ несущей способности узлов соединения. Также дана оценка возможности повышения несущей способности узлов соединения плуга, используя типовые решения.

Для анализа несущей способности узлов соединения башмак-стойка и стойка-рама используем экспериментальное, полученные Г.Н. Синеоко-вым (ВИСХОМ) для средних почв максимальные рабочие значения составляющих сил сопротивления плужного корпуса в проекциях на оси координат (рис.1.):

«10-103Н;11у - 4,66-103Н;= 2-103Н.

а

6

в

Рис.1. Схемы силовых характеристик плужного корпуса в плоскостях: а - горизонтальной; б - продольно-вертикальной; в - поперечно-вертикальной

При этом кратковременные пиковые значения переменной силы сопротивления часто превышает средние значения в 2...2,7 раза, что необходимо учитывать при расчете на прочность деталей узлов соединения плуга.

Для расчета узлов соединения лемех-башмак, отвал-башмак и полевая доска-башмак использованы данные экспериментальных исследований проф. М.М. Севернева по определению удельных давлений на рабочие органы плуга. При этом тяговое сопротивление лемеха составляет 50...65% от общего сопротивления рабочей поверхности корпуса.

Геометрические параметры узлов соединений приняты теми же, что и для стандартного культурного корпуса плуга.

Расчеты производились по классической методике расчета групповых болтовых соединений, нагруженных осевыми силами и моментами.

Целью расчетов являлись определение коэффициентов запаса прочности узлов по нераскрытию стыка.

По результатам этих расчетов запасы прочности всех узлов соединения удовлетворяют требованиям прочности. В действительности проведенные нами натурные эксперименты показали, что прочность крепежных деталей этих узлов не обеспечивается, что приводит к резкому снижению производительности машинно-тракторного агрегата, к простою и увеличению затрат на ремонт узлов.

Крепежные детали в выше рассмотренных узлах соединений установлены с зазором. Под действием больших нагрузок эти зазоры выбирают и изгибают крепежные детали. При этом возникают большие концентрации изгибных напряжений под головкой болта и особенно в резьбовой части, уменьшая существенно их работоспособность, что не учитывается классической методикой расчетов. Нами были также проведены расчеты по определению изгибных напряжений, возникающих от сдвиговых нагрузок в соединениях. В узлах соединения башмак-стойка и стойка-рама эти напряжения превышают в 1,7 раза предел текучести материала болтов.

Под действием переменных осевых и сдвигающих сил в соединении происходит частичное раскрытие и скольжение фланцев по пояскам болтов.

Деформационные скольжения могут вызвать в наиболее напряженной области крепежной детали переменные осевые напряжения в материале крепежа и касательные напряжения на поверхности скольжения фланцев и крепежных деталей, вызывая износ поверхностей трения.

Результатом этого является изменение микроструктуры поверхностного слоя, появление микротрещин усталости и уменьшение их сопротивления.

Частичное раскрытие фланца сопровождается изгибом стержня болта и резким опасным повышением изгибных напряжений на наиболее растянутом волокне, способствующих появлению микротрещин усталости и существенному снижению работоспособности.

Анализ несущей способности и долговечности узлов соединения плуга показал, что существующая методика расчета узлов соединения не

учитывает основные факторы, способствующие разрушению :крепежных деталей, и не отвечает требованиям надежности, долговечности и экономичности агрегатов.

Расчеты и наблюдения показали также, что жесткость основных деталей (лемех-башмак) недостаточна. В эксплуатационных условиях происходит раскрытие стыка лемех-башмак с образованием волнообразной упругой линии вдоль узла соединения, что способствует также повышению напряженного состояния узла.

В соответствии с изложенным была сформулирована цель и поставлены задачи.

Во второй главе, «Разработка и исследование новых решений, повышающих работоспособность узлов соединения» приведены классическая и предлагаемая методики расчетов узлов соединений, результаты расчетов узлов соединения корпуса плуга по этим методикам, результаты сравнительных расчетов по проведенным натурным экспериментам. Также приведены наиболее эффективные конструкции на основе конструк-торско-технологического анализа, их математические модели и результаты сравнительных расчетов по оптимизации узлов соединения.

По классической методике максимальные напряжения в крепежных деталях определяются по выражению

ХМх • у ХМУ'Х стб.=°,+%Рр+ т + Т ' (1)

*!б У. 5

где СУ3 - напряжение начального затяга болтов;

Мх и Му - внешние моменты, действующие на соединения; X - коэффициент основной нагрузки;

1х5 и 1у5- моменты инерции сечений болтов относительно координатных осей.

Как видно из выражения (1), дополнительные напряжения от изгиба определяются исходя из того, что при затяге крепежных деталей весь объем соединяемых деталей деформируется. В действительности, как показано последующими исследованиями, имеет место деформация только эффективного объема фланца.

Выбор рациональных значений усилий затяга болтов, обеспечивающих требуемый запас плотности, не всегда совпадающий с полным нераскрытием, является необходимым условием обеспечения прочности и работоспособности соединения.

Уточненный расчет напряженно-деформированного состояния узлов соединения деталей плуга проводится по методике, изложенной в работе проф. Бугова Х.У. «Фланцевые соединения». В нем приняты следующие допущения:

1. При равномерном затяге болтов интенсивно деформируются объёмы фланцев, непосредственно примыкающие к болтовым отверстиям. («Эффективные Объемы»).

2. Плоскости, проведенные по опорным торцам головок болтов и гаек затянутого фланцевого соединения, в результате деформации соединения не искривляются, а перемещаются поступательно вдоль осевой силы и поворачиваются.

3. При определенных значениях коэффициента затяга происходит частичное раскрытие фланцевых соединений, при котором стык между фланцами частично освобождается от контактных напряжений и задача приобретает геометрическую нелинейность.

На базе этих допущений получается выражение для определения напряжения начального затяга, обеспечивающих требуемое значение контактных напряжений.

с, =

М'БЭ М'Д

Р_ж* Р „ж

+

в|1Г <2>

Б

бш

где |8()] - абсолютные значения напряжений в точке q, которая характерна тем, что контактные напряжения в этой точке являются минимальными; Рэ - площадь стыкового сечения эффективных объемов фланца;

^бт - суммарная площадь сечения крепежных деталей; Рос - осевая сила, действующая на соединения.

х х„ Л,. +

Ч Ч Ф 5

где 1х и I* - главные осевые моменты инерции сечения эффективных объемов;

и А« - податливости фланца и крепежных деталей; х, иу, - координаты точки q относительно главных центральных осей сечения стыка.

(М„+М +мя)к

м. =■

1 + к

Максимальные напряжения в крепежных деталях, наиболее удаленные от центральных осей координат, в которых внешние усилия и моменты вызывают напряжения растяжения, определяются по выражению

бт

:<Х +

ХР0С . К'У*

м'„

• +

2Р,

1

I*

5т

Г.

(3)

5т

ОР

1Рз

Мух0

I*

+

МхУо I*

где стз = - — ;и=1-% + р

X Рбга "" \ ' * У

1

По вышеизложенной методике, которая тщательно опробирована экспериментами, нами были произведены расчеты по определению максимальных напряжений в крепежных деталях и коэффициентов запаса статической прочности узлов соединения плуга.

Результаты расчетов свидетельствуют о том, что для обеспечения плотности стыка при данных нагрузках на корпус и геометрии надо назначать большие напряжения начального затяга в узлах соединения лемех-башмак, полевая доска-башмак, башмак-стойка и стойка-рама. При этом приведенные напряжения в крепежных деталях узлов соединения лемех-башмак, башмак-стойка и стойка-рама и становятся выше предела текучести материала болтов и коэффициенты запасов статической прочности становятся меньше единицы. Это показывает, что рассматриваемые основные узлы корпуса плуга не имеют даже минимальных запасов прочности.

Максимальные напряжения в крепежных деталях при частичном раскрытии фланцев определяются по указанной выше методике.

В частности, максимальные напряжения на наиболее растянутом волокне определяются по выражению А . , л- \ 1 + £1-+г* А

к

+1

5 У

У

(4)

где Хо- абсцисса точки, с которой начинается раскрытие, в центральной системе координат ХОУ;

Х1 - отрезок, определяющий зону плотного прилегания фланцевого соединения от раскрытой;

Хф' - податливость участка фланцевого соединения, приходящегося на один болт;

а\~ расстояние от центров стыковых сечений болтов до линии,

проходящей через центр тяжести стыкового поперечного сечения расчетного элемента.

Численная оценка данной методики нами была проведена по данным специальных экспериментальных исследований, проведенных на АО ЛМЗ. Испытывались фланцевые соединения трубчатых валов в условиях сложного знакопеременного нагружения. Нами были рассчитаны растягивающие напряжения в крепежных деталях и оказалось, что максимальные напряжения, полученные по классической формуле, в 3,1 раза ниже, чем

V

ч

по предложенной формуле, запасы усталостной прочности по нормальным напряжениям соответственно равны 5,09 и 0, 73, а приведенные запасы усталостной прочности соответственно - 2,01 и 0,68. При этом равномерность нагружения крепежных деталей составила около 25%. Эти данные показывают, что классический расчет прогнозирует статическую и усталостную прочность соединения с большим запасом, а предлагаемый метод указывает на их недостаточность.

