Разработка гусеничного контейнеровоза полной массой 50 тонн

Алексей Тараторкин

Разработка гусеничного контейнеровоза полной массой 50 тонн

В ходе выполнения ВКР выполнен обзор современных гусеничных транспортёров. В конструкторской части ВКР спроектирована конструктивно-компоновочная схема гусеничной машины, произведён расчет и спроектированы бортовой редуктор и блок подвески, выбран силовой агрегат. В научно-исследовательской части ВКР проведено исследование процесса тепловыделения в гидравлическом амортизаторе БГМ в среде программирования MATLAB Simulink на основе разработанной блок-схемы математической модели части подвески БГМ. В работе проведены результаты теоретического и экспериментального исследования тепловой напряжённости шин опорных катков. Проанализирована существующая методика расчета тепловой напряжённости шин опорных катков и обнаружены явления, не учитываемые в данной методике, но оказывающие существенное влияние на изменение температуры внутренних слоев массивных шин быстроходных гусеничных машин. Анализ экспериментальных данных и литературных источников позволили выдвинуть гипотезу о возникновении параметрического резонанса, что усугубляет температурную напряженность шин опорных катков вследствие действия при движении по твердым грунтам дополнительной, не учитываемой ранее, динамической нагрузкой.

Машиностроение

Дипломы

Вуз: Московский государственный технический университет имени НЭ Баумана (МГТУ им. НЭ Баумана)

ID: 60dcf23fe4dde5000191fadb

UUID: b9e8a2f0-bc21-0139-3879-0242ac180005

Язык: Русский

Опубликовано: около 3 лет назад

Просмотры: 20

10.4

Алексей Тараторкин

Московский государственный технический университет имени НЭ Баумана (МГТУ им. НЭ Баумана)

Комментировать 0

Рецензировать 0

Скачать - 3,5 МБ

Поделиться работой

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Московский государственный технический университет имени Н.Э. Баумана (национальный исследовательский университет)» (МГТУ им. Н.Э. Баумана) ФАКУЛЬТЕТ «СПЕЦИАЛЬНОЕ МАШИНОСТРОЕНИЕ» КАФЕДРА СМ9 «МНОГОЦЕЛЕВЫЕ ГУСЕНИЧНЫЕ МАШИНЫ И МОБИЛЬНЫЕ РОБОТЫ» РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К ВЫПУСКНОЙ КВАЛИФИКАЦИОННОЙ РАБОТЕ НА ТЕМУ: Разработка гусеничного контейнеровоза полной массой 50 тонн Студент СМ9-41М ____________ А.И. Тараторкин (Группа) (Подпись, дата) Руководитель ВКР (Подпись, дата) 2021 г. РЕФЕРАТ ____Е.Б. Сарач (И.О.Фамилия) (И.О.Фамилия)

Расчетно-пояснительная записка содержит 120 страниц, 12 таблиц, 57 рисунков, 82 формулы, 42 источника. Перечень ключевых слов: гусеничный контейнеровоз, гусеничный движитель, балансир, бортовой редуктор, массивная шина, опорный каток, стабилизация. В ходе выполнения данной выпускной квалификационной работы был разработан вариант конструкции гусеничного контейнеровоза массой 50 тонн. В работе приведены результаты тягового расчета и выбора силового агрегата. Также представлен рассчитать температуры амортизаторов и массивных шин опорных катков быстроходной гусеничной машины в программном пакете MatLab Simulink, а также обоснование необходимости совершенствования методики теоретического расчета температуры массивных шин опорных катков быстроходных гусеничных машин. Выполнены расчет геометрических параметров зубчатых колес внешнего и внутреннего зацепления бортового редуктор деформированного состояния балансира. 2 и расчет напряженно-

СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ .................................................................................................... 6 1 Обзор существующих гусеничных транспортеров ................................ 8 ПТС-4. Плавающий транспортер .......................................................... 9 ТМ-130 ................................................................................................... 12 ТМ-140 ................................................................................................... 14 Гусеничный снегоболотоход ТТМ-3902 ПС Тайга ........................... 17 Базовое шасси тяжелого снегоболотохода для размещения технологического оборудования ТТМ-6901 ...................................................... 19 2 Расчет и проектирование торсионной подвески ................................... 21 Расчет параметров подвески ................................................................ 21 2.1.1 Выбор жесткости упругих элементов .............................................. 22 2.1.2 Определение диаметра торсиона ...................................................... 23 2.1.3 Построение упругой характеристики подвески .............................. 24 2.1.4 Определение удельной потенциальной энергии подвески ............ 26 2.1.5 Определение основных характеристик демпферов ........................ 26 2.1.6 Определение основных характеристик демпферов ........................ 28 2.1.7 Скоростная характеристика подвески и амплитудно-частотная характеристика по ускорению «тряски» ............................................................. 31 3 Проектирование планетарного соосного бортового редуктора с передаточным отношением 4,5 для гусеничной машины предельной массой 50 тонн ................................................................................................................................. 33 3.1.1 Основные схемы бортовых передач гусеничных машин .............. 36 4 Расчет бортовой передачи ....................................................................... 40 Расчет зубчатых колёс на прочность .................................................. 54 Расчет подшипников ............................................................................. 56 3

Расчет прочности шлицевых соединений .......................................... 59 5 Тяговый расчет прямолинейного движения гусеничной машины с механической трансмиссией ................................................................................ 62 Определение затрат мощности в трансмиссии .................................. 64 5.1.1 Расчет характеристики двигателя в условиях объекта .................. 65 5.1.2 Выбор количества передач и определение передаточных чисел трансмиссии ........................................................................................................... 68 5.1.3 Расчет тяговой характеристики ........................................................ 69 6 Исследование тепловой нагруженности телескопического амортизатора с использованием имитационного математического моделирования ................ 72 Методика построения и описание математической модели ............. 73 Описание проводимых вычислительных экспериментов ................. 78 Результаты численного моделирования ............................................. 79 Вывод...................................................................................................... 80 7 Исследование тепловой напряженности массивных шин опорных катков быстроходных гусеничных машин ...................................................................... 80 Описание проблемы .............................................................................. 80 Обоснование необходимости совершенствования методики расчета тепловой напряженности шин опорных катков БГМ ........................................ 85 Описание проводимых численных экспериментов ........................... 91 Выводы ................................................................................................... 96 8 Расчет напряженно-деформированного состояния балансира ............ 97 Создание модели для расчета напряженно-деформированного состояния ................................................................................................................................. 99 Результаты расчета напряженно-деформированного состояния балансира ............................................................................................................................... 107 4

Выводы ................................................................................................. 108 9 Расчет центра тяжести гусеничного контейнеровоза......................... 109 ЗАКЛЮЧЕНИЕ ......................................................................................... 110 СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ ............................... 112 ПРИЛОЖЕНИЕ А ..................................................................................... 116 5

ВВЕДЕНИЕ Рациональное использование производственных сил страны, предусматривающее освоение районов Крайнего Севера, Сибири и дальнего Востока в первую очередь связано с налаживанием транспортно-экономических связей. Решение данной задачи представляет известные трудности, одной из причин которых являются чрезвычайно суровые климатические условия. Другой причиной является отсутствие на больших территориях этой зоны достаточно развитой дорожной сети. Строительство капитальных дорог при большой удаленности населённых пунктов и промышленных центров друг от друга не всегда целесообразно, особенно если учитывать большую сложной строительства чем в европейской части страны и гораздо большие затраты на их эксплуатацию. Использование автомобильного транспорта в условиях бездорожья, не эффективно, а иногда и невозможно. Транспортные связи в этих районах осуществляются в определенном районе, но перспективы большего освоения сибирских богатств и рационального развития этого обширного территориального массива в органическом единстве со всем хозяйством страны настоятельно диктуют необходимость значительного расширения транспортного обслуживания. Теоретический анализ и практика показывают, что это обслуживание должно быть комплексным, т.е. включать различные виды транспорта такие как железнодорожный, автомобильный и внедорожный. При этом необходимо понимать, что железнодорожный и магистральный автомобильный транспорт будут решать задачи массовых централизованных перевозок. Транспортные же связи в процессе освоения различных районов, при строительстве объектов промышленности, прокладке газо- и нефтепроводов наиболее эффективно могут осуществляться обычным автомобильным транспортом в сочетании с колесными и гусеничными машинами повышенной проходимости. Комплексное решение транспортировки грузов наиболее целесообразно, так, как только в этом случае будут решаться транспортные потребности развивающихся районов. Одним из вариантов решения задачи доставки транспортировочных контейнеров с железных дорог или морских путей в условиях отсутствия развитой 6

транспортной сети является использование гусеничных контейнеровозов высокой грузоподъемности. Гусеничные транспортные машины по своему конструктивному исполнению позволяют их применение в суровых климатических условиях, обладают высокой проходимостью по слабому грунту, снегу, болотам, мелколесью и т.п. Возможность эксплуатации этих машин в различное время года позволяет исключить сезонность выполнения транспортных работ. Таким образом разрабатываемый в ходе данной выпускной квалификационной работы гусеничный контейнеровоз должен обладать высокой грузоподъемностью, достаточно высокой скоростью при движении на грунтовых дорогах или зимнику. 7

1 Обзор существующих гусеничных транспортеров Плавающий транспортёр средний 2 используется для переправы через значительные водные преграды (реки, озёра, морские заливы и лиманы) личного состава вооружённых сил, колесной техники, артиллерийских орудий и других материальных средств. ПТС-2 (рисунок 1) разработан на Луганском тепловозостроительном заводе на базе некоторых узлов танка Т-64. Рисунок 1-ПТС-2 Кабина транспортёра бронированная, герметичная, оснащена фильтровентиляционной установкой и защитой от радиоактивных веществ. В кабине размещается радиостанция и радиометр. Над люком командира машины установлена пулемётная турель (в ПТС-3 – башенка). Транспортёр ПТС-2 используется и для перевозки грузов по пересечённой и болотистой местности (машина имеет весьма малое удельное давление на грунт). Транспортёр ПТС-2 может использоваться и как санитарно-эвакуационная машина. Для этого в кузове установлены специальные кронштейны для 12-ти носилок. На корме транспортёра установлено устройство для самоокапывания, благодаря которому можно оборудовать укрытие для машины. Кузов транспортёра снабжён мощным отопителем и при определённых условиях может стать комфортным домом. а при наличии 12 медицинских носилок (для которых есть специальные 8

крепления) – очень комфортным. В таблице 1 представлены характеристики вышеописанного транспортера. Таблица 1. Характеристики ПТС-2 Вместительность транспортёра ПТС-2: с полным вооружением и снаряжением 75 солдат раненых на носилках 12 Двигатель Модель Мощность 522 кВт Максимальная скорость движения на суше с 34/60км/ч. грузом/без груза: 34/60км/ч. Запас хода по топливу: на суше – 500 км, на воде – 18 часов. Запас хода по топливу на воде:18 часов. Топливный бак: 1090 литров Запас хода по топливу: на суше – 500 км на воде- 18 часов Топливный бак 1090 Максимальная скорость движения на воде с грузом 12 км/ч без груза 13 км/ч Максимальная скорость движения на суше 60 км./ч. ПТС-4. Плавающий транспортер Средний плавающий гусеничный транспортер ПТС-4 (рисунок 2) был создан для замены устаревших транспортеров, находящихся на вооружении российской 9

армии, а также в связи с тем, что все производство данных боевых машин еще со времен СССР оказалось на территории Луганска (Донецкая Народная Республика). Все транспортеры ПТС предыдущих серий производились на шасси основного боевого танка Т-64, который также изготавливался на украинском предприятии (Харьков). Рисунок 2 - ПТС-4 Новый же транспортер ПТС-4 разработан на базе шасси танка Т-80 и целиком изготавливается российскими предприятиями из российских же комплектующих. Гусеничный плавающий транспортер состоит из водонепроницаемого корпуса с кабиной экипажа и грузовым отделением, в котором имеется откидной задний борт. Двигатель расположен в центральной части корпуса транспортера, что увеличивает его устойчивость на плаву и надежность передачи крутящего момента на водяной и гусеничный движители, равно как и на лебедки. На ПТС-4 разработчики отказались от расположения винтов в туннелях и установили их в специальных направляющих насадках, которые были установлены за кормовой частью машины. При этом за каждым из винтов появился сдвоенный водяной руль. Благодаря наличию этих конструктивных решений, удалось повысить маневренность и управляемость ПТС-4 на плаву, особенно при движении 10

транспортера по криволинейным траекториям. При осуществлении поворота на плаву при помощи рулей радиус циркуляции ПТС-4 составляет примерно 80 метров, а при повороте в режиме работы винтов в противоходе — примерно 20 метров. В то время, пока гусеничный транспортер перемещается по суше, винты поднимаются и прижимаются к заднему откидному борту. При осуществлении опускания и подъема заднего борта движительно-рулевой комплекс перемещается вместе с бортом Плавающий транспортер разгружается и загружается на суше через откинутый задний борт, который оборудован аппарелями. Техника заходит на борт своим ходом. Несамоходная военная техника перемещается при помощи специальной механической лебедки, которая находится в передней части грузовой платформы транспортера. Данная лебедка может применяться также для самовытаскивания ПТС-4 в той ситуации, когда береговой рельеф не позволяет транспортеру выйти на берег (при этом разгрузка машины значительно усложняется и время, необходимое для данной операции, увеличивается). Конструктивно инженерами была предусмотрена возможность одновременной переправы тягача и буксируемой им артиллерийской системы, которая в этом случае загружается на плавающий колесный прицеп, который входит в комплект ПТС-4. Маневренность и скорость движения при этом значительно падают (практически на 30 %). Плавающий транспортер ПТС-4 обладает бронированной кабиной экипажа, которая оснащена фильтровентиляционной установкой. Также машина имеет устройство для самоокапывания. Технически предусмотрена возможность установить на транспортер навесное экранирование ходовой части. В кабине экипажа находятся средства связи, а также оборудование, позволяющее осуществлять вождение машины даже в ночных условиях и при плохой видимости. Стоит отметить, что ПТС-4 уже неоднократно использовались во время спасательных работ в зонах наводнения как в нашей стране, так и в ряде других государств. С помощью данных машин была организована эвакуация гражданского населения, имущества, скота из районов подтопления, а также налаживание снабжения населения водой и продовольствием, оказание первой медицинской помощи в районах, которые были отрезаны наводнением. 11

ТМ-130 Гусеничный вездеход ТМ-130 (Рисунок 3) предназначен для перевозки вахтовых смен, бригад ремонтников и команд спасателей, а также для транспортировки грузов и выполнения прочих работ с применением специализированного навесного оборудования. Рисунок 3 -ТМ-130 Элементарность в применении, добротность и прекрасная повышенная проходимость основные качественные характеристики гусеничных вездеходов модели ЧЕТРА, которые производятся в КМЗ. Вездеходы с гусеничной системой этой модели предназначаются специально для того, чтобы использовать их в умеренных климатических условиях. Рабочий температурный диапазон при этом колеблется, начиная от -40 градусов и до +40 градусами на местности пересеченного типа. Данный вездеход пришел на смену предыдущей модели вездехода ТМ-120 и обладает по сравнению с ней улучшенной грузоподъемностью и повышенным запасом хода. Вездеходы «Четра» ТМ-130 могут перевозить не только разнообразные грузы (при универсальном модуле), но и людей. В том числе их возможно успешно эксплуатировать при осуществлении работ по монтажу с разнообразными специфическими устройствами (к примеру, модуль-мастерской), а также как агрегаты особого назначения (к примеру, в качестве техники для изучения скважин, в качестве мастерской по ремонту, как бурильную крановую установку). В летнее время этот гусеничный вездеход можно применять для мастерской по ремонту, а в 12

