VIBRATION DAMPING IN DRIVETRAINS AND UNDERCARRIAGE SYSTEMS OF TRACKED TRACTORS

Full Text

Обоснование

Во время эксплуатации детали основных узлов и агрегатов тракторов испытывают нагрузки динамического характера. Особенно интенсивным динамическим нагрузкам подвержены детали силовой передачи и ходовой системы.

Детали силовой передачи испытывают динамические нагрузки со стороны двигателя – высокочастотные от гармонических составляющих крутящего момента, низкочастотные от колебаний двигателя на подвеске и от изменения режимов его работы при управляющих воздействиях оператора. Со стороны ведущих колес на силовую передачу во время эксплуатации воздействует целая совокупность переменных нагрузок, причинами возникновения которых являются изменения направления, скорости и тягового сопротивления движению, вертикальные, продольные и поперечные колебания машины на подвеске, а также воздействия от перемотки звенчатой гусеницы [1-9]. К этому добавляются периодические управляющие воздействия оператора при переключениях передач, торможениях, разгонах и поворотах. Вследствие этого в валопроводе силовой передачи трактора формируется сложная картина крутильных и изгибных колебаний. При этом в материале деталей возникают дополнительные напряжения, величина которых бывает сравнима с напряжениями от передаваемого крутящего момента, поэтому появляются и накапливаются усталостные повреждения, которые в итоге могут привести к потере прочности, отказам и поломкам. Плюс к тому динамическая нагруженность деталей является причиной повышенной шумо-виброактивности передачи, что отрицательно влияет на здоровье оператора и работоспособность других узлов и агрегатов трактора [10-16].

В ходовых системах гусеничных тракторов динамическое нагружение деталей интенсивно проявляется из-за особенностей управления направлением их движения, когда одна гусеница замедляется или останавливается и при повороте сгребает грунтозацепами слой находящейся под ней почвы. При этом динамическим нагрузкам подвергаются и детали гусеницы, и опорные катки, и направляющее и ведущее колеса.

При перемотке звенчатой гусеничной цепи динамические нагрузки ударного характера имеют место во время первичного контакта очередного звена с зубом ведущего колеса и в процессе укладки этого звена на ведущее колесо, а также при укладке звеньев на направляющее колесо.

Нижняя ветвь гусеницы не представляет собой идеально ровной поверхности – опорные катки перемещаются по сравнительно гладкой поверхности беговых дорожек звеньев, но между звеньями имеются некоторые зазоры, переход через которые вызывает импульсные динамические нагрузки. При движении по пересеченной местности гусеничная цепь огибает неровности поверхности, опорные катки вместе с участками гусеничной цепи перемещаются по вертикали и горизонтали при срабатывании подвески, что также вызывает дополнительную динамическую нагруженность деталей и ходовой системы, и подвески.

Шарниры звеньев верхнего участка гусеничной цепи подвергаются динамическим нагрузкам при поперечных колебаниях звеньев во время их перемещения от ведущего колеса к направляющему. Динамические нагрузки испытывают также направляющее колесо и поддерживающие ролики во время контактов со звеньями во время перемотки.

Особенно интенсивным динамическим нагрузкам подвергаются детали ведущего участка гусеницы в ходовых системах с задним приводом. При выходе очередного звена нижней ветви гусеницы из-под заднего опорного катка это звено включается в состав ведущего участка, нагруженного усилием от ведущего колеса. При этом длина ведущего участка практически мгновенно увеличивается на длину этого звена, что вызывает поперечные колебания этого участка с динамическим нагружением звеньев и их шарниров. Рядом исследователей показано, что значение коэффициента динамичности нагрузок на этом участке обычно составляет 3 и более, при этом дополнительные напряжения в звеньях и их сопряжениях увеличиваются в соответствующее число раз.

