АННОТАЦИЯ 2
ВВЕДЕНИЕ 5
1 СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА 6
1.1 Актуальность вопроса 6
1.2 Конструкция гусеничного движителя 7
1.2.1 Ведущие колеса 7
1.2.2 Направляющие колеса 8
1.2.3 Опорные катки 9
1.2.4 Поддерживающие катки 9
1.2.5 Амортизирующее устройство 9
1.2.6 Гусеничная цепь 10
1.3 Анализ существующих конструкций РМШ 15
1.3.1 Способ крепления резины к металлическим элементам шарнира 15
1.3.2 Параллельное и последовательное соединение резиновых элементов .... 17
1.3.3 Комбинированный РМШ 19
1.3.4 Конструкция РМШ работающая на сжатие 21
1.3.5 РМШ с ограничителем радиальной деформации 22
1.3.6 РМШ с резиновыми элементами сложной формы 26
1.4 Методы оценки работоспособности 33
1.4.1 Экспериментальный метод 33
1.4.2 Расчетный метод 34
2 КОНСТРУКТОРСКИЙ РАЗДЕЛ 37
2.1 Метод конечных элементов 37
2.2 Анализ и выбор программного комплекса 403.1 Анализ работоспособности конструкции 45
3.2 Создание конечно-элементной модели 46
3.3 Построение конечно-элементной сетки 50
3.4 Выбор материала 52
3.5 Режим сборки 54
3.5.1 Нагрузка при сборке РМШ 54
3.5.2 Напряжения при сборке РМШ 57
3.6 Режим кручения 61
3.6.1 Нагрузки при кручении 62
3.6.2 Напряжения при кручении 63
3.7 Исследовательская часть 65
3.7.1 Влияние формы РМШ на удельную энергию деформации 65
3.7.2 Влияние размеров РМШ на удельную энергию деформации 66
ЗАКЛЮЧЕНИЕ 70
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК 72
Гусеничные тракторы получили широкое распространение в связи с их низким удельным давлением на грунт и высокими тяговыми свойствами, они отличаются от колесных машин сложностью конструкции ходовой части и более высоким отношением массы трактора к его мощности. Около 1/5 массы трактора приходится на гусеничный движитель и подвеску.
Гусеничный движитель - сложная многомассовая механическая система, работающая в условиях абразивного износа, элементы которой испытывают динамические нагрузки. Эти обстоятельства обусловливают высокие требования к прочности гусеничного обвода и его рабочему ресурсу с одновременным снижением массы. Совершенствование тракторов, в частности сельскохозяйственных, в настоящее время идет в направлении повышения энергонасыщенности и роста рабочих скоростей. Это обстоятельство обусловливает повышение требований к прочности и долговечности гусеничного обвода, как наиболее нагруженного механизма ходовой части работающего в условиях абразивного износа, и в первую очередь шарнирных соединений звеньев гусеничной цепи.
Согласно ГОСТ 27.002-15, долговечность - это свойство объекта (детали, узла, машины) сохранять работоспособное состояние до наступления предельного состояния при установленной системе технического обслуживания и ремонта [1].
Основными техническими оценочными показателями долговечности являются ресурс и срок службы. При характеристике показателей следует указывать вид действия после наступления предельного состояния объекта (например, средний ресурс до капитального ремонта; гамма-процентный ресурс до среднего ремонта и т. д.). В случае окончательного снятия с эксплуатации объекта, обусловленного предельным состоянием, показатели долговечности называются: полный средний ресурс (срок службы), полный гамма-процентный ресурс (срок службы), полный назначенный ресурс (срок службы).
В ходе выпускной квалификационной работы проведен анализ существующих конструкций резинометаллических шарниров. Были рассмотрены их основные типы и способы соединения, достоинства и недостатки конструкций.
После проведенного анализа методов решения задач, я остановил свой выбор на методе конечных элементов. Этот метод позволяет рассматривать резиновые элементы различной геометрической формы и граничными условиями, связанными с конкретной конструкцией рассматриваемого узла гусеничного движителя.
Был проведен анализа существующих программ на базе МКЭ. На основании, которого, для дальнейших расчетов мною был выбран пакет ANSYS. В этой программе была построена конечно-элементная модель РМШ. Далее, на основании экспериментальных данных Коростелева, мною был произведен расчет напряжено-деформированного состояния резиновых элементов РМШ. По результатам которого можно сделать следующие выводы:
- удельная энергия деформации и касательные напряжения, вызванные сборкой, достигают максимальных значений в крайних точках соединения резинового элемента с поверхностью пальца и составляют соответственно 749 кДж/м3 и 1,49 МПа. Эти значения не превышают критических показателей разрушения данных материалов;
- эпюра давления в области контакта резинового элемента и поверхности проушины имеет характерные пики в зоне перехода боковой поверхности резинового элемента к поверхности внешнего диаметра, после этой зоны, смещаясь к крайним точкам контакта, давление резко падает;
- касательные напряжения в области контакта резинового элемента и поверхности проушины в крайних точках контакта сопоставимы с давлением резины на поверхность проушины и не превышают критических значений;- при динамическом закручивании резинового элемента РМШ области концентраций касательных напряжений Tro и тег располагаются в крайних точках соединения резинового элемента с поверхностью пальца и в крайних точках контакта резинового элемента с поверхностью проушины, т.е. в тех же областях где наблюдается концентрация удельной энергии деформации при кручении для упругой задачи.
Так же был исследован вопрос влияния удельной энергии деформации на шарниры разных форм и размеров. По результатам расчетов можно сделать следующие выводы:
- шарниры, имеющие резиновые элементы с сечением формы трапеции - более равномерно распределяют энергию и максимальное значение нагружения в критических токах у них ниже. Поэтому в дальнейших расчетах мы будем использовать именно этот вид РМШ;
- геометрические размеры резинового элемента шарнира напрямую влияют на долговечность РМШ. Шарниры, имеющие большую площадь сечения более равномерно распределяют нагрузку, чем шарниры такой же формы, но меньшей площадью сечения. Максимальная удельная энергия деформации в критических точках так же нижу в широких шарнирах.