холодные периоды, если снять модуль, возможна эксплуатация для транспортировки различных грузов, а также при установке особого модуля для пассажиров, можно перевозить людей. На вездеходах обозначенной модели используют гидромеханику. Благодаря такой КПП наблюдается отличительная особенность, при которой можно производить переключение передач, почти не разрывая потоки мощности. Благодаря такому преимуществу возможно сильно увеличить проходимость, сохранить изначальный слой плодородной почвы без каких-либо повреждений, повысить скорость движения. В представленной модели вездехода сумели воплотить передовой модульный принцип. Стоит выделить, что пока еще в отечественном машиностроении он является очень новым и мало используемым. Однако достоинство его неоспоримое и заключается оно в том, что теперь обозначена возможность оснастить этот вид техники самыми разными по своему назначению дополнительными модулями, которые возможно заменять. Эти особые модули таковы: Жилой автономный модуль — являет собой так называемый офис, который можно транспортировать. Он удобен для руководителей корпораций или, к примеру, для путешествий на рыбную ловлю или на охоту. Пассажирский модуль — полностью приспособленный модуль для комфортных перевозок людей. Универсальный модуль. Как понятно из его названия, он подразумевает различные спектры эксплуатации. Обладает необычайной функциональностью. Модульная мастерская используется для того, чтобы производить работы по ремонту разного характера. Подобный модуль укомплектовывают специфическими сварочными и слесарными инструментами. Таблица 2. Характеристики ТМ-130 Двигатель Модель двигателя ЯМЗ-236-2 Мощность двигателя, кВт (л.с.) 184 (250) 13

Трансмиссия Гидромеханическая Размеры и масса Эксплуатационная масса, кг Габаритные 1100±2% размеры, мм — длина 7470 — ширина 3100 — высота 3005 Размеры грузовой платформы, мм 3575×2700 Дорожный просвет, мм 450 Эксплуатационные характеристики Запас хода, км Грузоподъемность 600 с сохранением плавучести, кг 3000 Вместимость кабины, чел. 7 Спальных мест 3 Лабораторный модуль. С его помощью возможно осуществлять настоящее гидродинамические изучения скважин. В настоящее время взамен вездехода ТМ-130 предлагается вездеход ТМ-140. ТМ-140 Гусеничный плавающий вездеход ТМ-140 (рисунок 4) не имеет аналогов и создан специально для транспортировки грузов и пассажиров в условиях полного бездорожья. Машина нашла постоянное применение в самых труднодоступных районах России. С дорожным просветом 450 мм ТМ140 отлично себя чувствует на пересеченной местности с уклонами и подъемами до 30°, в дождь, снег и град, при обледенении, во время преодоления водных преград без течения. 14

Рисунок 4- Гусеничный плавающий вездеход ТМ-140 Диапазон внешних рабочих температур от –40 °C до +40 °C, расчетная масса груза на плаву до четырех тонн, запас хода до 600 километров, удельное давление на грунт 0,22 кгс/см2. Характеристики данной машины приведены в таблице 3. Конструкция вездехода ТМ140 состоит из нескольких отсеков. В соответствии с комплектацией, кроме моторного отсека и кабины, предусмотрен один из трех модулей: грузовой, пассажирский или модуль-мастерская. Изолированная герметизированная утепленная кабина рассчитана на семь человек и снабжена улучшенной системой звукоизоляции. Механизм сидений трансформируется в три спальных места. Модуль моторного отделения с независимым отоплением и освещением позволяет проводить техническое обслуживание при любых погодных условиях. Считаю возможным при необходимости доработать данную машину для перевозки контейнеров малой емкости. Таблица 3. Характеристики ТМ-140 Двигатель ЯМЗ-236Б-2 с газотурбинным надувом Мощность, кВт (л.с.) 184 (250) 15

Эксплуатационная масса, кг 13200+2% Полная грузоподъемность на 4000 плаву, кг Масса полезного груза на 3500 платформе кг, не более Масса полезного груза в кабине, включая пассажиров кг, не 500 более Масса полезного груза в кабине, включая пассажиров кг, не 7 более Вместимость кабины, чел. 3 Спальных мест 3 длина, мм 7800 ширина, мм 3100 высота, мм 3670 Среднее удельное давление на 0,22 грунт, кгс/см2 Дорожный просвет, мм 450 Таблица 4. Продолжение Максимальная скорость 45 движения по шоссе, км/ч Максимальная скорость 4 движения на плаву, км/ч гидромеханическая Трансмиссия ступенчатая электрогидравлическим переключением передач 16 шестис

Запас хода, км 600 Среднее удельное давление на 7800 грунт, кгс/см2 Гусеничный снегоболотоход ТТМ-3902 ПС Тайга ТТМ-3902 ПС Тайга (рисунок 5) - пассажирский гусеничный плавающий снегоболотоход с цельнометаллическим кузовом оборудован 14-ти местным салоном 2400х2200х1900 (LxBxH). Организуется 6 полноценных спальных мест (2 в передней части салона и 4 - в задней). Рисунок 5- Снегоболотоход ТТМ 3902 ПС Тайга Снегоболотоход может буксировать прицеп с полной массой до 2000 кг. Модификации ТТМ-3902 ПС Тайга: ТТМ-3902 ТП - «Техническая помощь»; ТТМ-3902 ПС «VIP-Штабной» - пассажирская штабная машина повышенной комфортности и улучшенной отделки; ТТМ-3902 УЗ - гусеничный снегоболотоход с установкой статического зондирования грунтов. 17

Органы управления гусеничного снегоболотохода - автомобильного типа, Управление поворотом осуществляется с помощью рычагов управления. Лёгкость и безопасности управления способствует отличная обзорность за счёт большой площади остекления и крупных наружных зеркалах. Минимальный радиус поворота 2,2 м. Силовой агрегат ТТМ-3902 ПС Тайга - двигатель Д-245.9 (турбодизель / Р4 / 4,75 л. / 136 л.с.). Двигатель относится к классу Евро-2 и отличается высокой надежностью, простотой и ремонтопригодностью. Доступ к двигателю и коробке возможен прямо с салона транспортного средства. Максимальная скорость гусеничного снегоболотохода Тайга на твердой ровной поверхности 45 км/ч. Запас хода по топливу с полной заправкой 400 л по шоссе 800 км. При необходимости устанавливаются дополнительные баки в объёмах необходимых для выполнения задач Заказчика. Эксплуатационный расход может быть от 50 до 100 литров на 100 км пути, в зависимости от условий эксплуатации. Способен эксплуатироваться в районах Крайнего Севера, Сибири и Дальнего Востока на грунтах с низкой несущей способностью, включая снежную целину, пески, болота и открытые водоемы. Водные преграды глубиной до 1,2 метра снегоболотоход преодолевает вброд. При глубине водоёма более 1,2 м движение осуществляется на плаву при помощи гусеничного движителя со скоростью 4-5 км/ч. Гусеничный вездеход рассчитан на эксплуатацию и безгаражное хранение при температурах окружающего воздуха от -45С до + 40С в различных дорожных и климатических условиях, по бездорожью, а также в горной местности с высотой над уровнем моря до 4500 м. На снегоболотоходе ТТМ-3902 ПС Тайга в базовой комплектации устанавливаются гусеницы из цельноштампованных металлических траков с ОШ шириной 390 мм. Среднее удельное давление на грунт от 0,3 кг/см². По требованию заказчика устанавливаются гусеницы из цельноштампованных металлических траков с РМШ шириной 390 мм, гусеницы ОШ с резиновыми башмаками шириной 390 мм (асфальтоходные) и гусеницы ОШ с наружным уширением шириной 760 мм. 18

Гусеничный - 6680 кг; снегоболотоход ТТМ-3902 габаритные размеры: длина ПС Тайга (снаряженная масса - 6480 мм, ширина - 2940 мм, высота - 2600 мм) на большие расстояния может транспортироваться в кузове КАМАЗ и МАЗ, а также железнодорожным, морским, речным и воздушным транспортом. Наша организация поможет Вам грамотно решить все вопросы, связанные с доставкой (в том числе и международной). Базовое шасси тяжелого снегоболотохода для размещения технологического оборудования ТТМ-6901 Плавающая транспортно-технологическая машина с гусеницами с резиновыми пневмотраками ТТМ-6901(рисунок 6) применяется как базовое шасси для монтажа различного технологического оборудования. Рисунок 6- Плавающая транспортно-технологическая машина ТТМ-6901 Эксплуатируется на грунтах с низкой несущей способностью, включая снежную целину без ограничения глубины снежного покрова, сыпучие пески, болота всех категорий и открытые водоемы. Таблица 5. Характеристики ТТМ-6901 Снаряженная масса, кг 16000 Масса перевозимого оборудования, кг 8500 Среднее давление на грунт, кг/см2 0,2 19

Ширина пневмогусеницы, мм 1260 Максимальная скорость, км/ч 18 Максимальная скорость на плаву, км/ч 5 Количество мест в кабине 3 Таблица 5. Продолжение Габаритные размеры (LxBxH) 6700х3020 Размер 6700х3020 технологической платформы (LxB), мм Двигатель ЯМЗ-238Б турбодизель, V8, 14,86 л., 300 л.с. Трансмиссия 4-ст, механическая 20

2 Расчет и проектирование торсионной подвески Трассы быстроходных гусеничных машин, как правило, проходят по грунтовым дорогам и бездорожью. Из-за встречающихся на пути неровностей машина испытывает толчки и удары. Это увеличивает сопротивление движению, затрудняет управление машиной, препятствует эффективному ведению огня, может привести к поломке деталей машины, а также угрожает безопасности членов экипажа. Для обеспечения плавного передвижения быстроходных гусеничных машин по местности необходима система подрессоривания. Подвеска входит в состав ходовой части, соединяет подрессоренный корпус с опорными катками и включает упругие, демпфирующие и направляющие конструктивные элементы. [2] Упругие элементы смягчают воздействия со стороны опорной поверхности на корпус, однако периодически встречающиеся неровности могут вызвать сильное раскачивание корпуса машины, что приводит в конечном итоге к возникновению «пробоев» подвески, то есть жестких ударов балансира в ограничитель хода подвески. За гашение колебаний отвечают демпфирующие элементы. Направляющие элементы, которыми в данном курсовом проекте являются балансиры, связывают опорные катки с упругими и демпфирующими элементами. Также направляющие элементы ограничивают движение катков относительно корпуса. Расчет параметров подвески Расчет проводится по методике, приведенной в [1], согласно которой сначала определяются значения максимальной и минимальной жесткости упругих элементов, с помощью которых подбирается диаметр торсиона. Определяются параметры кинематики подвески и строится упругая характеристика подвески. Вычисляется значение удельной потенциальной энергии, определяются основные характеристики демпферов и строится демпфирующая характеристика подвески. 21

Затем проводится уточнение характеристик демпфирующего элемента с использованием программного комплекса «WinTrak». 2.1.1 Выбор жесткости упругих элементов Жесткость упругих элементов определяется исходя из рекомендуемых значений периода продольно-угловых колебаний корпуса T , который, для нормального самочувствия экипажа, должен находиться в диапазоне от 0,5 до 1,8 c [1]: 𝑐= 2 ∙ π2 ∙ 𝐽𝑌 𝑇φ 2 ∑𝑛𝑖=1 𝑙𝑖 2 , (1) где n – число опорных катков по борту машины. Момент инерции подрессоренного корпуса определяется по эмпирической формуле: 𝐼𝑌 = αк 𝐺п (0,06βоб 𝐿к 2 + 𝐻к 2 ), 𝑔 (2) где 𝛼к – коэффициент влияния масс корпуса; он лежит в диапазоне от 0,5 до 1; он принимается равным 1; Gп – вес подрессоренного корпуса, Н; он лежит в диапазоне от 0,92 до 0,94 от полного веса машины, Н; он принимается равным 473000 Н; об – коэффициент распределения масс оборудования; он лежит от 1,06 при установке оборудования с малой массой до 1,15 при установке массивного оборудования, удаленного от центра масс машины и принимается равным 1,15. Тогда: 𝐼𝑌 = 421100 По формуле (1) вычисляются максимальное и минимальное значения жесткости вблизи статического хода 𝑐max и 𝑐min , которые соответствуют предельным допускаемым значениям периода продольно-угловых колебаний: с = 164400 H ; м Статическая нагрузка, приходящаяся на один каток, определяется по формуле: 22

𝑃ст = где Pг – 0,93𝐺 + 𝛥𝑃г , 2𝑛 составляющая силы (3) статического натяжения гусеницы, воздействующая на крайние катки, Н; она определяется по формуле: 𝛥𝑃г = 𝑇0 (sin𝛼нк + sin𝛼вк ). (4) Тогда: 𝑃ст = 31490 Н. Статическое угловое положение балансира ст определяется по формуле: 𝐻кл + 𝐻 − ℎгус − 𝑅ок (5) ), 𝑅б где 𝐻 – расстояние от оси торсиона до днища машины, оно в диапазоне от 0,1 𝛽ст = arccos ( до 0,2 м и принимает значение 0,1 м. Тогда: βст = 43.144° . 2.1.2 Определение диаметра торсиона Диаметр торсиона, необходимый для обеспечения максимального динамического хода подвески, определяется по формуле: 3 𝑑тдин = √ 64𝑃ст 𝑅б sin𝛽ст 𝜋[𝜏]max (6) где  max – максимальные допускаемые касательные напряжения в торсионе, которые лежат в диапазоне от 1100 до 1600 МПа. Минимальное 𝑑тmin и максимальное 𝑑тmax значения диаметра торсиона с учетом ограничений, накладываемых на жесткость подвески допустимыми значениями периода угловых колебаний, определяются по формулам: где G – модуль упругости второго рода, равный 83000 МПа; Lт – длина торсиона, обычно сопоставима с шириной корпуса машины, принимается равной шириной корпуса. 23

Тогда: 𝑑т = 0.046 2.1.3 Построение упругой характеристики подвески Максимальный угол закрутки торсиона определяется по формуле: 𝛾m = 2[𝜏]max 𝐿т . 𝐺𝑑т (7) Тогда: γ𝑚 = 96.043 Угол закрутки торсиона в статическом положении определяется по формуле: 𝛾ст = 32𝑃ст 𝑅б sin𝛽ст 𝐿т . 𝜋𝑑т4 𝐺 (8) Тогда: γст = 24.358 Установочный угол определяется по формуле: β0 = βст − γст ; (9) β0 = 19 Угловое положение балансира при максимальном угле закрутке торсиона определяется по формуле: β𝑚 = β0 + γ𝑚 ; (10) β𝑚 = 115 Зависимость хода катка от углового положения балансира: 𝑓(𝛽) = 𝑅б (cos𝛽0 − cos𝛽). Статический f ст и полный f полн хода катка определяются по формулам: 𝑓𝑐т = 𝑅б ∙ (cos(β0 ) − cos(βст )); 𝑓полн = 𝑅б ∙ (cos(β0 ) − cos(β𝑚 )). Тогда: 𝑓𝑐т = 0.078 м. 𝑓полн = 0.492 м. Динамический ход катка определяется по формуле: 24 (11)