Совокупность динамических нагрузок деталей ходовой системы и подвески трактора включает в себя нагрузки с не менее широким спектром частот, чем нагрузки в силовой передаче, но с более широким диапазоном их амплитуд. Для обеспечения расчетной надежности машины, в том числе долговечности, конструкторы вынуждены закладывать соответствующие запасы прочности деталей, что вызывает увеличение металлоемкости машины и влияет на ее потребительские качества, показатели эффективности, экономичности и экологичности.

Снижение уровня динамической нагруженности деталей силовой передачи и ходовой системы обеспечивается за счет использования в конструкциях машин упругих и демпфирующих элементов. При этом важным является знание о том, как влияют разные виды демпфирования на снижение нагруженности деталей при циклических нагрузках, какие способы определения демпфирующих параметров материалов и элементов конструкций предложены разными авторами. Актуальной технической задачей является разработка активных демпфирующих устройств, упруго-диссипативные свойства которых адаптивно изменяются в зависимости от характера динамических воздействий, в соответствии с этим в статье приведено описание предложенного авторами технического решения такого адаптивного демпфера.

Цель работы: анализ демпфирующих свойств конструкционных материалов, используемых конструкций пассивных и активных демпферов, разработка технического решения активного адаптивного демпфера.

Материалы и методы

1. Демпфирование колебаний в силовой передаче

1.1. Гипотезы о механизмах демпфирования

Демпфирующая способность материала играет большую роль в динамическом поведении конструкции. Она определяет степень поглощения (рассеивания) энергии как собственных, так и вынужденных колебаний ее элементов, а вследствие этого степень снижения их динамической нагруженности.

Всем без исключения реальным материалам при нагружении присуще рассеяние энергии. Потери энергии вызываются силами неупругого сопротивления – диссипативными силами, на преодоление которых непрерывно и необратимо расходуется подводимая энергия. Для теоретического описания этих процессов созданы теории, объясняющие суть протекающих в материале физических процессов.

Одно из направлений изучения внутреннего трения связано с учетом временнόго фактора и созданием теории сплошной среды наследственного вида. Здесь зарубежными учеными предложен ряд теорий – теория вязкого сопротивления Максвелла, теория вязкого трения Кельвина-Фойгта, теория наследственности Больцмана-Вольтерра и другие [17].

Другое направление учитывает роль микропластических деформаций в механизме рассеивания энергии при колебаниях [18]. Такова гипотеза упругого гистерезиса отечественного ученого Давиденкова Н. Н. [19], по которой зависимость напряжения от деформации при повторном нагружении является степенной функцией, определяемой амплитудой деформации, а не скоростью. Гипотеза подтверждена опытными данными для ряда конструкционных материалов и явилась основой для создания более простых прикладных теорий внутреннего трения, из которых наибольшее распространение имеет теория Я. Г. Пановко [20].

Сорокиным Е. С. дано комплексное представление для связи между напряжением и деформацией при циклическом нагружении, когда неупругая циклическая деформация отстает по фазе от упругой на 90^о [21]. Для петли гистерезиса гипотеза Е. С. Сорокина дает эллиптическую зависимость, что удобно в расчетах.

1.2. Факторы, влияющие на демпфирующую способность материала

Оценке демпфирующей способности материалов посвящено множество работ отечественных и зарубежных исследователей. Тем не менее, механизм поглощения энергии до сих пор остается в центре внимания исследователей, так как появляются новые материалы с неизученными свойствами.

Детали силовой передачи и ходовой системы трактора изготавливают из конструкционных и специальных сталей. Практические исследования показывают, что демпфирующие способности материалов этих деталей не являются постоянными и зависят от ряда факторов.

Демпфирующую способность материала возможно оценивать при помощи логарифмического декремента δ – показателя скорости затухания колебаний. При установившихся вынужденных колебаниях его величина может быть определена через коэффициент поглощения ψ

,                                                                     (1)

где Е_погл – поглощенная энергия, Е_пот – потенциальная энергия.

Практические исследования, выполненные на образцах из конструкционной стали, показали [18], что в области высоких циклических напряжений при кручении рассеяние энергии существенно зависит от диаметра цилиндрического образца, например, цилиндрических образцов из стали 50 (рис. 1), особенно в области напряжений свыше 6 кгс/мм².

