Актуальность темы. С целью обеспечения продовольственной безопасности России и удвоения национального ВВП научной сессией РАСХН разработана и одобрена в 2003 г. "Стратегия развития агропромышленного комплекса России на период до 2010 г.". Исходя из задач, поставленных перед агропромышленным комплексом, приоритетными являются направления формирования конкурентоспособного машинно-тракторного парка.

В настоящее время 85 % машинно-тракторного парка России находится за пределами срока амортизации. Решением проблемы поддержания работоспособности такой техники является повышение качества ее ремонта на основе разработки технологий и технических средств, обеспечивающих повышение ресурса отремонтированных агрегатов до 100 % новых изделий, при цене 50…70 % от новых.

Доминирующую роль в повышении надежности трансмиссий 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%. Опыт эксплуатации сельхозтехники по данным исследователей и производственников показал, что одним из недолговечных агрегатов механических трансмиссий являются карданные передачи с шарнирами неравных угловых скоростей. Следовательно, научные исследования, направленные на решение проблемы повышения надежности карданных передач тракторов, автомобилей и сельскохозяйственных машин, имеют важное народнохозяйственное значение.

Настоящие исследования проводились в рамках Федеральной целевой программы "Техника для продовольствия России на 2000 - 2006 гг." и "Стратегии развития технического сервиса АПК на период до 2010 г.".

Цель исследований - разработка теоретических основ, методов и технических средств, обеспечивающих повышение надежности карданных передач трансмиссий сельскохозяйственной техники.

Объект исследований. Процессы изнашивания, поддержания и восстановления работоспособности подшипниковых узлов шарниров карданных передач методами технического обслуживания и ремонта.

Предмет исследований. Долговечность подшипниковых узлов шарниров на основе изучения влияния факторов, определяющих надежность карданных передач 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.

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 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 приспособленность 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…1,88 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 раза при себестоимости изделий на уровне 70 % цены новых.

Реализация результатов исследований заключается во внедрении: маршрутно-операционного технологического процесса восстановления крестовин Н 051.03.060 способом постановки дополнительной ремонтной детали (RU 2232309) на ЗАО "Ремонтно-механический завод" (п. Волоконовка Белгородской области) и МСТОА АО "Евротехника" (г. Белгород); способа повышения надежности карданных передач (RU 2234008) в виде маршрутно-операционного технологического процесса для крестовин 150.36.013 и 4310-2205025-02 на ОАО "Томаровский АРЗ" (п. Томаровка Белгородской области); стендов для испытаний карданных передач (RU 2205377, RU 2134412) на производственной базе ОАО "Томаровский АРЗ" и ЗАО "Ремонтно-механический завод".

Опытные образцы шарниров карданных передач проходили эксплуатационную проверку в аграрных хозяйствах Белгородской области: ОПХ "Центральное" Белгородского района, ЗАО "Белагросахар" Яковлевского района, ОАО им. Генерала Ватутина Валуйского района и ЗАО "РусАгро - Победа" Вейделевского района. Результаты и методы исследований широко применяются в учебном процессе для студентов Белгородской ГСХА и Старооскольского ТИ (филиала) МИСиС.

Апробация. Основные положения и результаты исследований доложены, обсуждены и одобрены на: расширенных заседаниях кафедры общетехнических дисциплин Белгородской ГСХА (г. Белгород, 2008 гг.) и кафедры "Детали машин и ПТМ" ФГОУ ВПО МГАУ (г. Москва, 2008 гг.); международных научно-практических конференциях Белгородской ГСХА (г. Белгород, 1998 - 2008 г.), КГТУ (г. Кировоград, 1999 г.), ХНТУСХ (г. Харьков, 2001, 2002, 2003, 2004, 2006 гг.), Пензенской ГСХА (г. Пенза, 2002 г.), ОАО "КАМАЗ-Дизель" (г. Набережные Челны, 2003 г.), ИМЭ МГУ (г. Саранск, 2004 г.), ААИ России и МГТУ МАМИ (г. Москва, 2005 г.), Брянской ГСХА (г. Брянск, 2003, 2004, 2005 гг.), ЧГАУ (г. Челябинск, 2006, 2008 гг.), Орловского ГАУ (г. Орел, 2000, 2008 гг.), РГАЗУ (г. Москва, 2007 г.), Башкирского ГАУ (г. Уфа, 2007 г.), ГНУ ГОСНИТИ (г. Москва, 2007 г.), ФГОУ ВПО МГАУ (г. Москва, 2006, 2007, 2008 гг.) и др.

Модернизированный стенд и опытные экземпляры карданных шарниров (RU 2106548, RU 2075878) были представлены на областной выставке-презентации "Высшие и средние профессиональные учебные заведения: образование, наука и производство" (г. Белгород, 1998 г.), а шарниры (RU 2232309, RU 2238446) и стенд (RU 2205377, RU 2134412) были представлены на выставке Торгово-промышленной палаты "Малый и средний бизнес в деле возрождения России" (г. Белгород, 2005 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 38 научных работ, из них восемь в изданиях, рекомендованных ВАК; 12 патентов РФ на изобретение. Общий объем публикаций составляет 18 п. л., из них автору принадлежит 12 п. л.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, общих выводов, списка использованной литературы и приложений; содержит 341 страницу машинописного текста, 120 рисунков, 46 таблиц, библиографию из 554 наименований и 10 приложений.

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.

Содержание работы

Во введении кратко охарактеризована актуальность темы исследования, сформулированы основные положения, выносимые на защиту.

1 Состояние проблемы и задачи исследования

В АПК РФ номенклатура Системы машин для растениеводства содержит свыше 40 % техники с трансмиссиями, в которых для осуществления полного привода, привода технологических агрегатов и активных рабочих органов широко применяются карданные передачи (КП) с шарнирами на подшипниках качения.