𝑓дин = 𝑓полн − 𝑓ст . (12) Тогда: 𝑓дин = 0.414 м. Зависимость силы от упругого элемента, приведённой к опорному катку, от угла поворота балансира определяется по формуле: 𝑃(𝛽) = 𝐺𝐽p 1 (𝛽 − 𝛽0 ) , 𝐿т 𝑅б sin𝛽 (13) где 𝐽𝑝 – полярный момент инерции торсиона, который определяется по формуле: 𝜋𝑑т4 𝐽p = . 32 (14) Приведенная к катку упругая характеристика торсионной подвески, представлена на рисунке 7. Рисунок 7 – Упругая характеристика торсионной подвески P (В)– приведенная к оси опорного катка сила, f (В)– вертикальный ход опорного катка 25

2.1.4 Определение удельной потенциальной энергии подвески Удельная потенциальная энергия подвески  является важным показателем качества системы подрессоривания. Приближенно удельную потенциальную энергию подвески можно найти, сделав допущение о линейности характеристик подвесок: 2 𝑛ст 𝑓полн 𝜆= , 𝐺п (15) Следовательно, λ = 0,822 м. Уточненное значение удельной потенциальной энергии можно получить, если учесть физические и геометрические параметры торсионного вала. Оно определяется по формуле: 𝜋𝑑т2 [𝜏]2max 𝐿т 𝜆ут = . 16𝑃ст 𝐺 (16) Тогда: λут = 0,822 м. Уточненное значение потенциальной энергии подвески больше 0,6 м, следовательно, подрессорник не требуется. 2.1.5 Определение основных характеристик демпферов Сопротивление демпферов выбирается так, чтобы обеспечить гашение колебаний корпуса с требуемой эффективностью   1 / 2 , где 1 и 2 – амплитуды колебаний, отстоящие друг от друга на значение периода колебаний. Для современных быстроходных гусеничных машин  лежит в диапазоне от 10 до 17. Значение  принимается равным 13,5. Демпфирующие свойства амортизатора характеризуются коэффициентом сопротивления  . Демпфирующая сила на катке в зависимости от скорости катка определяется по формуле: 𝑅д.к = μ𝑣к . 26 (17)

где vк – скорость вертикального перемещения катка, м/с. Коэффициенты сопротивления на прямом  пр и обратном ходах  об различны, но на первом этапе расчетов используется среднее значение коэффициента сопротивления: μср = (μпр + μоб ) . 2 (18) Средний коэффициент сопротивления амортизатора, приведенный к катку, определяется по формуле: 𝑛 μср.к 2 √2ln𝜈 √𝑐′𝐽y ∑𝑖=1 𝑙i = , 3 4𝜋 2 + ln2 𝜈 2 ∑ 𝑙j (19) 𝑗=1 где c ' – условная жесткость линейной подвески, имеющей такую же энергоемкость, как и проектируемая, Н/м; она вычисляется по формуле: 𝑐′ = 2𝜆ут 𝑃ст , 2 𝑓полн (20) 𝑐 ′ = 213800 Н/м. Тогда: μср.к = 34260 H/м.   Для дальнейших расчетов μоб принимается равным  об .к , так как  об .к меньше max об.к . Коэффициент сопротивления на прямом ходе  пр : μпр = 2μср − μоб . (21) Тогда: μпр = 28220 H·c/м. Максимальная сила сопротивления амортизатора на прямом ходе, приведенная к оси катка, ограничивается ускорениями «тряски»: 0,93𝐺𝑧̈ − 𝑐т 𝑛ℎн 𝑔 1 max 𝑅пр.к =( ) , 𝑔 2𝑛a 27 (22)

где z  g / 2 – максимальные допустимые ускорения «тряски», м/c2 ; hн – высота проходной неровности, м. Тогда: max 𝑅пр.к = 192740 Н. 2.1.6 Определение основных характеристик демпферов Сопротивление демпферов (амортизаторов) выбирают так, чтобы обеспечить гашение колебаний корпуса с требуемой эффективностью: 𝑣 = 𝜙1 𝜙2 , где 𝜙1 и 𝜙2 - амплитуды колебаний в моменты, отстоящие на величину периода колебаний. Для современных БГМ допустимые значения 𝑣 = 10...17. Демпфирующая характеристика подвески (в общем виде) представлена на рис. 3. Демпфирующие свойства амортизатора определяются коэффициентом сопротивления 𝜇. ТО есть демпфирующая сила на катке в зависимости от скорости катка определяется по формул: 𝑅дк = 𝜇 ⋅ 𝑉к .(рисунок 8) 28

Рисунок 8- Характеристика амортизатора Коэффициенты сопротивления на прямом и обратном ходу различны (рис.4), но на первом этапе расчетов используют среднее значение коэффициента сопротивления: 𝜇ср = 𝜇пр +𝜇обр 2 . Средний коэффициент сопротивления амортизатора, приведенный к катку: 𝑛 2 √2⋅ln𝑣 𝑐 ∗ 𝐼𝑦 ∑𝑖=1 𝑙𝑖 √ . 2 4𝜋2 +ln2 𝑣 𝑗=1 𝑙𝑗 𝜇к.ср = ∑𝑛а (23) Где: 𝑛а = 4- количество амортизаторов по борту; с' - условная жесткость линейной системы подрессоривания, имеющей такую же удельную потенциальную энергию, как и проектируемая: 𝑐= 2𝜆⋅𝑃ст 2 𝑓плон ; (24) c = 2.138 ⋅ 105 . 𝜇к.ср. = 3.426 ⋅ 104 Максимальное значение коэффициента сопротивления амортизатора на обратном ходе определяется из условия «не зависания» катка: max 𝜇к.об = 𝑐⋅𝑇𝜙 4⋅ln( . (25) 𝑓полн ) 𝑓ст Где: 𝑇𝜙 = √ 2⋅𝜋2 ⋅𝐼𝑦 2 𝑐⋅∑𝑛 𝑖=1 𝑙𝑖 ; (26) 𝑇𝜙 = 1.8 (с). max 𝜇к.об = 5.229 ⋅ 104 . По опыту конструирования коэффициент сопротивления амортизатора на обратном ходе можно определить как: 29

𝜇к.об = 𝜇к.ср ; (0,8...0,9) 𝜇к.об = 4.031 ⋅ 104 (Н ⋅ м⁄с). Для дальнейших расчетов следует принимать меньшее из двух значений max 𝜇к.об и 𝜇к.об . Окончательно принимаем 𝜇об = 4.031 ⋅ 104 . Максимальная сила сопротивления амортизатора на прямом ходу, приведенная к оси катка, ограничивается ускорениями тряски: max 𝑅к.пр =( 𝐺п ⋅𝑧¨−𝑐⋅𝑛⋅ℎн ⋅𝑔 𝑔 )⋅ 1 2⋅𝑛а . (27) Где: 𝑔 𝑧¨ = - максимальные допустимые ускорения тряски; 2 ℎн = 0,05 (м)- высота неровностей; с - жесткость подвески вблизи статического хода. max 𝑅к.пр = 2.134 ⋅ 104 (Н). Уточнение характеристики демпфирующего элемента с использованием программного комплекса «WinTrak» Данный комплекс, по средствам имитационного математического моделирования, позволяет оценивать плавность хода ГМ с учетом нелинейных характеристик элементов системы подрессоривания и неудерживающих связей опорных катков с грунтом. Известно, что демпфирующий элемент системы подрессоривания с одной стороны должен гасить колебания корпуса машины при максимальных амплитудах раскачки («резонансный» режим движения по периодической трассе), а с другой стороны не должен передавать дополнительных усилий, вызывающих ускорения «тряски», на корпус машины при движении по 30

высокочастотному профилю трассы («зарезонансный» режим). Поэтому уточнять характеристику демпфирующего элемента следует использовать два критерия плавности хода: Критерий 1. Пиковые ускорения на месте механика-водителя близки, но не превышает 3,5g. Критерий 2. Общий уровень вертикальных ускорений на месте механикаводителя близок, но не превышает 0,5g. 2.1.7 Скоростная характеристика подвески и амплитудно-частотная характеристика по ускорению «тряски» Вышеуказанные характеристики были получены при помощи программы «WinTrak». Скоростная характеристика подвески представлена на рисунке 9. Рисунок 9 – скоростная характеристика подвески Амплитудно-частотная характеристика представлена на рисунке 10. 31 по ускорениям «тряски»

Рисунок 10 Амплитудно-частотная характеристика по ускорениям «тряски» В данном проекте выбирается телескопический гидравлический поршневой амортизатор двустороннего действия [11], расположенный снаружи корпуса машины. Максимальная сила сопротивления на штоке амортизатора на прямом и обратном ходе: max max 𝑅а.пр = 𝑅к.пр ⋅ 𝑖а , max 𝑅а.об = 𝑃(𝑓полн ) ⋅ 𝑖а . (28) Где: 𝑖= 𝑉к 𝑉шт = 𝑅б 𝐿а = 0.453-передаточное отношение амортизатор-каток Диаметр поршня амортизатора: 𝐷П = 0.11 (м) 𝑑ШТ - диаметр штока; 𝑝max = 20 (МПа)- максимальное давление. Окончательно принимаем: 𝑑ШТ = 0.04 (мм), 𝐷П = 11 (мм). 𝑉. ш = 𝑉. кр ÷i.а=1.273 Скорость штока амортизатора 32

K=0.62 коэффициент расхода жидкости P=850 плотность рабочей жидкости (кг/м3) Диаметры дроссельных отверстий из расчета, что их два: 3 √𝑉.ш∗𝐷.п ∗√𝑝∗𝜋 𝑑= к 8∗𝑃 2 = 0,004 3 Проектирование (29) планетарного соосного бортового редуктора с передаточным отношением 4,5 для гусеничной машины предельной массой 50 тонн Бортовые передачи, или, как их часто называют, бортовые редукторы, служат для постоянного увеличения передаточного числа трансмиссии. Величина крутящего момента быстроходных двигателей внутреннего сгорания сравнительно мала. В то же время при движении машины к ведущим колесам требуется подводить моменты, превышающие моменты двигателя в десятки раз. Осуществляется это требование за счет введения в трансмиссию машины соответствующего передаточного числа. Последнее в зависимости от схемы трансмиссии может разноситься по разным агрегатам. Однако, чтобы не перегружать агрегаты чрезмерным крутящим моментом, наиболее целесообразно производить основное увеличение передаточного числа в одном агрегате, помещенном в самом конце силовой цепи. Таким агрегатом и является бортовая передача, устанавливаемая непосредственно перед ведущим колесом. В этом случае более сложные агрегаты — коробка передач, механизмы поворота — нагружены относительно небольшим крутящим моментом и, следовательно, имеют приемлемые вес и габариты, и управление ими значительно облегчается. Устанавливаемые на гусеничных машинах бортовые передачи в зависимости от типа машины имеют постоянные передаточные числа в пределах 3,5—15. 33

По сравнению с другими агрегатами трансмиссии бортовые передачи работают в особо трудных условиях, так как при постоянной работе в них реализуются большие передаточные числа, вследствие чего крутящие моменты на ведомом валу достигают нескольких десятков тысяч Н-м. Объемы, занимаемые бортовыми передачами, обычно ограничены; ведомый вал выходит наружу из корпуса и подвержен воздействию воды, грязи, пыли и т. д. Кроме того, жестко связанная с ведущим колесом бортовая передача воспринимает большие динамические нагрузки, возникающие при движении машины. С учетом сказанного к бортовым передачам предъявляются такие требования: высокие прочность, износостойкость шестерен, валов и подшипников; надежная смазка трущихся поверхностей; поддержание нормального температурного режима. Первое из этих требований обеспечивается правильным выбором типа схемы, рациональной конструкцией, использованием высококачественных материалов, оптимальной технологией обработки и монтажа, соответствующим подбором смазки и уплотнений, исключающих попадание воды, грязи и пыли в картер бортовой передачи. Второе требование обеспечивается рациональной организацией смазки (ко всем трущимся поверхностям), подбором сорта смазочного материала (не должно происходить выдавливания его из зоны контакта зубчатых пар), применением надежных уплотнений, делающих невозможными утечки масла, использованием сапунов, выравнивающих давление в картере передачи. Третье требование обеспечивается выбором достаточного объема масляной ванны, организацией интенсивного теплоотвода, который имеет место при хорошем контактировании картера бортовой передачи с корпусом машины, а также при размещении ребер на внешней поверхности картера и обдуве последнего воздухом. Остальные требования совпадают с общими требованиями, характерными для агрегатов трансмиссии. Классификация бортовых передач производится по следующим признакам: 34

По числу рядов шестерен: однорядные; двухрядные. Однорядные бортовые передачи (рис.12, а, б, в) состоят из одного ряда шестерен с неподвижными или подвижными осями, и передаточное число в них преобразуется один раз. Двухрядные состоят соответственно из двух рядов (рис.12, г, д, е), и передаточное число в них преобразуется дважды, последовательно в первом и втором рядах. По конструктивному исполнению: простые; планетарные; комбинированные. Простые бортовые передачи имеют шестерни с неподвижными осями. На рис. 21 из шестерен с неподвижными, а второй — с подвижными осями. представлены простые однорядные с внешним (а) и внутренним (б) зацеплениями и двухрядная (г) бортовые передачи. В планетарных используются один {в) или два (д) ряда шестерен с подвижными осями. В комбинированных (е) первый ряд состоит По расположению ведущего и ведомого валов: соосные; несоосные. В соосных бортовых передачах оси ведущего и ведомого валов лежат на одной линии, в несоосных оси не совпадают. Первые характерны для планетарных, вторые — для простых и комбинированных передач. По способу установки ведущего колеса: разгруженные; неразгруженные. В первых на ведомый вал бортовой передачи усилие от ведущего колеса не передается, так ка последнее с помощью специальных подшипников. Рис.11- Кинематические схемы бортовых передач 35