 

Рис. 1. Зависимости логарифмического декремента от касательного напряжения: 1 – диаметр образца 10 мм; 2 – 20 мм; 3 – 30 мм; 4 – 40 мм; 5 – 50 мм

Fig. 1. Dependence of logarithmic decrement on shear stress: 1 – sample diameter 10 mm; 2 – 20 mm; 3 – 30 mm; 4 – 40 mm; 5 – 5- mm

 

Рис. 2. Зависимость логарифмического декремента от касательного напряжения: 1 – после нормализации; 2 – после закалки

Fig. 2. Dependence of logarithmic decrement on shear stress: 1 – after normalization; 2 – after hardening

 

Рис. 3. Зависимости логарифмического декремента от температуры: 1 – из стали У10А после закалки; 2 – после отпуска; 3 – из стали У7А после закалки; 4 –после отпуска

Fig. 3. Dependence of the logarithmic decrement on temperature: 1 – from U10A steel after hardening; 2 – after tempering; 3 – from U7A steel after hardening; 4 – after tempering

Установлено также [18], что при крутильных колебаниях демпфирующие способности образцов, выполненных из одного и того же материала, например, трубчатых образцов из стали 45, зависят от способа его термообработки (рис. 2). В диапазонах напряжений от 6 кгс/мм² и выше различие достигает 20 %.

Демпфирующие способности материалов зависят также от температуры. Так, на рис. 3 приведены зависимости [18] изменения логарифмического декремента при крутильных колебаниях сплошных круглых образцов (напряжения τ = 17 кг/мм²) из специальных сталей в диапазоне температур от 0 до 400 ^оС. Как можно заметить, демпфирующая способность, например, образца из стали У7А после закалки (зависимость 3 на графике) в этом диапазоне температур изменяется практически в полтора раза.

Как известно, значение логарифмического декремента определяется по формуле

,                                                                  (2)

где А₁ – предыдущая, А₂ – последующая амплитуда затухающих колебаний.

Рассмотрение приведенных экспериментальных данных свидетельствует о том, что значения логарифмического декремента δ в пределах изменения касательных напряжений от 0 до 6 кгс/мм² составляют от 0,002 до 0,012, соответственно значения коэффициента поглощения ψ изменяются от 0,004 до 0,024, то есть поглощается от 0,4 % до 2,4 % подводимой колебательной энергии, и даже в самых экстремальных из рассмотренных случаев нагружения (см. рис. 1) значение логарифмического декремента δ достигает 0,06 при τ = 10 кг/мм², а ψ будет равен 0,12.

Таким образом, в подавляющем числе случаев нагружения внутреннее демпфирование колебаний в материале деталей оказывает малое, а часто совсем незначительное влияние на процесс поглощения колебательной энергии.

1.3. Поглощение энергии колебаний при конструкционном демпфировании

При колебаниях деталей силовых передач и ходовых систем тракторов энергетические потери происходят не только в результате внутреннего трения в материале нагружаемых деталей, но также и в результате так называемого конструкционного демпфирования. Эти потери происходят из-за трения в кинематических парах, а также в соединениях типа прессовых, шлицевых, резьбовых, заклепочных и т. п. Хотя такие соединения принято называть неподвижными, в действительности при их нагружении неизбежно возникают малые проскальзывания по контактным поверхностям и на соответствующих относительных перемещениях силы трения совершают работу.

Чаще всего надежные оценки рассеяния энергии при конструкционном демпфировании могут быть получены только экспериментальным путем. В работах [20, 22, 23] постулируется экспериментально установленный фундаментальный факт: энергия, рассеиваемая за один период колебаний в единице объема материала, зависит только от амплитудного значения деформации и не зависит от частоты нагружения.

