Содержание к диссертации
Введение
1 Состояние проблемы и задачи исследования 16
1.1 Современные тенденции развития трансмиссий сельскохозяйственной техники 16
1.2 Особенности конструкции карданных передач и их элементов . 23
1.3 Отказы и эксплуатационная надежность карданных передач 32
1.4 Основные направления повышения надежности карданных передач и их содержание 55
1.4.1 Конструктивные мероприятия 58
1.4.2 Технологические мероприятия 64
1.4.3 Эксплуатационные мероприятия 66
1.4.4 Выбор рационального способа восстановления деталей 73
1.5 Экспериментальные методы оценки надежности карданных передач 77
1.6 Выводы, цель и задачи исследования 86
2 Теоретические методы исследования надежности карданных передач 88
2.1 Общая постановка задачи теоретического исследования 88
2.2 Формирование надежности карданных передач 91
2.3 Контроль надежности карданных передач 99
2.4 Исследование надежности карданных передач и обоснование мероприятий повышения их долговечности 118
2.4.1 Оценка влияния динамического угла излома карданного шарнира. 120
2.4.2 Повышение приспособленности к эксплуатационному нагружению 121
2.4.3 Полное использование ресурса карданных подшипниковых узлов. 122
2.4.4 Способ замены рабочих поверхностей подшипниковых узлов . 124
2.4.5 Определение угла поворота элементов подшипникового узла 126
2.5 Прогнозирование надежности карданных передач в эксплуатации 130
2.6 Оценка конкурентоспособности мероприятий повышения надежности карданных передач 133
2.7 Выводы 137
3 Совершенствование карданных передач энергонасыщенной сельскохозяйственной техники 140
3.1 Основные недостатки карданных передач и их элементов 140
3.2 Повышение приспособленности к эксплуатационному нагружению 142
3.3 Разработка ремонтопригодных карданных шарниров 144
3.4 Совершенствование системы смазки карданных шарниров 151
3.5 Способы повышения надежности карданных передач в эксплуатации 152
3.6 Исследование и обоснование параметров карданных шарниров . 157
3.6.1 Исследование явления перекоса в подшипниковых узлах 157
3.6.2 Обоснование посадки в соединении «шип крестовины - втулка» . 164
3.7 Выводы 171
4 Методы экспериментальной оценки надежности карданных передач :.. 173
4.1 Программа экспериментальных исследований 173
4.2 Методика анализа износов элементов карданных шарниров 173
4.3 Комплекс методик статических испытаний 174
4.3.1 Поляризационно-оптические исследования напряженно-деформированного состояния карданных подшипниковых узлов 174
4.3.2 Исследование работоспособности подшипниковых узлов с применением информационных элементов 177
4.3.3 Исследование работоспособности соединения «шип крестовины — втулка» 179
4.4 Экспериментальная оценка надежности карданных передач 180
4.4.1 Методика ускоренных ресурсных испытаний 180
4.4.2 Технические средства оценки долговечности карданных передач . 188
4.5 Выводы 215
5 Экспериментальные исследования мероприятий повышения надежности карданных передач 217
5.1 Результаты анализа износов элементов карданных шарниров . 217
5.2 Результаты исследования напряженно-деформированного состояния карданных подшипниковых узлов 222
5.3 Результаты исследования работоспособности карданных подшипниковых узлов с применением информационных элементов 224
5.4 Результаты исследования работоспособности соединения «шип крестовины — втулка» 234
5.5 Анализ результатов ресурсных ускоренных стендовых испытаний. 241
5.5.1 Оценка влияния динамического угла излома карданного шарнира 241
5.5.2 Повышение приспособленности к эксплуатационному нагружению 244
5.5.3 Способ полного использования ресурса подшипниковых узлов 245
5.5.4 Способ замены рабочих поверхностей подшипниковых узлов 248
5.6 Прогнозирование надежности карданных шарниров в эксплуатации 253
5.7 Выводы 258
6 Производственная апробация, внедрение и технико-экономическая оценка разработок 261
6.1 Основные результаты научных исследований 261
6.2 Оценка эффективности опытных карданных шарниров 262
6.3 Внедрение методики и стенда для ресурсных испытаний 265
6.4 Технологические процессы технического обслуживания и ремонта карданных передач 271
6.5 Конкурентоспособность способов повышения надежности 281
6.6 Выводы 285
Общие выводы 286
Список использованных источников
- Отказы и эксплуатационная надежность карданных передач
- Исследование надежности карданных передач и обоснование мероприятий повышения их долговечности
- Разработка ремонтопригодных карданных шарниров
- Результаты исследования напряженно-деформированного состояния карданных подшипниковых узлов
Введение к работе
Решение вопросов обеспечения продовольственной безопасности России и увеличения ВВП, применительно к агропромышленному комплексу (АПК), должно быть обеспечено увеличением объемов работ по наращиванию производства продовольственных ресурсов, несмотря на сложившееся техническое состояние машинно-тракторного парка (МТП) и низкий уровень отрасли сельскохозяйственного машиностроения. В этой связи разработана и одобрена научной сессией Россельхозакадемии в 2003 г. «Стратегия развития агропромышленного комплекса России на период до 2010 г.» [1—8]. Исходя-из задач, стоящих перед АПК, приоритетными являются направления формирования конкурентоспособного МТП и технологического оборудования, стимулирование развития производства на предприятиях отечественного машиностроения, освоение системы высокоэффективного использования, поддержания и восстановления работоспособного состояния сельскохозяйственной техники (СХТ) [9-12].
