авторефераты диссертаций БЕСПЛАТНАЯ  БИБЛИОТЕКА

АВТОРЕФЕРАТЫ КАНДИДАТСКИХ, ДОКТОРСКИХ ДИССЕРТАЦИЙ

<< ГЛАВНАЯ
АГРОИНЖЕНЕРИЯ
АСТРОНОМИЯ
БЕЗОПАСНОСТЬ
БИОЛОГИЯ
ЗЕМЛЯ
ИНФОРМАТИКА
ИСКУССТВОВЕДЕНИЕ
ИСТОРИЯ
КУЛЬТУРОЛОГИЯ
МАШИНОСТРОЕНИЕ
МЕДИЦИНА
МЕТАЛЛУРГИЯ
МЕХАНИКА
ПЕДАГОГИКА
ПОЛИТИКА
ПРИБОРОСТРОЕНИЕ
ПРОДОВОЛЬСТВИЕ
ПСИХОЛОГИЯ
РАДИОТЕХНИКА
СЕЛЬСКОЕ ХОЗЯЙСТВО
СОЦИОЛОГИЯ
СТРОИТЕЛЬСТВО
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ
ТРАНСПОРТ
ФАРМАЦЕВТИКА
ФИЗИКА
ФИЗИОЛОГИЯ
ФИЛОЛОГИЯ
ФИЛОСОФИЯ
ХИМИЯ
ЭКОНОМИКА
ЭЛЕКТРОТЕХНИКА
ЭНЕРГЕТИКА
ЮРИСПРУДЕНЦИЯ
ЯЗЫКОЗНАНИЕ
РАЗНОЕ
КОНТАКТЫ

Совершенствование методов оценки нагруженности силовых элементов трансмиссии гусеничного трактора

На правах рукописи

САЛОЛЫКИН МИХАИЛ ФЕДОРОВИЧ

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ ОЦЕНКИ НАГРУЖЕННОСТИ

СИЛОВЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ТРАНСМИССИИ

ГУСЕНИЧНОГО ТРАКТОРА

05.05.03 – Колесные и гусеничные машины

Автореферат

диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Волгоград – 2008

2

Работа выполнена в Волгоградском государственном техническом университете

Научный руководитель доктор технических наук, профессор Тескер Ефим Иосифович.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор Дьячков Евгений Александрович, кандидат технических наук, доцент Листопад Михаил Павлович.

Ведущая организация ОАО «Тракторная компания «ВгТЗ».

Защита состоится «26» декабря 2008 г. в 12 часов на заседании диссертационного совета Д 212.028.03 при Волгоградском государственном техническом университете по адресу: 400131, г. Волгоград, проспект им. В.И.Ленина, 28.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Волгоградского государственного технического университета.

Автореферат разослан «» ноября 2008 г.

Учёный секретарь диссертационного совета Ожогин В.А.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы. Повышение технического уровня и надежности гусеничных тракторов является актуальной проблемой. Для удовлетворения современным требованиям к эксплуатационным показателям машин необходимо совершенствовать методы проектирования и расчета наиболее нагруженных деталей, узлов и агрегатов, от работоспособности которых зависят потребительские качества машины в целом.

Одним из важнейших элементов гусеничного трактора является трансмиссия. Высокая нагруженность деталей трансмиссий гусеничных тракторов подтверждается данными об отказах и недостаточным ресурсом. Так, по данным эксплуатации отказы трансмиссий возникающие через 40006000 моточасов, составляют до 2025% от общего числа отказов. В то же время современные трансмиссии энергонасыщенных машин должны иметь ресурс в пределах 1400016000 моточасов до капитального ремонта.

Необходимо отметить, что в эксплуатации находится большой парк ранее выпущенных тракторов, имеющих высокую степень изношенности, жизнедеятельность которых поддерживается большим объемом ремонтных операций и постоянным увеличением количества поставляемых заводами запасных частей. В этих условиях важно при ремонте использовать модернизированные детали и узлы, которые удовлетворяют условию взаимозаменяемости, но при этом имеют более высокие технические характеристики. Это позволяет повысить ресурс машин в послеремонтный период.