В работе [23] приведены значения коэффициентов поглощения в шлицевых и шпоночных соединениях при крутильных колебаниях. Исследования выполнены на примере соединений со следующими параметрами: шпоночное соединение Ø50 мм на длине 50 мм, шпонка 12х8х40 мм, шестишлицевое неподвижное соединение Ø46хØ53х12 мм. Получены коэффициенты поглощения: в шпоночном соединении 0,004-0,008; в шлицевом соединении 0,010-0,012. То есть поглощение энергии при этих взаимных относительных микроперемещениях в соединениях еще меньше (максимум – 1,2 %), чем при внутреннем демпфировании в материале деталей.

Приведены также результаты определения коэффициентов поглощения в подшипниках качения при изгибных колебаниях валов с диаметрами от 45 до 70 мм (см. табл. 1).

Таблица 1. Коэффициенты поглощения в подшипниках

Table 1. Absorption coefficients in bearings

Тип подшипника	ψ
Радиальный: однорядный, по одному в опоре однорядный, по два в опоре двухрядный сферический	0,17-0,24 0,29-0,42 0,21-0,30
Роликовый: цилиндрический конический двухрядный цилиндрический	0,24-0,45 0,31-0,43 0,29-0,37
Шариковый радиальный и упорный	0,47-0,60

Следовательно, как следует из данных таблицы 1, коэффициент поглощения радиального подшипника может иметь значения от 0,17 до 0,30, то есть при 0,17 отношение амплитуд (2) должно быть равно 1,09 – невысокая скорость затухания, а при 0,30 должно быть 1,16 – более высокая скорость затухания. Для шарикового радиального упорного подшипника при невысокой скорости затухания отношение амплитуд 1,28, при более высокой – 1,35, и его демпфирующие способности выше, чем у предыдущих.

Таким образом, демпфирующие способности подшипниковых узлов существенно более высокие по сравнению с внутренним демпфированием в материале деталей и демпфированием в шлицевых и шпоночных соединениях.

2. Расчетные методики оценки параметров демпфирования в силовой передаче

Силовая передача трактора включает в себя совокупность узлов, передающих и трансформирующих крутящий момент двигателя. Типовыми деталями механических силовых передач являются валы, оси, подшипники, зубчатые передачи, различные муфты, а также фрикционные, гидравлические и иные механизмы. В эксплуатации в их деталях имеют место и внутреннее, и конструкционное демпфирование, а также потери энергии во время всех видов сухого и вязкостного трения при силовых взаимодействиях. Математически точно описать процессы поглощения или рассеяния энергии в каждой детали передачи не представляется возможным, поэтому предложено несколько упрощающих и обобщающих эти процессы методик расчетного определения демпфирующих параметров на ее участках.

В работе [23] показано, что при вязком демпфировании коэффициент поглощения ψ является функцией частоты, при сухом трении – амплитуды колебаний, а в общем случае зависит и от частоты, и от амплитуды. Для описания диссипативных сил используют характеристики, представляющие зависимость диссипативной силы от скорости движения масс колебательной системы или от скорости деформации упругого элемента. При малых виброскоростях диссипативные силы пропорциональны скорости, при больших имеет место квадратичная зависимость.

В соответствии с методикой, предложенной в работе [24], посвященной синтезу разветвленных силовых передач, коэффициент демпфирования колебаний на участках силовой цепи может быть определен из следующих допущений:

• демпфирование пропорционально крутильной жесткости, тогда

k_i,                                                                 (3)

где k_i – значение коэффициента демпфирования; C_i – значение крутильной жесткости; λ – коэффициент пропорциональности, выбирается из диапазона 0 < λ < , где  – максимальное значение частоты;

• демпфирование пропорционально моменту инерции массы, и тогда

,                                                                  (4)

где h – коэффициент пропорциональности, выбирается из диапазона 0 < h < , где  – минимальное значение частоты, I_i – значение момента инерции i-той массы.