Однако в настоящее время МТП России имеет 75-85% тракторов и 70% комбайнов от потребности, из которых 85% — за пределами срока амортизации [13-17]. Поэтому, несмотря на почти двукратное сокращение парка машин, затраты на ремонт и техническое обслуживание техники (35...40 млрд руб.) остаются- на уровне затрат на ремонт прежнего парка и составляют примерно 15%о всей валовой продукции сельского хозяйства [11].
Решением проблем работоспособности парка таких машин является рациональная организация и повышение качества технического обслуживания, ремонта и испытания узлов и агрегатов как основы повышения надежности техники, которую составляют новые технологии и оборудование, обеспечивающие повышение ресурса отремонтированных узлов и агрегатов до 100 % уровня от ресурса новых при цене, составляющей 50...70 % стоимости новых [6, 7].
Тенденции развития СХТ свидетельствуют о том, что в отношении механических трансмиссий (МТ) актуальны направления совершенствовать или модернизации их агрегатов, разработки прогрессивных технологий техниче ского обслуживания и ремонта (ТОР) с целью повышения надежности [18, 19]. При этом доминирующую роль в повышении надежности МТ тракторов, автомобилей и сельскохозяйственных машин играет элементно-агрегатная база, так как ее технический уровень определяет качество техники в целом: надежность — до 70...80%, материалоемкость — до 40%, условия труда и эргономику — до 70% [15, 17, 18,20-23].
Таким образом, научные исследования, направленные на разработку теоретических основ, методов и технических средств, обеспечивающих повышение надежности агрегатов механических трансмиссий (АМТ) СХТ имеют важное народнохозяйственное значение.
Актуальность проблемы подтверждается тем, что настоящие исследования проводились в рамках Федеральной государственной программы машиностроения для агропромышленного комплекса России 1993-1995 г. и до 2000 г., Федеральной целевой программы «Техника для продовольствия России на 2000-2006 г.» и «Стратегии развития технического сервиса АПК на период до 2010 г.». в течение периода времени с 1993 по 2007 гг.
Наиболее перспективными направлениями повышения надежности АМТ являются совершенствование и модернизация элементов конструкции с целью повышения долговечности, безотказности и ремонтопригодности соединений, разработка прогрессивных технологий основанных на рациональных способах ТОР, разработка технических средств и методик ресурсных испытаний. Существенный вклад в развитие науки по повышению надежности АМТ СХТ на этапах конструирования и изготовления был сделан исследованиями В.Я. Анило-вича, М.С. Высоцкого, А.И. Гришкевича, М.Н. Ерохина, С.А. Лапшина, А.С. Проникова, Д.Н. Решетова, А.В. Рославцева, Е.А. Чудакова и др., на этапах эксплуатации и ремонта — Ю.Н. Артемьева, Л.В. Дехтеринского, Л.С. Ермолова, В:М. Кряжкова, В.В. Курчаткина, В.П. Лялякина, Е.А. Пучина, О.И. По-ливаева, В.Я. Сковородина, Н.Ф. Тельнова, И.Е. Ульмана, М.И. Черновола, В.А. Шадричева и др., на этапе оценки надежности при испытаниях — И.Н. Величкина, И.Б. Барского, С.С. Дмитриченко, С.Н. Иванова, Р.В. Кугеля, Л.М. Клятиса, В.В. Клюева, Ю.Н. Ломоносова, A.M. Сигаева, Э.П. Флика, и др. Особо следует выделить работы, связанные с разработкой прогрессивных технологий ремонта деталей, предремонтного диагностирования и ТО соединений, а также направленные на формирование, контроль и исследования долговечности агрегатов, узлов и соединений трансмиссий, проводимые учеными МГАУ им. В.П. Горячкина, РГАЗУ, Орловского ГАУ, Харьковского НТУСХ, Челябинского ГАУ, Санкт-Петербурского ГАУ, ИМЭ Мордовского ГУ, Пензенской ГСХА, Росинформагротех, ВИМ, НАТИ, НАМИ, ВИСХОМ, ГОСНИТИ и др. и, в частности, работы исследователей В.Я. Аниловича, А.Н. Батищева, Е.Л. Воловика, П.А. Власова, И.Г. Голубева, М.Г. Дегтярева, М.Н. Ерохина, П.П. Лезина, В.М. Михлина, В.А. Мачнева, А.Н. Новикова, Е.А. Пучина, И.А. Спи-цына, Л.В. Тишкина, Х.А. Фасхиева, В.И. Черноиванова, С.С.Черепанова и др.
Опыт эксплуатации энергонасыщенных тракторов (К-700, К-744, Т-150К, ХТЗ-17221), автомобилей (МАЗ, КамАЗ), сельскохозяйственных машин (КСК-100А, ПРТ-10, РОУ-6 и другие) и зарубежной техники по данным М.Г. Дегтярева, Ю.М. Дунаева, С.Н. Иванова, Е.И. Колкова, С.А. Лапшина, A.M. Сигаева, Э.П. Флика, И.С. Цитовича, W. Pampel, G. Wieland, W. Reinecke, F. Duditza, B. Porter, H. Dietz, J. Glimore, G. Beardslay и др. показал, что одним из недолговечных АМТ являются карданные передачи (КП) с шарнирами неравных угловых скоростей на игольчатых подшипниках [28, 48, 130, 172, 177, 321, 326 и др.].