на корпус (рис. 11, е). В этом случае ведущее колесо соединяется с ведомым валом с помощью зубчатой муфты. Во вторых передачах ведущее колесо жестко крепится на ведомом валу (например, рис. 11, а). Следовательно, последний, кроме крутящего момента, дополнительно загружен изгибающим моментом от ведущего колеса. 3.1.1 Основные схемы бортовых передач гусеничных машин Основные схемы, по которым выполнены бортовые передачи гусеничных машин, представлены на рис. 11 (0 — ведущий вал; х — ведомый). На рис. 11, а показана однорядная простая бортовая передача с внешним зацеплением. Передаточное число равно отношению числа зубьев, т. е. i 6 . p = ~. В выполненных конструкциях fep изменяется от 3,5 до 6,8. Данная схема получила широкое распространение в силу своей простоты и сравнительно малых габаритов. Кроме того, она показала надежную работу, особенно в машинах легкой весовой категории. Несоосное расположение валов улучшает компоновочные возможности, так как расположение ведущего колеса легко изменить за счет обкатки ведомого вала вокруг ведущей шестерни. Как правило, эта схема делается неразгруженной, чтобы излишне не усложнять передачу. Схема на рис. 11, б отличается от предыдущего внутреннего зацепления, что позволяет получить большее передаточное число при тех же габаритах, а также обеспечивает более высокую прочность зуба. Однако в этом случае трудно избежать консольного крепления шестерен. Эта схема применяется, когда требуются малые межцентровые расстояния, а также одностороннее вращение ведущего и ведомого валов. Планетарная соосная бортовая передача (рис. 11, в) обычно выполняется в виде элементарного планетарного ряда с одинарными сателлитами. При показанном закреплении звеньев схема обеспечивает максимальное передаточное число, т. е. io. p = к + 1. Так как обычно к ^ 5, то предельное значение k.p^ 6. По сравнению с простыми эта передача обладает повышенными работоспособностью и надежностью. Последнее объясняется тем, что трансформация крутящего момента 36

осуществляется через несколько параллельно работающих зацеплений. Схема наиболее компактна и может быть установлена в ведущем колесе. Двухрядная простая бортовая передача (рис. 11, г) применяется в случае, когда требуется обеспечить либо значительные межцентровые расстояния между ведущим и ведомым валами, либо большие передаточные числа (по сравнению с однорядной). Передаточное число находится по формуле По сравнению с другими двухрядными передачами эта схема имеет большие габариты и малую надежность. Последнее связано с тем, что через зацепление второй пары шестерен передается большой крутящий момент. На рис. 11, д изображена схема двухрядной планетарной передачи. Она может реализовывать большие передаточные числа. Наибольшее из возможных значений k. p обычно осуществляется рассматриваемой схемой и составляет k. P = { K + \ f . (10.2) Двухрядная комбинированная бортовая передача (рис. 11, е) обладает наиболее оптимальными характеристиками при реализации больших передаточных чисел Практически эта схема может перекрывать весь ряд передаточных чисел от величин, трудно реализуемых в однорядных передачах (i 6iP — 7), до величин, необходимых для машин тяжелой весовой категории (io.p= 12ч-15). Среди двухрядных передач схема обладает наилучшими компактностью и надежностью. По сравнению со схемой на рис. 12.1, д ей присуща упрощенная конструкция и несоосное расположение валов, что иногда важно для осуществления требуемой компоновки. Для машин тяжелой весовой категории бортовая передача делается разгруженной, как это показано на схеме. Наибольшее распространение из всех представленных на гусеничных машинах получили бортовые передачи, выполненные по схемам на рис. 9, а, в, е. Рассмотрим их конструктивные особенности. На рис. 12 показана конструкция бортовой передачи, выполненной по схеме на рис. 11, а. Передаточное число k.p = = 5,55. Шестерни прямозубые. Ведущий вал 37

1 выполнен заодно с шестерней и крепится на двух шариковых подшипниках, причем правый воспринимает не только радиальную, но и осевую нагрузки. Ведомая шестерня 2 изготавливается отдельно и крепится на ведомом валу 3 с помощью шлицев. С другого конца на вал устанавливается ведущее колесо, превращая бортовой редуктор в неразгруженную передачу. Ведомый вал опирается на две опоры. Первая состоит из шарикового подшипника и воспринимает как радиальные, так и осевые нагрузки (последняя в основном передается от ведущего колеса). Вторая включает два роликовых подшипника и предназначена для восприятия .радиальных нагрузок, действующих от шестерни и ведущего колеса. Катрер 5 приваривается к корпусу машины, причем в съемной крышке картера 4 расположены гнезда для всех опор. Масло заливается непосредственно в картер. Уплотнение — комбинированное и состоит из лабиринта, фетровых колец и самоподжимных сальников. На рисунке 12 представлена конструкция бортовой передачи, выполненной по схеме на рис. 11, е. Передаточное число 5,50. Ведущий / и ведомый 2 валы крепятся на двух опорах, причем шариковые подшипники воспринимают радиальные и осевые нагрузки, а роликовые — только радиальные. Картер 3 — литой и с помощью болтов крепится к корпусу машины, одновременно он служит ванной для заливки масла. Ведущее колесо 4 крепится на ведомом валу бортовой передачи. Конструкция бортовой передачи, выполненной по схеме на рис. 11, е, показана на рис. 12." Передаточное число ie.p = = 13,02. Все валы опираются на две опоры. В качестве опор первого ряда используются сферические роликовые подшипники. Ведомый вал второго ряда — водило 3 — крепится на роликовых подшипниках, установленных в кронштейне картера 2. Шестерни первого ряда соединяются с валами при помощи шлицев. Солнечная шестерня второго ряда нарезана непосредственно на валу 5. Эпицикл делается отдельно, запрессовывается в картер и затем заваривается. Эта бортовая передача относится к разгруженному 38

Рис. 12 – Конструкция однорядной бортовой передачи Рисунок 13- Конструкция однорядной планетарной бортовой передачи 39

Рисунок 14- Конструкция двухрядной комбинированной бортовой передачи типу, так как ведущее колесо через шариковые подшипники опирается непосредственно на кронштейн картера. С ведомым валом 3 ведущее колесо связывается с помощью зубчатой муфты 4. Передача имеет сложное уплотнительное устройство, состоящее из лабиринта, фетровых и самоподжимных сальников [7]. Картер служит одновременно и масляной ванной, он крепится к корпусу машины с помощью болтов. 4 Расчет бортовой передачи При назначении чисел зубьев колес планетарной передачи необходимо учитывать ряд ограничений: а) числа зубьев 𝑧1 , 𝑧2 , 𝑧3 [5]. 40 должны быть целыми

б) сочетание чисел зубьев колес должно обеспечивать заданное передаточное отношение i с допустимой точностью ± Di; в) при отсутствии специальных требований необходимо использовать в передаче нулевые колеса (для колес с внешними зубьями 𝑧1 > 𝑧1𝑚𝑖𝑛 = 17, для колес с внутренними зубьями 𝑧3 > 𝑧3𝑚𝑖𝑛 . = 85 при Н* = 1 и 𝑧2 > Z . = 58 при ℎ𝑎 = 0,8, гдеℎ𝑎 − коэффициент высоты головки по ГОСТу. г) оси центральных колес и водила Н планетарной передачи должны совпадать между собой для обеспечения движения точек по соосным окружностям (условие соосности) [10]. Например, для передачи, изображенной на рисунке 1 это условие можно представить выражением 𝑟Н = 𝑟𝑤1 + 𝑟𝑤2 = 𝑟𝑤3 − 𝑟𝑤2 где 𝑟Н — радиус водила, 𝑟𝑖 . — радиус начальной окружности колеса; д) при расположении сателлитов в одной плоскости, то есть без смещения в осевом направлении, соседние сателлиты должны быть расположены с таким окружным шагом, чтобы между окружностями вершин обеспечивался гарантированный зазор (условие соседства), что можно представить выражением π 2 ∗ 𝑟𝐻 ∗ sin( ) > (𝑑𝑎𝑐ат ) 𝑘 𝑚𝑎𝑥 π 𝑧2 +2 𝑘 𝑧1 +𝑧2 → sin( ) > (30) где d= m*(z2 + 2) — диаметр окружности вершин сателлита; е) сборка нескольких сателлитов должна осуществляться без натягов при равных окружных шагах между ними. Это условие выражается следующим соотношением 𝑧1 ∗𝑖1𝐻 𝑘 *(1*k*p) =Ц, (31) где z1 — число зубьев центрального колеса, 𝑖1𝐻 — передаточное отношение от входного звена 1 к выходному Н, k — число сателлитов, Ц = 1,2, 3… — целое число, p = 0,1, 2...—целое число. Подберем числа зубьев z1, z2, z3 для передачи (Рис.11) с передаточным отношением i = 4,5. С использованием формулы Виллиса записываем выражение передаточного отношения через числа зубьев 41

z3 𝑖1𝐻 = 1 + z1 → z3 z1 = 4,5 − 1 = 3.5 (32) Назначаем число зубьев на колесе 1 z1 = 16 → z3 = 18 – 3,5 = 56 число зубьев нецелое, а) выполнено. Используя условие соосности передачи, находим z^ z2= z3−z1 2 (33) Итак: z1 = 16 z2=20 z3 = 56. Число сателлитов примем k = 4 Проверяем условие соседства π 𝑧2 +2 𝑘 𝑧1 +𝑧2 sin ( ) > → 0,866 > 20+2 16+36 = 0,4231 (34) 5 ) Проверяем условие сборки без натягов 𝑧1 ∗𝑖1𝐻 𝑘 ∗ (1 + 𝑘 ∗ 𝑝) = 1752 = Ц (35) Расчет межосевого расстояния и выбор модуля зубьев колес После выбора чисел зубьев определяют межосевое расстояние, равное радиусу водила 𝑟𝐻 с учетом условий работы передачи, допускаемых напряжений на контактную и изгибную выносливость. Для ориентировочных расчетов рекомендуем воспользоваться частной формулой 3 Н 𝑎𝑤 = 𝑟𝐻 =9,54*(𝑖12 ±1)* √ М1 Н 𝑘∗𝑖12 (36) 𝑎𝑤 = 𝑟𝐻 Где 𝑟𝐻 - радиус водила планетарного редуктора, Н 𝑖12 - передаточное отношение планетарной пары при остановленном водиле, М1 (н * м) — крутящий момент на входном валу колеса 𝑧1 , k — число сателлитов. Знак (+) для внешнего зацепления, (-) для внутреннего зацепления. Значение aW уточняют после выбора модуля. Модуль зубьев колес 𝑚= 2 ∗ 𝑎𝑤 Н (𝑖12 + 1) ∗ 𝑧1 42 (37)

Окончательно модуль зубьев принимают в соответствии со стандартным рядом модулей (СТ СЭВ 310-76) в мм 1-й ряд (1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16; 20) 2-й ряд (1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 7; 9; 11; 14; 18; 22) Задачей расчета является: определение передаточного числа и коэффициента полезного действия бортового редуктора; расчет геометрических параметров зубчатых колес, размеров для контроля и проверка зацепления; расчет на прочность при действии максимальной нагрузки; расчет подшипников качения на статическую грузоподъемность; расчет прочности шлицевых соединений. Коэффициент полезного действия η определяется по формуле η= ἶ 𝑖 (38) где ἶ − силовое предаточное отношение которое определяется ἶ = 1 − 𝑝 ∗ ηвнш ∗ ηвнт (39) Расчет геометрических параметров зубчатых колес Расчет геометрических параметров зубчатых колес внешнего зацепления произведен согласно ГОСТ 16532-70 [3, 7]. Результаты приведены в таблице 6. Таблица 6. Расчет геометрических параметров зубчатых колес внешнего зацепления Наименование и обозначение Ведущее Ведомое параметра колесо Исходные данные 43 колесо

Число зубьев 𝑍1 , 𝑍2 16 Модуль, мм 𝑚𝑛 10 Угол наклона зубьев на β 0֠ Исходный контур - ГОСТ 17755-81 Угол профиля исходного ɑ 20֠00’01’’ 20 делительном цилиндре контура Коэффициент головки зуба высоты исходного ℎɑ∗ 1 с∗ 0,25 𝑝f∗ 0,38 контура Коэффициент радиального зазора исходного контура Коэффициент радиуса кривизны переходной кривой в граничной точке профиля зуба исходного контура Ширина зубчатого b 80 75 венца, мм Таблица 6. Продолжение Коэффициент смещения x +0,5 +0,5 - 7-C 7-C u 1.25 исходного контура, мм Степень точности Определяемые параметры Передаточное число 44

Межосевое ɑ𝑤 188,643 расстояние, мм Делительный d 160 200 диаметр, мм Диаметр вершин 𝑑ɑ 180 200 впадин 𝑑𝑓 145 185 Начальный диаметр, 𝑑𝑤 167,683 209,603 Основной диаметр, 𝑑𝑏 150,351 187,938 Угол зацепления, мм ɑ𝑛𝑤 26֠16’50’’ зубьев, мм Диаметр зубьев, мм мм мм Контролируемые и измерительные параметры Постоянная хорда, 𝑆𝑐 17,084 17,084 до ℎ𝑐 6,891 6,891 36,452 43,293 мм Высота постоянной хорды, мм Таблица 6. Продолжение Радиус кривизны 𝑝𝑐 разноименных зуба профилей в точках, определяющих постоянную хорду, мм 45

Радиус кривизны 𝑝𝑝 26,342 34,04 выполнено выполнено 3 3 активного профиля зуба в нижней точке, мм Условие (возможность измерения постоянной хорды) Число зубьев в длине 𝑧𝑊𝑟 общей нормали Таблица 6. Продолжение Длина общей 𝑊 79,464−0,07 −0,19 80,025−,008 −0,2 нормали, мм Радиус разноименных зубьев, кривизны 𝑝𝑤 39,732 40,012 𝑝𝑎 49,894 57,182 - выполнено выполнено D 17,362 17,362 30֠12’19’’ 28֠26’14’’ профилей определяющих длину общей нормали Радиус кривизны профиля на окружности вершин, мм Условие 𝑝𝑝 < 𝑝𝑤 < 𝑝𝑎 Диаметр измерительного ролика, мм Угол профиля на 𝑎𝐷 окружности, проходящей через центр ролика 46

Диаметр 𝑑𝐷 173,971 214,406 𝑝𝑚 35,081 42,916 выполнено выполнено 191,333−0,139 −0,318 231,768−0,166 −0,353 окружности, проходящей через центр ролика Радиус кривизны разноименных профилей зубьев в точках контакта поверхности ролика с главными поверхностями зубьев, мм Условие - 𝑝𝑝 < 𝑝𝑚 < 𝑝𝑎 Размер по роликам, M Условие - выполнено выполнено - выполнено выполнено 19,348 19,348 мм 𝑑𝐷 + 𝐷 > 𝑑𝑎 Условие 𝑑𝐷 − 𝐷 > 𝑑𝑓 Нормальная толщина 𝑠𝑛 зуба по делительной окружности Таблица 6. Продолжение Проверка качества зацепления по геометрическим показателям. Коэффициент 𝑥𝑚𝑖𝑛 0,064 -0,17 выполнено выполнено наименьшего смещения Условие отсутствия подрезания зуба исходной производящей - рейкой 47

𝑥 ≥ 𝑥𝑚𝑖𝑛 Радиусы кривизны в 𝑝1 12,743 19,584 выполнено выполнено граничной точке профиля зуба, мм Условие отсутствия - подрезания 𝑝1 ≥ 0 - выполнено выполнено 𝑠𝑛𝑎 10,752 10,952 Условие отсутствия интерференции 𝑝1 ≤ 𝑝𝑝 Нормальная толщина зуба на поверхности вершин, мм Таблица 6. Продолжение Минимальное рекомендованное 0,4*𝑚𝑛 значение нормальной толщины зуба 4 на поверхности вершин при 48

