CC BY
68
Полученные результаты обобщены при механических испытаниях болтов М 22х2,5 с нарезанной резьбой (режим испытаний: растягивающие напряжения составили: ст = 130 и ст = 260 МПа, частота цикличес-
min max ' ~
кого нагружения 500 мин-1) и представлены на рис.3 в виде графических зависимостей 3 и 4 соответственно для зон контроля 3 и 4 по рис.1.
Анализ графических зависимостей позволяет сделать следующие обобщения.
1. Установлена зона экстремального циклического деформирования болтов при числе циклов от 2х103 до 4х103, когда электропроводность металла возрастает в среднем на 11 ^ 14%. Такой «пиковый» диапазон для числа циклов нагружения впервые выявлен В.Я. Герасимовым и Д.Н. Парышевым при деформационной тренировке болтов переменными растягивающими напряжениями [1].
2. Минимальные значения электропроводности металла в исследуемых зонах контроля соответствуют числу циклов нагружения от 4х103 до 6х103. В отличие от зон контроля 1 и 2 (согласно рис.2), установленные минимумы резко отличаются от минимального значения циклов для гладкой части и резьбы на болтах. Это свидетельствует о том, что металл при циклическом деформировании болтов раньше получает структурные изменения в зоне контроля 3 (вблизи головки), где прикладываются растягивающие напряжения.
Наиболее чувствительным местом является переходная зона 4, что подтверждается более ранним изменением электропроводности металла - кривая 4 на рис.3. свидетельствует о том, что металл при циклическом деформировании болтов раньше получает структурные изменения в зоне контроля 3 (вблизи головки), где прикладываются растягивающие напряжения.
Наиболее чувствительным местом является переходная зона 4, что подтверждается более ранним изменением электропроводности металла - кривая 4 на рис.3.
50 Т6 у,___
5S П
Si VE
М 70
вВ
И 66 64
46 (¡й
0
Рис. 3. Изменение электропроводности металла в зонах контроля 3 (кривая 3) и 4 (кривая 4) при циклическом нагружении болтов
3. Максимальные значения силы тока соответствуют числу циклов порядка 14х103, что совпадает с результатами, приведенными на рис.2.
Можно отметить экологические преимущества не-
разрушающего вихретокового контроля свойств деформированного и упрочненного металла при любой деформационной обработке и при оценке долговечности крепежных изделий. Данный метод является экологичным и быстродействующим (время одного измерения составляет порядка 2-3 с), неразрушающим (контроль осуществляется непосредственно на изготовленных изделиях). При этом не требуется применение специальных методов защиты персонала, так как мощность генератора является очень малой и высокочастотное излучение сосредоточено в малогабаритном индуктивном датчике (диаметр порядка 2-3 мм). Указанные достоинства делают данный метод пригодным для широкого применения в металлообрабатывающей промышленности.
Общий вывод заключается в том, что наиболее информативным и точным является контроль свойств металла именно в переходной части болтов (зона контроля 4). Как показали механические испытания болтов при статическом нагружении и при циклическом воздействии растягивающих напряжений, разрушение происходит в основном по резьбовой части. Однако интенсивное накопление структурных повреждений в металле начинается именно в зоне перехода от гладкой части к резьбовому участку болтов. Следовательно, первая резьбовая канавка выполняет роль разгружающего элемента, что приводит к смещению разрушающего очага в центральную часть резьбы.
Список литературы
1. Герасимов В.Я., Парышев Д.Н. Повышение прочности болтов на
основе деформационной тренировки переменными растягивающими напряжениями // Изв. вузов. Машиностроение. - 2006. - № 9.- С. 25-28.
2. ГОСТР 52005-2003. Контроль неразрушающий. Метод магнитной
памяти металла. Общие требования.
3. Лившиц Б.Г., Крапошин В.С., Линецкий Я.Л. Физические свойств
металлов и сплавов / Под ред. Б.Г. Лившица. - М.: Металлургия, 1980. - 320 с.