В теории и практике повышения надежности сельскохозяйственной техники известны работы И.Г. Голубева, О.Н. Дидманидзе, М.Н. Ерохина, В.А. Евграфова, В.М. Кряжкова, О.А. Леонова, В.П. Лялякина, В.М. Михлина, Е.А. Пучина, А.В. Рославцева, А.Н. Скороходова, В.В. Стрельцова, И.А. Спицына, В.Я. Сковородина, Л.В. Тишкина, В.А. Шадричева и других ученых, в которых авторы определяют основные направления повышения надежности технических систем. Особо следует выделить работы, направленные на исследования надежности агрегатов и соединений трансмиссий и связанные с разработкой рациональных процессов технического обслуживания и ремонта, проводимые учеными МГАУ, РГАЗУ, ЧГАУ, ГОСНИТИ, НАМИ, ВИМ, РОСИНФОРМАГРОТЕХ и др.

Анализ нагруженности в эксплуатации по работам С.Н. Кожевникова, Я.Э. Малаховского, С.А. Лапшина, G. Wieland, Mazziotti и др., опыт эксплуатации по данным Р.В. Кугеля, Ф.Н. Тавлыбаева, Pasovarelli и др., данные МИС в работах В.М. Забродского, В.Г. Кухтова и др., изучение видов и причин отказов деталей по исследованиям О.Я. Заславского, В.А. Какуевицкого, Н.В. Родзевича и др., обзор данных по эксплуатационной надежности по работам А.М. Сигаева, У.Б. Утемисова, H. Dietz, W. Pampel и др., и стендовые испытания по результатам В.С. Вишнякова, А.М. Сигаева, Е.И. Соболева, Э.П. Флика и др. показали, что карданные передачи и их шарниры являются наименее долговечными и лимитируют надежность трансмиссий сельхозтехники.

Изучение моделей расчета долговечности карданных передач по работам А.А. Домбаян, В.А. Литвинова, А.М. Сигаева, Э.П. Флика, Cooney Charles и других ученых показывает, что в них не учтены факторы, связанные с модернизацией узла и проведением работ по техническому обслуживанию и ремонту.

В практике повышения надежности карданных передач сельхозтехники известны конструктивные мероприятия, описанные в трудах С.А. Лапшина, С.Н. Иванова, В.М. Щеброва, В.С. Вишнякова, О.Я. Заславского, Б.П. Свешникова, Е.И. Колкова, В.А. Литвинова и других исследователей, технологические способы, известные по работам Л.Н. Собенина, Л.В. Харазии, В.М. Жураковского, Б.А. Яхина, А.М. Смурова и других ученых, а также способы технического обслуживания и ремонта, известные по данным М.Г. Дегтярева, Ю.Н. Даллакян, В.Е. Канарчук, Н.В. Молодык, А.М. Сигаева, Ф.Н. Тавлыбаева и др.

В настоящее время на фоне спада работ конструктивного и технологического направлений возрастает значимость работ, связанных с поддержанием и восстановлением технического состояния карданных передач, поэтому совершенствование технологий и технических средств технического обслуживания и ремонта карданных передач является одним из наиболее перспективных направлений.

Способом объективной оценки мероприятий повышения надежности агрегатов трансмиссий сельхозтехники являются ресурсные стендовые испытания, что подтверждено исследованиями И.Н. Величкина, Н.И. Верещагина, Р.В. Кугеля, А.Г. Левшина, Ю.Н. Ломоносова, А.М. Сигаева, Х.А. Фасхиева и др.

В соответствии с поставленной целью в работе определены следующие основные задачи исследований:

? выполнить анализ эксплуатационной надежности карданных передач трансмиссий сельхозтехники, 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.

2. Теоретические методы исследования надежности карданных передач

трансмиссия карданная передача сельскохозяйственный

С целью решения задач исследований предложен комплекс мероприятий формирования и контроля, исследования и прогнозирования, которые обеспечивают повышение надежности карданных передач (рисунок 1). Мероприятия 1 уровня закладывают надежность технической системы и позволяют оценить совершенство и приспособленность конструкции к проведению обслуживающих и ремонтных работ, а мероприятия 2 уровня позволяют исследовать и реализовать в эксплуатации потенциальный ресурс агрегата, заложенный при проектировании.

2.1 Формирование надежности карданных передач

Структурно-морфологическое описание системы "Карданный шарнир" (КШ) выполнено на основе многовариантного системного структурирования и оценки приспособленности системы к мероприятиям технического обслуживания и ремонта. С учетом этого классический вариант КШ представляем как последовательное соединение четырех подшипниковых узлов (ПУ). При 90 % уровне надежности ПУ (Р_i=0,90) для вероятности безотказной работы (ВБР) шарнира имеем

, (1)

т.е. из партии 100 КШ около 65 будут работоспособны в течение срока службы.

Далее рассмотрим вариант структурирования системы путем последовательного соединения элементов подсистемы 1 уровня "Материал", включающей шипы крестовины (1), игольчатые ролики (2), стаканы подшипников (3), уплотнения радиальные (4), уплотнения осевые (5) и смазочный материал (6). Данные элементы являются более простыми изделиями в сравнении с ПУ, поэтому их ВБР можно обеспечить на более высоком уровне (по А.С. Проникову).

Принимая значение ВБР каждого элемента на уровне 0,99, получим в результате

, (2)

что свидетельствует о работоспособности 94 % изделий в течение срока службы.