поверхностном упрочнении зубьев, мм Условие отсутствия - выполнено выполнено 𝛳𝑝 -0,73659 -0,81711 заострения 𝑠𝑛𝑎 ≥ 0,4 ∗ 𝑚𝑛 Удельное скольжения профилей зубьев в нижних точках активных профилей зубьев, мм Коэффициент 0,784 торцового перекрытия Рекомендованное 1,2 торцовое перекрытия Коэффициент 0,784 перекрытия Расчет геометрических параметров цилиндрических зубчатых колес внутреннего зацепления произведен по ГОСТ 192774-73 [4, 11]. Результаты расчета приведены в таблице 7. Таблица 7 Геометрический расчет цилиндрической зубчатой передачи внутреннего зацепления Наименование и Ведущее Ведомое обозначение параметра колесо колесо Исходные данные Число зубьев 𝑍1 , 𝑍2 20 49 56

Модуль, мм Угол 𝑚𝑛 наклона 10 β 0֠ - ГОСТ 13755-81 ɑ 20֠00’00’’ зубьев на делительном цилиндре Исходный контур Таблица 7. Продолжение Угол профиля исходного ко нтура Коэффициент высоты головки зуба ℎɑ∗ 1 с∗ 0,25 𝑝f∗ 0,38 исходного контура Коэффициент радиального зазора исходного контура Коэффициент радиуса переходной граничной кривизны кривой в точке профиля зуба исходного контура Таблица 7. Продолжение Ширина зубчатого b 75 80 x +0,5 +1,417 - 7-C 7-C венца, мм Коэффициент смещения исходного контура, мм Степень точности 50

Обозначение долбяка Число зубьев *1 - *2 2530-0279 ГОСТ 9323-79 z0 - 14 x0 - 0,04 долбяка Коэффициент смещения долбяка Определяемые параметры Передаточное u 2,8 число Межосевое ɑ𝑤 188 расстояние, мм Делительный d 200 560 диаметр, мм Диаметр вершин 𝑑ɑ 220 567,45 впадин 𝑑𝑓 185 609,17 𝑑𝑤 208,889 584,889 𝑑𝑏 187,939 526,228 зубьев, мм Диаметр зубьев, мм Начальный диаметр, мм Основной диаметр, мм Таблица 7. Продолжение Угол зацепления, ɑ𝑛𝑤 25֠52’50’’ мм Контролируемые и измерительные параметры Постоянная 𝑆𝑐 17,084 хорда, мм 51 17,084

Высота до ℎ𝑐 6,891 -4,592 𝑝𝑐 43,292 93,232 𝑝𝑝 24,103 139,243 выполнено выполнено 3 9 постоянной хорды, мм Радиус кривизны разноименных профилей зуба , мм Радиус кривизны активного профиля зуба в нижней точке, мм Условие - (возможность измерения постоянной хорды) Число зубьев в 𝑧𝑊𝑟 длине общей нормали Длина общей 𝑊 80,025−0,08 −0,2 268,4670,26 0,14 Радиус кривизны 𝑝𝑤 40,012 134,234 𝑝𝑎 57,182 106,165 выполнено выполнено нормали, мм разноименных профилей определяющих зубьев, длину общей нормали Радиус кривизны профиля на окружности вершин, мм Таблица 7. Продолжение Условие - 𝑝𝑝 < 𝑝𝑤 < 𝑝𝑎 52

Диаметр D 17,362 17,362 𝑎𝐷 28֠46’14’’ 24֠34’17’’ 𝑑𝐷 214,406 578,626 𝑝𝑚 42,916 128,986 выполнено выполнено измерительного ролика, мм Угол профиля на окружности, проходящей через центр ролика Диаметр окружности, проходящей через центр ролика Радиус кривизны разноименных профилей зубьев точках в контакта поверхности ролика с главными поверхностями зубьев, мм Условие - 𝑝𝑝 < 𝑝𝑚 < 𝑝𝑎1 Размер по M 231,768−0,166 −0,353 561,2640,553 0,337 роликам, мм Условие - выполнено выполнено - выполнено выполнено 𝑑𝐷1 + 𝐷1 > 𝑑𝑎1 Таблица 7. Продолжение Условие 𝑑𝐷1 − 𝐷 > 𝑑𝑓1 53

Нормальная толщина зуба 𝑠𝑛 19,348 5,393 по делительной окружности Проверка качества зацепления по геометрическим показателям. Коэффициент 𝑥𝑚𝑖𝑛 -0,17 0 выполнено выполнено 19,583 151,463 выполнено выполнено выполнено выполнено 10,952 8,344 наименьшего смещения Условие отсутствия подрезания - зуба исходной рейкой 𝑥 ≥ 𝑥𝑚𝑖𝑛 Радиусы 𝑝1 кривизны в граничной точке профиля зуба, мм Условие - отсутствия подрезания Условие - отсутствия интерференции Нормальная толщина поверхности зуба 𝑠𝑛𝑎 на вершин, мм Коэффициент 1,121 перекрытия Расчет зубчатых колёс на прочность Максимальный момент на ведущем колесе 54

Mvkmax = 𝑓∗𝑚∗𝑔∗𝑧∗𝑡 (40) 2 ∗ 𝜋 ∗ η𝑔𝑢𝑠 Где f=0,57 –удельная расчетная сила тяги забегающей гусеницы, зависящая от конструктивных параметров машины, (3); M=50000 кг – масса машины; g=9,81 м/ с2 − ускорение свободного падения; z=15- число зубьев ведущего колеса; t=0,14 м- шаг гусеницы. η𝑔𝑢𝑠 = 0,92 − к. п. д. зацепления гусеницы с ведущим колесом Mvkmax = 0,57 ∗ 50000 ∗ 9,81 ∗ 15 ∗ 0,14 = 90690 Н ∗ м. 2 ∗ 𝜋 ∗ 0,92 К.П.Д бортредуктора определяется по формуле η𝑏𝑟 = 𝑖𝑠𝑖𝑙 𝑖𝑏𝑟 Где 𝑖𝑠𝑖𝑙 − силовое передаточное отношение определяемое по формуле 𝑖𝑠𝑖𝑙 = 1 − 𝑝 ∗ η𝑣𝑛𝑠ℎ ∗ η𝑣𝑛𝑡 (41) Где 𝑝 = 3,5 конструктивный параметр планетарного ряда η𝑣𝑛𝑠ℎ =0,985- к.п.д. внешнего зацепления η𝑣𝑛𝑡 = 0,99 − к.п.д. внутреннего зацепления 𝑖𝑠𝑖𝑙 = 1 − 3,5 ∗ 0,985 ∗ 0,99 = 4,413 η𝑏𝑟 = Момент на солнечной 4,413 = 0,981 4,5 шестерне бортового редуктора, Mс , Н ∗ м, определяется по формуле Msol = Mvkmax ∗ 𝛺 (42) 𝑖𝑏𝑟 ∗ η𝑏𝑟 Где неравномерности распределения нагрузки между сателлитами [4]; 𝑛𝜔 = 3 – количество сателлитов Msol = 90690 ∗ 1,09 = 22399 Н ∗ м 4,5 ∗ 0,981 55

Момент на сателлите рассчитывается по формуле: Msat = Mvkmax ∗ 𝛺 (43) 𝑖𝑏𝑟 ∗ 𝑛𝜔 ∗ η𝑏𝑟 Msat = 6849 Н ∗ м Допускаемое контактное напряжение σ𝐻𝑚𝑎𝑥 , МПа определяется ∶ для зубьев цементованных (материал 18Х2Н4МА) σ𝐻𝑚𝑎𝑥 = 44 ∗ 𝐻𝐻𝑅𝐶 МПа Где 𝐻𝐻𝑅𝐶 = 59 − твердость активных поверхностей зубьев. Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее деформаций, рассчитывается по формуле σ𝐹𝑙𝑖𝑚𝑀 = 2,8 ∗ σ𝑡 МПа Где σ𝑡 = 785 МПа σ𝐹𝑙𝑖𝑚𝑀 = 2,8 ∗ 785 = 2198 МПа Допускаемое контактное напряжения изгиба для цементованных зубьев рассчитывается по формуле (18Х24МА) рассчитывается по формуле σ𝐹𝑙𝑖𝑚𝑀 σ𝐹𝑚𝑎𝑥 = 𝑆𝑓𝑚 Где 𝑆𝑓𝑚 = 1.75 – коэффициент безопасности σ𝐹𝑚𝑎𝑥 = 2198 1,75 =1256 Мпа Расчет подшипников а) нагрузка на опоры сателлитов определяется по формуле[8, 10] 𝑃ст = Mvkmax ∗ 𝛺 (44) 𝑟𝑣𝑜𝑑∗𝑛𝜔∗𝑖 Где i=2 – число подшипников в сателлите 𝑟𝑣𝑜𝑑=0,18 м- радиус водила. 𝑃𝑠𝑎т = 90690∗1,09 0,18∗3∗2 = 91527 Н Б) нагрузки на опоры водила 56

Водило находится под воздействие сил натяжения верхней и нижней ветвей гусеницы и крутящего момента на ведущем колесе. Усилия натяжения в ветвях гусеницы определяется по следующим зависимостям: Тяговое усилие, 𝑃𝑡 = 𝑃𝑡 = 90690∗2∗3,14 15∗0,125 М𝑣𝑘𝑚𝑎𝑥 ∗ 2 ∗ 𝜋 (45) 𝑧𝑣𝑘 ∗ 𝑡 = 303896.739 Н Усилие в свободной ветви рассчитывается по формуле: 𝑃𝑠𝑣 = 𝑃0 − 𝑃𝑡 𝑧 (46) 1 + 𝑠𝑣 𝑧𝑟𝑎𝑏 Где 𝑃0 = 31057 Н – предварительное натяжение гусеницы; 𝑧𝑠𝑣 = 10 − количество траков в свободной ветви гусеницы 𝑧𝑟𝑎𝑏 = 64 – количество траков в рабочей ветви гусеницы 𝑃𝑠𝑣 = 31057 − 303896.739 1+ 10 64 =-231772.612 это означает, что свободная ветвь гусеницы полностью ослаблена, тогда 𝑃𝑠𝑣 = 0 Усилие в рабочей ветви рассчитывается по формуле 𝑃𝑟 = 𝑃𝑠𝑣 + 𝑃𝑡 𝑃𝑟 = 303895,739 Н Усилие на ось ведущего колеса рассчитывается по формуле 𝑄 = √𝑃𝑠𝑣 2 + 𝑃𝑟 2 + 2 ∗ 𝑃𝑠𝑣 ∗ 𝑃𝑟 ∗ cos(30֠) (47) 𝑄 = √303895,739 = 303895,739 Н 57

Рисунок 15 – Схема расположения подшипников водила Определение нагрузок на опоры 𝑅𝐴 , 𝑅𝐵 , Н: Статическая грузоподъемность подшипников водила 𝐶0 , Н, выбирается по методике [9]. Статическая грузоподъемность подшипника сателлита определяется по формуле: 𝐶0 = 44 ∗ (1 − 𝐷𝑤𝑙 ∗cos(0) 𝐷𝑝𝑤 ) ∗ 𝑖 ∗ 𝑧 ∗ 𝐷𝑤𝑙 ∗ cos(0)(48) Где 𝐷𝑤𝑙 = 15 диаметр ролика 0- номинальный угол контакта, равный углу между линией действия нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной к оси подшипника; 𝐷𝑝𝑤 =80 диаметр, проходящий через центр ролика; 𝑖=1 число рядов тел качения в подшипнике 𝑧=16 - число тел качения в одном ряду ; 𝐿𝑤𝑙 =15 - длина ролика Коэффициент запаса по статической грузоподъемности 𝐾0 , определяется по формуле[ : 𝐾0 = 𝐶0 𝑅 где R=92000 –нагрузка на подшипник, Н. Результаты расчета приведены в таблице 3. Статическая грузоподъемность левого подшипника водила определяется по формуле: 𝐶0 = 44 ∗ (1 − 𝐷𝑤𝑙 ∗cos(012) 𝐷𝑝𝑤 ) ∗ 𝑖 ∗ 𝑧 ∗ 𝐷𝑤𝑙 ∗ cos(12)(49) 58

Где 𝐷𝑤𝑙 = 25 диаметр ролика 12- номинальный угол контакта, равный углу между линией действия нагрузки на тело качения и плоскостью, перпендикулярной к оси подшипника; диаметр, проходящий через центр ролика; 167,5190 число рядов тел качения в подшипнике 𝑖=2 𝑧=36 - число тел качения в одном ряду; 𝐿𝑤𝑙 =21,4 - длина ролика Коэффициент запаса по статической грузоподъемности 𝐾0 , определяется по формуле : 𝐾0 = 𝐶0 (50) 𝑅 где R=522000 –нагрузка на подшипник, Н. Статическая грузоподъемность правого подшипника водила определяется по методике. Таблица 8. Запасы подшипников качения по статической грузоподъемности ы № Статическ Нагруз Коэффицие подшипник ая ка а по ГОСТ подшипник грузоподъемнос на нт запаса ть ит 3524 1398120 Водило 224 706336 Сателл 10231 128700 858508 1.629 92000 1,39 0 Расчет прочности шлицевых соединений Прочность шлицевого соединения водила со ступицей ведущего колеса определяется по методике (10). Шлицы Эв. 120х3,5х34 Рабочая высота зубьев h, мм. ℎ = 0,8 ∗ 𝑚 59

где m=3,5- модуль соединения ℎ = 2,8 мм Средний диаметр соединения 𝑑𝑠𝑟 , мм 𝑑𝑠𝑟 = 𝐷 − 1,1 ∗ 𝑚 Где D=120 –диаметр шлицевого соединения 𝑑𝑠𝑟 = 116,15 Удельный суммарный статический момент площади рабочих поверхностей относительно оси вала, мм3 /мм 𝑆𝑢 =0,5*𝑑𝑠𝑟 *h*z (51) 𝑆𝑢 = 5528.74 Предел текучести материала зубьев меньшей твердости 𝜎т , Мпа Материал водила сталь 30ХН3А. Твердость HRC 40.5; 𝜎т = 970 МПа. Материал ступицы – сталь 30ХГСЛ. Твердость HRC 24, 𝜎т = 630 МПа. [9]. Расчет выполняется по материалу ступицы. Коэффициент запаса прочности на смятие n=1,4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями 𝐾𝑧 = 1. Коэффициент концентрации нагрузки от закручивания вала 𝐾𝑘𝑟 = 2.65. Коэффициент продольной концентрации нагрузки (по длине соединения) 𝐾𝑝𝑟 = 2,65 Коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки в связи с погрешностью изготовления 𝐾𝑝 =1,4. Общий коэффициент концентрации нагрузки при расчете на смятие 𝐾𝑠𝑢𝑚 = 𝐾𝑝𝑟 ∗ 𝐾𝑧 ∗ 𝐾𝑝 (52) 𝐾𝑠𝑢𝑚 = 2,65 ∗ 1 ∗ 1,4 = 3,71 Среднее давление на рабочих поверхностях σ, Мпа, определяется по формуле σ= М𝑣𝑘𝑚𝑎𝑥 ∗ 2 ∗ 𝜋 ≤ [σ]𝑠𝑚 (53) 𝑆𝑢 ∗ 𝐿 где L=140 -рабочая длина соединения; [σ]𝑠𝑚 -допускаемое давление при расчете на смятие, МПа. 60

