NONLINEAR OSCILLATION PROCESSES IN THE DYNAMICS OF THE CATERPILLAR DRIVE WITH RUBBER-METAL PIN JOINTS

Full Text

Проектирование и расчет конструкций транспортных машин с гусеничными движителями связаны с определенной спецификой, обусловленной жесткими требования к металлоемкости, износостойкости и надежности. В связи с большим количеством элементов, составляющих гусеничный движитель, снижение в целом металлоемкости конструкции может быть достигнуто за счет максимального использования резервов прочности конструкционных материалов. Что в конечном итоге приводит к повышенной напряженности элементов как в экстремальных ситуациях, так в штатных режимах эксплуатации. Кроме того, увеличение нагрузок возникает также в силу принципиального устройства (звенчатость гусеничного обвода традиционных систем), вследствие конструктивных и технологических зазоров. Виброударные режимы в гусеничном движителе приводят к возрастанию динамических напряжений и снижению усталостной долговечности отдельных узлов. Кроме того, ударные взаимодействия и вибрации механизмов движителя, имеющих зазоры в кинематических парах, приводят к возрастанию энергетических потерь и снижению коэффициента полезного действия всего движителя. Можно выделить следующие основные пути снижения динамической нагруженности деталей гусеничного движителя и трансмиссии: - уменьшение амплитуды возмущающего воздействия; - вывод резонансных режимов за пределы рабочих частот путем изменения параметров динамической системы; - применение гасителей резонансных колебаний (демпферов). Введение в силовую схему резиновых вязкоупругих элементов существенно изменяет характер колебательных процессов, что необходимо учитывать при моделировании динамического поведения гусеничного движителя. Целью настоящей работы является исследование влияния нелинейности жесткостных характеристик резинометаллических соединений траков на динамическое поведение гусеничного движителя. В связи с этим необходимо решить следующие задачи: создание математической модели динамического поведения элементов гусеничной цепи с учетом нелинейности жесткостных характеристик, создание алгоритма расчета для последующего проведения численных экспериментов с исследуемой математической моделью, анализ и обобщение результатов расчета. В гусеничных движителях звенчатого типа наибольшее распространение нашли шарнирные соединения следующих типов: в виде простого металлического шарнира, резинометаллического шарнира и резинометаллического шарнира с ограничителями радиальной деформации. С учетом конструктивных, технологических и экономических факторов самым простым является соединение металлическим шарниром. Однако такой вид соединения обладает низким ресурсом вследствие интенсивного абразивного износа. Это приводит к постепенному увеличению зазоров в шарнирном соединении и вытягиванию гусеничного обвода. За счет этого увеличивается шаг гусеницы, нарушается контакта звеньев гусеничного обвода в зоне зацепления с ведущим колесом. Внедрение в шарнирное соединение траков резиновых элементов позволяет снизить динамическую нагруженность движителя за счет вязкоупругих свойств резины. Оптимальная комбинация резиновых и металлических элементов, а также рациональный выбор их параметров позволяют получить необходимые для снижения динамических нагрузок характеристики жесткости. Однако проектирование и расчет технических конструкций, содержащих резиновые элементы, является достаточно сложной инженерной задачей. Связано это с тем, что резина как конструкционный материал обладает вязкоупругими характеристиками в большинстве своем нелинейного характера. Использование методов расчета на основе простых математических моделей не всегда дает адекватные результаты. В работе [1] приводятся жесткостные характеристики различных типов шарниров, полученных в результате экспериментальных исследований. На рис. 1 - 2 приведены жесткостные характеристики соединений звеньев с металлическим пальцем (1М) и трех вариантов резинометаллических шарнирных соединений (1РМШ, 2РМШ и 3РМШ). Анализируя графики жесткостных параметров можно выделить следующие характерные участки: на начальном этапе растяжения в шарнирах выбираются зазоры (линейный участок в начале графика), затем наблюдается значительный рост жесткости шарнира (прогиб пальца звена). Математическая модель исследуемого участка гусеничной цепи представляет собой линейную многомассовую