Анализ многочисленных научных исследований в области повышения надежности АМТ СХТ показывает, что, в основном, они отражают результаты теоретических и экспериментальных исследований при разработке обособленных способов повышения долговечности деталей и соединений, направленных на изучение влияния только конструктивных, технологических или эксплуатационных факторов на надежность МТ [169-182, 195, 228-237, 242-250, 254, 257, 259, 261, 273, 277, 301, 313 и др.]. В частности, практически нет работ в отношении карданных передач СХТ, основанных на системной проработке комплекса мероприятий на этапах конструирования, производства и эксплуатации, связанных с разработкой технических средств и методик испытаний на базе целевой функции, обусловленной единой стратегией формирования, контроля, исследования и прогнозирования их надежности. Выявленные пробелы в области надежности карданных передач СХТ привели к актуализации вопросов рассматриваемых автором в настоящей диссертации.
Основная цель настоящей работы — разработка теоретических основ, методов и технических средств, обеспечивающих повышение надежности карданных передач трансмиссий сельскохозяйственной техники.
Поставленная цель является важнейшим составляющим звеном концепции развития CALS-технологий в промышленности России, направленных на эффективное управление технологическими процессами на всех стадиях жизненного цикла изделия: разработки, производства, испытаний, ввода в действие, эксплуатации и утилизации по истечении срока службы.
Для достижения данной цели поставлены следующие задачи: выполнить анализ эксплуатационной надежности карданных передач трансмиссий СХТ, установить основные факторы, влияющие на их надежность, определить пути ее повышения; разработать теорию и обосновать мероприятия повышения надежности карданных передач методами технического обслуживания и ремонта; обосновать и разработать методы оптимизации основных конструктивно-технологических параметров опытных карданных шарниров; разработать технические средства и методики экспериментальной оценки ресурса серийных, отремонтированных и опытных карданных передач; разработать рациональные технологические процессы способов технического обслуживания и ремонта карданных передач; провести экспериментальные исследования мероприятий повышения надежности карданных передач и их производственную апробацию; внедрить разработки в ремонтное производство и провести анализ их технико-экономической эффективности и конкурентоспособности. Объектом исследования являются процессы изнашивания, поддержания и восстановления работоспособности соединений карданных передач СХТ методами технического обслуживания и ремонта. Предметом исследования является долговечность подшипниковых узлов карданных передач на основе изучения влияния факторов, определяющих надежность механических трансмиссий сельскохозяйственной техники. Методы исследования представлены комплексным подходом на основе системного анализа, теорий надежности и диагностики технических систем, сопротивления материалов, размерного анализа, математической статистики, регрессионного и численного анализа, методов ускоренных испытаний и планирования экспериментов, с применением измерительной и вычислительной техники. В отдельных случаях разрабатывались оригинальное оборудование и методики испытаний. Результаты научных исследований отражены в разделах диссертации. В первой главе на основании изучения состояния и тенденций развития механических трансмиссий сельскохозяйственной техники, анализа эксплуатационной надежности карданных передач, обзора основных направлений повышения надежности карданных передач и методов экспериментальной оценки надежности и конкурентоспособности поставлены задачи исследования.
Во второй главе изложены результаты теоретических исследований при формировании, контроле, исследовании и прогнозировании надежности карданных передач сельскохозяйственной техники, позволившие выявить резервы повышения их безотказности и ремонтопригодности, обосновать пути повышения их долговечности.
Третья глава содержит, предложенные при участии соискателя, мероприятия и технические решения по совершенствованию и/или модернизации конструкции, разработке способов технического обслуживания и ремонта карданных передач, направленные на повышение их надежности.
В четвертой главе приведены, разработанные с участием соискателя, методики и технические средства статических испытаний, оптимизации конструктивно-технологических параметров узла, экспериментальной оценки и прогнозирования ресурса опытных, серийных и отремонтированных карданных передач.
Пятая глава посвящена экспериментальным исследованиям комплекса мероприятий, обеспечивающих повышение надежности карданных передач: при водится содержание и обсуждение результатов анализа износов и исследования напряженно-деформированного состояния элементов подшипниковых узлов карданных шарниров, статических испытаний подшипниковых узлов и соединений «шип крестовины — втулка», стендовых ускоренных испытаний по исследованию долговечности серийных, опытных и отремонтированных карданных шарниров, прогнозирования надежности карданных передач в условиях эксплуатационного нагружения.
В шестой главе изложены результаты разработки технологических процессов ремонта карданных передач и их элементов, производственная апробация и анализ технико-экономической эффективности внедрения предложенных технических решений по повышению надежности карданных передач, методик и технических средств для экспериментальной оценки их ресурса.
Тематика исследований по указанной проблематике включалась в планы НИР ФГОУ ВПО «Белгородская государственная сельскохозяйственная академия» г. Белгород, ФГОУ ВПО «Московский государственный агроинженерный университет имени В.П. Горячкина» г. Москва и Старооскольского технологического института (филиала) МИСиС (технологического университета) г. Старый Оскол Белгородской области.
Научная новизна. Разработаны теоретические основы повышения схемной надежности и получены закономерности увеличения вероятности безотказной работы карданных шарниров при повышении их приспособленности к техническому обслуживанию и ремонту. Выполнена расчетная оценка точности размерных цепей радиального, осевого и окружного зазоров в серийных подшипниковых узлах шарниров. Исследовано влияние конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов на работоспособность элементов карданных шарниров по их статической нагруженности. Разработаны основы проектирования стендового оборудования и методик для экспериментальной оценки ресурса серийных, опытных и отремонтированных карданных передач. Получены математические модели долговечности карданных передач, учитывающие модернизацию, полное использование их ресурса и приспособлен ность к мероприятиям технического обслуживания и ремонта, позволяющие прогнозировать их долговечность в эксплуатации.