[σ]𝑠𝑚 = [σ]𝑠𝑚 = 785 = 151,136 МПа 1,4 ∗ 3,71 σ= σ= 𝜎т 𝑛 ∗ 𝐾𝑠𝑢𝑚 М𝑣𝑘𝑚𝑎𝑥 ∗ 2 ∗ 𝜋 𝑆𝑢 ∗ 𝐿 90687.503 ∗ 2 ∗ 3,14 = 117.164 5528.74 ∗ 140 [σ]𝑠𝑚 = 1,29 − коэффициент запаса в шлицевом водила 𝜎. 𝑡 Расчет прочности выполняется по методике [12]. Номинальное напряжение от изгиба σ, МПа σ𝑣 = 𝑄∗𝐿 𝑊𝑖 Где : 𝑊𝑖 = 169646.003 − момент сопротвиления сечения при изгибе; L=222- расстояние от середины шлицевого соединения до середины левого подшипника водила σ𝑣 = 303896.739∗222 169646.003 =397,681 МПа Напряжение от кручения 𝜏= М𝑣𝑘𝑚𝑎𝑥 𝑊𝑘 Где 𝑊𝑘 = 272271.363 - момент сопротивления сечения при кручении 𝜏= 90687.503 ∗ 1000 = 333.078 МПа 272271.363 Приведенное напряжение в опасном сечении σ𝑝𝑟 = √σ𝑣 2 ∗ 4 ∗ 𝜏 2 σ𝑝𝑟 = √397,6812 ∗ 4 ∗ 333.078 2 = 775.831 МПа Коэффициент запаса определяется по формуле: 𝜎т 𝑘𝑧𝑝 = σ𝑝𝑟 61

𝑘𝑧𝑝 = 970 = 1,25 775,831 5 Тяговый расчет прямолинейного движения гусеничной машины с механической трансмиссией Параметры машины Масса, кг., М = 50000. 62

Максимальная скорость движения, км/ч, Vmax = 50. Коэффициент обтекаемости, Нс2/м4., Kf = 0,6. Площадь поперечного сечения, м2., F = 10,293. Коэффициент полезного действия при движении с минимальной скоростью, ηгм.max=0,87. Параметры дороги Максимальный угол подъема, град, αmax = 30. Относительный угол подъема, i = 0,025. Коэффициент сопротивления движению, fгр = 0,015. Максимальный коэффициент сопротивления движению, fгр.max = 0,08. Параметры двигателя и систем моторной установки Тип двигателя, ТД = (2), быстроходный дизель с корректором. Таблица 8.Характеристики двигателя Номер режима 1 2 3 4 5 6 7 8 Относительные 0,429 0,524 0,619 0,714 0,810 0,905 1,0 1,04 0,4 0,556 0,678 0,783 0,889 0,978 1,0 0,5 257 245 239 236 238 243 251 251 обороты, nk Относительная мощность, Nk Удельный расход топлива, г/кВт.ч Частота вращения вала двигателя на режиме максимальной мощности, об/мин, nN = 2000 Тип системы охлаждения, СО = (2), эжекторная. Параметры трансмиссии Тип трансмиссии, Т = (2). Тип механической коробки передач, МКП = (5), центральная планетарная. Таблица 9. Количество зубчатых передач в редукторах. 63

Цилиндрических Конических Планетарных Во входном 1 0 0 Первом 0 0 1 Втором 0 0 0 Коробке 1 0 1 Третьем 0 0 1 Бортовом 0 0 1 передач Коэффициент отрыва первой передачи от второй, Kд = 1,25. Параметры гусеничного движителя Число зубьев ведущего колеса, z = 15. Шаг гусеницы, м, tг = 0,125. Тип беговой дорожки гусеницы и опорного катка, ТГ = (22), обрезиненная, двухрядный. Диаметр опорного катка, мм, Dk = 630. КПД зацепления гусеницы с ведущим колесом, ηг = 0,94. Определение затрат мощности в трансмиссии Нагрузочные затраты мощности в трансмиссии учитываются коэффициентами полезного действия отдельных редукторов трансмиссии. ηpi = 0,985nц*0,96nk*0,99nn. ηтр = ∏6𝑖=1 𝜂 𝑝𝑖 = 0,985*0,99*1*0,975*0,99*0,99=0,932 Для центральной планетарной коробки передач скоростные затраты мощности в трансмиссии на режиме максимальной мощности определяются по формуле, кВт. 𝑁𝑐трм = 4,57 ∗ 10−6 ∗ 𝑛𝑁2 − 0,010 ∗ 𝑛𝑁 + 9 (54) 𝑁𝑐трм = 7,08 Удельные затраты мощности на перематывание гусеницы для машины массой 50000 кг. fг = 0,02. Для обрезиненной беговой дорожки 64

гусеницы и двухрядного опорного катка коэффициент Bo = 0,034, а удельные затраты мощности на качение опорных катков в соответствии с [13] 𝑓𝑘 = 𝐵0 − 1.46 ∗ 10−5 *𝐷𝑘 (55) 𝑓𝑘 = 0,0248 Скоростные затраты мощности в гусеничном движителе, кВт 𝑁сгм = (𝑓𝑟 +𝑓𝑘 )∗𝑀∗𝑔∗𝑉𝑚𝑎𝑥 3600 (56) 𝑁сгм = 305,214 Суммарный коэффициент сопротивления движению: 𝑓𝑐 = 𝑓гр + 𝑖 𝑓𝑐 = 0,04 Мощность двигателя в условиях объекта, кВт[14]: 𝑁𝑒.об. = ( 𝑓𝑐 ∗𝑀∗𝑔∗𝑉𝑚𝑎𝑥 𝐾𝑓 ∗𝐹∗𝑉𝑚𝑎𝑥 3 3600∗𝜂г + 3,63 ∗103 ∗𝜂г +𝑁сгм ) ∗ 𝜂г −1 + 𝜂стрм (57) 𝑁𝑒.об. = 664,498 Эффективная мощность двигателя в условиях объекта, кВт 𝑁′𝑒 = 1,2 ∗ 𝑁𝑒.об. (58) 𝑁′𝑒 = 797,397 Принимается ближайшее значение из рекомендуемого ряда, кВт 𝑁′𝑒 = 800 Используя исходные данные для быстроходного дизеля с корректором, определяются значения внешней характеристики [15]. 5.1.1 Расчет характеристики двигателя в условиях объекта Затраты мощности в системах моторной установки составляют в системе охлаждения [16], кВт 65

𝑛эж = 0.06 ∗ 𝑁 ′ . 𝑒 ∗ ( 𝑛𝑣𝑛 2 ) (59) 𝑛𝑁 В системе выпуска для эжекторной системы охлаждения: Nвып = 0; В системе воздухоочистки, кВт: 𝑛 𝑛во = 0,03 ∗ 𝑁 ′ . 𝑒 ∗ ( 𝑘 )2 (60) 𝑛𝑁 Во вспомогательных системах, кВт: 𝑁всп = 0,035 ∗ 𝑁 ′ . 𝑒(61) Мощность двигателя и момент в условиях объекта: 𝑁е.об. = 𝑁е𝑘 − 𝑁эж − 𝑁во − 𝑁вып − 𝑁всп (62) 𝑀е.об. = 9550∗𝑁е.об. 𝑛𝑘 (63) Результаты расчета внешней характеристики приведены в таблице 10. Таблица 10. Внешняя скоростная характеристика двигателя Режим работы 1 2 3 4 5 6 7 8 Относительные обороты, 0,42 0,52 0,619 0,71 0,8 0,90 1 1,04 1 0,5 nk 9 4 4 10 5 Относительная мощность, 0,4 0,55 0,678 078 0,8 0,97 Nek 6 3 89 8 Обороты вала двигателя, 858 104 142 16 1810 200 nk 8 8 20 626 71 Мощность двигателя, Ne 320 444 1238 542 2080 0 782 800 400 1 Момент двигателя, Me Затрат 356 405 1 3 Охлаждение Nохл 0 0 4184 0 418 41 9 92 0 0 4128 382 1836 0 0 0 0 24 26 ы мощно Воздухоочистки сти в Nво 4,41 6,59 9,196 12,2 15, 19,6 7 3 систем Вспомогательны 28 ах, кВт х Nвсп 66 74 5

Всего в СМУ, кВт 41 47 55 64 75 86.9 100 105 486,8 561, 635, 695, 700 294 7 Мощность двигателя в 279 397 условиях объекта Nе.об, 6 9 375 37 6 49 4 кВт Момент двигателя в 310 361 условиях объекта Me.об, 2 3755 7 3669 334 1350 2 Н*м По результатам расчета внешней характеристики построен графики (рис.13) Рисунок 13. Внешняя скоростная характеристика двигателя Максимальная сила тяги при движении на максимальном подъеме определяется по формуле [17] 𝑃𝑚𝑎𝑥 = (𝑓гр.𝑚𝑎𝑥 ∗ cos (ɑ𝑚𝑎𝑥 ∗ 𝜋 180 ) + sin (ɑ𝑚𝑎𝑥 ∗ 𝑃𝑚𝑎𝑥 = 279322,837 Минимальная скорость движения, км/ч: 67 𝜋 )) ∗ 𝑀 ∗ 𝑔 180 (64)

𝑉𝑚𝑖𝑛 = 3600 ∗ max(𝑁е.об) ∗ 𝜂гм.𝑚𝑎𝑥 𝑃𝑚𝑎𝑥 (65) 𝑉𝑚𝑖𝑛 = 7,852 5.1.2 Выбор количества передач и определение передаточных чисел трансмиссии В настоящее время разбивка передаточных чисел механических трансмиссий осуществляется в основном по геометрической прогрессии. Знаменатель геометрической прогрессии должен быть меньше относительно диапазона рабочих оборотов двигателя примерно на 10%, т.е. 𝑛𝑀 = 1428 𝑛𝑁 𝑞 = 0,9 ∗ 𝑛𝑀 𝑞 = 1,261 Требуемое число передач 𝐾𝑔 = 1,25 𝑚𝑛 = log(𝑉𝑚𝑎𝑥 )−log(𝑉𝑚𝑖𝑛 )−log(𝐾𝑔 ) log(𝑞) (66) 𝑚𝑛 = 4,41 Принимаем mn = 4 Утонченное значение знаменателя геометрической прогрессии составляет 68

𝑞𝑦𝑚 = 𝑚𝑛 −1 √𝐾 𝑉𝑚𝑎𝑥 𝑔 ∗𝑉𝑚𝑖𝑛 (68) 𝑞𝑦𝑚 = 1,721 Максимальная скорость движения машины на передачах и общие передаточные числа на j-й передаче. 𝑉1𝑚𝑎𝑥 = 𝑉𝑚𝑖𝑛 = 7,852 км/ч 𝑉𝑚𝑎𝑥 = 𝑉1𝑚𝑎𝑥 ∗ 𝐾𝑔 *𝑞𝑦𝑚 𝑠 7,852 16,888 𝑉= км/ч 29,058 50 𝑈тр = 0,06∗𝑛𝑁 ∗𝑧∗𝑡г 𝑉 (69) 28,655 13,323 𝑈тр = 7,743 4,5 5.1.3 Расчет тяговой характеристики Скоростные затраты мощности в трансмиссии для низших передач (1,2,) рассчитываются по формуле: 𝑁стрн = 4,1 ∗ 10−6 ∗ (𝑛𝑣𝑛 )2 − 0,0099 ∗ 𝑛𝑣𝑛 + 7,4 (70) А для высших передач (3,4) – по формуле: 𝑁стрн = 4,7 ∗ 10−6 ∗ (𝑛𝑣𝑛 )2 − 0,0099 ∗ 𝑛𝑣𝑛 + 9 (71) По результатам расчета изменения скоростных затрат мощности в трансмиссии построены графики рис. 16. 69

Рисунок 16-Затраты мощности Скорость движения машины на j-ой передача в k-ой точке определяется по формуле Скоростные затраты мощности (кВт) в гусеничном движителе определяются по формуле 𝑁сг𝑉𝑗 = (𝑓г +𝑓к )∗𝑀∗𝑔∗𝑉𝑗 3600 (72) По результатам расчетов затрат мощности в гусеничном движете построены графики (Рис. 17) 70

Рисунок 17- Скоростные затраты мощности в гусеничном движителе. При известных значениях затрат мощности, КПД и скорости движения силу тяги можно определить на j-й передаче в k-й точке по формуле Значения расчетных точек тяговой характеристики по передачам сводятся в таблицу 4, и в координатах fg – V строится тяговая характеристика гусеничной машины по передачам (рис. 5). С правой стороны на графике наносится семейство линий коэффициентов сопротивления прямолинейному движению, определяемых уравнением: При этом коэффициент сопротивления грунта изменяется от 0,03 до 0,15, а угол подъема – в пределах от 0 до 30 с интервалом в 5 градусов. В нижней части тяговой характеристики строится зависимость частоты вращения вала двигателя от скорости движения по передачам. Результаты расчетов приведены на рис.18. 71

Рисунок 18- Тяговая характеристика гусеничной машины 6 Исследование тепловой нагруженности телескопического амортизатора с использованием имитационного математического моделирования Известно, что запасание энергии толчков и ударов со стороны дороги растягивает во времени взаимодействие гусеничной машины с неровностями частично гася воздействие на корпус [20]. Но все же несколько неровностей к ряду могут повлечь за собой раскачивание корпуса машины, что может в дальнейшем привести к пробою подвески. Во избежание возникновения сильных колебаний корпуса используют демпфирующие элементы, установленные в корпусе БГМ. 72

В данной научно-исследовательской работе (далее по тексту – НИР) проведено исследование процесса тепловыделения в гидравлическом амортизаторе БГМ. Полученные в ходе вычислений характеристики можно использовать в дальнейшем для оценки целесообразности применения амортизаторов В рассматриваемых конструкциях выбранных гусеничных машин. Методика построения и описание математической модели В данной работе объектом исследования является гидравлический амортизатор для быстроходной гусеничной машины, разработанный на базе амортизатора Т-80.Чертеж объекта исследования представлен на рисунке 17. Рисунок 19- Исследуемый амортизатор На рисунке 18 представлен решатель для дифференциального уравнения второго порядка в программном пакете MATLAB Simulink, составленный в начале моделирования подвески. Х̈𝑚 − 𝑏Х̇ − 𝑐Х = 0 где c – Соответствует коэффициенту жесткости; b – Соответствует коэффициенту демпфирования; m – Соответствует массе исследуемого объекта; Х̈ – ускорение штока поршня демпфирующего элемента; Х̇- скорость штока поршня демпфирующего элемента; Х − путь скорость штока поршня демпфирующего элемента. 73 (73)