Из опыта эксплуатации известно, что для тракторной трансмиссии характерным является резкопеременный режим нагружения, обусловленный как сложными условиями эксплуатации, так и внутренними динамическими процессами, связанными с переменной жесткостью, деформациями и недостаточной точностью изготовления деталей. По мере эксплуатации нагруженность силовых элементов увеличивается.

Из анализа данных о предельных состояниях высоконагруженных зубчатых колес трансмиссии следует, что выход их из строя обусловлен, прежде всего, контактными разрушениями, вызванными длительно действующими ударно-циклическими нагрузками, или усталостными разрушениями зубьев.

Учитывая изложенное, следует констатировать, что актуальными являются научные исследования, направленные на более глубокое изучение факторов, влияющих на нагруженность силовых элементов трансмиссий, и разработка на этой базе научно-обоснованных методов и технических решений, позволяющих не только более достоверно учесть нагрузки при расчетах, но и разработать рекомендации, обеспечивающие снижение нагруженности и повышение эксплуатационных показателей трансмиссий.

Актуальность работы подтверждается ее соответствием заданиям тематического плана НИР Агентства по высшему образованию РФ (20042008 гг. №36-53/441-04).

Цель и задачи работы. Цель работы заключалась в совершенствовании динамической модели трансмиссии гусеничного трактора, изучении динамических процессов, разработке рекомендаций по снижению динамических нагрузок и уточнению расчетных методов оценки несущей способности силовых элементов трансмиссии.

Для достижения указанной цели были поставлены следующие задачи:

- выполнить анализ причин выхода из строя кинематически связанных силовых элементов трансмиссии и на базе этого установить наиболее нагруженный участок на котором детали наиболее часто выходят из строя;

- выполнить анализ динамической модели трансмиссии гусеничного трактора, используемой для получения данных о нагруженности силовых элементов;

- научно обосновать необходимость более полного учета факторов, обуславливающих динамические процессы на наиболее нагруженном участке кинематической цепи и разработать динамическую модель, позволяющую обоснованно оценить нагруженность именно тех силовых элементов, которые определяют эксплуатационные показатели трансмиссии в целом;

- выполнить анализ существующих рекомендаций по учету динамических нагрузок при прочностных расчетах зубчатых передач трансмиссий гусеничных тракторов и на базе выполненных исследований динамических процессов разработать рекомендации по методике определения коэффициента динамичности;



- разработать и обосновать эффективные конструктивные решения, обеспечивающие снижение нагруженности зубчатых колес бортовой передачи гусеничного трактора семейства «ВгТЗ».

Объектом исследования был выбран гусеничный сельскохозяйственный трактор семейства «ВгТЗ».

Научная новизна работы заключается в следующем:

- усовершенствована динамическая модель трансмиссии гусеничного трактора, позволяющая более достоверно исследовать динамические процессы на наиболее нагруженном участке, включающем силовые элементы, работоспособность которых определяет технический уровень и эксплуатационные показатели трансмиссии в целом;

- получены новые данные о динамических процессах, определяющих нагруженность зубчатых колес, предложена методика учета динамических нагрузок в расчетах на прочность и определено значение коэффициента, учитывающего внешние динамические нагрузки при расчетах на изгибную и контактную прочность зубчатых колес трансмиссии гусеничного трактора семейства «ВгТЗ»;

- обоснована необходимость применения в трансмиссии составных зубчатых колес с заданными упруго-жесткостными свойствами.

Практическая значимость работы:

- результаты исследований рекомендованы для использования при расчетах и проектировании трансмиссий энергонасыщенных гусеничных тракторов с высокими эксплуатационными характеристиками;

- использование разработанных рекомендаций и конструкторских решений позволяет обеспечить снижение динамических нагрузок и увеличить ресурс трансмиссий;

- практические рекомендации используются на ОАО «Тракторная компания «ВгТЗ» и на ООО «Агромаш» при выполнении работ по повышению надежности приводов и трансмиссий.