систему, элементы которой последовательно соединены вязкоупругими связями с коэффициентами жесткости k и демпфирования c. Динамическое поведение системы моделируется системой дифференциальных уравнений [2, 3, 4], для численного решения которой используется метод конечных элементов с дискретизацией по времени [5]. На каждом шаге реализации алгоритма расчета вычисляются динамические перемещения и скорости элементов системы, а также динамические нагрузки, действующие на резиновые элементы шарнирных соединений. Работоспособность предложенного алгоритма проверялась сравнением результатов результатов теоретических и экспериментальных исследований свободных колебаний участка гусеничного обвода. В работе [6] приводится описание схемы экспериментального определения параметров свободных колебаний участка гусеничной цепи. На рис. 3 показана исследуемая система, которая содержит девять траков и девять шарнирных соединений. Кроме того на схеме показано расположение датчиков измерения динамических усилий в шарнирных соединениях. Для реализации алгоритма численного исследования приведенной схемы необходимо учесть нелинейность жесткостных характеристик. Коэффициенты жесткости представляют собой не постоянные значения, а вычисляются на каждом шаге алгоритма по формулам, аппроксимирующим экспериментальные данные. Наиболее точное приближение дает выражение вида P(х) = k1x + k2x5 . (1) В таблице 1 приводятся значения коэффициентов полинома для вычичления радиальной жесткости шарниров четырех типов. На рис. 4 приводится сопоставление результатов экспериментальных и численных исследований процесса свободных колебаний гусеничной ветви для шарнирного соединения типа 2РМШ (Таблица 2). Анализ графиков изменения растягивающих усилий в шарнирных соединениях показывает хорошее согласование результатов экспериментальных и теоретических исследований. Разность максимальных амплитуд составляет 4-6%. Некоторое различие в протекании колебательных процессов объясняется тем, что в работе [6] приведены сглаженные графики, не отражающие нелинейные процессы. Проведение следующего этапа расчетов было связано с оценкой влияния нелинейности жесткостной характеристики шарнирного соединения на динамическое поведение элементов. На рис. 5 приведены графики амплитудно-частотных характеристик (4 шарнир) для различных вариантов расчета при внешнем синусоидальном нагружении с изменением частоты воздействия в диапазоне 50-70 с-1. Анализируя приведенные расчетные данные можно сделать следующие выводы: - с учетом нелинейности жесткостной характеристики резиновых элементов наблюдается смещение пика резонанса в сторону увеличения частоты внешнего воздействия; - расчеты, проведенные с учетом демпфирования, выявили значительное снижение динамических нагрузок, возникающих в резиновых элементах шарнирного соединения траков. Таким образом, показано, что нелинейность жесткостной характеристики резиновых элементов шарнирного соединения звеньев гусеничной цепи оказывает существенное влияние на картину динамической нагруженности. Этот аспект необходимо учитывать при моделировании динамических процессов, происходящих при движении гусеничного транспортного средства. Рис. 1. Жесткостная характеристика металлического шарнирного соединения Рис. 2. Жесткостные характеристики резинометаллических шарнирных соединений Рис. 3. Схема экспериментального определения параметров свободных колебаний ветви гусеничной цепи Таблица 1. Значения коэффициентов полинома для расчета жесткости шарнира Рис. 4. Значения динамических нагрузок в шарнирных соединениях при свободных колебаниях участка гусеничной цепи Таблица 2. Рис. 5. Амплитудно-частотные характеристики

About the authors

Alexey Fedorovich Verbilov

Barnaul Law Institute of the Ministry of Internal Affairs of the Russian Federation

Email: bubushka@mail.ru
Candidate of Technics, Associate Professor at the Technical and Shooting Training Department

Vitaly Vital'evich Kovalev

Barnaul Law Institute of the Ministry of Internal Affairs of the Russian Federation

Email: 79095020200@yandex.ru
Candidate of Technics, Deputy Chief at the Technical and Shooting Training Department

Sergey Aleksandrovich Ulrikh

Barnaul Law Institute of the Ministry of Internal Affairs of the Russian Federation

Email: ulrihs22@mail.ru
Candidate of Technics, Associate Professor at the Technical and Shooting Training Department

References

Supplementary files