Рисунок 1 - Содержание комплекса мероприятий

С учетом соотношения повреждаемости элементов карданных ПУ при ВБР КШ равной Р_КШ=0,656 следует, что величины ВБР элементов равны: Р₁=0,949, Р₂=0,932, Р₃=0,964 и Р₄=Р₅=Р₆=0,949.

В результате отказа КШ износу подвержена ограниченная часть рабочих поверхностей ПУ, поэтому при их замене путем поворота этих элементов и/или проведении профилактических мероприятий, например, промывки деталей и заправки свежей смазкой, получаем однократное облегченное резервирование, а с учетом радиального зазора - двукратное резервирование. Для мероприятий, связанных с заменой рабочих поверхностей и элементов ПУ, получаем Р_КШ в соответствии с видом резервирования и схемы технического обслуживания - 0,867, 0,898, 0,926 и 0,894, 0,937, 0,980. Это выше классического результата на 32, 37, 41 % и 36, 43, 49 %. При проведении мероприятий технического обслуживания серийный КШ реализует ресурс карданных ПУ в 1,3…1,5 раза выше.

Наличие в трансмиссиях сельхозтехники, например, шести КШ с 24 ПУ, приводит к тому, что ВБР варианта без резервирования убывает от 0,656 до 0,080, а для вариантов с однократным и двукратным резервированием убывает, соответственно, от 0,898 до 0,524 и от 0,937 до 0,677, что свидетельствует о повышении разницы между ВБР трансмиссии с резервированием и без до 6,6 и 8,5 раз.

2.2 Контроль надежности карданных передач

В производстве для подвижных соединений типа "Подшипниковый узел" замыкающими размерами являются радиальный, осевой и окружной (межроликовый) зазоры. Значения номинальных размеров элементов КШ, их предельные отклонения и значения допусков приняты по РД 37.001.665-96 и ГОСТ 13758-89.

Для оценки диапазона величин радиального, осевого и окружного зазоров в ПУ серийных КШ СХТ выполним оценку точности размерных цепей сборочной единицы по методу максимума-минимума и вероятностным методом.

На рисунке 2 представлены эскизы крестовины и ПУ в сборе, которые позволяют выявить составляющие звенья размерной цепи, где замыкающими звеньями являются радиальный G_r (а), осевой G_a (б) и окружной G_t (в) зазоры.

а) б) в)

Рисунок 2 - Эскизы крестовины КШ и ПУ в сборе

По данным рисунка 2 составлены плоские и линейные размерные цепи (рисунок 3), на которых указаны составляющие звенья размерных цепей зазоров.

Для радиального зазора получаем следующее выражение

, (3)

где G_rн=D₁-D₀ - начальный радиальный зазор в ПУ; Д_D=D₄-D₃ - начальный зазор в соединении "проушина - подшипник"; D₀, D₁, D₃, D₄ - геометрические параметры элементов КШ; Т₂, Т₃ - допуск соосности осей противоположных шипов крестовин и осей отверстий в вилках; Т₄ - допуск пересечения осей отверстий в вилках с осью центрирующей поверхности; Т₆ - допуск перпендикулярности оси двух противоположных шипов крестовины и оси двух других шипов.

С учетом особенностей осевой фиксации ПУ для осевого зазора получаем

, (4)

где G_ан^I=Н₂- (Н₀+2В₁+2В₃) - начальный осевой зазор в ПУ для типоразмера I; G_ан^{II, III}= (Н₁+2В₂) - (Н₀+2В₃) - начальный осевой зазор в ПУ для типоразмеров II, III; G_ан^IV-VIII=Н₂- (Н₀+2В₁) - начальный осевой зазор в ПУ для типоразмеров IV-VIII; Н₀, Н₁, Н₂, В₁, В₂, В₃ - геометрические параметры элементов КШ; Т₆, Т₇, Т₈ - допуск перпендикулярности оси двух противоположных шипов крестовины и оси двух других шипов, осей отверстий в вилках и оси центрирующей поверхности присоединительного фланца и торцов ушек вилок и общей оси отверстий ушек; Т_9Н0, Т_9Н1, Т_9Н2 - допуск отклонения оси симметрии размеров между торцами крестовины и опорных поверхностей вилок; Т₁₀ - допуск плоскостности торцов шипов крестовины и их общей оси.

50

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3 - Линейные размерные цепи зазоров G_r (а), G_а (б), G_t (в)

Для окружного (межроликового) зазора получаем следующую формулу

, (5)

где d₀, D₂, Z - геометрические параметры элементов ПУ; К'= (1+1/sin180є/Z) - поправочный коэффициент; С_D2, С_D1 - длина окружности по центрам роликов ПУ, расположенных на внутреннем диаметре стакана подшипника и при беззазорном расположении по окружности центров.

Расчетные величины зазоров необходимо сопоставить c нормальным значением [G_r] и допускаемыми значениями [G_a] и [G_t] зазоров

, , . (6)

Рисунок 4 - Значения радиального зазора

Оценка точности размерных цепей зазоров (рисунки 4, 5,6) выполнена для мелкосерийного производства, при неотлаженном процессе обработки, изношенном оборудовании и нежестких приспособлениях.

Для радиального зазора (рисунок 4), вычисленного по вероятностному методу и методу на max-min, для типоразмеров КШ, кроме IV и V, условие (6) выполняется, при этом большая часть поля допуска G_r расположена в зоне больших зазоров и натяга.

Для осевого зазора по двум методам расчета (рисунок 5) видно полное выполнение условия (6) для II типоразмера, а для остальных - частично, с расположением допуска G_a в зоне существенного натяга. Для окружного зазора (рисунок 6) выполнение условия (6) отмечено в I, III и VIII типоразмерах, и частичное выполнение для остальных типоразмеров.