В действительности же при указанном эксперименте болты разрушались, не выдержав 0,7 млн. циклов. Этот факт свидетельствует о том, что в результате нагружения соединения переменными усилиями происходит частичное раскрытие соединения, сопровождающееся скольжением соединяемых деталей, прижатых к крепежным деталям, в результате чего происходит изгиб крепежной детали и резкое увеличение напряжения. При этом происходит сложное явление коррозийной износоусталости, что не учитывается на практике расчета узлов машин и сельхозмашин.

В настоящее время нет единого критерия износоусталостного разрушения деталей машин.

Расчет коэффициентов запаса усталостной прочности проводят, в основном, по теории Серенсена C.B. и Когаева В.Н. Эта теория основана на гипотезе слабого звена и запасы прочности определяются без учета таких дополнительных факторов, как износ и коррозия.

Запас усталостной прочности соединения узлов сельскохозяйственных машин в зависимости от условий работы можно наиболее полно определить введением в формулу Серенсена C.B. и Когаева В.Н. дополнительного коэффициента К, зависящего от интенсивности износа и коррозии.

Тогда выражение для определения запаса коррозийной износоуста-лостной прочности примет вид:

ст ,

п =-?-; (5)

" КК.ККа +\|ш

о d n а т m

где первые три коэффициента известны и представляют собой: «<, - эффективный коэффициент концентрации напряжений; коэффициенты Kd и К„ учитывают размер детали и качество обработки ее поверхности; ч' -коэффициент ассиметрии цикла; К - коэффициент, учитывающий эффекты износа и коррозии, вводимый нами в формулу (5). Значение этого коэффициента в настоящее время точно не установлено, это является самостоятельной задачей, решение которой предстоит. Можно отметить лишь, что этот коэффициент должен учитывать два важных фактора -износ и коррозию, что можно учесть следующей записью

К* = Ки -Кк, где Ки и Кк - коэффициенты, учитывающие износ и

коррозию.

На основе результатов указанных экспериментальных данных примем приблизительно 1 < К* < 3. Еще раз отметим, что эти коэффициен-

ты должны быть определены специальными экспериментальными исследованиями.

Также, в выражении по определению запаса усталостной прочности по касательным напряжениям можно будет ввести коэффициент равномерности распределения нагрузки между крепежными деталями Кр > 1,

этот коэффициент будет зависеть от типа соединения, конструктивного зазора в соединении, числа крепежных деталей и расположен по результатам указанных усталостных испытаний группового резьбового соединения в диапазоне

1<Кр<4.

При 2 = 1, Кр = 1; для исследованной посадки крепежных деталей при 2>4,Кр = 4.

Тогда выражение примет вид

п ~-1-. (6)

т К К.КК т -+\|л

х а п р а гш

Перечисленные выше факторы, способствующие разрушению крепежных деталей, относятся и к узлам соединения корпуса плуга, работающих в близких условиях. Поэтому расчеты на прочность узлов соединения корпуса плуга можно проводить по вышеизложенной методике как наиболее полно учитывающей факторы, способствующие разрушению соединений.

Предложенная нами конструкция узла соединения сводит к минимуму негативные факторы, способствующие разрушению крепежных деталей.

Конструктивные схемы этого решения в различных реализациях узлов плуга показаны на рис. 2.

Конструктивные особенности узла, изображенного на рис. 2а, заключаются в том, что во фланце , к которому примыкает гайка, выполнено болтовое отверстие под посадку болта без зазора, плавно переходящее к плоскости разъема, а в другом фланце выполнено отверстие, в котором установлен болт с расчетным зазором, плавно переходящее к концентрическим цилиндрическим расточкам большего диаметра, примыкающим, с одной стороны, к плоскости разъема, а с другой - к опорной поверхности головки болта.

На рис. 26 изображена новая конструкция с потайной головкой болта.

При работе узла соединения поперечные нагрузки сдвигают фланцы на определенную величину, при котором зазор Д между болтом и отверстием фланца 1 выбирается, после чего болт начинает деформироваться как опертый стержень с двумя защемленными краями. Защемление болта в сечении, совпадающим с опорной поверхностью головки обеспечивается

за счет упругого вдавливания головки болта от затяга, а в фланце 2 защемление болта обеспечивается за счет посадки без зазора. Поскольку болт 3 фиксирован во фланце 2 как за счет посадки без зазора, так и за счет гайки, вдавленной во фланец 2 от начального натяга. Часть болта, поставленная во фланце 2, перемещается с ним как одно целое и изгиба резьбовой части не происходит. Следствием этого должно являться повышение запаса усталостной прочности наиболее опасного сечения резьбы, совпадающей с опорной поверхностью гайки 4.

Малый зазор Л , выбираемый при смещении фланцев, а также не выбираемые зазоры Д1 и Дгу плоскости разъема и опорной поверхности головки болта, соответственно обеспечивают достаточный прогиб всех болтов данного соединения, при котором все зазоры между болтами и отверстиями с номинальным диаметром с!з во фланце 1 выбираются. Вследствие этого все болты воспринимают поперечную нагрузку, что повышает равномерность их загружения от поперечной силы.

Плавные переходы от отверстия с диаметром й3 к большим диаметрам с)^ и с)б, имеющиеся во фланце 1, а также йб посадочного отверстия во фланце 2 к плоскости разъема N предохраняет болт от жесткого защемления при его изгибе на небольшом участке его длины. Это снижает эффект износоусталости болта от совместных действий на него поперечной нагрузки и осевого деформационного скольжения фланцев по болту вследствие воздействия на соединения переменной осевой нагрузки. Вследствие этого возрастает запас износоусталостной прочности соединения, а следовательно, его работоспособность. Также исключается трудоемкая технологическая операция как совместная расточка соединяемых деталей. Этот факт имеет особо важное значение, когда детали изготавливают на разных заводах, как это имеет место, например, при соединении крупногабаритных деталей в гидромашиностроении.

Математической моделью узла соединения является дифференциальное уравнение упругой линии стержня в виде

¿г2

Расчетная схема узлов соединения, реализующая данную математическую модель, имеет вид рис.3.

Для определения сил и моментов, изображенных на рис.2, решение уравнения (7) получим с помощью метода начальных параметров:

ёу М г2 Кх3

(Ь 0 Е12! Е123! , МДг-Г)2 | + Мс(2-116)2 + "<„)'

Е12! Е13! Е12! Е13!

/////

ч^лл^

Ма

Рис.3. Расчетная схема узлов соединения.

ёу

¿У,

Маг , Каг2 , Мл(г-£)

(г) = Е1-±(0) + йг гёг Е11! Е12!

- +

+ •

Е1 V.

■ +

+

- +

+ -

Е1г2! Е1Д! Е122!

При г = у = -(Д + А.ф11Д тогда из (8) и (9) получим:

Ш2 К?

-Е1 0 = М„£ +

При 2 = ^18;у = -5, тогда из (8) получим:

- Е1 5 =

МЛ , Я/, , МЛ(/„-*)2 ,

■ +

■ +

+ ■

2 6 2 6 При 2 = = =0, тогда из (9) получим:

О)

(10) (11)

I? £ К (£ _л2

+ ^ + М, - О + ^ = 0. (13)

Приг = 4 + Д* = *р;у = -6; е = 0о = О,

где А£ - свободная от нагрузок малая консоль, расположенная за конечной точкой В в положительном направлении оси Т.. Выражения (8) и (9) с учетом этого примут вид:

_ о М/0 ке МЛ -¿У КА£-£)3

— Е1 8 =_— +_— +_ -р-_— +_- ■ Р_— +

2 6 2 6

, Мс(1р-1,а)2 | Ис(1,-1,а)3 -1---1—

(14)

6

КК м,(г„-£) К^.-^ъУ

М£ + " р + Л р_— +_1,4 р_— +__+

" р 2 2 1 2

(15)

с4 р __д

1

Задаваясь значением конструктивного зазора Д, можно определить смещение фланцев, при котором начинается контакт фланцев о болты. Затем определить предельное смещение 5пред и не меняя Л, задать несколько значений 8 в пределах

0<5<6пред. (16)

Используя эти значения и решая совместно уравнения (10), (11), (12), (13), (14) и (15), можно подсчитать изгибные напряжения в опасном сечении крепежной детали и определить коэффициенты запаса статической прочности, при которой эти напряжения достигают предела текучести. Также необходимо учитывать смещение фланцев от сдвиговой деформации, зависящей от геометрических и упругих характеристик крепежной детали и превосходящей, в ряде случаев, смещение от изгибной деформации.