4. Герасимов В.Я., Парышев Д.Н., Герасимова О.В. Изменение плотнос-
ти металла при изготовлении калиброванной прутковой стали // Технология машиностроения. - 2005. - № 3. - С.9-10.
5. Герасимова О.В. Вихретоковый контроль крепежных изделий //
Современные технологии обработки металлов с применением инструментов из сверхтвердых материалов - новые технологии и направления: Сб. науч. тр. Вып.2. Магнитогорск: ГОУ ВПО МГТУ им. Г.И. Носова. - 2009 - С. 69-71.
6. А.с. № 1837222 (СССР). Устройство для вихретокового контроля
/ В.Я. Герасимов // Бюллетень изобретений. 1- 993. - № 32. - С. 53.
УДК 629.11.012.577 В.К. Набоков
Курганский государственный университет
АНАЛИТИЧЕСКИЙ ОБЗОР ГУСЕНИЧНЫХ ЦЕПЕЙ
Аннотация
В статье изложен аналитический обзор конструкции гусениц транспортных машин. Изложены основные требования к шарнирам гусениц для перспективных ходовых систем. Приведена методика расчета КПД шарнира с гибкой силовой связью.
Ключевые слова: гусеница, шарнир, напряжение, гистерезис, работа, мощность, коэффициент полезного действия.
V.K. Nabokov Kurgan State University
THE ANALYTICAL REVIEW OF THE TRACKS
Annotation
In article the state-of-the-art review of designs of transport machines is stated. The basic requirements to joints of tracks for perspective running systems are stated. The design procedure of efficiency of the hinge with flexible force connection is resulted.
Key words: track, the hinge, voltage, hysteresis, work, power, efficiency.
Гусеничные цепи являются одними из наиболее ответственных узлов конструкции гусеничных машин. Интенсивные изгибные и динамические нагрузки, воздействие абразивной среды дороги, климатические условия зоны эксплуатации предъявляют высокие требования к конструкции гусеничных цепей. От конструктивного совершенства гусениц во многом зависят надежность и долговечность ходовой системы и эксплуатационный ресурс гусеничных машин.
Шарнир гусеничной цепи является основным элементом ее конструкции. От степени совершенства конструкции шарнира зависят важнейшие качества гусеницы и ходовой системы. Конструкция шарнира во многом определяет надежность и долговечность гусеницы, ее вес и трудоемкость изготовления. Потери мощности в шарнирах могут достигать существенных величин на высоких скоростях движения машины, и, следовательно, оказывают большое влияние на ее динамику и топливную экономичность. От конструкции шарнира также зависят динамическая нагруженность деталей гусеничного обвода и подвижность машины на грунтах с низкой несущей способностью.
1. Гусеничные цепи с открытым металлическим шарниром ( рис.1 а).
Обладают простотой конструкции и высокой технологичностью изготовления, отличаются высокой надежностью в эксплуатации и ремонтопригодностью. Не требуют высокого уровня предварительного натяжения, имеют высокие характеристики жесткости. Недостатками гусениц с открытым шарниром являются: низкая долговечность шарнира (примерно 2000 ... 3000 километров пробега), которая зависит от абразивного износа шарнира и грунтовых условий эксплуатации. Низкий КПД шарнира в зоне высоких скоростей движения машины обусловлен фрикционными потерями в шарнирах и зависит от силы тяги. Гусеницы с открытыми металлическими шарнирами применяются, в основном, на тихоходных машинах: тракторах, транспортерах, гусеничных тягачах и т.д.