Достоверность и обоснованность научных положений работы обусловлены использованием фундаментальных уравнений механики, теории механических колебаний, а также научной обоснованностью допущений, принятых при разработке моделей.

Апробация работы.





Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на:

международной конференции по теории механизмов и механике машин, посвящ. 100-летию со дня рожд. акад. И.И. Артоболевского (Краснодар, 2006);

III научной конференции «Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин» (Астрахань, 2007 г.);

III Белорусском конгрессе «Механика – 2007» (Минск, 2007 г.) и научных семинарах кафедры «Автомобиле- и тракторостроение» ВолгГТУ.

Основные результаты исследований по теме Публикации.

диссертационной работы опубликованы в одиннадцати печатных работах, в т.ч.

одна работа - в ведущем рецензируемом издании, рекомендованном ВАК РФ.

Структура и объем работы.

Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения, списка литературы, включающего 136 наименований. Основная часть работы содержит 118 страниц машинописного текста, 27 таблиц, 35 рисунков, в приложении представлены акты опытно-промышленной апробации рекомендаций работы на ОАО «Тракторная компания «ВГТЗ» и ООО «Агромаш».

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении раскрыты актуальность работы, научная новизна и практическая ценность, сформулированы цель и задачи исследования, приведены структура и содержание диссертации.

В первой главе выполнен анализ литературных данных о нагруженности и отказах силовых элементов трансмиссий в условиях эксплуатации. Рассмотрены основные факторы, влияющие на их нагруженность и долговечность.

На основе анализа критериев предельных состояний показано, что выход из строя зубчатых колес обусловлен, прежде всего, контактными разрушениями, вызванными длительно-действующими циклическими и ударно-циклическими нагрузками, или усталостным изломом зубьев.

Наиболее характерные виды повреждений зубчатых колес, возникающих в результате длительной эксплуатации трансмиссий, приведены на рис.1.

а) б) в) Рис.1. Состояние зубчатых колес после длительной эксплуатации (40006000 моточасов):

а – усталостный излом зуба ведомой шестерни;

б – питтинг на зубьях ведущей шестерни;

в – питтинг на зубьях сателлита планетарного механизма поворота (ПМП).

Обобщение эксплуатационных данных о нагруженности трансмиссий при различных режимах эксплуатации гусеничного трактора приведено в табл.1.

Таблица 1.

Характеристика нагруженности при различных условиях эксплуатации трактора.

Среднее число циклов Вид движения или Относительное действия нагрузок управляющего увеличение нагрузки за период эксплуатации воздействия Mmах/Mном (6000 моточасов) 1, Плавный поворот 2,2…2, Поворот на месте, 2,6…2, переезд через препятствие Коррекция направления 1, 1,3…1, движения (подворот) 1, Трогание с места 1,6…1, Полное буксование 2,1…2, Резкое трогание с места 3,2…3, Видно, что резкопеременный характер нагружения, при переходных режимах, приводит к значительному увеличению нагрузок, по сравнению с номинальными.

На основе данных эксплуатации о преждевременном выходе из строя зубчатых колес трансмиссии гусеничного трактора установлено, что наибольшее число отказов приходится на шестерни бортовой передачи.

Показано, что наиболее нагруженными элементами трансмиссии являются детали, передающие крутящий момент на участке «ведущее колесо – ПМП заднего моста».

Во второй главе показано, что при исследовании нагруженности силовой передачи в различных условиях эксплуатации используются различные модели, описывающие процессы формирования динамических нагрузок.

Наиболее известны в этой области работы В.Б. Альгина, В.Я Аниловича, В.И. Анохина, Э.Л. Айрапетова, И.Б. Барского, О.В. Берестнева, Н.Ф. Бочарова, В.Л. Вейца, Ф.Р. Геккера, З.А. Годжаева, Л.В. Григоренко, И.П. Ксеневича, Н.Г. Кузнецова, Г.М. Кутькова, Е.И. Тескера, А.И. Свитачева, А.Т. Скойбеды, Г.И. Скундина, И.Ш. Чернявского, И.С. Цитовича, В.М. Шарипова, В.В. Шеховцова и др.