Возмущение задается в систему в виде изменения профиля. Далее, вводя в уравнение характеристики исследуемого объекта, представленные на рисунках 21 и 22 и в таблице 11, и характеристики дороги, получаем модель подвески для исследуемого объекта, представленную на рисунке 23. Таблица 11. Исходные данные исследуемого объекта Наименование Обозначение Значение параметра Масса машины, приходящаяся на один m 3125 m_a 20 ht_steel 487 T_okr 20 S 0.247 Ro_air 1.2 V 13.889 D 6.846 опорный каток, кг Масса амортизатора, кг Удельная теплоемкость стали, Дж/кг*К Температура окружающей среды, с ֠ Площадь поверхности амортизатора, м2 Таблица 11. Продолжение Плотность воздуха, кг/ м3 Исследуемая скорость движения, м/с Длина машины, м базы 74

Удельная теплоемкость воздуха, ht_air 1005 С 164400 Дж/кг*К Удельная жесткость подвески кН/град. Рисунок 20-Реализация модели решателя дифференциального уравнения второго порядка 75

Рисунок 21 – Демпфирующие характеристики Рисунок 22- Упругая характеристика подвески Для получения характеристик по нагреву амортизатора рассчитываем интеграл мощности на выходе с демпфирующего элемента. Полученную энергию умножаем на температурный коэффициент и на коэффициент обдува, таким образом получаем прирост температуры в амортизаторе. Далее складываем со значением начальной температуры амортизатора (температура окружающей среды), в итоге получаем температуру амортизатора в конкретный момент времени. Реализация модели решателя, производящего вышеописанные вычисления, представлена на рисунке 21. 76

Рисунок 23 – Реализация модели подвески исследуемого объекта 𝑍̈1 = −𝐶1 ∗ (𝑍1 − 𝑎 ∗ sin(𝜔𝑡)) − 𝐶2 ∗ (𝑍1 − 𝑍2) − 𝑏1 ∗ (𝑍1̇ − 𝑎 ∗ 𝜔̇ ∗ cos(𝜔𝑡) m1 𝑍̈2 = −𝐶2 ∗ (𝑍2 − 𝑍1) − 𝑏2 ∗ (𝑍1̇ −̇ 𝑍2̇ m2 А = ∫ 𝑊 = (∫ ∫ 𝑋̈ ∗ 𝑅) − ∫ ∫ 𝑋̈ ∗ 𝑅) ∗ 𝑉 ∗ 𝑆 ∗ ℎ𝑡_𝑐𝑝𝑐𝑡_𝑎𝑖𝑟 (74) Где: А – механическая работа, идущая на нагрев амортизатора, Дж; Х̈ – ускорение штока поршня демпфирующего элемента; R – демпфирующая сила в амортизаторе; V – скорость БГМ; S – площадь поверхности амортизатора; ht_cpcat_air – удельная теплоемкость воздуха. 𝑡 = 𝑇𝑜𝑘𝑟 + А ℎ𝑡_𝑠𝑡𝑒𝑒𝑙 Где: 𝑇𝑜𝑘𝑟 – температура окружающей среды; 77 (75)

t – температура амортизатора; Рисунок 24 – Реализация модели для расчета температуры амортизатора Описание проводимых вычислительных экспериментов Перечень рассчитываемых параметров определялся в соответствии с требованиями ОСТ В3-6872-96 «Ходовая часть военных гусеничных и колесных машин. Методы испытаний на плавность хода»[18] [19]. В процессе была рассчитана температура установившегося режима амортизатора в различных режимах нагружения. Расчёты проводились при моделировании на дороге с твердым покрытием по методике, предусмотренной ОСТ В3-6872-96. Температура окружающего воздуха по условию расчета t = + 20 0С. При проведении расчётов на дороге с твердым покрытием движение изделия моделировалось в диапазоне скоростей от 0 км/ч до максимальной скорости в условиях испытаний, равной 50 км/ч, в обоих направлениях по искусственным синусоидальным неровностям со следующими параметрами: высота 0,2 м; расстояния между вершинами неровностей (длины волн) – L=6.846 м (1 база изделия), L=10.269 м (1.5 базы изделия), L=13.692 м (2 базы изделия) L=17.115 м (2.5 базы изделия). При проведении расчетов при возбуждении колебаний тряски искусственные неровности были треугольной формы с высотой 0,05 м и длиной основания 0.835 м. 78

Расстояние между вершинами двух соседних неровностей для возбуждения колебаний тряски соответствовало среднеарифметическому расстоянию между опорными катками. Результаты численного моделирования На рисунке 23 представлены значения изменения температур на исследуемых режимах движения, полученные результаты проведенного моделирования. На графике показано, что Δt.1 – значения прироста температур для движения по периодическим неровностям длиной 10.269 м (1.5 базы изделия), высотой 0.2 м, Δt.2 – значения прироста температур для движения по периодическим неровностям длиной 13.692 м (2 базы изделия), высотой 0.2 м, Δt.3 – значения прироста температур для движения по периодическим неровностям длиной 17.115 м (2.5 базы изделия), высотой 0.2 м, Δt.4 – значения прироста температур для движения по периодическим неровностям длиной 1 м (среднее арифметическое расстояние между центрами опорных катков), высотой 0.05 м , Δt.5 – значения прироста температур для движения по периодическим неровностям длиной 6.846 м (1 база изделия), высотой 0.2 м. 79

Рисунок 25- Изменение температуры амортизатора Вывод На основании проведенных расчетов изменения температуры амортизатора БГМ в среде программирования MATLAB Simulink, можно сказать, что температура амортизатора значительно возрастает при увеличении скорости движения БГМ по высокочастотным периодическим неровностям. В результате проделанной работы, была разработана блок-схема математической модели для части подвески БГМ, позволяющая произвести расчет изменения температуры амортизаторов. 7 Исследование тепловой напряженности массивных шин опорных катков быстроходных гусеничных машин В работе приводятся результаты теоретического и экспериментального исследования тепловой напряженности шин опорных катков быстроходных гусеничных машин. Анализируется существующая методика расчета тепловой напряженности шин опорных катков, выявляются явления, не учитываемые в данной методике, но оказывающие существенное влияние на изменение температуры внутренних слоев массивных шин быстроходных гусеничных машин. Приводится пример расчета температуры массивной шины с использованием программного пакета Matlab Simulink. Описание проблемы Повышение подвижности транспортных средств является актуальной проблемой. Для ее решения в современных машинах увеличивается мощность двигателя, совершенствуются свойства трансмиссии, движителя, систем подрессоривания и управления движением. Однако реализация потенциальных скоростных свойств быстроходных гусеничных машин ограничивается рядом не исследованных ранее динамических явлений, возникающих при взаимодействии гусеничного движителя с опорной поверхностью [22],[27], [26] и приводящих, в частности, к ограничению долговечности элементов конструкции движителя вследствие высоких устойчивости динамических движения машины и и 80 температурных т.д. Движение перегрузок, потере гусеничных машин

осуществляется в основном вне дорог, на неподготовленных природных территориях, начиная от пустынного песка до мягкой грязи и заканчивая снегом [28]. Однако при движении по твердой поверхности – мерзлый грунт, каменистая дорога и др. возникают динамические явления, существенно ограничивающие ресурс элементов движителя. Проблема взаимодействия движителя гусеничных машин с рельефом местности всегда привлекала значительное внимание исследователей. Новаторские работы были основаны прежде всего на эмпирическом подходе к предмету исследования. Первые публикации в этой области были сделаны Беккером [29], а затем Уилером [30], Вонгом [31] и другими учеными. Беккер является инициатором широких исследований системы «движитель – опорная поверхность», [6] создали полуэмпирические модели взаимодействия движителя с местностью, которые являются основой террамеханики гусеничных транспортных средств. В своей работе они упростили процесс взаимодействие между движителем с опорной поверхностью, рассматривая опорный каток, как жесткую опору. Вонг [31] описал более сложную модель, в которой гусеница предполагалась «гибкой». В работе [32] гусеница также моделируется как гибкая и нерастяжимая нить. Данные математические модели позволяют описать взаимодействие гусеницы с опорным основанием. Галастис [33] описал метод, который позволяет прогнозировать динамические нагрузки, возникающие в движителе быстроходных гусеничных машин. Ли и соавторы [34] описали взаимодействие между звеньями гусеницы и другими элементами движителя, такими как опорные катки. Они представили результаты компьютерного моделирования крупномасштабной гусеничной машины со ста шестнадцатью степенями свободы. Уилер [37] представил компьютерную программу, которая позволяет имитировать динамику движения гусеничной машины. Современные разработки компьютерных методов и все более передовых технологий дают возможность проводить точное моделирование больших и сложных систем. Таким образом, [38] представил модель взаимодействия «опорный каток - гусеница - опорное основание» 81

на основе метода конечных элементов. Модель представляет собой сегмент гусеницы, который взаимодействует с опорной поверхностью и опорными катками при представлении гусеницы в виде непрерывной ленты с жесткими связями. В работе задействован так называемый силовой «суперэлемент», который включает в себя гусеничный сегмент, два опорных катка и грунт под гусеницей между опорными катками. Санду и Фриман [37] использовали метод моделирования «суперэлементов» для высокоскоростных военных гусеничных машин, предполагая, что гусеничная цепь может быть смоделирована как непрерывная гибкая нить. Анализ математических моделей блока подвески ОК гусеничной машины позволяют изучать движение как линейной или нелинейной механической системы при детерминированном или случайном возмущении, определять закономерности, отражающие связь кинематических и силовых параметров с особенностями конструкции системы подрессоривания в характерных условиях движения, нагруженность элементов [23]. При этом, как указывалось выше, принимается допущение, что гусеница является деформируемой однородной лентой, хотя в трудах В.П. Аврамова [40] отмечено существенное влияние звенчатости гусеницы на динамику движения опорных катков. Однако исследования построены на основе кинетостатических моделей, по сути геометрии движения ОК по ОБД, без учета инерционных и упруго-демпфирующих, т.е. динамических свойств системы. Динамика взаимодействия упругой шины с металлической беговой дорожкой как нелинейной системы рассмотрена в работе [35] [26] [39]. При этом в модели учтено влияние нелинейного упругого взаимодействия с учетом диссипации энергии. Модель контактного взаимодействия «шина опорного катка– ОБД», в том числе в зоне шарниров траков составлена приближенно, на основе статических данных без учета качения и колебания нагрузки. Из зарубежных авторов наибольший интерес представляет работа [36, 41] в которой исследование проводится на основе конечноэлементной модели. В действительности процесс взаимодействия шины с ОБД носит более сложный характер. Однако в анализируемых источниках исследование ведется по качественным зависимостям, принимая вертикальные ускорения оси ОК в виде гармонических или постоянных функций, не учитывается скорость 82

деформации и релаксация материалов, т.е. поглощающая и сглаживающая способность. Это приводит к значительному расхождению (до 50%) амплитуд ускорения, а резонансные режимы имитируются недостаточно точно. Таким образом, проведенный анализ показал, что известные модели описывают взаимодействие движителя с опорным основанием при движении, как правило, по деформируемому грунту, когда контакт первого опорного катка с сегментом гусеницы приводит к погружению траков гусеницы в грунт. Следующие опорные катки двигаются по относительно ровной поверхности гусеницы. В таких условиях жесткость взаимодействия шины опорных катков и обрезиненной беговой дорожки гусеницы не существенно влияет на характер формирования динамической нагрузки, действующей на опорный каток. Однако поведение системы, процесс формирования динамических нагрузок в гусеничном движителе существенно отличаются при движении гусеничной машины по малодеформируемому основанию. Следует отметить, что большинство современных быстроходных гусеничных машин (БГМ) оснащаются гусеницами с обрезиненной беговой дорожкой переменной толщины эластичного слоя. Принято считать, что такое решение ограничивает погонную массу, уменьшает зависимость прочности от износа, снижает уровень теплонапряженности шин и акустических излучений. Выбор параметров шин опорных катков и обрезиненной беговой дорожки гусениц осуществляется из условия обеспечения несущей способности и ограничения температурного режима в течение требуемого ресурса. При эксплуатации машин с обрезиненной беговой дорожкой (ОБД) гусеницы по дорогам с малодеформируемым основанием (скалистый грунт, мерзлый грунт, обледенелая зимняя дорога, разбитый асфальт, бетон и др.) характер взаимодействия шины с траком крайне не стабилен, вплоть до отрыва ОК от поверхности ОБД из-за изменения уровня элементов профиля беговой дорожки [41, 26]. Опорные катки с массивными резиновыми шинами нашли широкое применение в конструкции гусеничного движителя современных быстроходных гусеничных машин (БГМ). Резиновые шины снижают динамические нагрузки на 83

гусеницу, подшипниковый узел опорного катка, детали системы подрессоривания. Кроме того, применение опорных катков с наружными массивными резиновыми шинами способствуют снижению шума при движении машины. При качении опорного катка по беговой дорожке гусеницы участки шины попеременно сжимаются и разжимаются, что, вследствие внутреннего трения, приводит к повышению температуры шины. В соответствии с условиями работы шины, ее эксплуатационные качества оцениваются следующими показателями : - средним удельным давлением на поверхности контакта между шиной и беговой дорожкой гусеницы; - максимальной температурой нагрева шины в установившемся процессе тепловыделения и теплообмена при движении машины с максимальной скоростью. Для обеспечения работоспособности, шин эти показатели не должны превышать допустимые значения выбранной марки резины и клея. В случае превышения удельного давления выше допустимого происходит усталостное разрушение резинового массива, а при превышении температуры нагрева расслаивание шины или отслаивание ее от обода опорного катка (рис.26). 84

Рисунок 26-Опорный каток БГМ с разрушенным резиновым массивом Целью данной работы является теоретическое исследование тепловой напряженности массивных резиновых шин опорных катков. Для достижения поставленной цели решаются следующие задачи: – на основе сравнения экспериментальных данных и существующей методики расчета тепловой напряженности шин опорных катков БГМ обосновывается необходимость совершенствования как методики расчета тепловой напряженности шин, так и методов экспериментального определения температуры внутренних слоев; - разрабатывается математическая модель в программном пакете Matlab Simulink, обосновывающая необходимость усовершенствования существующей методики расчет. Экспериментальные исследования проводились в лаборатории кафедры гусеничных машин Курганского Государственного Университета с использованием поверенного высокоточного измерительного оборудования – измерительного комплекса на базе аналого-цифрового преобразователя (АЦП) L-Card Е4-440 и комплекта датчиков для измерения виброускорений и температуры. Обоснование необходимости совершенствования методики расчета тепловой напряженности шин опорных катков БГМ Существующая в настоящее время методика расчета тепловой напряженности шин опорных катков разработана в сороковых годах прошлого века Козловым А.Г. и подробно изложена в работах [21, 39]. Температура массивной шины определяется на основе расчетной схемы (рис. 25) 85

Рисунок 27 – Схема расчета резиновой шины опорного катка по следующей зависимости: 𝑇 = 𝑡в + 𝑄 (76) ∝ 𝐹ш где tв – температура окружающего воздуха, К; Q - количество тепла, выделяемое в массивной шине за 1 с работы, Дж; α – коэффициент теплоотдачи от резины к воздуху, Вт/(м2.К). Количество тепла Q определяется величиной диссипации энергии в процессе упругой деформации шины опорного катка и учитывается коэффициентом ψ внутреннего трения резины, ψ=0.25 …0,5: 𝑄= 𝜓𝐴𝑛 60 ,𝑛= 60𝑉 3.6𝜋𝑅 , (77) где n – частота вращения опорного катка, об/мин; V – скорость движения машины, км/ч; А – работа деформации массивной шины за один оборот опорного катка 𝐴 = 𝜋𝑞𝑚 𝜆𝑚 𝑏ш 𝑅 (1 − 𝜆𝑚 ) 2𝑅 (78) Коэффициенты, входящие в данное выражение, рассчитываются следующим образом: 𝜆𝑚 = 2 𝑙ш 8𝑅 (79)– максимальная деформация массивной шины, м; 86