Рисунок 5 - Значения осевого зазора

Рисунок 6 - Значения окружного зазора

Наибольшее влияние на величины зазоров оказывают геометрические размеры ПУ, а также допуски на пересечение осей вилок и перпендикулярность осей шипов, отклонение осей симметрии крестовины и вилок, значит необходимо повышать контроль при изготовлении деталей КШ, так как наличие увеличенного зазора и существенного натяга в ПУ приводит к неравномерности распределения нагрузки и начальному повреждению поверхностей при сборке.

2.3 Исследование надежности карданных передач и обоснование мероприятий повышения их долговечности

Долговечность L_ha шарниров КП по критерию контактной усталости имеет вид

, (7)

где

A - коэффициент; n - частота вращения, мин^-1; в - угол излома КШ, град; ?_H - измеренный радиальный зазор в ПУ, мкм; C - динамическая грузоподъемность ПУ, Н; (H-L_W) - геометрический фактор шарнира, м; Т_КШ - крутящий момент, Н·м; K_d - коэффициент динамичности; m - показатель степени; а₁, а₂, а₃ - коэффициенты надежности, материала и условий эксплуатации.

С другой стороны, долговечность L_ha шарниров КП зависит от влияния конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов

(8)

где L^К_ha, L^Т_ha, L^Э_ha - долговечности КШ по рассматриваемым факторам.

Выражая частные составляющие долговечности L^К_ha, L^Т_ha, L^Э_ha получаем

(9)

Анализ формул (7) и (9) позволяет выделить следующие направления повышения долговечности КП: учет влияния динамического угла излома КШ в эксплуатации, повышение приспособленности карданных ПУ к нагруженности в эксплуатации и повышение безотказности и ремонтопригодности КШ с применением мероприятий технического обслуживания и ремонта (ТОР).

Уточненная модель долговечности серийных КШ с учетом коэффициента влияния динамического угла излома имеет вид

, (10)

где К_в - коэффициент, учитывающий изменение угла излома в КШ и равный величине отношения средней долговечности при динамическом и статическом углах излома.

Математическая модель КШ с ПУ увеличенной динамической грузоподъемности С_Оп будет иметь следующий вид

. (11)

Так как динамическая грузоподъемность ПУ не зависит от режимов испытаний, а характеризует качество изготовления, то в эксплуатации величина С_Оп, полученная по результатам стендовых испытаний, остается неизменной.

Коэффициент повышения долговечности K_Lh КШ вычисляем по формуле

, (12)

где L_ha^Cоп, L_ha, С_Оп, С, ?_НОп, ?_Нсер - долговечность, динамическая грузоподъемность и измеренный начальный радиальный зазор опытных и серийных ПУ.

Увеличение значения динамической грузоподъемности ПУ до предельного возможно лишь при минимизации начального радиального зазора.

Изнашивание ограниченной части элементов ПУ обуславливает повышение долговечности КШ путем более полного использования рабочей поверхности их ПУ. Модель долговечности такого ремонтопригодного КШ имеет вид

, (13)

где К_ИР - коэффициент использования ресурса, учитывающий долю разрушенной поверхности шипов, игольчатых роликов или стаканов ПУ.

Наиболее эффективным является проведение одновременной замены рабочих поверхностей всех элементов ПУ без проведения их разборки, тогда коэффициент К_ИР равен отношению долговечности L_ha серийного КШ к суммарной долговечности КШ до L^Д_ha и после L^П_ha осуществления замены

. (14)

В результате эксплуатационных и стендовых наблюдений установлено, что в серийных ПУ КШ реализуется лишь 30…60 % их потенциального ресурса.

Суммарный ресурс КШ в результате применения способа повышения долговечности равен L_h, тогда рассмотрим суммарный ресурс для трех частных случаев:

1) серийный КШ без ТО;

2) серийный КШ с выполнением способа ТО путем поворота крестовины и подшипников;

3) опытный КШ, приспособленный к последовательному выполнению мероприятий ТОР.

Для серийного КШ суммарный ресурс с учетом формулы (7) равен

. (15)

Применительно к способу увеличения долговечности при ремонте путем восстановления крестовины или ТО за счет замены рабочих поверхностей ПУ и смены смазки, т.е. однократным воздействием, долговечность КШ равна

, (16)

где k₁, k_1р, k_1ТО - коэффициенты увеличения долговечности при ремонте или ТО.

Для КШ, приспособленного к последовательному применению мероприятий ТОР, суммарная долговечность при однократном применении воздействий равна

, (17)

Рисунок 7 - Ресурс КШ

где k_1р - коэффициент увеличения долговечности за счет ремонтного воздействия; k_2ТО - коэффициент увеличения долговечности за счет ТО (рисунок 7).

Анализ рисунка 7 показывает, что совместным применением мероприятий ремонта и ТО можно наиболее существенно увеличить долговечность КШ.

2.4 Прогнозирование надежности карданных передач в эксплуатации

Методика прогнозирования надежности КП сельхозтехники разработана на основе метода Монте-Карло. Сопоставление долговечности опытного и серийного КШ позволяет установить коэффициент повышения долговечности

, (18)

где - коэффициенты долговечности по среднему и г-% ресурсу; - средний и г-% ресурс опытного КШ; - средний и г-% ресурс серийного КШ.

Для оценки конкурентоспособности мероприятий повышения надежности КП на основе способов ТОР, в условиях многокритериальной оценки, используем интегральный критерий - коэффициент К_К конкурентоспособности

, (19)

(20)

где S_p - площадь радара; S_i - общая площадь оценочной фигуры; Х_i, Y_i - координаты вершин радара; n - число оценочных показателей изделия (показатели рациональности, экономической целесообразности и эффективности способов ТОР).