Практическая значимость исследований. Модернизированы конструкции карданных шарниров с целью повышения долговечности (RU 2106548, RU 2224918) и ремонтопригодности (RU 2075878, RU 2205304, RU 2220338, RU 2224917, RU 2238446, RU 2215207) карданных передач сельхозтехники. Предложены оригинальные способы повышения надежности карданных передач, позволяющие при повышении вероятности безотказной работы шарниров на 37...43 % увеличить их долговечность в 1,67...Г,88 раза, при увеличении грузоподъемности подшипниковых узлов на 7,4...9,3 % повысить долговечность шарниров в 1,24... 1,32 раза, при увеличении ремонтопригодности шарниров на 10.. .30 % добиться повышения долговечности при ремонте на 74.. .82 %, а обслуживании на 68...73 %. Разработаны стенды (RU 2134412, RU 2205377) и методики испытаний для экспериментальной оценки ресурса карданных передач. Предложены технологические процессы технического обслуживания и ремонта (RU 2232309, RU 2234008), обеспечивающие повышение долговечности карданных передач в 1,5...2 раза при себестоимости изделий на уровне 70 % цены новых.
Основные положения и результаты, исследований, доложены иобсу-ждены на: международных научно-практических конференциях «Актуальные проблемы сельскохозяйственного производства и пути их решения» (г. Белгород, Белгородская ГСХА, 1993, 1998-2008 гг.); расширенном заседании кафедры общетехнических дисциплин Белгородской FCXA (г. Белгород, 1998, 2008 гг.); научной конференции профессорско-преподавательского состава, сотрудников и аспирантов (г. Киев, НАУ Украины, 1998 г.); расширенном заседании кафедры «Детали машин и подъемно-транспортирующие механизмы» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 1998, 2008- гг.);. международной научно-практической конференции «Направления стабилизации развития, и выхода АПК в современных условиях» (г. Воронеж,. Воронежский ГАУ,Л999 г.); международной научно-технической конференции «Проблемы- конструирования, производства и эксплуатации сельскохозяйственной техники» (г. Кировоград, Кировоградский ГТУ, 1999 г.); международной научно-практической конференции «Инженерно-техническое обеспечение и машинно-технологические станции в условиях реформирования АПК» (г. Орел, Орловский ГАУ, 2000 г.); научно-практической конференции «Проблемы развития машинных технологий и технических средств производства сельскохозяйственной продукции» (г. Пенза, Пензенская ГСХА, 2002 г.); международной научно-практической конференции «Проблемы технического сервиса сельскохозяйственной техники», «Повышение надежности восстановленных деталей машин», «Технический сервис в АПК, техника и технологии в сельскохозяйственном машиностроении» (г. Харьков, факультет технического сервиса ХНТУСХ, 2001, 2003, 2004,
2006 гг.); международной научно-практической конференции «Технический прогресс в АПК» (г. Харьков, механико-технологический факультет ХНТУСХ, 2002, 2006 гг.); научной конференции профессорско-преподавательского состава и аспирантов (г. Пушкин, С-ПбГАУ, 2002 г.); межвузовской научно-технической конференции «Конструирование, использование и надежность машин сельскохозяйственного назначения» (г. Брянск, Брянская ГСХА, 2003, 2004, 2005 гг.); всероссийской научно-практической конференции «Региональные проблемы народного хозяйства» (г. Ульяновск, УГСХА, 2004 г.); международной научно-практической конференции «Образование, наука, производство и управление в XXI веке» (г. Старый Оскол, СТИ МИСиС, 2004, 2006,
2007 гг.); международной научно-технической конференции «Повышение эффективности функционирования механических и энергетических систем» (г. Саранск, ИМЭ Мордовского ГУ им. Н.П.Огарева, 2004 г.); международной научно-технической конференции ААИ России «Приоритеты развития отечественного автотракторостроения и подготовки инженерных и научных кадров» (г. Москва, МГТУ «МАМИ», 2005 г.); международной научно-технической конференции «Достижения науки — агропромышленному производству» (г. Челябинск, ЧГАУ, 2006, 2008 гг.); международной конференции «Актуальные проблемы прочности» (г. Белгород, БГУ, 2006 г.); международной научной сессии «Агротехинновации в АПК» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 2006 г.); всероссийской научно-практической конференции «Современные проблемы технического, естественнонаучного и гуманитарного знания» (г. Губкин, филиал БГТУ им. В.Г. Шухова, 2007 г.); региональной научно-практической конференции «Роль науки в формировании специалиста XXI века» (г. Губкин, филиал МГОУ, 2007 г.); международной научно-практической конференции «Перспективы организации и технологии ремонта техники в АПК» (г. Москва, РГАЗУ, 2007 г.); международной научно-практической конференции «Роль молодых ученых в реализации национального проекта «Развитие АПК» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 2007 г.); всероссийской научно-практической конференции «Ресурсосберегающие технологии технического сервиса» (г. Уфа, Башкирский ГАУ, 2007 г.); международной научной конференции «Инновационные технологии в сельском хозяйстве» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 2007 г.); научно-методического семинара «Особенности экономической подготовки инженерных кадров в АПК в современных условиях» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 2007 г.); международной научно-технической конференции «Научные проблемы развития ремонта, технического обслуживания машин, восстановления и упрочнения деталей» (г. Москва, ГНУ ГОСНИТИ, 2007 г.); международной научно-практической конференции «Современные проблемы технического сервиса в АПК» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 2007 г.); международной научно-практической конференции «Перспективные технологии и технические средства в АПК» (г. Мичуринск, МичГАУ, 2007 г.); международной научно-практической конференции «Инновации в области земледельческой механики» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 2008 г.); международной научно-практической интернет-конференции «Инновационные технологии механизации, автоматизации и технического обслуживания в АПК» (г. Орел, Орловский ГАУ, 2008 г.); международной научно-практической конференции «Научные проблемы развития автомобильного транспорта» (г. Москва, МГАУ им. В.П. Горячкина, 2008 г.) и др.
