Теоретическое исследование динамической нагруженности резинометаллических шарнирных соединений гусеничного движителя с ограничителями радиальной деформации

увеличению шага. Поэтому в перспективных конструкциях соединений применяют ограничители деформации в виде металлических колец (рис. 1). Введение в силовую схему резиновых вязкоупругих элементов существенно изменяет характер колебательных процессов. Важной задачей при моделировании колебательных процессов при работе гусеничного движителя является учет всех силовых факторов, возникающих при взаимодействии его элементов.

Рис. 1. Фрагмент резинометаллического соединения с ограничителями радиальной деформации

В работе [1] приводятся результаты экспериментальных исследований податливости гусеничных цепей с шарнирными соединениями различных типов. На рис. 2 показаны жест-костные характеристики различных резинометаллических шарниров, имеющие нелинейный вид. Обусловлено это тем, что на начальном этапе растяжения гусеничной цепи в шарнирах выбираются зазоры (линейный участок в начале графика). Затем происходит значительный рост жесткости шарнира, обусловленный прогибом пальца звена.

Рис. 2. Радиальная жесткость резинометаллических шарниров различных конструкций

При моделировании динамических процессов гусеничного движителя необходимо учитывать момент контакта ограничительного кольца с проушиной звена. При взаимном угловом смещении звена и пальца возникает сила трения, пропорциональная силе нормального давления в зоне контакта (рис. 3), поэтому дополнительными силовыми факторами будут являться силы трения и моменты этих сил, дополнительно нагружающие смежные элементы. Для исследования данного явления была использована плоская динамическая модель ведущего участка гусеничного движителя трактора Т250, учитывающая массу и момент инерции арматуры шарнира, а так же разные значения жесткости и демпфирования резиновых элементов [3].

Рис. 4. Плоская модель ведущего участка гусеничного движителя: 1,3,5,7 – звенья цепи; 2,4,6,8 – шарниры; 9 – ведущее колесо (звездочка)

Связь между элементами гусеничного движителя реализуется в виде упругих, вязкоупругих соединений или абсолютно жесткого контакта. Резинометаллический шарнир рассмотрен в виде отдельной массы, связанной с сопрягаемыми звеньями упругими и демпфирующими связями. Жесткостные и демпфирующие параметры резиновых элементов двойных и тройных проушин характеризуются коэффициентами радиальной и угловой жесткости, а также коэффициентами радиального и углового демпфирования. Нагруженность шарнирного соединения характеризуется динамическим растягивающим усилием Pд и закручивающим моментом Мд , действующими на резинометаллический шарнир со стороны проушины звена.

Для расчета динамической нагруженно-сти элементов шарнирных соединений использовался программный комплекс DTRAK [3, 4], который разработан для исследования динамических процессов, происходящих в элементах гусеничного движителя при различных вариантах внешнего воздействия. В алгоритм программного комплекса внесены изменения, позволяющие учитывать нелинейность жестко-стных характеристик шарнирных соединений, а также работу ограничителей радиальной жесткости. В качестве внешнего воздействия принят крутящий момент, действующий на ведущем колесе (рис. 5).

Рис. 3. Взаимодействие проушины звена и ограничителя радиальной деформации шарнира

Рис. 5. Изменение крутящего момента на ведущем колесе

Проведены расчеты динамических перемещений, растягивающих усилий и закручивающих моментов, возникающих в резиновых элементах шарнирных соединений. В качестве примера на рис. 6 приведены графики изменения закручивающего момента резиновых элементов 4-го шарнира. Для сравнения на данном рисунке приведен график закручивающего момента в случае отсутствия ограничителей радиальной деформации.

---Резиновые элементы двойных пооуимн

--Резиновые зле менты двойных проушин без учета ограничителей

—Резиновые элементы тройных проушин

Рис. 6. Нагруженность резиновых элементов 4-го шарнира

Выводы: в определенный момент времени резиновые элементы тройных проушин испытывают большее нагружение закручивающим моментом, чем элементы двойных проушин. Связано это с тем, что жесткость резиновых элементов тройных проушин больше жесткости элементов двойных проушин, поэтому двойные проушины раньше вступают в контакт с кольцами ограничителей. В зоне контакта возникают силы трения, моменты которых препятствуют дальнейшему росту закручивающего момента резиновых элементов двойных проушин. Различие динамической нагруженности приводит к неравномерному износу резиновых элементов и снижению общего ресурса шарнирного соединения. Это следует учитывать при конструировании элементов гусеничного движителя.