При оценке конкурентоспособности отремонтированного изделия показателям качества и цене придают разный вес, поэтому конкурентоспособность изделия количественно можно рассчитать с учетом фактора предпочтений

, (21)

где Ц_фi, Ц_maxф - фактическая цена i-го изделия и максимальное значение цены сравниваемых изделий; - значимость цены изделия для покупателя (0?л?1).

3 Совершенствование карданных передач энергонасыщенной сельскохозяйственной техники

Основные тенденции совершенствования КП направлены на снижение неравномерности распределения нагрузки в ПУ, более полное использование ресурса ПУ и повышение приспособленности КШ к мероприятиям ТОР.

Следствием неравномерности распределения нагрузки в ПУ является возникновение явления перекоса их элементов, что существенно снижает ресурс КШ.

Выражение угла перекоса и, рад, осей шипа и подшипника имеет вид

, (22)

где и_Gr, и_еf, и_Н, и_Y, и_Х - углы перекоса элементов от радиального зазора, упругого прогиба шипа, упругих контактных деформаций элементов соединения "шип - ролик - стакан", изгиба и скручивания проушины вилки, рад (рисунок 8).

а - от радиального зазора; б - от упругого прогиба шипа; в - от упругих контактных деформаций элементов соединения "шип - ролик - стакан"; г - от упругого изгиба проушины вилки; д - при "опрокидовании" подшипника; е - при "самоустановке" подшипника

Рисунок 8 - Графическая иллюстрация перекоса элементов ПУ КШ

Угол перекоса от радиального зазора и_Gr в ПУ определяем по формуле

, (23)

где G_rСр, G_r1, G_r2 - среднее и начальные значения радиального зазора в ПУ КШ, м; R=Н/2 - расстояние от торца шипа до центра крестовины Н, м.

Угол перекоса оси шипов крестовины и_еf определяем по зависимости

, (24)

где F_r - радиальная сила ПУ, Н; L - разность длины шипа и половины длины ролика, м; Е - модуль упругости, МПа; I - момент инерции сечения шипа, м⁴.

Угол перекоса и_Н осей элементов ПУ от упругих контактных деформаций элементов д_Н соединения "шип - ролик - стакан" равен

. (25)

Для определения прогиба проушины д_Y карданной вилки, определяющего угол перекоса оси стакана и_Y, принимаем расчетную схему бруса переменной жесткости, нагруженного радиальной силой F_r. Тогда угол перекоса и_Y оси стакана определяем по геометрической формуле

, (26)

где L₁, L₂ - длина участков проушины вилки с отверстием и без, м; I_Z1, I_Z2 - осевой момент инерции сечений проушины, м⁴.

Угол перекоса и_Х оси стакана подшипника в результате скручивания проушины вилки, в виде бруса переменной жесткости, определяем по формуле

, (27)

где а - плечо радиальной силы, создающей крутящий момент, м; I_К1, I_К2 - момент инерции кручения сечений проушины, м⁴; G - модуль сдвига, МПа.

Итоговое выражение угла перекоса и, рад, осей шипа и подшипника имеет вид

. (28)

Расчет выполняем на примере КШ VII типоразмера с подшипниками №804707К4С10 для стендового и эксплуатационного режимов нагружения ПУ, расположенных в двух вилках - серийной и опытной по RU 2106548.

Наибольшее влияние на общий угол перекоса элементов ПУ оказывают деформация кручения проушин вилок и радиальный зазор в ПУ. Угол перекоса осей ПУ опытной вилки по сравнению с серийной уменьшается в 5,0…7,4 раз.

С учетом геометрической связи угла перекоса и с упругими контактными деформациями д_Н эффективную длину контакта L_Wэф в ПУ определяем как

. (29)

По принятым исходным данным получаем:

1) для серийной вилки при эксплуатационном режиме нагружения L_Wэф=1,39 мм, при стендовом - L_Wэф=1,81 мм;

2) для опытной вилки при эксплуатационном режиме нагружения - L_Wэф=10,3 мм, при стендовом - L_Wэф=9,04 мм. Следовательно, динамическая грузоподъемность реальных ПУ с радиальным зазором зависит от параметра L_Wэф

. (30)

В этом случае динамическая грузоподъемность опытных ПУ в 2,3…17 раз больше серийных ПУ. Доведение величины динамической грузоподъемности ПУ до потенциальной возможно при реализации полного линейного контакта.

Для устранения перекоса в ПУ путем реализации линейного контакта их элементов, предложен КШ RU 2106548 (рисунок 9), который содержит вилки 1, 2 и крестовину 3; вилки 1 и 2 имеют фланцы 4 и 5, к которым посредством гаек 6 крепятся проушины 7 и 8; каждый шип 9 крестовины 3 установлен в проушинах 7 и 8 посредством подшипника с роликами 10 в стакане 11. Наличие оси поворота проушин вилки обеспечивает более равномерное распределение нагрузки в ПУ.

С целью повышения ремонтопригодности предложен КШ RU 2075878 (рисунок 10), который содержит вилки 1 и 2, крестовину 6 и игольчатые подшипники 5; проушины 3 и 4 вилок 1 и 2 выполнены разборными, а их полости в сечении плоскостью, перпендикулярной оси отверстий, имеют форму выпуклого правильного многоугольника с четным числом сторон; наружная поверхность стакана сопряжена с полостями проушин. Наличие разборных проушин позволяет повысить долговечность КШ за счет поворота подшипника относительно оси шипа на угол, определяемый формой полости проушин, без нарушения приработки ПУ. Это позволяет при определенной наработке провести полную замену рабочих поверхностей ПУ путем поворота крестовины в сборе относительно ее центра на 90° без разборки.

