CC BY
79
УДК 630*:65.011.54
ОЦЕНКА НАДЁЖНОСТИ КАРДАННОЙ ПЕРЕДАЧИ ЛЕСОТРАНСПОРТНОЙ МАШИНЫ С УЧЕТОМ ВЛИЯНИЯ АМПЛИТУДНО - ЧАСТОТНЫХ НАГРУЗОК
Д.А. Черкасов
В данной статье рассматривается расчёт модели воздействия амплитудно-частотных нагрузок на карданную передачу, а также влияние различных факторов на появление усталостных трещин в узлах карданной передачи. Определение зависимости появления усталостных трещин от нагрузочных режимов и факторов вибрации лесотранспортной машины, изучение математического описания нагрузочных режимов трансмиссии
лесоперевозочного автомобиля
Ключевые слова: карданная передача, дисбаланс, нагрузка
По данным работы Алиева А.Б. [1]
наиболее уязвимым элементом,
подверженным вибрационному воздействию, является карданная передача и узлы крепления ее с узлами и агрегатами, так как в других элементах трансмиссии вибрация не оказывает столь существенного действия. Силовая передача транспортной машины представляет сложную колебательную систему, в которой источниками вредных вибраций нередко являются
несбалансированности карданных валов. Дополнительная вибрация чаще всего возникает из-за дисбаланса карданного вала.
При классической компоновке двигателя внутреннего сгорания и
трансмиссии лесоперевозочных машин динамическая неуравновешенность
карданной передачи всегда имеет место. Существуют две причины, объясняющие это: во-первых, невозможностью идеальной динамической балансировки на
балансировочных станках; во-вторых, при монтаже карданной передачи накапливаются геометрические погрешности, связанные с непараллельностью осей валов, со единяемых фланцев и их угловыми
смещениями [1].
Основной причиной вибрации карданной передачи является дисбаланс, который напрямую зависит от износа её деталей. факторы, влияющие на величину дисбаланса, изучены в работе Алиева А.Б. [1]. Дисбаланс создают вибрацию, которая сильно влияет на несущие системы лесоперевозочного автомобиля.
Черкасов Денис Анатольевич - ВГЛТА, ассистент, тел. 8908-135-66-47
Динамическое смещение ед центров тяжести валов относительно оси вращения, как утверждает автор [1], является основной величиной при определении допустимого значения дисбаланса карданного вала. Величина динамического смещения ед позволяет объективно оценивать допустимый дисбаланс карданных валов лесоперевозочного автомобиля.
а) б)
Рис.1. Кинематическая схема карданной передачи лесной транспортной машины с воздействующими нагрузками: 01 - от силы тяжести промежуточного вала, Н; 0'2 - от силы тяжести карданного вала, Н; Ф1 - от искомой допустимой неуравновешенности промежуточного вала, Н; Ф'2 - - от искомой допустимой
неуравновешенности карданного вала, Н; Е - осевые силы, возникающие вследствие трения в шлицевом соединении, Н.
На рис. 1 представлена расчетная схема для определения величины динамического смещения карданных валов. Данная схема позволяет определить величину допустимой центробежной силы промежуточного Фі и карданного вала Ф2 при наиболее выгодных условиях. Векторы этих сил вращаются вместе с валом и создают периодическую нагрузку на подшипники промежуточной опоры карданной передачи, вторичного вала коробки передач и редукторов заднего моста. В результате, в
работе Алиева [1] была получена формула расчёта дисбаланса карданного вала. Если используется лесоперевозочный автомобиль с карданным валом, имеющим только шарнирные соединения, то формула имеет следующий вид:
Бк.в. = 0,5(0шкеш + Шк.в. еg) , Н-см, (1)
где G - сила тяжести конца карданного вала, имеющего шарнирные и шлицевые соединения,
Н;
еш - смещение между геометрической осью крестовины и щеками вилки, см;
ешл - смещение осей скользящей вилки и карданного вала, см;
К - коэффициент дисбаланса (при длине вала более 100 см К = 0,01, менее 100 см К = 0,02);
G„ - сила тяжести карданного вала, Н;
е!> - динамическое смещение центра
тяжести карданного вала от оси вращения, Н-см;
Gm - сила тяжести конца карданного вала, имеющего только шарнирные соединения, Н.