Указанными авторами выполнены глубокие теоретические и экспериментальные исследования, использование которых дает возможность производить оценку нагруженности силовых элементов трансмиссий различных типов машин.

Показано, что основная задача моделирования заключается в том, чтобы наиболее полно учесть влияние динамических нагрузок на работоспособность трансмиссии.

В третьей главе рассмотрена модель, предложенная для исследования динамических процессов трансмиссий гусеничных тракторов. При разработке этой модели трансмиссия представляется в виде сложной многозвенной разветвленной структуры, содержащей значительное число элементов. Такой подход усложняет моделирование и исследование динамических процессов.

Кроме того, возникает необходимость введения допущений, снижающих достоверность результатов моделирования.

В гл.1 было показано, что для гусеничных тракторов семейства «ВгТЗ»

наибольшие нагрузки воспринимают силовые элементы, располагаемые на участке кинематической цепи «ведущее колесо – ПМП заднего моста» (рис.2).

В связи с этим исследование динамических процессов было выполнено для указанного участка силовой передачи, который выделен из общей модели.

Выделение участка кинематической цепи, содержащего наиболее нагруженные элементы, позволяет более достоверно оценить влияние динамических нагрузок на прочность зубчатых колес, чем в случае применения для этих целей редуцированных моделей, содержащих объединенные звенья.

В предложенной модели имитируются нагрузки от неравномерной работы двигателя, описывающиеся функцией M (t) в том виде, в котором они подводятся к короной шестерне (звено 1, рис.2), расположенной за муфтой сцепления, коробкой передач и другими звеньями.

Нагрузки со стороны движителя приложены к ведущим колесам (звенья 10, 11, рис.2).

а) б) Рис.2. Трансмиссия гусеничного трактора семейства «ВгТЗ» (задний мост):

а - конструктивная схема;

б - динамическая модель:

1 - коронная шестерня ПМП;

2,3 - водило ПМП и сателлиты;

4,5 - солнечная шестерня ПМП;

6,7 - остановочные тормоза;

8,9 - ведущая шестерня конечной передачи;

8’,9’ - ведомая шестерня конечной передачи со ступицей в сборе;

10,11 - ведущее колесо;

12,13 - тормоза солнечной шестерни;

14 - вал заднего моста;

Мтi - тормозные моменты;

Сi-j – жесткости соответствующих связей;

К - характеристика планетарного ряда (К=2,391).

С использованием модели выполнены исследования динамических процессов, обусловленных неравномерностью действия основных эксплуатационных нагрузок. В качестве характеристики дополнительной нагруженности была принята безразмерная величина, определяемая отношением дополнительного момента Mк, вызванного крутильными колебаниями в трансмиссии, к величине момента Мв, возбуждающего эти колебания.

При выполнении расчетов к элементам модели прикладывались соответствующие возмущающие воздействия от тягового сопротивления (частота f = 0,1…1 Гц), от неровностей почвенного фона (частота f = 0,5… 5 Гц), от неравномерности перемотки гусеницы (частота f = 10…35 Гц) и от крутящего момента двигателя.

В четвертой главе выполнены исследования связанные с методологией учета динамических нагрузок в расчетах зубчатых колес трансмиссий на изгибную и контактную выносливость. В настоящее время в инженерной практике используются рекомендации ГОСТ-21354-87 «Передачи цилиндрические эвольвентные, расчеты на прочность». Согласно ГОСТ- контактные напряжения определяются с помощью уравнения (1), а расчетные напряжения изгиба определяются по формуле (2). В уравнениях (1) и (2) динамические нагрузки учитываются с помощью коэффициентов K H и K F, которые определяются по формулам (3) соответственно.

Ft u + H = Z Z H Z Z K A K Hv K H K H = HO K H. (1) b d1 u Ft YFS Y Y (K A K Fv K F K F ) = FO K F.