Конструкции модернизированного стенда и опытных карданных шарниров (RU 2106548, RU 2075878) были представлены на областной выставке-презентации «Высшие и средние профессиональные учебные заведения: образование, наука и производство» и отмечены дипломом (г. Белгород, 1998). Опытные экземпляры карданных шарниров (RU 2232309, RU 2238446) и испытательный стенд (RU 2205377, RU 2134412) были представлены на выставке Белгородской Торгово-промышленной палаты «Малый и средний бизнес в деле возрождения России» в разделе «Оборудование для автосервиса» и отмечены дипломом (г. Белгород, 2005).
Методика анализа износов элементов и маршрутно-операционный технологический процесс восстановления крестовин карданных шарниров Н051.03.060 способом постановки дополнительной ремонтной детали по RU 2232309 приняты к внедрению на ЗАО «Ремонтно-механический завод» п. Во-локоновка Белгородской области и на СТОА АО «Евротехника» г. Белгород. Технологический процесс способа повышения надежности шарниров карданных передач по RU 2234008, представленный в виде маршрутно-операционных карт для крестовин 150.36.013, 4310-2205025-02, 503А-2201010-02 принят к внедрению на ОАО «Томаровский АРЗ» п. Томаровка Белгородской области.
Технические средства проведения ресурсных стендовых испытаний апробированы на производственной базе ОАО «Томаровский АРЗ» и ЗАО «Ремонтно-механический завод».
Разработанные способы и технические средства повышения надежности карданных передач СХТ проходили эксплуатационную проверку в аграрных хозяйствах Белгородской области: ОПХ «Центральное» Белгородской ГСХА Белгородского района, ЗАО «Белагросахар» Яковлевского района, ОАО им. Генерала Ватутина Валуйского района, ЗАО «РусАгро - Победа» Вейделевского района.
Результаты исследований применяются в учебном процессе для студентов инженерного факультета Белгородской FCXA и студентов специальности «Автомобили и автомобильное хозяйство» Старооскольского технологического института (филиала) МИСиС (технологического университета).
Результаты исследований рассмотрены и одобрены в отделе главного технолога ЗАО «Московский завод автоагрегатов» (АМО ЗИЛ г. Москва) и в отделе трансмиссий научно-технического центра ОАО «КАМАЗ» (г. Набережные Челны). Подготовлены и выпущены методические рекомендации «Ремонт карданных передач трансмиссий сельскохозяйственной техники», рассмотренные и одобрен ные Научно-техническим советом департамента научно-технологической политики Минсельхоза России (протокол № 50 от 2 сентября 2008 г.). Научные положения, выносимые на защиту: результаты анализа схемной надежности карданных шарниров с учетом возможности проведения мероприятий технического обслуживания и ремонта; методика и результаты оценки точности размерных цепей радиального, осевого и окружного зазоров в подшипниковых узлах карданных шарниров; теоретическое обоснование и разработка технических решений модернизированных конструкций карданных шарниров увеличенной долговечности и повышенной ремонтопригодности, способов технического обслуживания и ремонта карданных передач в эксплуатации, защищенных патентами Российской Федерации на изобретение; комплекс научно обоснованных методик и результаты оптимизации конструктивно-технологических параметров опытных карданных шарниров; математические модели работоспособности подшипниковых узлов карданных шарниров повышенной долговечности, полученные по результатам статических испытаний; основы проектирования стендового оборудования и методики ресурсных испытаний серийных, опытных и отремонтированных карданных передач; математические модели долговечности карданных передач, учитывающие их модернизацию, более полное использование ресурса и приспособленность к мероприятиям технического обслуживания и ремонта, позволяющие оценивать и прогнозировать их долговечность в эксплуатации; результаты экспериментальных исследований предложенных технических решений по повышению надежности карданных передач при техническом обслуживании и ремонте; рекомендации по внедрению технологических процессов технического обслуживания и ремонта в производство и анализ их технико-экономической эффективности на основе многокритериальных оценок конкурентоспособности.
Отказы и эксплуатационная надежность карданных передач
Работоспособность и надежность КП СХТ зависят от статики, кинематики и динамики применяемых КШ. Основные положения статики, кинематики и динамики КШ приведены в работах А.И. Гришкевича [26], И.П. Ксеневича [27], Э.П. Флика [28], В.Я. Аниловича [30], М.С. Высоцкого [32], Н.Н. Вишнякова [34], М.И. Клецкина [43], З.Ш. Блоха [54], М.И. Лысова [55], Я.Э. Малаховского [57], С.Н. Кожевникова [56, 59], А.А. Гафановича [63], И. Шрейтра [64], С.Н. Иванова [65], К.С. Тарханова [66], М.С. Эйдинова [67], Л.Н. Островерхова [68], Я.Е. Брика [69], В.А. Савельева [70], А.Х. Беркера [71] и др.