В работе [25], посвященной анализу динамики силовых передач металлообрабатывающих станков, показано, что демпфирование в каждом материале зависит от временных характеристик происходящего в материале колебательного процесса, и, подобно (3), утверждается, что при этом коэффициенты демпфирования на каждом участке можно определять на основе значений их крутильной жесткости по зависимости, в которой вместо коэффициента λ предложен коэффициент Т:

,                                                                   (5)

где  (Н·с/м) – коэффициент демпфирования колебаний на i –том участке; Т (с) – так называемая «временная постоянная» – эмпирически определяемый для разных материалов коэффициент пропорциональности;  (Н·м/рад) – крутильная жесткость участка.

В таблице 2 приведены определенные автором значения коэффициента Т для разных конструкционных материалов.

Таблица 2. Значения коэффициента Т для материалов

Table 2. Values of coefficient T for various materials

Материал	Значение Т
Сталь 3	10·10–6
Сталь 45	25,3·10–6
Сталь 37ХН3А	11,2·10–6
Серый чугун	324·10–6

Самый подробный анализ процессов демпфирования в силовой передаче именно трактора выполнен Свитачевым А.И., результаты которого представлены в работе [26]. По утверждению автора, «…в динамической модели трактора силы неупругого сопротивления полагают пропорциональными скоростям относительного перемещения масс, поэтому при случайных воздействиях на агрегат коэффициенты демпфирования должны изменяться по всему спектру частот колебаний. Для этого демпфирующие параметры целесообразно оценивать по логарифмическому декременту δ, который связан с коэффициентом демпфирования для k-го участка силовой передачи выражением

;                                                       (6)

где  – эффективная частота колебательного процесса;  – декремент затухания на k-том участке силовой передачи».

Автором экспериментально (по затухающим колебаниям) определены значения обобщенного декремента затухания δ в силовой передаче трактора-бульдозера ТТ-4М с двумя уровнями удельной энергонасыщенности – 7,1 кВт/т и 10,0 кВт/т – на разных передачах (табл. 3). Также в работе приведены экспериментальные данные по анализу демпфирования в ходовой системе, в соответствии с которыми логарифмический декремент изменяется в ней в диапазоне значений от 0,35 до 1,35 в зависимости от режима работы тракторного агрегата.

 

 

 

 

 

Таблица 3. Значения обобщенного логарифмического декремента δ

Table 3. The values of the generalized logarithmic decrement δ

Удельная энергонасыщенность, кВт/т	Значения обобщенного логарифмического декремента δ
	Номер передачи
	I	II	III	IV
7,1	0,59-0,88	0,56-1,02	0,55-1,09	0,74-1,2
10,0	0,63-1,11	0,69-1,38	0,78-1,49	1,01-1,60

Как видно, с ростом удельной энергонасыщенности трактора и номера включенной передачи демпфирование увеличивается. Таким образом, экспериментально подтверждена зависимость (6) демпфирующих параметров в силовой цепи от частоты колебательных процессов.

3. Использование демпферов в силовой передаче и подвеске

В связи с тем, что при внутреннем и конструкционном демпфировании поглощается только незначительная часть вредной колебательной энергии, для снижения динамической нагруженности как в силовых передачах, так и в подвесках тракторов используются демпферы, то есть специальные устройства, предназначенные для поглощения и рассеяния колебательной энергии. Отечественными и зарубежными авторами предложено множество технических решений демпферов, в которых использованы различные механизмы демпфирования. В общем случае демпфер представляет собой упругодемпфирующее устройство, в состав которого входят (рис. 4) и упругие (металлические или неметаллические, гидравлические или пневматические, электромагнитные или пластические) элементы в разных сочетаниях, и демпфирующие элементы, использующие разные механизмы поглощения энергии.

3.1. Демпфирующие устройства в силовых передачах и системах подрессоривания

В системах подрессоривания корпусов агрегатов силовой передачи трактора – двигателя с муфтой сцепления, радиатора, коробки передач с раздаточной коробкой – используются пассивные демпферы с нерегулируемыми упругодемпфирующими характеристиками. По конструкции это резинометаллические устройства. Они снижают амплитуды передаваемых на раму во время работы динамических нагрузок, а также компенсируют возможные перекосы рамы.