F = (2) b mn K H = K VH K A, K F = K V F K A. (3) В выражениях (3) коэффициенты KVH и KVF учитывают внутренние динамические нагрузки, обусловленные особенностями конструкции и точностью изготовления зубчатых колес, а коэффициент K A учитывает внешние динамические нагрузки, обусловленные особенностями эксплуатации машины. В ГОСТ-21354 рекомендуется принимать коэффициент K A = 1 в том случае, если в циклограмме нагружения, учтены все внешние нагрузки. Во всех других случаях K A должен устанавливаться, исходя из опыта эксплуатации приводов машин или трансмиссий.

При расчетах и проектировании трансмиссий гусеничных тракторов семейства «ВгТЗ» принимается K A = 1, что не обоснованно, т.к. при определении расчетных нагрузок (по максимальному моменту двигателя, или по максимальному моменту сцепления) практически не учитываются дополнительные динамические нагрузки, обусловленные резкопеременным характером нагружения.

Выполненные в работе исследования динамических процессов на рассматриваемом участке силовой передачи позволили получить необходимые данные для определения коэффициента нагрузки, который необходимо учитывать в расчетах зубчатых колес на контактную и изгибную прочность.

В результате расчетов с использованием модели получено, что при выполнении основных видов работ на гусеничном тракторе необходимо принимать при расчетах на контактную и изгибную прочность коэффициент K A = 1,2 (длительно-действующие нагрузки). При переходных режимах (кратковременные нагрузки) рекомендовано принимать K A = 1,4.

В пятой главе на основе результатов исследований с помощью динамической модели были предложены наиболее рациональные технические решения позволяющие снизить нагруженность силовых элементов существующей трансмиссии, устанавливаемой на выпускаемые модели тракторов семейства «ВгТЗ». При этом учитывалась необходимость сохранения взаимозаменяемости узлов и агрегатов с тракторами, находящимися в эксплуатации, что позволяет устанавливать модернизированные узлы и детали при ремонте.

Для снижения динамических нагрузок в трансмиссии было исследовано влияние упруго-жесткостных характеристик вала заднего моста (см. рис.2, звено 14) на условие возникновения вынужденных колебаний на рассматриваемом участке.

Установлено, что снижение жесткости вала в 4 раза (достигается при изменении диаметра с dН=38 мм до dИ=26 мм), позволяет на 1015% уменьшить динамические нагрузки при колебаниях с частотами 1545 Гц. Это соответствует возмущающим воздействиям от неравномерности перемотки гусеницы и от крутящего момента двигателя. При действии низкочастотных колебаний – это возмущающие воздействия от тягового сопротивления и от неровностей почвенного фона, изменение относительной нагруженности незначительно, составляет 13%.

На рис. 3-8 приведены результаты исследований колебательных процессов для вала серийной конструкции (кривые 1), и для вала с уменьшенной в 4 раза жёсткостью (кривые 2). На графиках по оси абсцисс обозначены элементы кинематической цепи трансмиссии, по оси ординат относительные значения изменения момента МК/МВ по участкам трансмиссии.

Рис.3. Закономерности изменения колебаний по участкам трансмиссии от неровностей почвенного фона (f = 2 Гц).

Рис.4. Закономерности изменения колебаний по участкам трансмиссии от неравномерности перемотки гусеницы (f = 15 Гц).

Рис.5. Закономерности изменения колебаний по участкам трансмиссии от неравномерности перемотки гусеницы (f = 25 Гц).

Рис.6. Закономерности изменения колебаний по участкам трансмиссии от крутящего момента двигателя 1-я гармоника (f = 30 Гц).

Рис.7. Закономерности изменения колебаний по участкам трансмиссии от крутящего момента двигателя 1,5-я гармоника (f = 45 Гц).

Рис.8. Закономерности изменения колебаний по участкам трансмиссии от крутящего момента двигателя 2-я гармоника (f = 60 Гц).