2. Гусеничные цепи с закрытым металлическим шарниром (рис.1 б)
Являются усовершенствованным вариантом гусеницы с простым металлическим шарниром открытого типа [1]. Конструктивные мероприятия по увеличению ресурса открытого металлического шарнира, в т.ч.: поджимные уплотнения, дорнование отверстий в проушинах траков, борирование пальцев и т.д. - дали незначительное повышение долговечности шарнира (на 20-30% в условиях грунтов умеренной абразивной активности) при существенном усложнении конструкции гусеницы. Увеличение срока службы шарнира с трением металла по металлу, примерно в 2 раза, было достигнуто закрытием зоны трения шарнира от доступа абразива дороги с помощью уплот-
нений в виде резиновых колец сайлент-блочного типа, работающих на скручивание. Гусеницы с шарнирами закрытого типа реализованы на многоцелевых транспортерах серии МТЛ. Недостатками гусениц данного типа, по сравнению с гусеницами с открытым шарниром, являются: более высокий вес, более высокая трудоемкость изготовления и обслуживания в эксплуатации. На быстроходных машинах гусеницы с закрытым металлическим шарниром не нашли применения из-за низкого КПД, сопоставимого с КПД гусениц с открытым металлическим шарниром.
<7777777/%Ш7А
[^Ду^Л^Ду^Р^С: j^WSK ХУЛ1
ЧУУч я\ЧХ\ \\УУЧУчХ4
д
Рис.1. Шарниры гусеничных цепей: а - открытый металлический; б - закрытый металлический; в - резино-металический параллельного типа; г - резино-металический последовательного типа; д - с гибкой силовой связью.
3. Гусеничные цепи с резино-металлическим шарниром
Конструкция гусениц с резино-металлическим шарниром (РМШ) основана на использовании эффекта внутреннего трения в резине. Сайлент-блочный шарнир нашел широкое применение в конструкциях гусениц, применяемых на быстроходных машинах. Это связано преж-
б
в
г
де всего с высоким КПД шарнира, практически не зависящим от тяговой нагрузки, действующей на шарнир. Гусеничные цепи с РМШ бывают двух типов: с шарниром параллельного типа и с шарниром последовательного типа.
3.1. Гусеницы с РМШ параллельного типа (рис.1 в)
Широко применяются, в основном, на военных гусеничных машинах (ВГМ) легкой весовой категории, в т.ч. на БМП-2, БМП-3 и их модификациях. Гусеницы с РМШ параллельного типа имеют относительно высокий КПД в полном скоростном диапазоне эксплуатации машины, высокий ресурс шарнира, обеспечивающий гарантийную наработку 8000 километров пробега. Плавность передачи тяговой нагрузки на гусеничный обвод и упругий подпор гусениц с РМШ в межкатковых пролетах обеспечивают выравнивание эпюры давлений движителя на грунт и повышают подвижность на грунтах с низкой несущей способностью. На зарубежных ВГМ широко применяются гусеницы, разработанные германской фирмой DIEHL (Диль) (танк «Леопард», БМП «Мардер» и др.).
Недостатком гусениц с РМШ являются относительно низкие показатели жесткости: винтовой, продольной, поперечной, что следует из природы упругого шарнира. Этот недостаток конструкции является причиной сброса гусениц при поворотах машины, а также прогрессирующего износа реборд и шин опорных катков. Изменение шага гусеницы от тяговой нагрузки ведет к ускоренному износу элементов зацепления с ведущими колесами. Для устранения этого недостатка на быстроходных машинах вынуждены повышать предварительное натяжение гусениц до 1,5 ... 2 т и более, что ведет к дополнительной нагрузке шарниров гусеницы, опорных катков, элементов зацепления с ведущими колесами и снижает их работоспособность. Сплошная обрезинка (вместо колец) соединительных пальцев в зоне нагружения позволила частично решить проблему повышения характеристик жесткости шарниров (до 20%). Недостатками являются также относительно большой вес гусениц (до 10 % от веса машины) и низкий коэффициент использования металла (КИМ), связанный с необходимостью засверловки отверстий в траках гусеницы.