Остаточный дисбаланс зависит только от зазоров в шарнирных и шлицевых соединениях.
Математическая модель рис.1
принимается из расчета того, что дисбаланс выполняет работу деформирования и внешняя амплитудная нагрузка будет определяться исходя из формулы (2).
Соответственно описания внутренних напряжений [4] возможно произвести благодаря формуле (3), подставив в нее значения внешней амплитудной нагрузки оа . са=1,927 + 0,349 о m - 1 gD к.в. , Н-см (2)
0,152
где о - внутреннее напряжение, МПа;
om - скорость возрастания средней нагрузки, МПа/с;
оа - амплитудная нагрузка (деформация), МПа;
f - частота, Гц;
t - время воздействия вибрации, с.
D,r - дисбаланс карданного вала, Н-см
Математическая зависимость внутренних напряжений от факторов вибрации определяется по формуле [2;4]:
о = omt + оа8т(2лй), МПа (3)
Соответственно описания внутренних напряжений возможно произвести благодаря формуле (3), подставив в нее значения [4] оа : о = Omt + Г 1,927 + 0,349 о m - 1gD „. *
l 0,152 )
* sin(2nft) , Мпа (4)
Возникновение трещин в системе карданной передачи при воздействии вибрации подчиняется закону усталостного запаса прочности. Используя формулу (4), можно получить аналитические зависимости внутренних напряжений от частоты с помощью программного пакета MathCad Professional. Данные графики представляют из себя синусоидальные зависимости с возрастающей амплитудой в случае зависимости напряжений от частоты (рис. 2 и 3).
На рис. 2 и 3 взято время в течение часа. Для них характерны следующие особенности:
- начальная нагрузка принимает значение произведения принятого возрастания нагрузки на время воздействия вибрации;
- до 10 Гц отклонений от начальной нагрузки не наблюдается;
- первый незначительный резонансный скачок происходит при частоте 50 Гц и амплитуда графика сохраняется до значения частоты 90 Гц;
- второй резонансный скачок происходит при 90 Гц и достигает максимума при 100 Гц, после чего амплитуда графика немного спадает и сохраняется.
На рис. 2 и 3 взяты значения нагрузки дисбаланса от 0,2 до 0,4 МПа, скорость возрастания нагрузки от 0,01 до 0,5 МПа/с для того, чтобы было возможно определить наиболее опасные режимы нагруженности карданной передачи при возрастании нагрузки в течение часа в зависимости от частоты и времени.
Так при внешней нагрузке cd = 0,2 МПа (рис.
2 и 3) и возрастании нагрузки cm = 0,01 и 0,05 МПа/сек, соответственно, на этих рисунках максимальная амплитуда графика достигает 11,6 МПа и 105,2 МПа.
Данные параметры вибрационной нагрузки наиболее характерны для лесотранспортной машины тем, что её узлы подвержены высокой амплитудной нагрузке при малой частоте вращения карданного вала.
Как видно из рис. 2 и 3, величина амплитуды не зависит от внешней нагрузки и скорости ее возрастания. Однако эти параметры напрямую влияют на начальную величину внутренних напряжений, которая наиболее опасна при достижении значения близкого к запасу прочности материала. Наибольшее воздействие оказывает величина скорости возрастания нагрузки, которая не только может довести внутренние напряжения до опасного значения, но и
увеличивает количество колебаний на опасном участке диапазона частот в 2...3 раза.
МПа
45
35
25
Рис. 2. - Зависимость внутренних напряжений шлицев карданной передачи в течение часа (стЛ = 0,2 МПа; стш = 0,01 МПа/с)
МПа 115
105
95
Рис. 3. - Зависимость внутренних напряжений
карданной передачи в течение часа (сга = 0,2 МПа; стш = 0,03 МПа/с)
Так при внешней нагрузке сй = 0,2 МПа (рис. 2 и 3) и возрастании нагрузки ст = 0,01 и 0,03 МПа/сек, соответственно, на этих рисунках максимальная амплитуда графика достигает 40 МПа; 110 МПа.