Исследованием установлено, что изменение конструкции вала позволяет, прежде всего, существенно снизить влияние перезацепления ведущего колеса с гусеничной лентой на динамическую нагруженность зубчатых передач трансмиссии (кривая 2, рис.4).

Из анализа графиков следует, что при изменении жесткости вала заднего моста в 4 раза снижение нагруженности наблюдается при колебаниях с частотами 15 и 25 Гц от 1-го до 6-го участка. При колебаниях с частотой 15 Гц нагруженность силовых элементов снижается примерно на 10%.

Для обеспечения необходимой конструкционной прочности измененной конструкции вала заднего моста были проведены соответствующие расчеты и предложено изготавливать вал с поверхностным упрочнением лазерным излучением (штатный вариант – сталь 40Х, объемная закалка).

Применение упрочняющей обработки обеспечивает сохранение необходимых упруго-жесткостных свойств вала заднего моста. При этом коэффициент повышения предела выносливости K равен 22,5.

K = УПР.

, (4) предел выносливости упрочненного вала;

1 - предел где 1УПР. выносливости существующей конструкции вала.

Следует отметить, что вал заднего моста применяемой конструкции может играть роль предохранительного элемента, позволяющего защитить трансмиссию от перегрузок, вызванных динамическими нагрузками при переходных режимах.

Для снижения нагруженности зубчатых колес бортовых передач лимитирующих ресурс трансмиссии в целом, было предложено в конструкцию составного колеса с «плавающим» зубчатым венцом ввести дополнительный упругий элемент (см. рис.9) со специальными свойствами (низкий коэффициент трения k = 0,080,1, способность деформироваться под нагрузкой).

При этом ожидается получить следующие эффекты:

- уменьшить коэффициент неравномерности распределения нагрузки вдоль контактной линии, за счет повышения податливости и реализации эффекта самоустановки зубчатого венца под нагрузкой;

- снизить виброактивность и уменьшить динамические нагрузки в трансмиссии.

а) б) Рис.9. Конструкции ведомой шестерни бортовой передачи трансмиссии:

а – серийный вариант с упругим покрытием на шлицах;

б - с упругим элементом и сферическими кольцами: 1 - зубчатый венец;

2 - ступица;

3 - стопорное кольцо и стопорный винт, соответственно;

4 - упругое покрытие и упругий элемент, соответственно;

5 - полукольца;

h - толщина слоя.

Исследование эффективности применения предложенной конструкции (см. рис.9) было осуществлено с помощью уравнений (5) и (6), которые описывают динамические процессы в существующей и измененной конструкции ведомой шестерни бортовой передачи.

В динамической модели эти изменения отразились следующим образом.

На примере дифференциальных уравнений правого борта показано, что система уравнений конечной передачи с цельнометаллическим зубчатым колесом имеет вид (5), а при наличии у ведомой шестерни упруго-демпфирующего промежуточного элемента, дифференциальные уравнения приобретают вид (6).

•• • J 8 8 + k 3 R8 x 3 + c3 R8 x 3 c68 ( 6 8 ) = 0, •• • J 8' 8' k 3 R8' x 3 c3 R8' x 3 + c810 ( 8 10 iКП ) = 0, при M T1 c810 (8 10iКП ), (5) •• • J 8' 8' k 3 R8' x 3 c3 R8' x 3 = 0 при M T c810 (8 10iКП ).

где J 8, J 8' массы и моменты инерции сопряженных зубчатых колёс;

k С 3 крутильная жесткость зубчатого зацепления;

– коэффициент демпфирования колебаний в зубчатом зацеплении;

&8 8 ' ускорение && & колебаний ведущего и ведомого зубчатых колес;

R8, R8’ – радиусы основных окружностей зубчатых колес;

Х3 = (Х8 + 8R8) – (Х8’ + 8’R8’) – деформация зубчатого зацепления;

Х8, Х8’ – поперечные перемещения вдоль линии зацепления;

iКП – передаточное число конечной передачи (iКП = 5,4615).