По данной математической модели нами составлена программа расчета на ЭВМ для оптимизации узлов соединений корпуса плуга. При этом получены зависимости между силовыми характеристиками и напряжениями от смещения фланцев.

Оптимизацию узла соединения лемех-башмак, как наиболее нагруженного, основным критерием которого был принят максимальный коэффициент запаса статической прочности, проводим с помощью метода планирования полнофакторного эксперимента (ПФЭ).

Для его реализации использовали трехуровневый план второго порядка Бокса-Бенкина. Интервалы варьирования и уровни факторов приняты в соответствии с результатами теоретических исследований.

В результате расчетов получено уравнение регрессии второго порядка в кодированном виде

у = 2,796 - 0,23 • х, + ОД 51 • х2 + 0,709 • х3 -

- 0,195 • х, • х2 - 0,054 ■ х, ■ х, + 0,102 • х2 • х3 - 0,283 • х,2 - (17)

- 0,283-х22 -0,282-х32.

Гипотеза описания процесса полиномом второй степени проверялась с помощью Р - критерия Фишера, значимость коэффициентов по 1 -критерию Стьюдента, воспроизводимость в - по критерию Кохрена.

После приведения уравнения (17) к каноническому виду построены двумерные сечения для изучения попарного влияния основных параметров на коэффициент запаса статической прочности.

Двумерные сечения представлены сечениями сопряженных эллипсов (одна из которых показана на рис. 4).

прочности узла соединения от зазора Д(х-0 и расстояния I (Хг)

Координаты показателя коэффициента запаса статической прочности в центре поверхности отклика = 2,991), определяющие оптимальные значения основных геометрических параметров узла, равны:

А = 2 • 1(Г6 м, £ = 0,008066 м, £п = 0,00759 м.

В третьей главе «Экспериментальное исследование несущей способности соединений», дан анализ существующих экспериментальных исследований, представлены результаты экспериментальных исследований по определению контактной податливости соединяемых деталей, используемые в математической модели, лабораторные и натурные исследования несущей способности типовой и новой конструкций.

Резьбовые крепежные детали работают при высоких статических и переменных нагрузках. Наибольшее распространение получили следующие методы испытаний: 1) непосредственным нагружением в испытательных машинах или специальных установках; 2) нагружением затяжной гайки; 3) комбинированным нагружением.

Из указанных методов испытаний наиболее широко применяют первый, отличающийся простотой и точностью.

Экспериментальными исследованиями несущей способности резьбовых соединений долгое время занимались, из отечественных ученых: Биргер И.А., Иосилевич Г.Б., Якушев А.И., Бугов Х.У., Клячкин И.А. и другие.

В работах этих авторов показано, что изгибные напряжения в соединяемых - предварительно напряженными фланцами деталях, суммарные напряжения в болтах и величина нераскрытия стыка между фланцами существенно зависит от коэффициента затяга и жесткости всех элементов, примыкающих к фланцевому соединению.

Несмотря на большое число экспериментальных исследований, многие вопросы остались открытыми для типовых резьбовых соединений деталей машин.

Для предложенной нами новой конструкции, а также для типовых -нет полной ясности в следующих основных вопросах:

• нет экспериментальных исследований по установлению достоверности обеспечивания усилия начального натяга в крепежных деталях в зависимости выбранного метода контроля;

• не исследовано влияние коэффициента затяга на несущую способность исследуемых конструкций и экспериментальное сопоставление новой конструкции с несущей способностью типовых решений;

• не исследовано условие неподвижности головок болтов и гаек в зависимости от усилия натяга и сдвигающей силы;

• экспериментально не определены контактные радиальные и угловая податливость в местах контакта поясков крепежных деталей и соединяемых деталей, которые входят в математическую модель.

Исследовались различные методы обеспечения напряжения начального натяга в болтах. Затяжку проводили динамометрическим ключом по

моменту завинчивания с одновременным измерением угла поворота. Контрольным дпя эксперимента являлась относительная деформация тела болта, фиксируемая с помощью тензостанции с точностью 2 относительных единиц деформации, что составляет 1% измеряемой величины.

Результаты показывают, что расчетный момент на динамометрическом ключе в среднем на 24% больше, чем действительный для создания напряжения начального затяга 100 Мпа и на 28% для создания напряжения начального затяга 200 Мпа.

Исследование несущей способности новой и типовой конструкций проводили на экспериментальной установке с использованием специально изготовленного приспособления (рис. 5а).

Рис. 5. Экспериментальная установка для испытания резьбовых соединений а - с приспособлением для определения несущей способности фланцевых соединений;

б - с приспособлением для определения контактной радиальной и угловой податливостей узла соединения фланец-болт.

Испытывались два фланцевых соединения, в которых были последовательно установлены по шесть болтов в каждом. Соединение нагружалось поперечной нагрузкой, которая менялась от 0 до 22 '103 Н. В первом случае испытывапось соединение со свободно установленными болтами, а во втором случае была испытана новая конструкция узла соединения. В обоих случаях использовались резьбовые детали М10х50. При этом напряжение начального затяга, создаваемое при завинчивании гайки

с помощью динамометрического ключа, контролировалось по относительной деформации тела болта с помощью тензодатчиков и менялось от 50 до 200 Мпа.

Одновременно контролировались изгибные напряжения под резьбовой части и головкой болта, поперечная нагрузка, смещение фланцев, неподвижность головок болтов и гаек.

По результатам экспериментов была получена зависимость изгиб-ных напряжений под резьбовой части болтов и смещение фланцев от поперечной нагрузки, рис.6. Из графиков видно, что новая конструкция узла уменьшает в 16 раз изгибные напряжения в резьбовой части, по сравнению с типовой, а жесткость соединения возрастает при этом в 20 раз.

Рис.6. Зависимости изгибных напряжений в болтах и смещений фланцев от поперечной нагрузки: а и в - изгибные напряжения типовой (а) и новой (в) конструкций; б и г-смещение фланцев типовой (б) и новой (г) конструкций

Исследование по определению контактной радиальной и угловой по-датливостей узла соединения фланец - болт проводили на экспериментальной установке для испытания резьбовых соединений, работающих на сдвиг, с использованием специально изготовленного приспособления (рис.5 б).

Испытания проводили для болтов с базовым диаметром 10 мм с различными диаметральными зазорами между пояском болта и отверстием во фланце, которое менялось от 160 до 550 мкм.

Поперечная нагрузка на болт менялась от 500 до 5 Ю3 Н с интервалом 500 Н. По результатам эксперимента были получены зависимости контактных напряжений, момента в заделке, перемещения, угла поворота, радиальной и угловой жесткости от поперечной силы (рис.7).

р // у

1ЧОП

зооо 4/ äf I У J Г * J

2SßD у Г / /* / /

геоо /'/ i/ А

'SOO у А /У

fDOO •

so w 6a хо юг> /Р0 /'>0 й в,

0.2

f г 3 ? л' 6 'f 6КЧРГ, Ла

ЧГ 1 Яг'ЮЧМ

t г С? чо*. V/n

Рис.7. Зависимости перемещения, момента заделки, угла поворота, контактных напряжений, радиальной и угловой жесткостей от поперечной нагрузки

Из графиков, построенных по данным проведенного эксперимента видно;

1. контактные радиальная и угловая жесткости соединяемых деталей являются сильно нелинейными гладкими функциями от поперечной нагрузки;

2. контактные жесткости соединяемых деталей существенно снижаются при появлении пластических деформаций в болте, что наблюдается при нагрузке свыше 3500 Н.

Для подтверждения результатов численных экспериментов нами были проведены натурные эксперименты по определению фактической долговечности в гектарах узлов соединения лемешного плуга. Эксперимент проводился на одном плуге ПЛН-5-35 и двух плугах ПЛН-8-35 при вспашке 2700 гектаров выщелоченного чернозема, принадлежащее по механическому составу к средне-тяжелосуглинистым, в колхозе им. Советской Армии Урванского района КБР. В 5 корпусах из 21 нами были поставлены предложенные для внедрения крепежные детали в узлах соединения лемех-башмак и башмак-стойка, а в остальных корпусах были поставлены стандартные болты.

Во всех болтах были созданы одинаковые измеряемые напряжения начального затяга. Болты в процессе не перезатягивались, а доводились узлы до разрушения.

Результаты экспериментов свидетельствуют о том, что долговечность предложенной конструкции для узла соединения лемех-башмак составила 36 гектаров, что в 2,3 раза выше долговечности типового узла, которое составило в среднем 16 гектаров. Болты соединения башмак-стойка по новой конструкции не разрушились до конца эксперимента при наработке 135 гектаров, а долговечность типовой конструкции в среднем составила 30 гектаров.