3.2 Гусеницы с РМШ последовательного типа (рис.1 г)
Применяются на современных танках Т-72М, Т-90С, Т-80 и некоторых зарубежных ВГМ, например, на американском транспортере М-113. По сравнению с гусеницами с параллельным РМШ гусеницы этого типа имеют более низкие характеристики продольной жесткости. Недостатком последовательного шарнира является более высокая нагруженность резиновых элементов шарнира от силы тяги, что ведет к снижению долговечности шарнира. Гусеницы этого типа имеют высокие металлоемкость и вес, связанные с наличием в конструкции гусениц центрального шестигранного пальца, увеличивающего габаритные размеры шарнира и трубок траков.
4. Гусеницы типа «гибкая лента» ( рис.1 д)
Применяются в основном на машинах промышленного и сельскохозяйственного назначения (погрузчики, транспортеры, трактора и т.д). Имеется большое разнообразие образцов гусениц этого типа, нашедших широкое применение на машинах, применяемых в США, Канаде, Китае, Франции и т.д. Так, например, американская фирма Caterpilars разработала ходовую систему MTS (Mobil-Trac System) каток-пневматик с резиново-кордной съемной гусеницей для грузовых платформ повышенной проходимости. Во Франции разработана гамма ходовых систем на базе армированной резиновой гусеницы типа «гибкая замкнутая лента» для машин промышленного
назначения, система «TERRAFLEX» (фирмы OTICO). Недостатком гусениц данного типа, несмотря на высокую технологичность и относительную низкую стоимость их изготовления, является невозможность их применения на быстроходных транспортных машинах, в особенности военных, вследствие их низкой ремонтопригодности и низкой долговечности в условиях интенсивного нагруже-ния, характерного для ходовых систем быстроходных ВГМ.
5. Требования к перспективной гусенице
Анализ достоинств и недостатков рассмотренных вариантов гусениц для машин промышленного и военного назначения позволяет определить круг основных требований для разработки перспективной гусеницы, в т.ч.:
- высокое значение КПД в полном скоростном диапазоне эксплуатации (от 5 до 75 км/ч);
- небольшой вес комплекта гусениц (не превышающий 9% веса машины);
- повышенные характеристики жесткости (продольной, винтовой, поперечной);
- стабильность шагового размера гусеницы в полном диапазоне тяговых нагрузок;
- удобство обслуживания гусениц в эксплуатации, ремонтопригодность;
- эксплуатационная надежность;
- высокая долговечность гусеницы;
- приспособленность к серийному производству, низкая трудоемкость изготовления. Высокий уровень использования металла (КИМ).
Выполненный анализ достоинств и недостатков гусениц различного назначения подтверждает зависимость основных характеристик гусеницы и ходовой системы машины от конструктивного совершенства шарнира гусеницы. Разработка шарнира гусеницы с отмеченными эксплуатационными и техническими характеристиками является актуальной задачей. От решения этой задачи зависит разработка перспективной гусеницы, удовлетворяющей высоким требованиям, предъявляемым к современным ходовым системам быстроходных гусеничных машин, в том числе военного назначения.
Мощность, теряемая в шарнирах гусеницы при перематывании обвода (без учета потерь в зацеплении с ведущими колесами и потерь на удары в обводе), была определена с использованием известных формул [1]:
гусеница с открытым металлическим шарниром,
N... =
Ц-гш V-Уо ln
T + T + P
' ц 1 вх
l„
+ lc
гусеница с РМШ,
м» • ь-
V
На рис.2 показана схема шарнира, выполненного в виде стальной пластины 1, жестко закрепленной в соединительных пальцах 2 и привулканизированных к пластине резиновых элементов 3 и 4.
Элементарная сила сопротивления изгибу резинового элемента
йР = р-а-йБ-йЬ,
где ст - нормальное напряжение на элементарной площадке;
Р - коэффициент формы резинового элемента.
Известно, что
Е Е A1 а = Е -s = E — [ 2 ].
в; = ■
Из рис.2 следует, что
Я-а-^-— )-а _ — Я а Я .
- —1 Б Таким образом, — —— •Б .