•• • J 8 8 + k 3 R8 x 3 + c3 R8 x 3 c68 ( 6 8 ) = 0, •• • • • / / J 0 0 k3 R8' x 3 + k ус ( 0 с ) с3 R8' x 3 + с ус ( 0 с ) = 0, •• • • J с с k ус ( 0 с ) с ус ( 0 с ) + c810 ( 8 10 iКП ) = 0, / / при M T c810 (8 10iКП ), (6) •• • • • / / J 0 0 k3 R8' x 3 + k ( 0 с ) с3 R8' x 3 + с ус ( 0 с ) = 0, ус •• • • J с с k ус ( 0 с ) с ус ( 0 с ) = 0, при M T1 c810 (8 10iКП ), / / / где J 0, J с моменты инерции обода и ступицы составного колеса;

С ус, k /ус – крутильная жесткость и коэффициент демпфирования Из анализа уравнений следует, что при установке в бортовую передачу составной ведомой шестерни ее момент инерции J8’ включает моменты инерции обода Jо и ступицы Jс (6). При этом упругая связь их соединения имеет / / определенную крутильную жесткость С ус и коэффициент демпфирования k ус.

Выбирая указанные параметры можно изменять упруго-жесткостные характеристики за счет свойств полимерного слоя и снижать динамические нагрузки.

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ 1. Выполнен анализ причин возникновения предельных состояний и отказов силовых элементов трансмиссии и выявлен наиболее нагруженный участок, на котором составляющие его детали преждевременно выходят из строя.

2. Выполнен анализ моделей, описывающих динамические процессы в трансмиссии от внешних нагрузок, и предложена динамическая модель, позволяющая исследовать динамические процессы на наиболее нагруженном участке трансмиссии гусеничного трактора.

3. Получены новые данные о динамических процессах, определяющих нагруженность зубчатых колес трансмиссий и предложена методика определения коэффициента учитывающего внешние динамические нагрузки при расчетах на изгибную и контактную прочность.

4. Определено значение коэффициента учитывающего действие внешних нагрузок, которое необходимо учитывать при расчетах зубчатых колес трансмиссии гусеничного трактора семейства «ВгТЗ».

5. Предложена методология конструирования высоконагруженных составных зубчатых колес с заданными упруго-жесткостными свойствами.

6. На базе исследований динамических процессов, выполненных с использованием предложенной динамической модели, предложены научно обоснованные конструкторские решения, обеспечивающие сижение динамических нагрузок в трансмиссии гусеничного трактора семейства «ВгТЗ».

Основные положения диссертационного исследования опубликованы в работах:

1. Современные методы расчета и повышения несущей способности силовых элементов приводов и трансмиссий / Е.И. Тескер, М.Ф. Салолыкин, В.В. Сиротин, С.О. Имангулов // Современные технологии в машиностроении и автомобилестроении: матер. н.-т. конф. в рамках н.-т. форума с междунар.

учас.: «Высокие технологии-2005», 19-20 декабря 2005 г. / Ижевск. гос. техн.

ун-т и др. - Ижевск, 2005. - С. 67-68.

2. Анализ динамических моделей, характеризующих нагруженность силовых элементов трансмиссий / Е.И. Тескер, В.В. Шеховцов, М.Ф. Салолыкин // Наука, техника и высшее образование: проблемы и тенденции развития.- Ростов н/Д, 2006.- С. 13-17.

3. Исследование надежности зубчатых передач трансмиссий трактора / Е.И. Тескер, М.Ф. Салолыкин, Н.М. Яковлев, В.В. Сиротин // Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: матер. IV Всерос. науч.-техн. конф., 30 мая 2006 г. / Уральск. гос. техн. ун-т (УПИ), каф. «Автомобили и тракторы».- Екатеринбург, 2006.- С. 13-14.

4. Динамическая нагруженность трансмиссии трактора / Е.И. Тескер, В.В. Шеховцов, М.Ф. Салолыкин // Международная конференция по теории механизмов и механике машин, посвящ. 100-летию со дня рожд. акад.