Проведенные и. проанализированные экспериментальные материалы показали:

• неравномерность поперечных усилий, действующих на крепежные детали, установленные с посадкой скольжения (Н7/д6) группового болтового соединения доходит до 4;

• коэффициенты контактной радиальной и угловой податливостей деталей резьбовых соединений являются существенно нелинейными функциями сдвигающих нагрузок и их учет несущественно влияет на напряженно-деформированное состояние;

• при контроле усилий начального натяга небольших резьбовых деталей, обычно используемых в сельхозмашинах, с помощью измерения момента завинчивания погрешность определений усилий натяга может колебаться от 25 до 30, а в ряде случаев до 100% в зависимости от состояния контактных поверхностей;

• максимальные напряжения в крепежной детали уменьшаются в 16 раз, а жесткость соединения возрастает в 20 раз при установке в соединении предложенной конструкции крепежной детали по сравнению

с использованием типовых конструкций, применяемых в узлах соединения грузонесущих деталей плуга;

• сила трения между соединяемыми деталями плуга, при обычно назначаемых напряжениях начального натяга, мало сказывается на несущую

• способность соединения, в особенности при переменных нагрузках;

• долговечность узлов соединения плуга, найденная в результате натурных экспериментов, возрастает более, чем в 2 раза при установке болтов предложенной конструкции по сравнению с обычно применяемыми.

В четвертой главе, «Сопоставительный анализ результатов расчетных и экспериментальных данных», представлены результаты сравнительного анализа расчетных и экспериментальных данных.

В наиболее опасном волокне изгибные расчетные напряжения под резьбовой частью, определяемые при сдвиге фланцев, были больше, чем измеряемые изгибные напряжения с помощью тензостанции, в 1,125 раз.

Для фланцевого соединения, предлагаемого для внедрения, расчетные изгибные напряжения под резьбовой части были в 1,05 раза больше, чем определенные экспериментальным путем с помощью тензостанции.

При натурном исследовании долговечности узла соединения лемех-башмак, расчетный коэффициент запаса статической прочности для новой конструкции равнялся 2,2, а средняя долговечность узла соединения составляла 36 гектаров, что примерно соответствует долговечности стандартного лемеха. Разрушение узла при этом происходило после полного износа лемеха и головки болтов по высоте, что приводило к быстрому ослаблению затяжки, из-за больших деформаций головки болта. Долговечность стандартных крепежных деталей при этом эксперименте в среднем составила 16 гектаров.

Для новой конструкции узла соединения башмак-стойка расчетный статический коэффициент запаса прочности, полученный по новой математической модели, равнялся 1, 659, при этом все 20 новых болтов, использованных в эксперименте в 5 корпусах, не разрушились при реальной долговечности 135 гектаров, а измеренная долговечность стандартных болтов при этом эксперименте в среднем составила 30 гектаров.

В пятой главе, «Экономическое обоснование работы», определена эффективность использования плуга при реализации новой конструкции во всех узлах соединения в сравнении с плугом, в узлах соединения которого используются стандартные детали.

Проведенный расчет подтвердил эффективность использования новой конструкции узла, при этом производительность машинно-тракторного агрегата вырастает в 1,17 раз за счет сокращения времени простоев на повторную сборку узлов, чем у агрегата со стандартными крепежными деталями в узлах соединения.

Годовая экономия денежных затрат от использования новой конструкции узла для одного машинно-тракторного агрегата с плугом ПНЛ-8-35 составляет 13700 рублей.

Общие выводы и рекомендации

1. Теоретический анализ с помощью уточненной методики определения несущей способности узлов соединения лемешного плуга показал, что заложенные в них расчетные запасы статической прочности, полученные обычным методом расчета, завышают реальный запас прочности, что подтверждается проведенными исследованиями: запасы прочности, полученные по уточненной методике равны для соединения лемех-башмак -0,77 и башмак-стойка - 1. Полевые испытания, показавшие, что долговечность этих узлов ниже долговечности соединяемых деталей в 2,3 ... 4 раза, подтверждают это.

2. Разработана на уровне изобретения новая конструкция узлов соединения основных деталей плуга, существенно повышающая несущую способность и жесткость этих узлов.

3. Натурными экспериментальными исследованиями установлена, что долговечность новой конструкции узла соединений лемех-башмак и башмак-стойка в 2,3 ...4,3 раза выше типовых.

4. Экспериментальными исследованиями подтверждена достаточная точность разработанной математической модели новой конструкции узлов соединения основных деталей плуга. Эта модель и программа по определению оптимальных параметров узла соединения могут быть использованы в практике проектировании ремонта в условиях мастерских хозяйств.

5. При работе плуга наблюдается систематическое раскрытие стыка между соединяемыми деталями, что прогнозируется уточненными расчетами, и способствует снижению работоспособности вследствие возрастания возможности развития коррозионной износоусталости . Для устранения этого явления необходимо назначать в крепежных деталях рассматриваемых узлов усилия начального натяга, обеспечивающие отсутствие раскрытия стыков в эксплуатационных условиях, для чего назначать напряжения начального натяга в типовых узлах соединения плуга, равные 200 ... 220 Мпа. Для обеспечения требуемых усилий затяга целесообразно использование комбинированного метода контроля затяжки.

6. Для обеспечения долговечности крепежных деталей наиболее нагруженных узлов соединений, достаточно в этих узлах установить разработанную конструкцию соединения, и обеспечить требуемые напряжения затяга крепежных деталей.

7. Для увеличения долговечности наиболее уязвимого узла соединения плуга, каким является узел лемех-башмак, который работает в условиях интенсивной износоусталости, необходимо повысить твердость рабочих поверхностей лемеха и головки болтов.

Основные положения диссертации опубликованы в следующих работах:

1. Пути повышения прочности фланцевых соединений валов машин. (Материалы научно-практической конференции КБСХА). - Нальчик, 1996 г. (в соавторстве).

2. О механизме коррозионно-контактной износоусталости соединений валов. (Сборник научных трудов АМАН). - Нальчик, 1996 г. (в соавторстве).

3. Механизм износоусталостного разрушения группового болтового соединения в условиях деформационного скольжения. (Тезисы докл. на II Международном симпозиуме по трибофатике) - Москва, ИМАШ РАН, 1996 г. (в соавторстве).

4. Коррозионно-контактная износоусталость резьбовых соединений узлов сельхозмашин для горного садоводства. (Материалы научно-практической конференции /в рамках СНГ/) - Нальчик, 1997 г. ( в соавторстве).

5. Износоусталость фланцевых соединений валов (Журнал «Тяжелое машиностроение». N9 4). - Москва, 1998 г. (в соавторстве).

6. Пути повышения прочности и межремонтного периода узлов соединений деталей сельхозмашин. (Материалы научно-производственной конференции) -Нальчик, 1999 г. (в соавторстве).

7. Повышение несущей способности резьбовых соединений деталей сельхозмашин. (Материалы научно-практической конференции) - Москва, 1999 г. (соавторстве).

8. Положительное решение Роспатента по заявке №99117190/06(017944). От 26.07.99 г. Узел фланцевого соединения. 1999 г. (в соавторстве).

ВВЕДЕНИЕ.

ГЛАВА 1. Анализ несущей способности узлов соединения плуга.

1.1. Нагрузки, действующие на рабочие органы плуга.

1.2. Узел соединения лемех-башмак.

1.3. Узел соединения отвал-башмак.

1.4. Узел соединения полевая доска-башмак.

1.5. Узел соединения башмак-стойка.

1.6. Узел соединения стойка-рама.

1.7. Оценка возможности повышения несущей способности узлов соединения плуга, используя типовые решения.

1.8. Цель и задачи исследования.

ГЛАВА 2. Разработка и исследование новых решений, повышающих несущую способность узлов соединения плуга.

2.1. Уточнение существующей методики расчета типовых соединений.

2.2. Выбор наиболее эффективных конструкций на основе конструкторско-технологического анализа.

2.3. Расчетная схема и математическая модель соединения деталей плуга с полупризонными болтами с учетом податливости соединяемых деталей.

2.4. Расчетная схема и математическая модель соединения с крепежными деталями, установленными без зазора в одной соединяемой детали и полупризонными в другом.

2.5. Численные эксперименты по математической модели, реализующей предлагаемую конструкцию узла соединения.

2.6. Результаты численных исследований по оптимизации узла соединения лемех-башмак.

2.6.1. Определение коэффициентов регрессии.

2.6.2. Оценка значимости коэффициентов регрессии.

2.6.3. Проверка адекватности математической модели.

2.6.4. Проверка воспроизводимости математической модели

2.6.5. Математическая модель поверхности отклика.

2.6.6. Анализ результатов экспериментальных исследований по определению зависимости коэффициента запаса статической прочности узла соединения от основных геометрических параметров.

ГЛАВА 3. Экспериментальное исследование несущей способности узлов соединения плуга.

3.1. Анализ существующих экспериментальных исследований. Постановка задачи экспериментального исследования.

3.2. Исследование несущей способности узлов соединения новой и типовой конструкций.