Резинометаллические демпферы обладают следующими достоинствами:

– невысокая стоимость;

– простота конструкции и технологии изготовления;

– отсутствие необходимости обслуживания;

– достаточно высокая эффективность при высоко- и среднечастотных нагрузках.

Но им присущи и следующие недостатки:

– зависимость упруго-диссипативных характеристик от температуры и времени эксплуатации («старение» резины);

– недостаточная эффективность гашения низкочастотных нагрузок.

Чтобы такие демпферы могли гасить колебательные нагрузки с более широким спектром частот, применяются конструкции, в разных объемах которых использованы эластомеры с разной жесткостью, примером может служить верхняя опора амортизаторной стойки из подвески типа МакФерсон.

 

Рис. 4. Классификация демпферов

Fig. 4. Classification of vibration dampers

Для снижения динамической нагруженности силовой передачи тракторов от крутильных колебаний используется множество устройств – упругих муфт с металлическими и неметаллическими упругодемпфирующими элементами: втулочно-пальцевые, с торообразным упругим элементом, со звездообразным упругим элементом, с упругими металлическими пластинами, со змеевидной пружиной; фрикционных, жидкостных и комбинированных демпферов, , а также динамических демпферов, обеспечивающих отстройку от резонанса.

В подвеске остова тракторов используются традиционные упругодемпфирующие устройства на основе пружин, рессор и торсионов, на современных машинах – пневматические, гидравлические и гидропневматические упругодемпфирующие устройства. В рессорных устройствах поглощение колебательной энергии осуществляется за счет межлистового трения; в пружинных и торсионных оно осуществляется только за счет внутреннего и конструкционного трения, поэтому обычно параллельно с этими устройствами в подвеску устанавливают гидравлические, газовые или газомасляные амортизаторы. Так, в работе [27] приведены результаты определения величины коэффициента демпфирования гидравлического амортизатора в подвеске гусеничного трактора, его величина составила 13,77 кН·с/м, что свидетельствует о высокой эффективности поглощения колебательной энергии.

Конструкции пружинных, рессорных, торсионных подвесок общеизвестны, известны также конструкции пневматических, гидравлических и гидропневматических амортизаторов, поэтому они здесь рассматриваться не будут.

Результаты

В конструкциях современных грузовых автомобилей широко используются пневматические и гидропневматические подвески. Их достоинствами являются нелинейная упругодемпфирующая характеристика и возможность вручную или автоматически изменять эту характеристику в соответствии с режимом движения. Такие подвески используются в конструкциях тракторов ведущих европейских, азиатских и американских производителей. На отечественных тракторах такие системы подрессоривания пока не нашли распространения, хотя в них существует настоятельная потребность, так как тракторы практически постоянно работают в условиях передвижения по пересеченной местности со сложным рельефом поверхности. Ниже приводится описание предложенного и запатентованного авторами технического решения [28] демпфирующего устройства, которое при соответствующей конструктивной проработке возможно использовать в подвеске тракторов. Его достоинством является автоматическое адаптивное изменение упругодемпфирующей характеристики в соответствии с характером воздействий со стороны ходовой системы.

Анализ современных практических технических решений демпферов, используемых в подвесках для снижения динамической нагруженности деталей ходовых систем тракторов, свидетельствует о том, что наилучшими являются решения, обеспечивающие автоматическое (без участия оператора) изменение характеристик демпфирования с адаптивным приспособлением к характеру воздействующих нагрузок, то есть их автоподстройку. Анализ показал, что используемые в подвесках технические решения с механическими и гидравлическими гасящими устройствами не обеспечивают защиту подрессориваемого объекта при динамических воздействиях во всем спектре частот и диапазоне амплитуд. Для того, чтобы демпфирующее устройство, помимо реагирования на низкочастотные, успевало реагировать и на воздействия со средними и высокими частотами, необходима по возможности малая инерционность его исполнительных механизмов. Подобную возможность обеспечивают устройства, в упругодемпфирующем механизме которых используются и жидкость, и газ.