Вопросы статического решения задачи расчета на прочность элементов КШ НУС содержат рассмотрение расчетной схемы, определения усилий и реакций в элементах КШ при передаче крутящего момента и составления условий прочности и жесткости при деформациях сдвига, кручения и изгиба, которые представлены в работах [26, 28, 30, 32, 43, 54, 55, 57, 59, 64, 70,-71].
Исследования кинематики КШ позволили установить, что в одношар-нирной передаче при вращении ведущего вала с постоянной угловой скоростью, ведомый вал будет вращаться неравномерно с переменной угловой скоростью, при этом коэффициент неравномерности вращения является функцией угла излома. Кроме того, наличие больших вращающихся масс агрегатов, расположенных за КП (ведущий мост, колеса и др.), приводит к созданию значительного сопротивления и принуждает карданный вал воспринимать значительные динамические нагрузки, вызывающие усиленный износ деталей КШ и других агрегатов. В случае многошарнирных валов промежуточный вал вращается неравномерно, что не влияет на работу КП, поскольку этот вал обычно изготовляют из труб небольшого диаметра и динамически балансируют [27, 28, 34, 43, 54, 55, 57, 59, 63, 64, 66, 71, 540-544].
Динамические исследования КШ показали, что переменная скорость вращения ведомого вала одношарнирной передачи вызывает угловые ускорения и инерционные нагрузки элементов. Крутящий момент от инерционных сил резко возрастает с увеличением скорости вращения ведущего вала. В двух-и трехшарнирных КП при правильном расположении вилок и правильно подобранных углах излома ведомый вал вращается равномерно, так же как и ведущий вал, поэтому инерционный крутящий момент действует лишь на промежуточные валы передачи [28, 43, 54, 55, 57, 59, 64 - 69, 71, 545-548].
Академик В.П. Горячкин указывал, что разработка и совершенствование высокопроизводительных машин с минимальным весом возможны лишь на базе результатов исследования динамических процессов в системе «двигатель — машина — материал». В этой связи отмечаем, что характер динамической на-груженности АМТ СХТ определяется в основном неравномерностью работы двигателя, параметрическими колебаниями зубьев шестерен, деформациями рессорной подвески и неравномерностью работы движителя, которые приводят к возникновению крутильных и изгибных колебаний в КП [72, 96].
Характеристики режимов эксплуатации определяют по данным эксплуатационных режимов нагружения СХТ с учетом видов работ, интенсивности использования машин и силовой нагруженности отдельных элементов. Получению данных результатов посвящены работы В.А. Самсонова [24], А.И. Гришкевича [26, 89], Э.П. Флика [28, 73], В.Я. Аниловича [30, 90], Б.В. Гольда [33], И.С. Цитовича [47, 48], Н.Л. Островерхова [68], У.Б. Утемисова [74], С.А. Лапшина [75, 81, ПО], Л.В. Харазии [76], Б.В. Тверскова [77], О.П. Возненко [78], И.Ф: Дьякова [79], Г.М. Кутькова [80], И.И. Трепененкова [82], СП. Конта-нистова [83], Е.А. Зельцера [84], B.C. Николюк [85], Б.К. Балюк [86], Е.Г. Лобо-ды [87], В.В. Таболина [88], И.В. Каноника [91], И.Ш. Чернявского [92, 93, 102], А.А. Крейслера [94], М.И. Вайсмана [95, 97], Р.Ш. Хабатова [96], О.И. Поливае-ва [98], Т.П. Русадзе [99], З.А. Годжаева [100, 105], И.К. Александрова [101], В.П. Гребнева [103], С.С. Дмитриченко [104], A.M. Сигаева [106, 107], Н.Ф. Бочарова [108], М.И. Шагомяло [109], Л.М. Грошева [111] и др.
В результате анализа измерений динамических нагрузок в трансмиссиях тракторов, автомобилей и СХМ методами электротензометрирования и магнитной записи, а также расчетами динамических моделей, установлено, что основными источниками динамических нагрузок в МТ при установившихся нагрузках являются двигатель, КП и зубчатые зацепления, а также кинематическое несоответствие, обусловленное разницей в радиусах качения передних и задних колес [47, 48, 74, 75, 77, 81, 85, 86, 91, 92, 93, 96, 97, 102, 103].
Исследование надежности карданных передач и обоснование мероприятий повышения их долговечности
Основным сложным элементом КП являются КШ НУС, определяющим условием работоспособности, которых является долговечность ПУ (глава 1).
Применительно к карданным ПУ известны модели долговечности, используемые для расчета автомобильных КШ автомобилей МАЗ [26, 32], при расчете шарниров КП прокатных станов ВНИИМЕТМАШ [167, 190] и для расчета карданных валов СХМ ВИСХОМ [28, 44]. Обобщением данных моделей долговечности является зависимость
Анализируя данные зависимости, отмечаем, что на долговечность ПУ оказывают влияние, в порядке убывания значимости: 1) динамическая грузоподъемность ПУ, размерный фактор крестовины, крутящий момент и коэффициент динамичности; 2) режим нагружения - частота вращения и угол излома; 3) коэффициенты, учитывающие надежность, качество металла и условия эксплуатации.
В МТ отказ одного из элементов выводит из строя всю систему, как это имеет место при последовательном соединении элементов, поэтому при условии, что КШ является наиболее слабым элементом трансмиссии, его долговечность зависит от влияния конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов и может быть представлена зависимостью [407] гК (2.31) Г — гк г1 ти 1С Т ") где L ha, L ha, L ha долговечности КШ по конструктивному, технологическому и эксплуатационному факторам. По данным A.M. Сигаева доля каждого из параметров составляет: LKha=№...22 %, Z-r/w=18...44 %, ZAa=28.. .62 % [153].