3.3. Исследование по определению контактной податливости соединяемых деталей.

3.4. Натурные экспериментальные исследования работоспособности узлов соединения корпуса плуга.

3.5. Выводы и заключения.

ГЛАВА 4. Сопоставительный анализ результатов расчетных и экспериментальных данных.

4.1. Соединения со свободно установленными крепежными

В сельскохозяйственном машиностроении более 90% всех соединений приходится на соединения резьбовыми крепежными деталями (болты, винты и шпильки) [57,82,102].

Из всех разрушений деталей сельскохозяйственных машин около 70% приходится на узлы, соединенные резьбовыми крепежными деталями, хотя заложенный запас прочности, подсчитанный по широко применяемой методике составляет от 1,5 до 3 [18,24,82,105].

В процессе работы узлы соединения деталей сельскохозяйственных машин подвергаются динамическим нагрузкам, коррозии, абразивному износу [33, 77, 116, 122]. Выход из строя узлов и деталей сельскохозяйственных машин, помимо затрат средств на их ремонт и изготовление запасных частей, вызывает также большие простои в периоды выполнения сельскохозяйственных работ. Поэтому повышение несущей способности, следовательно, долговечности узлов соединения, а в целом и машины является одной из актуальных проблем механизации сельскохозяйственного производства [28, 83, 89, 93, 111].

Вопросы повышения несущей способности, долговечности и работоспособности неразрывно связаны с изучением закономерностей разрушения крепежных деталей узлов машин в условиях эксплуатации и разработкой методов уточненного расчета деталей и машин на несущую способность [2,37,64,65,45,70,73].

Имеющаяся тенденция повышения рабочих скоростей машин, снижения их металлоемкости и повышения долговечности неразрывно связанны с проблемой повышения прочности и долговечности узлов соединений деталей машин, агрегатов и в особенности узлов соединения деталей рабочих органов, от которых зависит качество выполняемого технологического процесса. Успешное решение этих задач зависит от знания условий работы крепежных деталей и уточненного расчета их напряженно - деформированного состояния.

Характерной особенностью сельскохозяйственных машин является их кратковременное периодическое использование в производственном цикле и длительное хранение.

Например, плуги заняты весной на перепашке зяби в течение 10-15 дней, осенью на зяблевой вспышке 55-60 дней, зерновые сеялки во время осеннего и весеннего сева 25-30 дней. Большинство других сельскохозяйственных машин используется в году лишь 20. .40 дней.

Но между тем, согласно технологической карты, возделывания сельскохозяйственных культур, все работы должны быть выполнены в короткие агротехнические сроки и особенно важна безотказность работы сельскохозяйственных машин в эти сроки. Срыв агротехнических сроков, как правило, влечет за собой снижение урожайности сельскохозяйственных культур.

При длительном хранении сельскохозяйственных машин изменяются размеры и свойства материалов крепежных деталей вследствие коррозии, структурных превращений в металле и остаточной деформации. Экспериментальные исследования показали, что в сельской местности средние потери стали за год составляют около 140 г/кв.м или 35 мкм по толщине детали при её двухсторонней коррозии. Атмосферная коррозия существенно снижает усталостную прочность деталей, работающих при переменных нагрузках [26, 115,128, 129].

На поддержание машинно-тракторного парка в работоспособном состоянии с.-х. предприятия тратят до 75% средств, расходуемых на его эксплуатацию, механизаторы теряют до 40% рабочего времени [28,81,91,100].

Как известно, вспашка является основным и наиболее энергоемким приемом обработки почвы, под которым понимается глубокое подрезание пласта с одновременным его оборотом и крошением.

Для вспашки существуют несколько разновидностей лемешно-отвальных корпусов, применяемых в зависимости от вида почвы. Но основное распространение получил лемешно-отвальный корпус культурного типа, в связи с хорошим крошением почвы, а большинство отечественных плугов общего назначения укомплектованы корпусами культурного типа [34, 75, 113, 114].

Основной причиной отказов плугов является разрушение крепежных деталей узлов соединения, что нередко приводит к потере деталей корпуса плуга, нарушению агротехнических требований при вспашке и повышению энергозатрат за счет дополнительных сил сопротивления почвы, а также к потере рабочего времени, не считая затрат на изготовление запасных частей и ремонт техники [32,42,51,70,105,110,119,125].

Как показал анализ проведенных экспериментов, продолжительность безотказной работы (в гектарах) узлов соединения рабочих органов корпуса плуга колеблется в широких пределах и зависит от многих факторов, как случайных, так и закономерных. Долговечность узлов соединения в среднем в 2.4 раза меньше расчетной долговечности самих деталей до ремонта и замены по фактору износа. Расчет этих узлов соединения производится широко известной методикой расчета крепежных деталей, которая не учитывает реальных условий нераскрытия стыка, неподвижности соединяемых деталей и значительных изгибных напряжений в крепежных деталях [17, 19, 117]. Поэтому уточнение существующей и разработка новой методики расчета узлов соединения деталей сельскохозяйственных машин является актуальной задачей для проектирования и ремонта сельскохозяйственных машин. Также одним из путей повышения несущей способности и долговечности крепежных деталей сельскохозяйственных машин является разработка новых оптимизированных конструкций узлов соединения.

Настоящая работа посвящена выявлению причин пониженной прочности основных рабочих узлов резьбовых соединений плуга: лемех-башмак, отвал-башмак, башмак-стойка, стойка-рама и решению комплекса задач по устранению этих причин.

Этот комплекс включает в себя следующие задачи:

• исследование реальных условий функционирования основных рабочих органов плуга при нормальной эксплуатации и в экстремальных условиях;

• исследование возможностей износоусталостных явлений в крепежных деталях основных рабочих узлов плуга;

• исследование плотности стыка соединяемых деталей плуга в рабочих и экстремальных условиях и напряженного состояния крепежных деталей при раскрытии стыка;

• изучение несущей способности новых конструкторско-техноло-гических решений с помощью разработанной математической модели;

• разработка концепции нового конструкторско-технологического решения для повышения несущей способности и долговечности узлов соединения основных рабочих органов плуга;

• разработка математической модели, адекватно описывающей напряженно-деформированное состояние крепежных деталей основных узлов плуга, являющихся наиболее опасными;

• исследование и обработка математической модели с помощью

ЭВМ;

• разработка критериев и оптимизация предложенной конструкции с помощью ЭВМ;

• сравнительные натурные исследования по определению долговечности существующей и предложенной конструкций узлов соединения плуга;

• сравнительные экспериментальные исследования по определению несущей способности существующей и предложенной конструкции типовых узлов соединения рабочих органов плуга;

• уточнение предложенной математической модели с учетом результатов экспериментальных исследований;

• выработка практических рекомендаций. 9

Работа выполнена на кафедре «Теоретическая и прикладная механика» Кабардино-Балкарской государственной сельскохозяйственной академии, в соответствии с планом НИР КБГСХА.

Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждены на:

• научно-практической конференции КБГСХА (26-27 апреля 1996 г., г. Нальчик);

• II Международном симпозиуме по трибофатике (износоусталости), институт машиноведения им. А. А. Благонравова РАН. (15-17 октября 1996 г., г. Москва);

• научно-практической конференции /в рамках СНГ/ «Почвозащитные адаптивные технологии и машины горного и предгорного садоводства», Северо-Кавказский институт горного и предгорного садоводства. (23-26 сентября 1997 г., г. Нальчик);

• научно-производственной конференции КБГСХА (г. Нальчик, 1999 г.);

• научном семинаре «Механика» КБГСХА (г. Нальчик, 1999 г.);

• научно-практической конференции «Состояние и перспективы восстановления, упрочнения и изготовления деталей» (12 - 15 декабря 1999 г., г. Москва).

10

Общие выводы и рекомендации

1. Теоретический анализ с помощью уточненной методики определения несущей способности узлов соединения лемешного плуга показал, что заложенные в них расчетные запасы статической прочности, полученные обычным методом расчета, завышают реальный запас прочности, что подтверждается проведенными исследованиями: запасы прочности, полученные по уточненной методике равны для соединения лемех-башмак -0,77 и башмак-стойка - 1. Полевые испытания, показавшие, что долговечность этих узлов ниже долговечности соединяемых деталей в 2,3 . 4 раза, подтверждают это.

2. Разработана на уровне изобретения новая конструкция узлов соединения основных деталей плуга, существенно повышающая несущую способность и жесткость этих узлов.

3. Натурными экспериментальными исследованиями установлено, что долговечность новой конструкции узла соединений лемех-башмак и башмак-стойка в 2,3 .4,3 раза выше типовых.

4. Экспериментальными исследованиями подтверждена достаточная точность разработанной математической модели новой конструкции узлов соединения основных деталей плуга. Эта модель и программа по определению оптимальных параметров узла соединения могут быть использованы в практике проектирования ремонта в условиях мастерских хозяйств.