Я
нира
р _
V
й£ А + йА
Б Не — 2
= | | 0,5-р-а-уБ—• йБ• й—-
0 0 Я Б Нр —12
ь| | 0,5-р-а-у Б-^-• йБ• й—
Р-у-а-Б-Б 6Я
(н3 + нр),
где В - ширина резинового элемента. За один цикл работы шарнира (сгибание-разгибание) в одной точке перегиба гусеничного обвода затрачивается работа на преодоление внутреннего трения в резиновых элементах шарнира
А ц =
Р-у-а-Б-Б 6Я
(не+нр)
Мощность гистерезисных потерь в одном шарнире за один оборот гусеничного обвода:
N = А •1 •У
Рис. 2. Схема шарнира с гибкой силовой связью: 1 - стальная пластина; 2 - соединительные пальцы; 3-4 - резиновые элементы
Элементарная сила сопротивления изгибу резинового элемента:
йР =р-а, • йБ• й— = Р—-• Б• йБ• й—
1 1 Я
где Е - модуль упругости резины.
Элементарный момент сопротивления: —2 • Б
йМ. = йР- —1 = • йБ • й—
1 Я
Работа сил гистерезисных потерь при изгибе в зоне сжатия шарнира (поз.3, рис.2):
к,2
йЛ^ =0,5-йШх -а-^ = 0,5-а-у-р-Е—— йБ• йк ,
И
где у -коэффициент гистерезисных потерь; а - угол изгиба резинового элемента в зоне сжатия шарнира.
Аналогично определяются потери внутреннего трения в резиновом элементе в зоне растяжения (поз.4, рис.2)
—2
йАр = 0,5-а-ур-Б-^-йБ-й— ¥ Я
Суммарная работа сил сопротивления изгибу шар-
ъ • 1Г
где 1 - число перегибов в гусеничном обводе; 7 - число звеньев (шарниров) в обводе; 1Г - шаг гусеницы ;
Ум - скорость движения машины.
КПД гусеничной цепи с гибкой шарнирной связью:
N,,,
Лг =
N0 - N^
= 1 --
N0
где: Ы0 - мощность на ведущих колесах машины. Следовательно,
Лг =
1 1,333 • Б-а-Б-у-р-(нр + Н3)
Я • г Г ■ Р вк
где Рвк - сила тяги на ведущих колесах. На рис. 3 представлены теоретические зависимости КПД гусеничных цепей, определенные по приведенным формулам. Сравнительный расчет выполнен для быстроходной гусеничной машины массой 16 тонн с использованием конструктивных параметров БМП-2 [3].
1г
|) О 3 3 3 3.7 3 в
3
2
\
\
1С :о зз 40 за 73
Рис. 3. Зависимости КПД гусениц от типа шарнира: 1 - открытый металлический шарнир; 2 - резино-
металлический шарнир; 3 - гибкая шарнирная связь
Заключение
1. Шарнир гусеничной цепи является основной составной частью ее конструкции, от которой зависят важнейшие технические и эксплуатационные характеристики не только ходовой части, но и машины в целом: надежность, эксплуатационный ресурс, динамические качества, подвижность на грунтах с низкой несущей способностью, топливная экономичность.
2. Большая часть затрат мощности в гусеничном обводе приходится на шарниры гусеницы, при этом затраты мощности растут с ростом скорости движения машины.
3. Выполненный сравнительный анализ потерь
мощности в шарнирах гусениц различного типа подтверждает предпочтительность шарнира с гибкой силовой связью, по сравнению с известными конструкциями шарниров.
4. Разработка гусеницы с гибкой шарнирной связью (ГШС) представляет практический интерес и является актуальной задачей для создания перспективной ходовой части для быстроходных гусеничных машин .
Список литературы
1. Платонов В. Ф. Динамика и надежность гусеничного движителя.
- М.Машиностроение, 1973.
2. Потураев В.Н. Резиновые и резино-металлические детали машин.
- М.: Машиностроение, 1966.
3. Расчеты 675-сб4-2ТРР, г.Курган, ОАО «СКБМ», 2003.