Адаптивный демпфер (рис. 5) содержит корпус 1 с цилиндрической полостью 2, в которой установлен поршень 3 со штоком 4 с образованием двух рабочих камер переменного объема 5 и 6. Рабочие камеры 5 и 6 заполнены жидкостью и посредством патрубков 7 и 8 соединены с двумя компенсационными камерами 9 и 10. В этих камерах расположены поршни 11 и 12, разделяющие полости с жидкостью 13 и 14 и с газом 15 и 16. Полости с газом 15 и 16 сообщены между собой с помощью пневмомагистралей 17 и 18 через соединенные параллельно управляемый дроссель переменного сечения 19, пневмодвигатели 20 и 21, соединенные с электрическими генераторами 22 и 23 посредством муфт свободного хода 24 и 25 (рис. 6), и обратные клапаны 26 и 27 (рис. 6). Управляемый дроссель переменного сечения 19 связан с системой управления (на схеме не показана). Обратные клапаны 26 и 27 установлены на входах пневмодвигателей 20 и 21 таким образом, чтобы обеспечивать разнонаправленный поток газа на ходах сжатия и отбоя.

 

Рис. 5. Схема устройства адаптивного демпфера

Fig. 5. Scheme of the adaptive vibration damper device

Адаптивный демпфер работает следующим образом. При возвратно-поступательном движении поршня 3 (рис. 5) усилие неупругого сопротивления устройства складывается из сил сухого трения поршня 3 в корпусе 1 и поршней 11 и 12 в компенсационных камерах 9 и 10, сил трения жидкости в гидравлических патрубках 7 и 8, усилий местных сопротивлений перетеканию газа в пневмомагистралях 17 и 18, в дросселе 19 и обратных клапанах 26 и 27 при их открытии, а также из усилий в приводе пневмодвигателей 20, 21 и сопротивлений, создаваемых генераторами 22 и 23 (рис. 6). Кроме того, на ходах сжатия и отбоя дополнительно к этому добавляются силы тяжести поршней 11 и 12 (рис. 5).

Рис. 6. Схема соединения пневмодвигателей с электрическими генераторами посредством муфт свободного хода Fig.6. Connection diagram of pneumatic motors with electric generators via overrunning clutch	Рис. 7. Область регулирования характеристики демпфера Fig. 7. Regulatory area damper characteristics

На ходе сжатия при движении вниз поршня 3 (рис. 5) жидкость под его давлением поступает из рабочей камеры 6 через патрубок 8 в полость 14 компенсационной камеры 10. Создается перепад давления между полостями с жидкостью 14 и с газом 16, что вызывает перемещение поршня 12 вверх и сжатие газа в полости 16. Одновременно жидкость поступает из полости 13 через патрубок 7 в рабочую камеру 5. Создается перепад давления между полостями 13 и 15, что вызывает перемещение поршня 11. Это приводит к расширению газа в полости 15. Под действием возникающего перепада давления газа создаются условия по его перетеканию из полости 16 в полость 15 через пневмомагистрали 17 и 18 и соединенные параллельно дроссель 19 и обратный клапан 27, установленный на входе пневмодвигателя 20. Регулирование расхода газа через дроссель 19 и пневмодвигатель 20 может осуществляться независимо, т.е. одновременно или разновременно в зависимости от внешних возмущений.

На ходе отбоя при движении вверх поршня 3 (рис. 5) жидкость под его давлением поступает из рабочей камеры 5 через патрубок 7 в полость 13. Создается перепад давления между полостями с жидкостью 13 и с газом 15, что вызывает перемещение поршня 11 вверх и сжатие газа в полости 15. Одновременно жидкость поступает из полости 14 через патрубок 8 в рабочую камеру 6. Создается перепад давления между полостями 14 и 16, что вызывает перемещение поршня 12 вниз. Это приводит к расширению газа в полости 16. Под действием возникшего перепада давления газа создаются условия по его перетеканию из полости 15 в полость 16 через пневмомагистрали 17 и 18 и соединенные параллельно дроссель 19 и обратный клапан 26, установленный на входе пневмодвигателя 21.