Рисунок 9 - Схема КШ RU 2106548

Рисунок 10 - Схема КШ RU 2075878

С целью повышение надежности КП мероприятиями ТОР предложен способ замены рабочих поверхностей соединений "шип крестовины - игольчатый подшипник" (RU 2234008). Способ включает разборку, очистку, промывку и заправку смазкой ПУ, установку крестовины с поворотом на 90° по оси ее вращения относительно вилок, а также поворот каждого игольчатого подшипника на 180° относительно шипа крестовины. Поворот упомянутых элементов ПУ осуществляют при наработке 0,8…0,9 от расчетной, перед этим для восстановления радиального зазора в соединениях КШ выполняют восстановление изношенной части рабочих поверхностей ПУ до номинального размера (рисунок 11), любым способом нанесения слоя металла. Восстановление только изношенной части рабочей поверхности элементов приводит к снижению затрат труда и материальных ресурсов.

1 - шип крестовины; 2 - подшипник; А - зона изнашивания подшипника; Б - зона изнашивания шипа; I-I - плоскость действия силы F_r; II-II - плоскость начального зазора

Рисунок 11 - Схема изнашивания ПУ

1 - крестовина; 2 - шип; 3 - втулка; 4 - игольчатые ролики; 5 - корпус подшипника; 6, 7 - отверстия; 8 - уплотнение; 9 - крышка; 10 - винт; 11, 12 - вилки

Рисунок 12 - Схема КШ RU 2232309

С целью повышения эффективности мероприятий ТОР предложен КШ (рисунок 12) и способ его ТО (RU 2232309). Втулка шипа крестовины КШ выполнена в виде стакана и установлена основанием вверх, при этом в основании корпуса подшипника и втулки выполнены центральные соосные отверстия в виде правильного выпуклого многоугольника.

Способ ТО КШ включает частичную разборку КШ, замену изношенных поверхностей на неизношенные проводят дифференцированно для ПУ путем поворота подшипника и втулки посредством соосных отверстий в их основаниях.

Выполним обоснование и подбор отклонений размеров и натягов N_min и N_max в соединении "шип крестовины - втулка" (рисунок 13) по условию

, . (31)

Т_П - момент поворота втулки на шипе, Н·м; R_П - усилие сборки соединения, Н; p - удельное давление на контактных поверхностях соединения, Н/м²; l - длина контакта поверхностей соединения, м; d₁, d_нс, d₂ - внутренний диаметр шипа, номинальный диаметр соединения и наружный диаметр втулки, м; D₁, D₂ - диаметры срединных поверхностей деталей, м

Рисунок 13 - Схема соединения "шип - втулка"

Величину минимального допустимого натяга определяем по формуле

, (32)

где N'_min - наименьший расчетный натяг, м; г_Ш - поправка на смятие контактных поверхностей, м; г_t - температурная поправка, учитывающая различие температур деталей и сборки, м; С₁, С₂ - коэффициенты Лямэ; f - коэффициент трения; Е - модуль упругости, МПа; з - коэффициент смятия шероховатости поверхности; R_aD, R_ad - параметры шероховатости поверхностей, м; б_t - коэффициент линейного температурного расширения, град^-1; Дt_d=t_d-20°C, Дt_D=t_D-20°C - изменение рабочей температуры t_d шипа и стакана t_D подшипника по сравнению с условиями сборки, град.

Величину максимального допустимого натяга определяем по формуле

, (33)

где N'_max - наибольший расчетный натяг, м; у_У1 - предел текучести шипа, МПа.

Необходимое усилие при сборке соединения R_П, Н, равно

, (34)

где f_П= (1,15…1, 20) f - коэффициент трения при сборке.

Момент, необходимый для поворота втулки на шипе, равен

, (35)

где N_min - минимальный натяг в соединении, м.

Толщина тонкостенной втулки определяется из условия прочности

, (36)

где д - толщина стенки втулки, м; p=p_max - удельное внутренне давление в соединении, Н/м²; [у] - допускаемое напряжение, МПа.

Изменение наружного диаметра втулки после посадки л₂, м, равно

. (37)

При подборе посадок максимальный момент поворота втулки принимаем не более 50 Н·м, тогда для диаметра соединения 18,5…20,0 мм максимальный натяг должен быть не более 26 мкм.

В результате расчетов на примере КШ с подшипниками № 804704 установлено, что для диаметра соединения 18,05…20,0 мм при толщине втулки 1,00…1,75 мм и натяге 0…26 мкм усилие напрессовки составляет 900…1200 Н, момент поворота втулки - 45…50 Н·м, а увеличение ее диаметра после напрессовки - 0,84…12 мкм. Проверка устойчивости охватываемой и устанавливаемой деталей показывает, что при данных соотношениях размеров деталей соединения "шип крестовины - втулка", максимальный натяг, полученный из условия прочности втулки, принимаем в качестве окончательного.

4 Методы экспериментальной оценки надежности карданных передач

Оценку технического состояния КШ проводили по параметрам износа рабочих поверхностей шипов крестовин, подшипников и роликов. Для контроля размеров шипов крестовин применяли микрометры МК 0-25 ГОСТ 6507-90 и МК 75-100 ГОСТ 6507-90, подшипников - приспособление с индикатором часового типа ИЧ МН-10 ГОСТ 577-68 для измерения радиального зазора на эталонном шипе, комплекта роликов применяли лабораторные весы ВЛКТ - 500 - М ГОСТ 19491-74.