Выражая частные составляющие долговечности L ha, L ha, L ha через параметры обобщенной модели долговечности получаем
Анализ формул (2.30) и (2.32) показывает, что, во-первых, наибольшее влияние на долговечность КШ оказывают повышение динамической грузоподъемности ПУ и снижение их нагруженности, т.к. данные параметры содержат показатель степени т, поэтому упомянутые параметры могут характеризовать способность КШ приспосабливаться к режиму нагружения в эксплуатации, при ПУ не чувствительных к радиальному, осевому и окружному зазорам, во-вторых, на точность расчетов долговечности ЮП влияет отсутствие учета динамического изменения угла излома в эксплуатации, а в-третьих, потенциал эксплуатационных мероприятий повышения долговечности велик, однако возможные мероприятия включают обеспечение нормального режима работы КП (параметры Тш„ К пи/ и учет условий эксплуатации (параметр а3), которые отработаны, а оценка мероприятий, связанных с проведением ТОР, отсутствует.
Интерпретируя зависимости (2.30), (2.31), (2.32) и факты, полученные при анализе конструкции и отказов КШ, приходим к толкованию физического смысла возможных мероприятий ТОР:
1) повышение точности расчетных моделей возможно путем учета влияния реального динамического изменения угла излома КШ в эксплуатации;
2) увеличение приспособленности к нагруженности и реализация самоустановки карданных ПУ в эксплуатации;
3) повышение безотказности КШ может быть реализовано резервированием ПУ, приспособленных обслуживающим мероприятиям в виде замены изношенных рабочих поверхностей на неизношенные;
4) избирательное энерго- и ресурсосберегающее восстановление геометрии поврежденных поверхностей шипов крестовин с последующим ТО;
5) осуществление постановки дополнительной ремонтной детали, выполненной в виде втулки из материала однородного материалу элементов игольчатого подшипника, с последующим ТО.
Оценка влияния динамического угла излома
Ориентирование на установочные (статические) углы излома КШ в трансмиссиях тракторов, автомобилей и СХМ, приводит к тому, что расчетные значения долговечности КШ оказываются заниженными, поскольку в реальной эксплуатации этот параметр подвержен динамическому изменению с определенной частотой и амплитудой.
В таком случае с целью уточнения модели долговечности серийных КШ с оценкой влияния динамического угла излома получаем формулу в виде ч = C-(H-LW) 1кш d C i С " С -5 (2.33) где Кр — коэффициент, учитывающий динамику изменения угла излома в КШ и равный величине отношение средней долговечности при динамическом угле излома к средней долговечности при статическом угле излома.
2.4.2 Повышение приспособленности к эксплуатационному нагружению
На основании представленных выше соображений математическая модель КШ с ПУ увеличенной динамической грузоподъемностью Соп при известном значении долговечности будет иметь следующий вид (2.34)
Так как динамическая грузоподъемность ПУ не зависит от режимов испытаний, а характеризует качество изготовления, то в эксплуатации величина Соп, рассчитанная по результатам ресурсных стендовых испытаний, остается неизменной.
Выразим величину коэффициента повышения долговечности через сравнение долговечности опытного и серийного КШ с учетом радиального зазора. При прочих равных условиях получим коэффициент KLh долговечности где Lim оп, L/ю, Con, С, &ноіь &нсср — долговечность, динамическая грузоподъемность и начальный радиальный зазор опытных и серийных ПУ.
Анализ модели коэффициента долговечности (2.35) показывает, что основным фактором, влияющим на увеличение грузоподъемности, является начальный радиальный зазор в ПУ, который при минимальном значении обеспечивает начальное взаимно параллельное положение роликов и шипа с целью реализации линейного контакта. Это состояние и; будет соответствовать достижению предельного увеличения динамической грузоподъемности ПУ.
Разработка ремонтопригодных карданных шарниров
Наличие разборных проушин дает возможность поддержать работоспособность шарнира за счет поворота подшипника относительно оси шипа на угол, определяемый формой полости проушин, без нарушения приработкихо-единения «шип крестовины — игольчатый подшипник», что в свою очередь позволяет ввести в рабочую область ПУ два из трех неизношенных элементов, при достижении определенного радиального зазора или наработки. Для проведения, экспериментальных исследований данной конструкции КШ были разработаны и изготовлены универсальные опытные крышки для подшипников, по зволяющие поворачивать и фиксировать последние с шагом 30 в процессе испытаний (рисунок 3.4).
Зона изнашивания шипов, как наиболее повреждаемого элемента ПУ, составляет порядка 120. Зона нагруженности тел качения роликового подшипника при наличии радиального зазора менее 180, а величина обоснованного в теоретической части эффективного угла поворота элементов ПУ выражается углом 127, что позволяет реализовать данный способ ТО.
С целью повышение ремонтопригодности крестовин предложен КШ (RU 2205304), в котором на шипы напрессованы втулки из материала с высокой твердостью поверхности (рисунок 3.5), при этом отверстие втулки и наружная поверхность шипа в поперечном сечении имеют форму выпуклого правильного многоугольника (рисунок 3.6) [441]. Шип 1 крестовины 2 сопряжен с отверстием втулки 3, при этом внутренняя дорожка качения игольчатого подшипника 4 образована наружной поверхностью втулки 3 (рисунки 3.5, 3.6).
Наличие поверхности сопряжения шипа и втулки, выполненной в поперечном сечении в форме выпуклого правильного многоугольника, дает возможность более полно использовать рабочую поверхность втулки путем установки ее на шипе с поворотом на угол, достаточный для замены изношенной рабочей поверхности втулки на неизношенную (приложение Г).