5. При работе плуга наблюдается систематическое раскрытие стыка между соединяемыми деталями, что прогнозируется уточненными расчетами, и способствует снижению работоспособности вследствие возрастания возможности развития коррозионной износоусталости . Для устранения этого явления необходимо назначать в крепежных деталях рассматриваемых узлов усилия начального натяга, обеспечивающие отсутствие раскрытия стыков в эксплуатационных условиях, для чего назначать напряжения начального натяга в типовых узлах соединения плуга, равные 200 . 220 Мпа. Для обеспечения

137 требуемых усилий затяга целесообразно использование комбинированного метода контроля затяжки.

6. Для обеспечения долговечности крепежных деталей наиболее нагруженных узлов соединений, достаточно в этих узлах установить разработанную конструкцию соединения, и обеспечить требуемые напряжения затяга крепежных деталей.

7. Существенное увеличение прочности и жесткости, а, следовательно, работоспособности наиболее уязвимого узла соединения рабочих органов лемешных плугов, каким является узел соединения лемех-башмак, который работает в особо сложных условиях износоусталости, можно обеспечить установкой в нем пяти крепежных деталей новой конструкции, а также повысив твердость рабочих поверхностей лемеха и головок болтов.

3.5. Выводы и заключения

Проведенные и проанализированные материалы показали:

- неравномерность поперечных усилий, действующих на крепежные детали, установленные с посадкой скольжения (Н7/§6), группового болтового соединения доходит до 4;

- коэффициенты контактной радиальной и угловой податливости деталей резьбовых соединений являются существенно нелинейными функциями сдвигающих нагрузок;

- при контроле усилий начального затяга небольших резьбовых деталей (МХ10), обычно используемых в сельхозмашинах, с помощью измерения момента завинчивания, погрешность определения усилий натяга может колебаться от 25% до 30%, а в ряде случаев до 100% в зависимости от состояния контактных поверхностей;

- максимальные напряжения в крепежной детали уменьшаются в 16 раз, а жесткость соединения возрастает в 20 раз при установке в соединении предложенной конструкции крепежной детали по сравнению с использованием типовых конструкций, свободно установленных крепежных деталей, применяемых в узлах соединения грузонесущих деталей плуга;

- сила трения между соединяемыми деталями плуга, при обычно назначаемых напряжениях начального натяга, мало сказывается на несущую способность соединения, в особенности при наличии переменных нагрузок;

- долговечность узлов соединения плуга, найденная в результате натурных экспериментов, возрастает более, чем в 2 раза при установке болтов предложенной конструкции по сравнению с обычно применяемыми.

ГЛАВА 4. Сопоставительный анализ результатов расчетных и экспериментальных данных

4.1. Соединения со свободно установленными крепежными деталями

При экспериментальном исследовании несущей способности узла соединения со свободно установленными болтами по критерию достижения предела текучести в наиболее опасной точке, изгибные расчетные напряжения под резьбовой частью, определенные при сдвиге соединенных пластин, были больше на 11,2 . 11,3%, чем измеряемые напряжения с помощью тензостанции, для всех трех значений напряжений начального затяга (табл. 4.1).

Эта разница объясняется тем, что принятая в расчетной схеме жесткая заделка концов стержня не полностью реализуется в резьбовой части, которая оказывается более податливой, чем стержень болта. Этот факт подтверждается тем, что свободный участок резьбовой части поворачивается при смещении,

1. Александров Б.И., Василец Ф.П. Влияние технологии изготовления и асимметрии цикла на циклическую прочность и долговечность соединения. //Вестник машиностроения, 1964, №4. С. 7 - 11.

2. Андреев A.B. Расчет деталей машин при сложном напряженном состоянии. М.: Машиностроение, 1981, -216 с.

3. Анохин A.A., Козлов В.Н., Смирнов В.М. (НПО ВИСХОМ). Многоцикловая усталость болтов. //Вестник машиностроения, 1992 г, №2. С. 29 -36.

4. Аноненко В.К., Борткевич В.И. Тензометрическая аппаратура для регистрации статических и динамических деформаций. //Исследование напряжений в конструкциях. -М.: Наука, 1980. С. 17-21.

5. Ачеркан И.С. Детали машин. Справочник. т.2. М.: Машиностроение, 1969, - 408 с.

6. Алехин Н.В., Георгиевский М.С., Кудрявцев Н.Е. Регулировка сельскохозяйственных машин. Справочник. М.: Колос, 1978. - 662 с.

7. Авторское свидетельство № 985399. Аронсон А.Я., Бугов А.Х., Вихирев В.В. и др. «Узел фланцевого соединения», 1.09.1983.

8. Авторское свидетельство № 1023132, Бугов А.Х., Броновский Г.А., Малышев В.М. и др. «Узел соединения фланцев валов гидроагрегата», 15.02.1983.

9. Авторское свидетельство № 1189169 « Узел соединения деталей машин», Аккуратов A.B., Бугов А.У. и Яблонский Г.А. 1.07.1985.

10. Авторское свидетельство № 1023132, «Узел соединения фланцев валов гидроагрегата» Бугов А.У., Аронсон А.Я., Бабанов О.С. и др. 15.05.90

11. И. Авторское свидетельство № 1782743 «Способ соединения фланцев валов гидромашин». Бугов А.У., Головин В.И., Коновалов А.Б., 8.01.1992.

12. Бабадженидзе М.И. Обрыв рабочего колеса радиально-осевой турбины. //Энергомашиностроение, 1965, №3. С. 45 46.

13. Бахтин П.У. Справочник конструктора сельскохозяйственных машин. Т.1. -М. Машиностроение, 1961. 722 с.

14. Беклемищев А.И., Дубов Б.С., Клокова Н.П. Тензометрические системы для экспериментальных исследований //Измерительная техника, 1979, №11. С. 48-49.

15. Берков Н.А. Исследование напряженного состояния соединения цилиндрических оболочек. Автореферат на соискание ученой степени к.т.н.Изд. завода ВТУЗа им. Лихачева. 1982 г. 23 С.

16. Биргер И.А., Пановко Я.П. Прочность, устойчивость, колебания. Т.2. -М.: Машиностроение, 1968. -463 е.

17. Биргер И. А., Иосилевич Г.Б. Резьбовые соединения. -М.: Машиностроение, 1990. 256 с.

18. Биргер И.А., Иосилевич Г.Б. Резьбовые и фланцевые соединения. -М.: Машиностроение, 1990. -368 с.

19. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин. М.: Машиностроение. 1979. - 702 с.

20. Бояршинов C.B. Основы строительной механики машин. М.: Машиностроение, 1973. - 456 с.

21. Бугов А.У. Расчет деформации и напряжения плотных кольцевых фланцевых соединений гидротурбин. Сб. Трудов института машиностроения. АН СССР, 1962, №9. С. 73 96.

22. Бугов А.У. Фланцевые соединения. Расчет и проектирование. -Л.: Машиностроение, 1975. 192 с.

23. Бугов А.У. Инженерные методы расчета симметричных кольцевых фланцевых соединений. //Энергомашиностроение, 1970. С. 5 7.

24. Бугов А.У., Егожев A.M., Апажев А.К. Повышение несущей способности резьбовых соединений деталей машин. Материалы научно -практической конференции. -М.: ГОСНИТИ, 1999. С. 117 119.

25. Буренко Л.А., Винокуров В.Н. Ремонт сельскохозяйственных машин. -М.: Россельхозиздат, 1981. 189 с.

26. Веденин С.Г. Атмосферная коррозия металлов. -М.: Металлургиздат, 1951. 296 с.

27. Власов В.З. Тонкостенные упругие стержни. М. -JL: Физматгиз. 1959.-568 с.

28. Власов П.А. Причины снижения надежности сельскохозяйственной техники. Саратов: ССХИ, 1990. 50 с.

29. Волошин A.A. Расчет фланцевых соединений трубопроводов и сосудов. Л.: Судпромгиз, 1959. - 365 с.

30. Вольфсон A.C., Либерман Л.Я. Испытание на длительную прочность резьбовых соединений. //Заводская лаборатория, 1968, №11. С. 11 -18.

31. Великанова Х.М. Расчеты экономической эффективности новой техники. -Л.: Машиностроение. Ленинградское отделение, 1975. 432 с.

32. Гельфанд М.Л. Сборка резьбовых соединений. -М.: Машиностроение, 1978. 109 с.

33. Голубева Г.М. Хранение тракторов и сельскохозяйственных машин. Ярославское кн. изд-во, 1959. 231 с.

34. Горячкин В.П. Собрание сочинений. T.l. -М.: Колосс, 1965. 428 с.

35. Гудков А.Н. Теоретические основы вспашки твердых почв и обоснование конструкций плуга для обработки твердых почв. Материалы ИТС ВИСХОМ. Вып. 5, М. 1959. С. 212-241.