И.И.Артоболевского.- Краснодар, 2006.- С. 229-230.

5. Исследование нагрузочной способности составных зубчатых колес / Е.И. Тескер, М.Ф. Салолыкин, Н.М. Яковлев, В.В. Сиротин // Политранспортные системы: матер. IV Всерос. науч.-техн. конф., посвящ.

50-летию КГТУ, Красноярск, 2006. - Ч.1. - С. 284-287.

6. Повышение несущей способности высоконагруженных зубчатых передач / Е.И. Тескер, М.Ф. Салолыкин, Н.М. Яковлев, В.В. Сиротин // Авиакосмические технологии: тр. 7-й междунар. н.-т. конф. и школы молод.

учёных, аспир. и студ., Воронеж, 13-15.09.2006: АКТ-2006 / Воронеж. гос. техн.

у-т. Воронеж, 2006. - С. 212-216.

7. Рекомендации по выбору критериев оценки несущей способности высоконагруженных зубчатых передач трансмиссий и приводов / Е.И. Тескер, Н.М. Яковлев, М.Ф. Салолыкин и др. // Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин: тез. докл. III науч. конф., Астрахань, 10-16 сент. 2007 г. / Астрахан. гос. техн. ун-т [и др.]. - Астрахань, 2007. С. 94-95.

8. Снижение динамической нагруженности трансмиссии применением составных зубчатых колес / Е.И. Тескер, Н.М. Яковлев, М.Ф. Салолыкин и др.

// Проблемы динамики и прочности исполнительных механизмов и машин: тез.

докл. III науч. конф., Астрахань, 10-16 сент. 2007 г. / Астрахан. гос. техн. ун-т [и др.]. - Астрахань, 2007. - С. 95-96.

9. Условия формирования динамических нагрузок в трансмиссии мобильных машин / Е.И. Тескер, М.Ф. Салолыкин, В.В. Сиротин, В.В. Винников //Проблемы и достижения автотранспортного комплекса: сб.

матер. V Всерос. науч.-техн. конф. / Уральск. гос. техн. ун-т (УПИ), каф.

«Автомобили и тракторы».- Екатеринбург, 2007.- С. 162-164.

10. Повышение несущей способности и износостойкости лазерной модификацией деталей узлов трения / Е.И. Тескер, М.Ф. Салолыкин, В.В. Сиротин // Актуальные проблемы трибологии: сб. трудов междунар. науч. техн. конф. в 3-х томах, июнь 2007 г. / СамГТУ и др. - М.: «Машиностроение», 2007. - Т.3. - С. 561-570.

11. Методология определения критериев предельных состояний высоконагруженных зубчатых передач трансмиссий и приводов / Е.И. Тескер, Н.М. Яковлев, М.Ф. Салолыкин, В.В. Сиротин // Вестник машиностроения. 2008. - № 2. - С. 12-16.

Личный вклад автора. Во всех работах [1-11] автор принимал непосредственное участие в постановке задач, проведении исследований и обсуждении полученных результатов. В работе [1,5,8] автором проведено исследование эффективности применения в трансмиссии трактора самоустанавливающегося зубчатого колеса бортовой передачи трактора с упругим соединением обода и ступицы. В работах [6,9] автором разработаны технические решения позволяющие управлять динамической нагруженостью в заданных пределах на исследуемом участке трансмиссии. В работе [11] автором предложена методология определения критериев оценки предельных состояний высоконагруженных передач трансмиссий и приводов, основанная на результатах теоретических и экспериментальных исследований несущей способности зубчатых передач трансмиссий.

Подписано в печать 2008г. Заказ №_. Тираж 100 экз. Печ. л. 1, Формат 60 х 84 1/16. Бумага офсетная. Печать офсетная.

Типография РПК «Политехник»

Волгоградского государственного технического университета.

400131, г. Волгоград, ул. Советская,

 

Похожие работы:





 
2013 www.netess.ru - «Бесплатная библиотека авторефератов кандидатских и докторских диссертаций»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.