С целью повышения ремонтопригодности крестовины путем улучшения приспособленности к ремонтным воздействиям предложен КШ (RU 2220338), в котором втулки, напрессованные на шипы, выполнены с разрезом в направлении образующей цилиндрической поверхности (рисунок 3.7) [442]. Втулка может быть выполнена в виде витой цилиндрической пружины кручения с соприкасающимися витками и поперечным сечением в форме крута (рисунок 3.8) или выпуклого многоугольника (рисунок 3.9), при этом между витками витой цилиндрической пружины образуются канавки для удержания смазки. КШ содержит крестовину 1 с шипами 2, на которых установлены цилиндрические разрезные втулки 3 или втулки в виде цилиндрических пружин 4, расположенные в игольчатых подшипниках 5. Номинальный диаметр DHOM рабочей цилиндрической поверхности втулки удовлетворяет условиюDcp DH0M D1,гдеDcp — средний диаметр пружины, аД-наружный диаметр пружины. Площадь рабочей поверхности втулки значительно больше площади впадин между витками (приложение Г).
Применение цилиндрической разрезной втулки и втулки в виде витой цилиндрической пружины позволяет при сборке соединения «шип крестовины — втулка — игольчатый подшипник» создавать их предварительное напряженное состояние, которое способствует компенсации радиального зазора в соединении «втулка — игольчатый подшипник», обусловленного износом элементов ПУ в процессе эксплуатации КП [443].
Результаты исследования напряженно-деформированного состояния карданных подшипниковых узлов
Представленная методика позволяет обосновать конструктивно-технологические параметры соединения для разных .типоразмеров ПУ КШІ
На основании расчетов на прочность и жесткость устанавливаем минимальный допустимый диаметр dHC шипа и соответственно соединения 18;5 мм. Из формулы» (3.31) получаем, что толщина стенки втулки не должна быть меньше 1" мм, поэтому номинальный диаметр соединения равен с/„с 20 мм.
Для получения общего представления о характере изменения натяга в соединении «шип крестовины — втулка» произведем расчёты в принятом;диа-пазоне значений номинального» диаметра соединения при значении момента поворота втулки 20...90Им (рисунок 3.22).
При подборе посадок ограничим максимальный момент поворота втулки от усилия руки рабочего, с учетом малого плеча ключа, — не более 50 Н-м. Тогда, для диаметра 18,5 мм максимальный натяг должен быть, не более 26 мкм, для 19,25 мм - не более 28 мкм, а для 20;0,мм,— не более 34 мкм. С учетом условия(3.32) для всех вариантов номинального диаметра соединения при выборе посадки ограничимся наибольшим натягом не более 26 мкм. Данному значению натяга соответствуют посадки,среди которых Кб/кб [400].
С целью практической реализации постановки ремонтных, втулок из материала:высокойтвердости,для установленных параметров диаметра соеди нения и величин натяга необходимо определить усилие напрессовки втулки (3.26), значение увеличения диаметра втулки после напрессовки (3.28) и реализуемый момент поворота втулки на шипе (3.29).
В результате расчетов установлено, что для диапазона номинального диаметра соединения 18,05...20,0 мм, с учетом толщины втулки 1,00... 1,75 мм, для заданного натяга 0...26 мкм усилие напрессовки составляет 900... 1200 Н, момент поворота втулки составляет 45...50 Н-м, а увеличение ее диаметра после напрессовки-0,84... 12 мкм.
Опыт применения втулочных соединений с натягом, в различных отраслях машиностроения, показывает, что втулка и шип крестовины, представляют собой тонкостенные оболочки, поэтому кроме классического расчета посадки с натягом следует выполнить проверку устойчивости охватываемой и устанавливаемой деталей [458].
Для расчета принимаем следующие допущения: 1) расчет величины натяга в соединении проводим с использованием безмоментной теории оболочек; 2) напряжения, возникающие в оболочке, равномерно распределены по ее толщине, поэтому изгибом оболочки пренебрегаем; 3) срединные поверхности шипа крестовины и втулки являются цилиндрами; 4) давление в зоне контакта считается равномерно распределенным по длине соединения.
Величину натяга N, мм, определяем по формуле где E — модуль упругости материала деталей соединения; р - давление в контакте шипа и втулки; h,D- толщина и размер срединной поверхности детали соединения. Из условия обеспечения прочности деталей соединения величина максимального давления равна [400] 2[a]h rmax d (3.33) НС В формулу (3.33) вводят наименьшее значение произведений [ajh} или [(Т2І 2, где [a J и [aj - допускаемые напряжения в материале деталей.
Для максимального натяга из условия устойчивости рассматриваемой детали контактное давление определяем по теории Мизеса [458] кр CKV
Подставляя ркр в формулу (3.32) определяем максимальный натяг из формулы (3.34). В дальнейших расчетах принимается наименьшее значение, вычисленное из условия прочности деталей или из условия устойчивости деталей соединения. В качестве общих данных принимаем: =2-105 МПа, v=0,3, /=18,5 мм, dt=l,Q мм, df=22,0 мм, /ег;У=320 МПа, [az/=920 МПа. Остальные данные вычисляем и составляем варианты исследуемого соединения (таблица 3.3).
Анализ данных таблицы 3.3 показывает, что к шипу понятие «оболочка» не применимо, поэтому расчет на устойчивость проводим только для втулки. Результаты расчетов сводим в таблицу 3.4.