36. ГОСНИТИ. Типовые нормы времени на разборку, сборку и ремонт сельскохозяйственных машин. М.: 1969. - 206 с.

37. Грошев Л.М. Надежность сельскохозяйственной техники. Киев: Урожай, 1990.- 188 с.

38. Данилов В.К. Экспериментальное определение податливости фланцев. //Вестник машиностроения, 1959. №6. С. 35 37.

39. Дмитриев В.А. Детали машин. -Л.: 1970. 791 с.

40. Долматовский Г.А. Справочник технолога по обработке металлов резанием. -М.: Машгиз. 1962, 264 с.

41. Егожев А.М., Бугов А.У. Износоусталость фланцевых соединений валов.Тяжелое машиностроение, 1998, №4. С. 14-17.

42. Ермолов J1.C. Повышение надежности сельскохозяйственной техники. Минск: Ураждой, 1990. - 359 с.

43. Желиговский В.А. Элементы теории почвообрабатывающих машин и механической технологии сельскохозяйственных материалов. Тбилиси, 1960. 145 с.

44. Иванов С.И., Шатунов М.П., Красота В.К. Мериодиональные остаточные напряжения в резьбовой части. //Вестник машиностроения, 1982, №11. С. 36-38.

45. Иосилевич Г.Б. Расчет усилия в болтах соединений с полосовой формой стыка. Сб. Детали машин. Труды Уфимского авиационного института. Уфа, 1971. С. 78-84.

46. Ипамов М.И., Проскуряков Я.Е., Семенов В.М. Снижение себестоимости машин. М.: Машиностроение, 1978. - 254 с.

47. Иосилевич Г.Б., Осипова Г.В. Распределение напряжений в резьбовых соединениях. //Вестник машиностроения, 1979, №7. С. 29 32.

48. Иосилевич Г.Б. Затяжка и стопорение резьбовых соединений. М.: Машиностроение, 1985. -229 с.

49. Иофинов С.А., Лышко Г.П. Эксплуатация машинно-тракторного парка. -М.: Колос, 1984. 35 с.

50. Иофинов С.А., Бабенко Э.П., Зуев Ю.Д. Справочник по эксплуатации машинно-тракторного парка. М.: Агропромиздат, 1985. - 268 с.

51. Каплун Г.П. Вопросы долговечности деталей плуга. Вопросы земледельческой механики. Т.8. Минск. Сельхозиз БССР, 1961. С. 136 144.

52. Кирюхин В.Г. Влияние скорости пахоты на тяговое сопротивление корпуса плуга. Труды ВИСХОМ. Вып. 55. М., 1967. С. 50 67.

53. Киртбая Ю.К. Организация использования машинно-тракторного парка. -М.: Колос, 1974. 288 с.

54. Клокова H.H. Современное состояние и перспективы разработки тензорезисторов. //Измерительная техника, 1984, №7. С. 39 42.

55. Клячкин H.JT. Расчет групповых резьбовых соединений. Саратов. Приволжское кн. изд-во, 1972. 263 с.

56. Клячкин H.JI. Проблемы прочности групповых резьбовых соединений в связи с неравномерностью усилий затяжки по болтам. //Проблемы прочности, 1988, №9. С. 108 144.

57. Клячкин H.J1. О работоспособности резьбовых соединений . //Вестник машиностроения, 1994, №6. С. 13 14.

58. Клячкин H.JT. Некоторые задачи расчета резьбовых и круглофланцевых соединений. Изд-во Саратовского университета, 1994. С. 48 -63.

59. Кац Г.Б., Ковалев А.П. Технико-экономический анализ и оптимизация конструкций машин. М.: Машиностроение, 1981, - 214 с.

60. Ковалев А.П., Кочелос Н.К., Колобов А.А. Экономическая эффективность новой техники в машиностроении. М.: Машиностроение, 1978.-255 с.

61. Когаев В.П., Дроздов Ю.Н. Прочность и износоустойчивость деталей машин. -М.: Высш. Шк., 1991. 312 с.

62. Корн Г., Корн Т. Справочник по математике для научных работников и инженеров. -М.: Наука, 1984. С. 463 487.

63. Короткевич В.А., О влиянии скорости движения на износ лемехов и отвалов тракторного плуга. Доклады Всесоюзной ордена Ленина академии сельскохозяйственных наук им. В.И.Ленина, 1965, №6. С. 64 76.

64. Конструирование и технология производства сельскохозяйственных машин. Киев: Техшка, 1971. - 200 с.

65. Конструирование и технология производства сельскохозяйственных машин. -Киев: Техшка, 1992. 88 с.

66. Короткевич В.А. Влияние удельного давления и скорости скольжения на износ образцов в почве. Труды ЦНИИ МЭСХ. Т.4. Минск: Урожай. 1966. С. 163- 176.

67. Косачев Н.Л., Экономическая оценка сельскохозяйственной техники. М.: Колос, 1978. - 241 с.143

68. Косилова А.Г., Мещерякова. Справочник технолога-машиностроителя. Т.1. -М.: Машиностроение, 1986. С. 224 281.

69. Котов Ю.В., Павлова A.A. Основы машинной графики. М.: Просвещение, 1993. 256 с.

70. Клятис JI.M. Надежность сельскохозяйственной техники: Тракторы и сельскохозяйственные машины. 1991, №7. с.38 40.

71. Кузьмин Ю.М., Павлов A.A. Вычислительная техника и ее применение. Узоры на экране. М.: Знание, 1995. - 234 с.

72. Кудрявцев И.В., Газанцон Ю.И., Тимонин В.Н. Влияние размеров резьбовых соединений на их усталостную прочность. //Вестник машиностроения, 1974, №3. С. 39 41.

73. Кухтеньков М.М. Стабильность затяжки болтового соединения. //Вестник машиностроения, 1956, №1. С. 12 14.

74. Листопад А.И. Планирование эксперимента в исследованиях по механизации сельскохозяйственного производства. -М.: Агропромиздат, 1989. 208 с.

75. Лурье А.Б., Любимов А.И. Широкозахватные почвообрабатывающие машины. Л.: Машиностроение, 1986. - 397 с.

76. Любимов А.И., Бледных В.В. Замена действительных сил эквивалентными при лабораторных испытаниях плугов. Труды Челябинского института механизации и электрофикации сельского хозяйства. Вып. 23. Челябинск, 1965. С 251 263.

77. Лышко Г.П., Малеваный А.Т. Хранение с/х техники. -Кишинев: Карта молдовеняска, 1959.- 115 с.

78. Летошнев М.Н. Сельскохозяйственные машины. М. -Л. Сельхозиз,1955. 764 с.

79. Макарец И.К. Предварительные результаты опытов по определению пределов варьирования тягового сопротивления плуга. Труды ВИСХОМ. Вып. 33. -М.: Машгиз, 1962. С. 129 139.

80. Макаренков А.Г. Исследование напряженного состояния фланцевого соединения с учетом физической нелинейности материала. //Прикладная механика. Изд-во АН УССР, 1970. Т.6. С. 45 48.

81. Матвеев В.А., Пустовалов И.И. Техническое нормирование ремонтных работ в сельском хозяйстве. -М.: Колос, 1979. 288 с.

82. Материалы II международного симпозиума по трибофатике (износоусталость). -М.: ИМАШ РАН, 1996. 104 с.

83. Марков В.Е. Перспектива развития сельскохозяйственного машиностроения в России. //Тракторы и сельскохозяйственные машины, 1995, №1. с.1 5.

84. Мацепуро М.Е., Незоров С.И. Силы, действующие на корпус плуга при вспашке болотно-торфяных почв. -Минск: Госиздат БССР. 1959. С. 64 -103.

85. Материаловедение конструкционных материалов сельскохозяйственных машин. —Сб. научных трудов. Казанский с\х институт. -Алма-Ата КазСХИ, 1981. 102 с.

86. Маяускас И. С. Исследование распределения давления по поверхности лемеха при пахоте. //Тракторы и сельскохозяйственные машины, №11, 1958. С. 9-14.

87. Мельников C.B., Алешин В.Р., Рощин П.М. Планирование эксперимента в исследованиях сельскохозяйственных процессов. -М.: Колос, 1980.-264 с.

88. Методика выбора и оптимизации контролируемых параметров технологических процессов (РДМУ 109-77). -М.: Изд-во стандартов, 1978. -84с.

89. Надежность и долговечность сельскохозяйственных машин. М.: Агропромиздат, 1990. - 157 с.

90. Основы планирования эксперимента в сельскохозяйственных машинах. Руководящий технологический материал. -М. 1974. 112 с.

91. Обеспечение работоспособности сельскохозяйственной техники. Сб. научн.тр. (гл. ред. Павлов Б.В.)-М.: ВИМД988. 131 с145

92. Павлов A.A. Базовая графика версий языка Бейсик, близких к MSX. Вычислительная техника и ее применение. Машинная графика и геометрия. -М.: Знание, 1991.- 186 с.