Оптико-поляризационные исследования проводили на прозрачных моделях соединения "шип крестовины - подшипник", при различных вариантах нагружения, в зоне контакта шипа и наиболее нагруженного ролика, на оптической установке VEB-300. В установке размещали нагрузочное приспособление с моделями, производили нагружение до получения четкого изображения интерференционной картины (линий изохром) и фиксировали интерференционную картину.

Объектом статических испытаний с информационным элементом являлся КШ VII типоразмера с подшипниками № 804707К4С10 с серийной и опытной (RU 2106548) вилками. Методика статических испытаний заключалась в следующем: в промытые подшипники вкладывали металлические полоски по ГОСТ 2284-79 в виде цилиндра, подшипники устанавливали на прошлифованные шипы крестовины и измеряли радиальный зазор в ПУ, собранный шарнир устанавливали в силовой контур стенда и нагружали крутящим моментом с временной выдержкой, после разгрузки шарнир демонтировали и извлекали из ПУ металлические полоски с "информацией" - отпечатками. Далее с применением микроскопа МПБ-2 определяли средние значения максимальной длины отпечатков игольчатых роликов в зоне наиболее нагруженного ролика и суммарной длины отпечатков роликов в каждом ПУ.

Объектом статических исследований работоспособности соединения "шип крестовины - втулка" являлся КШ IV типоразмера с подшипниками № 804704 и крестовиной с втулками (RU 2232309). Экспериментальное определение усилия напрессовки втулки на шип крестовины при сборке соединения проводили на машине Р-5, а момента поворота втулки на шипе использовали машину КМ-50-1. В процессе испытаний фиксировали усилие напрессовки и перемещение втулки, крутящий момент и угол закручивания, а также диаграммы процессов.

На основании расчетного и экспериментально-статистического методов установлены значения режимов нагружения КШ VII типоразмера, применяемых в МТ КСК-100А, К-700А+ПРТ-16М, Т-150К, КамАЗ-53212 и др., и IV типоразмера, применяемых в МТ ГАЗ-53А, МТЗ-82+РОУ-6 и др. Анализ уровней нагружения КШ позволил принять следующие значения режимов стендовых испытаний:

1) для VII типоразмера - T_КШ=2,0 кН·м, n=1000 мин^-1, в_г=10,5±1,5°, в_в=±1,5°, н=1 Гц;

2) для IV типоразмера - T_КШ=600 Н·м, n=1000 мин^-1, в=9°. Принятые режимы наиболее близки к режимам граничных испытаний.

Продолжительность ресурсных стендовых испытаний по критерию контактной усталости определяем на основании математической модели (10).

Для проведения стендовых ресурсных испытаний шарниров КП используем модернизированный стенд (рисунок 14), который содержит станину 1, электродвигатель 2, упругую муфту 3, неподвижную опору 4 и вал 5, ведущую вилку-фланец 6, крестовину 7 с игольчатыми подшипниками и ведомую вилку-фланец 8, кольцевую крестовину 9 с игольчатыми подшипниками, ведущую 10 и ведомую 11 вилки, полый торсионный вал 12, с тензометрическим звеном, рычаги 13 и резьбовые стяжки 14 с упругими элементами, вертикальную 15 и горизонтальную 16 рамки с указателями угла излома, шлицевой вал 17 и опору 18, кривошипно-шатунный механизм 19, редуктор 20 и мотор-редуктор 21.

Общий вид стенда представлен на рисунке 15.

Рисунок 14 - Схема стенда

Рисунок 15 - Общий вид стенда

Для испытаний КП разработан стенд (рисунок 16) с технологической передачей в виде зубчатого редуктора (RU 2134412, RU 2205377). Стенд содержит электродвигатель 1, упругую муфту 2, вал 3 в опоре 4, коническое колесо 5, жестко закрепленное на валу 3 и входящее в зацепление с коническим колесом 6, нагружающую муфту 7, которая соединена с коническим колесом 6 и валом 8, испытываемую КП 9, соединенную с зубчатым колесом 5 и валом 8 (рисунок 17).

Рисунок 16 - Схема стенда для испытания КП

Рисунок 17 - Общий вид стенда

Момент прекращения испытаний фиксируем по повышению температуры в ПУ на ?Т=3.6°С (?Т=5…10°С) и параметров вибрации на ?V_У=?A_У=3.6 дБ. В процессе испытаний КШ фиксируют: крутящий момент, параметры вибрации, частоту вращения, угол излома, температуру в ПУ, продолжительность испытаний, износ ПУ путем измерения радиального зазора в шарнире.

Для оценки ресурса при 80 % доверительной вероятности с 20 % относительной погрешностью на стенде необходимо испытать не менее восьми ПУ.

5 Экспериментальные исследования мероприятий повышения надежности карданных передач

Проявления отказа КШ изучали по выборке крестовин V типоразмера в сборе с подшипниками № 804805К5. Отказы элементов КШ представлены повреждениями цилиндрической (усталостное выкрашивание и фреттинг-износ - 53,4 %) и торцевой (задиры - 41,7 %) поверхностей шипов и донышка (задиры - 26,7 %) подшипников. Оценка износов элементов КШ IV типоразмера с подшипниками № 804704К5 показала, что случайное распределение величин износов шипов, крестовин по торцам, подшипников и роликов подчиняется теоретическому закону распределения Вейбулла. Количество деталей, пригодных к эксплуатации, составляет: по износу поверхности шипа - 72%; по износу торцов шипов - 55%; по износу игольчатых подшипников - 61%. Вероятность возникновения дефектов крестовин и ПУ составляет 0,60 и 0,76.