Амплитудный скачёк внутренних напряжений в диапазоне от 90 до 110 Гц
50
100
150 Г Гц
0
свидетельствует о наибольшей
вероятностивозникновения усталостных
трещин у шлицов конца карданного вала.
Как видно из рисунков 2 и 3, величина амплитуды не зависит от внешней нагрузки и скорости ее возрастания. Однако эти параметры напрямую влияют на начальную величину внутренних напряжений, которая наиболее опасна при достижении значения близкого к запасу прочности материала. Наибольшее воздействие оказывает величина скорости возрастания нагрузки, которая не только может довести внутренние напряжения до опасного значения, но и увеличивает количество колебаний на опасном участке диапазона частот в 2. 3 раза.
Сталь, из которой изготовлен карданный вал, обладает высоким запасом прочности. По этой причине появлению трещин предшествуют сколы и сбоины [3]. Причиной сколов являются: твердые инородные частицы, недостаточная смазка, ударная нагрузка, превышающая предел прочности стали [1,3].
При пробеге 40.50 тыс. км (рис. 4), значительно возрастает число сколов и сбоин, которые соединяются мелкими трещинами и в некоторых местах достигают на пробеге 50 тыс. км 8 мм и шириной до 3 мм. На этом периоде трещины концентрируются у оснований шлицев и на вершинах. Это обусловлено тем, что на основании шлица воздействует нагрузка изгиба, вызывающая усталостные повреждения.
Рис. 4. - Шлицы карданного вала при пробеге 40 тыс. км
В свою очередь вершины шлицев подвержены ударной нагрузке, в результате которых на вершинах шлицев концентрируется множество мелких сбоин, образующих из себя мелкие трещины длиной до 2 мм и шириной до
0,2 мм. Характерный излом виден на рис. 4 в левом верхнем углу фотографии, где скол диаметром 2 мм спровоцировало появление двух трещин на вершине длиной 2 мм и шириной 0,7 мм.
В центре рис. 5. виден скол шириной 2 мм, от которого отходит сквозная трещина 15 мм. Дальнейшая эксплуатация этого вала привела бы к откалыванию куска шлица. Появление такой сквозной трещины возможно при величине пробега 150 тыс. км.
Рис. 5. Сквозная трещина шлицев конца карданного вала
Литература
1. Алиев А. Б. Исследование влияния дисбаланса отремонтированных карданных валов на вибрацию и износ деталей карданной передачи автомобилей : дис. канд. техн. Наук : - Москва. МАДИ. 1966. - 171 с.
2. Гаррис, У. Дж. Влияние частоты циклов нагружения на прочность материалов : сб. “Усталость и выносливость металлов” под ред. Г. В. Ужика. - М.: Изд. И.Л., 1963. - С. 45-49
3. Засов, В. Д. Исследование карданной передачи автомобилей : дисс. канд. техн. наук / В. Д. Засов. - М., 1948. - 190 с.
4. Кузменко, А. В. Усталостная прочность материалов и элементов конструкции при звуковых и ультразвуковых частотах нагружения Киев: Изд-во Наукова Думка, 1977. 250 с.
Воронежская государственная лесотехническая академия
RELIABILITY MARK OF CARDAN JOINT BY WOOD TRANSPORTING TRUCK WITH TAKING INTO ACCOUNT AMPLITUDE-FREQUENCY LOADING INFLUENCE
D.A. Tcherkasov
This article is devoted calculation amplitude-frequency loading coercion model of cardan joint, so different factors influence for appearance fatigue cracks in cardan joint elements. Attributing of depending fatigue cracks cause loading factors and vibration influence by wood-transporting truck. Study mathematics description of transmission loading factors by wood-transporting truck
Key words: cardan joint, disbalance, loading