УДК 616.314 С.Г. Костенко
Курганский государственный университет Н.Р. Светлов
Курганский областной кардиологический диспансер
К ВОПРОСУ ОБ ОПРЕДЕЛЕНИИ ПРОЧНОСТИ ОРТОДОНТИЧЕСКОЙ ДУГИ В СТОМАТОЛОГИИ ПРИ РАВНОМЕРНО РАСПРЕДЕЛЕННОЙ СИММЕТРИЧНОЙ НАГРУЗКЕ
Аннотация
В статье делается попытка провести прочностной анализ ортодонтической дуги, используемой в стоматологии, при воздействии на нее равномерно распределенной симметричной нагрузки. Методами сопротивления материалов выведены аналитические выражения внутренних силовых факторов, действующих в поперечных сечениях ортодонтических дуги. Получена расчетная зависимость, позволяющая оценить параметры ортодонтической дуги в зависимости от боковой жевательной нагрузки.
Ключевые слова: ортодонтическая дуга, боковая жевательная нагрузка.
S. G.Kostenko Kurgan State University Н. R.Svetlov
Kurgan Region Cardio Dispensary
TO THE QUESTION OF DURABILITY DETERMINATION OF AN ORTHODONTIC ARCH IN STOMATOLOGY AT IN REGULAR INTERVALS DISTRIBUTED LOADING
Annotation
This article attempts to strength analysis of orthodontic arch used in dentistry, under the action of uniformly distributed symmetrical loading. The methods of resistance of materials derived analytical expressions of internal force factors in the cross sections of orthodontic arch. Calculated dependence allows estimating the parameters of orthodontic arch depending on the lateral occlusal loading.
Key words: orthodontic arch, lateral chewing load.
Любая травма - это, в первую очередь, нарушение прочности костной ткани [1,2]. Именно поэтому в последние годы как в общей травматологии и ортопедии, так и в ортопедической стоматологии все большее внимание уделяется прочностному анализу Прочностной анализ позволяет исследовать напряженно-деформированное состояние любой структуры в норме, а также при различных патологиях, методах лечения, разных типах реконструкции.
Основным элементом многочисленных ортодонтических аппаратов является ортодонтическая дуга, под воздействием которой происходят сложные процессы перестройки в зубных рядах, височно-нижнечелюстных суставах, околозубных тканях и других частях лицевого отдела черепа.
В большинстве случаев стоматолог-ортопед подбирает ортодонтическую дугу полагаясь на свою интуицию и практический опыт работы. При таком подходе «погрешность» в подборе параметров ортодонтической дуги, - размеров ее поперечного сечения и профиля, может быть достаточно высокой, которая, в первую очередь, зависит от квалификации практикующего врача. Однако такие «погрешности» в некоторой степени можно исключить, если использовать расчетные зависимости и практические рекомендации.
Целью настоящей работы является определение параметров ортодонтической дуги в зависимости от разрушающей нагрузки.
Будем полагать, что основной разрушающей нагрузкой, действующей на ортодонтическую дугу является боковая жевательная нагрузка интенсивностью р, равномерно распределенная по всему зубному ряду (рис.1).
Для этого рассмотрим расчетную схему ортодонтической дуги, представляющую собой полуокружность и закрепленную на двух крайних опорных зубах (рис. 2).
ортодонтическая
дуга
Рис.1. Расположение ортодонтической дуги на внутренней поверхности зубного ряда
dP=qdS у
Рис. 2.Расчетная схема крепления
ортодонтической дуги на крайних опорных зубах
Определим опорные реакции, возникающие в двух крайних опорных зубах. Для этого составим уравнения равновесия:
п
= 0 : |<1Р ■ АС - Яв • 2Я = 0,
0
где AC=R-Rcos а =R(1-cos а), dP=qRd а .
п
Тогда {дЯ2(1_ cosa)da- Яв • 2Я = 0
0
откуда дЯ2 -дЯ2 эта |„ -Яв ■ 2Я = 0,
или дЯ2ж- 0 -Яв • 2Я = 0, окончательно получим RB=1,57qR.