Напряженное состояние модели ПУ в продольной плоскости для е=0 (серийный вариант), характеризуется неравномерностью распределения напряжений в модели шипа под моделью ролика с наличием четко выраженного краевого эффекта в контакте у торца шипа и игольчатого ролика. Благоприятным является вариант нагружения e=+1 (опытный) со смещением радиальной нагрузки в направлении основания шипа крестовины примерно на 0,1…0,2 длины контакта.

При статических испытаниях КШ исследовали влияние кодированных факторов положения оси поворота е, мм, проушины опытной вилки (X₁), крутящего момента T, кHм, (X₂) и радиального зазора в ПУ крестовины Д_i и шарнире Д_ш, мкм, (X₃), на параметры оптимизации функции отклика, а именно суммарную длину УL_i, мм, отпечатков роликов в ПУ (Y₁), длину L_Qmax, мм, отпечатка под наиболее нагруженным роликом (Y₂), при условиях оптимизации УL_i>max и L_Qmax>max. После обработки результатов при фиксировании величины радиального зазора (фактор X₃) окончательно получили следующие регрессионные уравнения:

при Х₃ (Д_i) =53.77 мкм

, (38)

; (39)

при Х₃ (Д_Ш) =-23.262 мкм

, (40)

. (41)

Графическая интерпретация уравнений (рисунки 18, 19) позволяет, например, для КШ комбайна КСК-100А, при нагружении T_кш=1410 Н·м и зазорах ?_ш=-23.262 и ?_i=53.77 мкм по зависимости УL_i=f (e,T) определить параметр e графическим методом, как показано на рисунке 18. Аналогично выполняется определение параметра е по рисунку 19 по зависимости L_Qmax=f (е, Т) при ?_ш=-23.262 и ?_i=53.77 мкм. Таким образом, что для диапазона нагруженности шарниров КП по моменту T_кш=1120.1410 Н·м среднее значение параметра составляет e?+3,75 мм.

При статических испытаниях опытного соединения "шип крестовины - втулка" исследовали влияние кодированных факторов номинального диаметра d_НС, мм, соединения (Х₁) и натяга N, мкм, в соединении (Х₂) на параметры оптимизации функции отклика, а именно наибольшее усилие R_Пmax, Н, напрессовки (Y₁) и минимальный момент Т_Пmin, Н·м, поворота (Y₂), при условиях оптимизации R_Пmax>min и Т_Пmin>max.

В результате регрессионного анализа получены регрессионные модели

, (42)

. (43)

а)

б)

Рисунок 18 - Зависимость УL_i=f (e,T) для радиального зазора в КШ ?_ш=-23.262 мкм (а) и в ПУ ?_i=53.77 мкм (б)

а)

б)

Рисунок 19 - Зависимость L_Qmax=f (е, Т) для радиального зазора в КШ ?_ш=-23.262 мкм (а) и в ПУ ?_i=53.77 мкм (б)

Для изучения полученных моделей построены трехмерные зависимости в раскодированных обозначениях R_П=f (d_НС, N) и Т_П=f (d_НС, N) (рисунки 20, 21). Полученные поверхности относятся к поверхностям второго порядка типа минимакса. Таким образом, для определения оптимальных значений факторов необходимо из максимальных значений усилия напрессовки принять минимальное, а из минимальных значений момента поворота - максимальное.

Рисунок 20 - Зависимость R_П=f (d_НС, N)

Рисунок 21 - Зависимость Т_П=f (d_НС, N)

Исследование уравнений (42) и (43) на экстремум и анализ плоских сечений трехмерный зависимостей по рисункам 20 и 21 позволяют принять следующие оптимальные значения натяга N=6,8.17,1 мкм и диаметра d_НС=19,6.19,8 мм, при которых усилие напрессовки и момент поворота не превышают R_П=1100 Н и Т_П=46 Н·м.

Оценку влияния динамического изменения угла излома шарнира на ресурс КШ проводили расчетно-экспериментальным методом по сравниваемым вариантам нагружения:

1) расчет при угле излома в_st=10,5є;

2) расчет при в_st=12є;

3) результаты испытаний серийных ПУ при угле излома в_d=10,5±1,5є.

Отношение средней предельной наработки при в_st=12є к аналогичному показателю при в_d=10,5±1,5є равно 1,065, а отношение средней предельной наработки при в_st=10,5є к аналогичному показателю при в_d=10,5±1,5є - 1,22. Таким образом, при динамическом угле излома долговечность шарнира снижается на 6,5 и 21,8 %, в соответствии с режимами. Измерение параметров вибронагруженности КШ показало, что амплитуда изменения значений виброскорости и виброускорений при динамическом изменении угла излома увеличивается на опоре 4 (рисунок 15) - на А=10,1 дБ (14,3 %) и V=5,5 дБ (3,7%), на опоре 18 - на А=10,4 дБ (11,9 %) и V=8,0 дБ (5 %).

Для экспериментальной оценки повышения долговечности КШ путем улучшения их приспособленности к эксплуатационному нагружению были проведены ресурсные стендовые испытания конструкции КШ VII типоразмера с поворачивающимися проушинами при e?+3,75 мм (RU 2106548). Испытаниям подвергали КШ, содержащий крестовину в сборе, ПУ № 1 и № 3 которой находились в проушинах серийной вилки, а № 2 и № 4 - опытной вилки. Коэффициент повышения долговечности составляет K_Lh=1,28 для значений начального радиального зазора ?_н=44.121 мкм. По средней наработке на отказ серийных ПУ определяем динамическую грузоподъемность ПУ при K_в=1,065 и получаем C_сер=40,0 кН. При известных значениях радиального зазора в серийных и опытных испытанных ПУ ?_Нсер и ?_Ноп получаем для сравниваемых пар ПУ C_Оп=43,4.44,1 кН, что на 7,8.9,3 % больше грузоподъемности серийного ПУ.