Муфты свободного хода 24 и 25 (рис. 8), посредством которых пневмодвигатели 20 и 21 соединяются с электрическими генераторами 22 и 23, при изменении направления газовых потоков, проходящих через пневмодвигатели 20 и 21, отключают передачу нагрузки от генераторов 22 и 23.

За счет сжимаемости и упругости газа, а также малой инерционности механизма изменения упруго-диссипативной характеристики обеспечивается высокая эффективность демпфера при динамических воздействиях с широким эксплуатационным спектром частот и диапазоном амплитуд (рис. 7).

Заключение

1. За счет внутреннего трения в материале деталей силовых передач и ходовых систем гусеничных тракторов во время эксплуатации осуществляется поглощение крайне незначительной части вредной колебательной энергии (до 2,4 %), что не оказывает заметного влияния на снижение динамической нагруженности деталей.
2. При конструкционном демпфировании поглощение энергии при взаимных относительных микроперемещениях в соединениях деталей еще меньше, чем при внутреннем демпфировании в материале (максимум – 1,2 %), что также не обеспечивает эффективного снижения динамической нагруженности деталей.
3. Наиболее эффективно снижение динамической нагруженности деталей обеспечивается применением специальных устройств для поглощения, гашения или рассеяния колебательной энергии – фрикционных, жидкостных, динамических и комбинированных демпферов, обладающих способностью поглощать большую часть (до 70-80 %) колебательной энергии.
4. Наилучшими являются технические решения демпфирующих устройств, обеспечивающие автоматическое (без участия оператора) изменение характеристик демпфирования с адаптивным приспособлением к характеру действующих нагрузок.
5.  Предложено техническое решение активного демпфера для использования в подвеске остова трактора, обеспечивающего автоматическое адаптивное изменение упругодемпфирующей характеристики подвески в соответствии с характером воздействий со стороны ходовой системы в широком эксплуатационном спектре частот и диапазоне амплитуд.

About the authors

Zahid A. Godzhaev

Federal Scientific Agroengineering Center VIM

Email: fic51@mail.ru
ORCID iD: 0000-0002-1665-3730
SPIN-code: 1892-8405

Dr. Sci. (Tech.), Corresponding Member of the Russian Academy of Sciences; Deputy Director for Innovational and Implemental Activities

Russian Federation, Moscow

Viktor V. Shekhovtsov

Volgograd State Technical University

Email: shehovtsov@vstu.ru
ORCID iD: 0000-0002-5207-8972
SPIN-code: 1173-2370

Professor, Dr. Sci. (Tech.), Professor of the Technical Operation and Maintenance of Automobiles Department

Russian Federation, Volgograd

Pavel V. Potapov

Volgograd State Technical University

Author for correspondence.
Email: paulflinx@gmail.com
ORCID iD: 0000-0001-6645-6033
SPIN-code: 7042-2560
Scopus Author ID: 56202170900

Cand. Sci. (Tech.), Associate Professor of the Technical Operation and Repair of Vehicles Department

Russian Federation, Volgograd

Mikhail V. Lyashenko

Volgograd State Technical University

Email: tslmv@vstu.ru
ORCID iD: 0000-0003-4502-2900
SPIN-code: 4291-3348

Professor, Dr. Sci. (Tech.), Professor of the Technical Operation and Maintenance of Automobiles Department

Russian Federation, Volgograd

Azamat I. Iskaliev

Volgograd State Technical University

Email: ts@vstu.ru
ORCID iD: 0000-0002-4054-5481
SPIN-code: 2709-6602

Cand. Sci. (Tech.), Lecturer of the Heat Engineering and Hydraulic Department

Russian Federation, Volgograd

Aleksandr A Dolotov

Volgograd State Technical University

Email: dolotov_aleks@mail.ru
ORCID iD: 0000-0002-6011-4064
SPIN-code: 9497-0686

к.т.н., доцент кафедры "Техническая эксплуатация и ремонт автомобилей"

Volgograd, Russia

References

Supplementary files