93. Панов И.М. Актуальные проблемы развития современного земледелия и земледельных орудий. НПО ВИСХОМ. //Тракторы и сельскохозяйственные машины, 1993, №1. С.1 -6.

94. Парфенов М.М., Цывин A.A., Кузнецов A.M. Тензорезисторные измерительные системы. //Приборы и системы управления, 1985, №9. С. 17 -21.

95. Пригожая М.Г. Определение коэффициента трения стали о почву. Доклады ТСХА. -М.: Геодезия, 1959. С. 143 149.

96. Пригоровский H.H. Экспериментальные исследования и расчет напряжения в конструкциях. -М.: Наука, 1975. 163 с.

97. Пригоровский Н.И. Напряжения и деформации в деталях и узлах машин. -М.:Машгиз, 1961. 564 с.

98. Покропивный С.Ф. Экономическое обоснование инженерных решений. -К.: Техника, 1985. 206 с.

99. Полозков A.A. Расчет на прочность деталей сельскохозяйственных машин. Ростов-на -Дону, 1973. 321 с.

100. Повышение долговечности сельскохозяйственной техники:. Сб. науч. работ. Саратовский сельскохозяйственный институт им. Н.И.Вавилова, (гл.ред. П.И.Краснихин). -Саратов: Сарат. СХИ, 1981. 159 с.

101. Полканов И.П. Теория и расчет машинно-тракторных агрегатов. -М.: Машиностроение, 1964. 254 с.

102. Поливанов П.М. Крепежные детали. Справочник. М.: Машиностроение, 1967. -247 с.

103. Попов В. А. Технологические процессы, оборудование и инструмент для изготовления крепежных изделий. М.: Машиностроение, 1969.-64 с.

104. Продан В. Д., Першнн А.Ф., Румянцев О.В. Уточнение коэффициента нагрузки при затяжке резьбовых соединений //Вестник машиностроения, 1974, №1. С. 27 29.

105. Прочность деталей с/х техники. Сб. науч. трудов. Кишинев, 1990.-63 с.

106. Прымов Р.Я. Экспериментальное обоснование параметров полевой доски плуга. Материалы НТС ВИСХОМ. -М.: ОНТИ ВИСХОМ, 1963. С. 91 -99.

107. Решетов Д.И. Детали машин. -М.: Машиностроение, 1974. 208 с.

108. Роя A.A. Исследование рабочих органов сельскохозяйственных машин. Ростов, 1973. 186 с.

109. Роджерс Д., Адаме Дж. Математические основы машинной графики. -М.: Машиностроение, 1980. 312 с.

110. Разработка и совершенствование рабочих органов сельскохозяйственных машин. Сб. науч. тр. Московская сельскохозяйственная академия им. К.А. Тимирязева (гл. ред. А.И.Пулонин). М.: ТСХА, 1987. - 103 с.

111. Рудь Г.Я. Повышение прочности сельскохозяйственной техники. Кишинев, 1974.-294 с.

112. Рунцо A.A. Исследование и обоснование основных параметров плугов общего назначения. -Минск: Изд-во АСХН БССР, 1959. 52 с.

113. Саакян С.С. Сельскохозяйственные машины. -М.: Колос, 1962.327 с.

114. Сабликов М.В. Сельскохозяйственные машины. -М.: Колос, 1962. -296 с.

115. Севернев М.М., Каплун Г.П., Короткевич В.А. Износ деталей сельскохозяйственных машин. -JL: Колос, 1972. 288 с.

116. Севернев М.М. Долговечность и работоспособность сельскохозяйственных машин. В кн. «Вопросы сельскохозяйственной механики». Т. X. Минск. Сельхозиз БССР, 1963. С. 243 - 261.

117. Серенсен C.B., Когаев В.П., Шнейжерович P.M. Несущая способность и расчет деталей машин на прочность. -М.: Машиностроение., 1975.-488 с.

118. Синеоков Г.Н. Экспериментальное определение сопротивления рабочих органов плугов и культиваторов. В кн. «Почвообрабатывающие машины». Сб. научно-исследовательских работ ВИСХОМ. Вып. 4. -М.: Машгиз, 1949. с. 180-234.

119. Синеоков Г.Н., Панов И.М. Теория и расчет почвообрабатывающих машин. М.: Машиностроение, 1977. - 328 с.

120. Синеоков Г.Н. Проектирование почвообрабатывающих машин. — М.: Машиностроение, 1965. 308 с.

121. Синеоков Г.Н. Сопротивление почвы, возникающее при ее обработке. Автореферат дисс. канд. техн. наук. -М. 1964. 25 с.

122. Синявский H.A. Хранение сельскохозяйственных машин. //Техника в сельском хозяйстве., 1964, №11. С. 26 29.

123. Синяговский И.С. Сопротивление материалов. -М.: Колос, 1968.456 с.

124. Справочник конструктора сельскохозяйственных машин. . -М.: Машгиз, 1960. 655 с.

125. Тельнов Н.Ф. Способы повышения долговечности тракторов и сельхозмашин, -М.: МИЦСП, 1988. 167 с.

126. Сухарев И.П. Экспериментальные методы исследования деформации и прочности. -М.: Машиностроение, 1987. -212 с.

127. Субботин В.М. Укрупненные нормативы времени и расценки на ремонт сельскохозяйственной техники. М.: Россельхозиздат, 1984. - 383 с.

128. Ткачев В.Н. Износ и повышение долговечности рабочих органов почвообрабатывающих машин. -М.: Машиностроение, 1964. 293 с.

129. Томашов Н.Д. Теория коррозии и защиты металлов. -М.: Изд-во АН СССР, 1960.- 138 с.

130. Устиков А.Н. Об износостойкости отвалов тракторных плугов. Сельхозмашина, 1954. 261 с.

131. Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. -М.: Наука, 1986. 512с.

132. Хачетулов Т.С., Готовенский П.М. Экономические проблемы повышения качества продукции. -М.: Изд-во стандартов, 1968. С. 63 89.

133. Хейн Е.А. Определение длительной прочности резьбовых образцов из перлитной стали. //Заводская лаборатория, 1966, №11. С. 18 22.

134. Химченко Г.Т. Типовые нормы времени на ремонт сельскохозяйственных машин. -М.: Россельхозиздат, 1977. 207 с.

135. Химченко Г.Т. Типовые нормы выработки на работы в растениеводстве. -М.: Россельхозиздат. 216 с.

136. Чирков Г.Н. Новая аппаратура для определения удельного сопротивления почвы при вспашке. Материалы НТС ВИСХОМ. -М. 1960. С. 37 -43.

137. Чирков Г.Н. Влияние положения и размеров полевых досок на перекос плуга в горизонтальной плоскости. Труды ВИСХОМ. -М.: Машгиз, 1962. С. 123 127.

138. Якушев А.И., Мустоев Р.Х., Мавлютов P.P. Повышение прочности и надежности резьбовых соединений. -М.: Машиностроение, 1979. 214 с.

139. Englesson J. Welded Tubular Shafts for Vertical Water Turbines. -"Water Power", 1961,May.

140. Kowalske D. Berechtung exzentrisch belaster Nranschverbindungen. -"Ind. -Anz.", 1973, N 9.

141. Kowalske D. Entwiccklung eines Berechtungs models zur Bestimmung der Schraubenkrafte an exzentrisch belasteten Flanschverbindungen. -"Konstruction", 1973, H. 2, N 25.

142. Lake G.F., Boyd G. Design of bolted flanged joints of pressure vessels. "Proceedings of the Institution of Mechanical engineers", 1957, vol. 171, N 31.

143. Schneider R.W Flat Face Flanges with metal-to-metal contact Beyond the Bolt Circle/ "Journal of Engineering for Power", Transactions of the ASME, 1968, ser. A, N 1.149

144. Toyld, Mnkar. Trans actions of the ASME. "Journal of Engineering for Industry", 1972, ser. B, N 3.

145. Waters E. O., Taylor I.H. The strength of pipe Flanges. "Mechanical Engineering", 1927, May, N 5.

146. Waters E. O., Calculation of the flat face Flanges with metal-to-metal contact beyond the Bolt Circle. "Journal of Engineering for Power". Transactions of the ASME, 1968, ser. A, N 3.

147. Waters E. O., Schneider R.W. Axisymmetric, nonidentical Flat face Flanges with metal-to-metal contact beyond the Bolt Circle. "Journal of Engineering for Power". Transactions of the ASME, 1969, ser. A, N 3.

148. Vocke W. Spannungsberechnung fur Flanschverbindungen. "Die Technik", 1954, N11.

149. Illgner K.-H., Beelich K. H. Einflup Uberlagerter Biegung auf die Haltbarkeit von Schraubenverbindungen//Konstruktion. 1966. Ig. 18.

150. Walker R. A., Meyer G. Design recommendation for minimuzing fatique in bolts//Mach. Design. 1966. N 21.