3 𝑙ш ≈ 2√ Нш 𝑅 𝑅Рш √𝐸 𝑝 𝑏ш (80)- длина хорды, по которой происходит контакт шины и беговой дорожки гусеницы, м ; 𝑞𝑚 = 4𝑃 𝜋𝑏ш 𝑙ш - максимальное удельное давление в контакте шины с обрезиненной беговой дорожкой, Па. Как следует из анализа расчетной схемы и математических зависимостей, температура массивной шины определяется без учета звенчатости гусеничного обвода. Удельное давление в контакте не является постоянным, а меняется в соответствии с «траковой» частотой. При воздействии на массивную шину постоянной статической нагрузки удельное давление в контакте не является постоянным, а меняется в соответствии с «траковой» частотой, что приводит к изменению периодическому деформации массивной шины, а также и к периодическому изменению жесткости массивной шины. Результатом этого является возникновение параметрических колебаний, с периодически изменяемым параметром С – жесткость (рис. 26). Рисунок 29 – Пятно контакта и деформация в зоне шарниров траков При движении машины виброускорения имеют высокочастотный характер, их амплитуды на определенных скоростях движения машины достигают 30g.Что свидетельствует о возникновении резонанса. Что подтверждается результатом экспериментального исследования (рис. 30). 87

Рисунок 30 – Фрагмент осциллограммы изменения ускорений по каткам БГМ На рис. 31 показана амплитудно-скоростная зависимость для одного из опорных катков. Исходя из рисунка, можно сказать, что возникшая при 10 м/с (36 км/ч) амплитуда соответствует амплитудам, возникающим на «траковых» частотах. Рисунок 31 – Зависимость амплитуды виброускорений катка от скорости движения машины Полученные результат позволяют выдвинуть гипотезу о возникновении параметрического резонанса, что приводит к по высокой температурной напряженности шин опорных катков вследствие действия при движении по твердым грунтам дополнительной, не учитываемой ранее, динамической нагрузкой с «траковой» частотой ω=2πV/tг, где ω – траковая частота, рад/с; V – скорость машины, м/с; tг – шаг гусеницы, м. 88

Возникающие динамические и являются причиной малого ресурса элементов ходовой части БГМ. (Рис.30 Рис.31 Рис. 32) Рисунок 32- Разрушенный экспериментальный композитного материала снегоболотохода ТМ-140 опорный Рисунок 33- Каток БМД-4М с поврежденной массивной шиной 89 каток из

Рисунок 34- поврежденные балансиры БГМ Устойчивость параметрических колебаний можно ценить аналитически с использованием диаграммы Айнса-Стретта (рис.35). Рисунок 35 –Диаграмма Айнса-Стретта Как видно из представленной диаграммы, колебания опорных катков теряют устойчивость при скоростях равных 21,7 м/с, 10,8 м/с, 7,3 м/с, 90

С учетом суммарной массы опорного катка, подшипникового узла и части балансира (от 36 до 45 кг в зависимости от применяемых материалов), в соответствии с формулой: сила= масса×ускорение Высокочастотная (до 140 Гц) нагрузка (дополнительно к статической) достигает по амплитуде величины статической нагрузки (36кг×30g ~ 1000кгс). Отсюда следует вывод, что реальная температура массивной шины будет существенно отличаться, от температуры, рассчитанной по существующей методике. Ранее выполненные измерения температуры в массивных шинах опорных катков БГМ показали существенную неравномерность распределения температурного поля в различных слоях массивной шины (рис. 34). Рисунок 36 – Распределения температуры внутри массивных шин и на ее поверхности Описание проводимых численных экспериментов В данной работе объектом исследования является массивная шина быстроходной гусеничной машины. Ниже 91 представлена условная схема

подвески(рис.35). Рисунок 37-расчетная схема подвески для опорного катка При расчете температур используются следующие параметры (Табл.12): Таблица 12. Параметры расчета температуры массивной шины Обозначение наименование значение C1 жесткость подвески 3000000 C2 статическая 47000 переменной жесткость массивной шины M1 масса катка кг 35 M2 масса машины, приходящаяся 1800 на один каток V исследуемые скорости 4 ;7 ; 20 движения машины , м./с. L Длина трака гусеницы, м 0.15 w Траковая частота 2*pi*V/L a деформация шины, м 92 массивной 0.001

коэффициент диссипации в b 1600 резине масса резины, нагреваемой в mss_tire 0.336 момент времени кг удельная ht_cpct_rubber теплоемкость 1420 резины, J/kg*С tmprt_kfcnt = 1 / (mss_tire * ht_cpct_rubber ) init_tmprt температура потоков воздуха, 20 площадь 0.002 С A_heatexchange поверхности охлаждения м2 плотность kg/m^3 ro_air 1.2 Таблица 12. Продолжение удельная ht_cpct_air 1005 теплоемкость воздуха, J/(kg*deg) flow_coef = V * A_heatexchange * коэффициент охлаждения воздухом ro_air * ht_cpct_air При расчете температур необходимо на начальном этапе рассчитать ускорения катка 𝑍̈1 при движении машины. 𝑍̈1 = { −𝐶1 ∗ (𝑍1 − 𝑎 ∗ sin(𝜔𝑡)) − 𝐶2 ∗ (𝑍1 − 𝑍2) − 𝑏1 ∗ (𝑍1̇ − 𝑎 ∗ 𝜔̇ ∗ cos(𝜔𝑡) m1 (81) −𝐶2 ∗ (𝑍2 − 𝑍1) − 𝑏2 ∗ (𝑍1̇ −̇ 𝑍2̇ 𝑍̈2 = m2 93

Далее считаем работу нагрева: А = ∫ 𝑊 = (∫ ∫ 𝑍̈1 ∗ 𝑏) − ∫ ∫ 𝑍̈1 ∗ 𝑏) ∗ 𝑉 ∗ 𝑆 ∗ ℎ𝑡_𝑐𝑝𝑐𝑡_𝑎𝑖𝑟 (82) Где: А – механическая работа, идущая на нагрев шины, Дж; Х̈ – ускорение опорного катка; R – демпфирующая сила в массивной шине; V – скорость БГМ; S – площадь поверхности массивной шины; ht_cpcat_air – удельная теплоемкость воздуха. 𝑡 = 𝑇𝑜𝑘𝑟 + А (83) ht_cpct_rubber Где: 𝑇𝑜𝑘𝑟 – температура окружающей среды; t – Температура массивной шины; На рисунке 36 представлена математическая модель, позволяющая рассчитать температуру массивной шина с учетом возникновения резонанса. 94

Рисунок 38-модель, разработанная в программном пакете Matlab Simulink. Расчеты проводились для скоростей машины равных 4 ; 5 ; 20 м/с. Расчетное время 720 секунд .Результаты этих расчетов представлены на рисунках 40, 41 и 42. Рисунок-39 результаты расчетов температур при скорости движения 7 м/с 95

Рисунок 41- результаты расчетов температуры массивной шины при скорости движения 20 м/с Рисунок 42- результаты расчета температуры массивной шины при скорости 4 м/c. Выводы В данной части выпускной квалификационной работы обоснована необходимость усовершенствования методики расчета температур массивных шин опорных катков БГМ. Из результатов расчетов температуры массивной шины в процессе движения БГМ, делается вывод, что при резонансных режимах движения возникает значительный перегрев массивной шины На основании проведенных расчетов изменения температуры амортизатора БГМ в среде программирования MATLAB Simulink, можно сказать, что температура амортизатора значительно возрастает при увеличении скорости движения БГМ по высокочастотным периодическим неровностям. В результате проделанной работы, была разработана математическая модель для части подвески БГМ, позволяющая произвести расчет изменения температуры амортизаторов. А также выдвинута гипотеза о возникновении параметрического резонанса, что приводит к по высокой температурной напряженности шин опорных 96

катков вследствие действия при движении по твердым грунтам дополнительной, не учитываемой ранее, динамической нагрузкой. 8 Расчет напряженно-деформированного состояния балансира Одним из высоконагруженных элементов ходовой части быстроходных гусеничных машин является балансир, который передавая усилия от опорного катка на корпус машины, закручивает торсионный вал. 97

Балансир представляет собой рычаг, служащий для преобразования вертикального движения катка во вращательное движение головки торсиона. Балансир состоит из рычага балансира и двух осей: верхней, устанавливающейся в корпус, и нижней – оси катка. Исключение составляет балансиры танков Т 80 и Т64 которые вместо верхних осей имеют цилиндрические корпус-обоймы. В качестве верхних осей балансиров в Т-80 и Т-64 используются кронштейны, установленные в корпус ГМ. Балансиры изготавливаются ковкой или штамповкой как цельными, так и составными. Например, ось балансира ГМ-569 изготовляется раздельно и соединяется с балансиром посадкой с натягом и сваркой. На легких машинах используется также конструкция, в которой ось катка, ось балансира и тело балансира изготавливаются отдельно из проката и соединяются посадками и сваркой. Ось катка имеет посадочные места под внутренние кольца подшипников катка. Для снижения массы конструкции в оси катка выполняется отверстие, закрываемое заглушкой для предотвращения излишнего расхода смазки. Из соображений технологичности ремонта и восстановления рабочую поверхность манжетных уплотнений изготавливают в виде напрессованной на ось катка втулки. При ремонте изношенная, с выработками от манжет, втулка срезается и заменяется новой. В противном случае необходимо восстанавливать ось катка наплавкой с последующей механообработкой и термоупрочнением. Рычаг балансира может иметь постоянное (например, круглое) сечение или переменное, обеспечивающее равномерную прочность. Для снижения массы конструкции в теле балансира может выполняться отверстие, не влияющее на изгибную прочность балансира. Также на балансире предусмотрена специальная площадка или палец, запрессованный в отверстие оси катка, для упора в ограничитель хода (отбойник). Палец также используется для установки домкрата при вывешивании опорного катка [24]. Нагрузки, возникающие при движении быстроходной гусеничной машины, приводят как к повышенным динамическим нагрузкам в ходовой части, так и к 98

высоким объемным напряжениям, действующим в балансире. Целью данной работы является исследование напряженно-деформированного состояния балансира при воздействии максимальных нагрузок, снятых с упругой и демпфирующей характеристик разрабатываемой гусеничной машины. Создание модели для расчета напряженно-деформированного состояния Для создания геометрии исследуемого балансира (рисунок 40, 41) был использован SOLIDWORKS 2017 (23). Рисунок 42- Геометрия балансира. Вид слева 99

Рисунок 43- Геометрии балансира. Вид справа Далее для работы с разработанной геометрией в программе Ansys Workbecnh необходимо переформатировать геометрию [25]. Меняем формат файла с SLD PRT на STEP и загружаем полученную геометрию в Ansys Workbench. Выбираем геометрию детали, устанавливаем тип сетки и размер конечного элемента и генерируем сетку. Результаты генерации сетки приведены на рисунке 44. 100

Рисунок 44- Результат генерации сетки балансира При создании сетки был использован автоматический генератор, размер конечного элемента был выбран 4 мм. В итоге разработанная сетка содержит 1543686 узлов и 1101431 элемент. Задаваемые ограничения должны предотвратить продольное перемещение верхней оси балансира, а также имитировать установку торсиона (рисунок 45). 101

Рисунок 45- Заделки и приложенные силы Цилиндрическая заделка А, установленная в местах установки подшипников (рисунок 46), ограничивает радиальные перемещения верхней оси балансир, но оставляет осевые и касательные напряжения. 102

Рисунок 46-Цилиндрическая заделка А Цилиндрическая заделка В (Рис. 47), установленная в месте крепления торсионного вала, по своему функционалу заменяет торсионный вал и оставляет возможность радиальных и осевых перемещений балансира в данном месте, но ограничивает возможность сдвигов по касательной. 103

Рисунок 47- Цилиндрическая заделка В Заделка С компрессии (рисунок 48) имитирует зажатие балансира шариками и ограничивает осевые перемещения. Рисунок 48- Заделка С компрессии Величина силы D (Рисунок 49), воздействующая на балансир со стороны опорного катка, берется исходя из упругой характеристики подвески, ранее рассчитанной и представленной на рисунке 50. 104

Рисунок 49- Сила D Рисунок 50- Упругая характеристика подвески Значение силы E (рисунок 51), воздействующей на балансире в месте соединения амортизатора, взята из демпфирующей характеристики амортизатора на прямом ходу (рисунок 52) 105

Рисунок 51- Сила Е, приложенная к уху балансира. Рисунок 52- Характеристика амортизатора на прямом и обратном ходах. 106

Результаты расчета напряженно-деформированного состояния балансира В результатах расчета для балансира представлены: перемещения и деформированное состояние модели (рисунок 53, 54), распределение эквивалентных напряжений в теле балансира (рисунок 54, 56). Рисунок 53- Деформированное состояние балансира Рисунок 54- Деформированное состояние балансира 107

Рисунок 55- Эквивалентные напряжения в балансире Рисунок 56- Эквивалентные напряжения в балансире Выводы В результате проведенного исследования были получены данные об напряженно-деформированном состоянии предложенной конструкции балансира. При производстве балансира предполагается использовать сталь 40ХН2МА. Предел текучести данной стали после закалки при 850 C b֠ и отпуска в воде 930 Мпа. 108

Максимальные напряжения в балансире из расчета составляют 724 Мпа, но это в точке где возникает сингулярность. По телу балансира напряжения в среднем составляют порядка 300 МПа, откуда следует что мы имеем достаточно высокий запас прочности и разработанный балансир пригоден для применения в конструкции разрабатываемого контейнеровоза. 9 Расчет центра тяжести гусеничного контейнеровоза За начало отсчета координат приме середину диаметра ведущего колеса. 109

При расчете предполагается что, машина симетрична в поперечной проекции. Таблица 12. Результаты расчета центра тяжести машины Наименование Масса, кг Координаты составных частей центра тяжести xi,yi м Топливные 2353 4,798 0,031 Трансмиссия 800 0,265 0 Двигатель 1020 1,527 0,348 Корпус 18362 3,754 0,068 Груз 27305 5,484 1,731 Машина без 22695 3,468 0,271 Машина 50000 4,727 1,184 баки груза с грузом Центры масс машины, отмеченные на корпусе, представлены на рисунке 57. Рисунок 57. Обозначение центров масс машины ЗАКЛЮЧЕНИЕ В ходе выполнения данной выпускной квалификационной работы был разработан вариант конструкции гусеничного контейнеровоза массой 50 тонн. 110

Предложенные варианты конструкции подвески, компоновка, а также бортовой редуктор полностью удовлетворяют предъявляемым требованиям. Также стоит отметить, что при выполнении научно-исследовательской части данной работы обоснована необходимость совершенствования методики теоретического расчета тепловой напряженности массивных шин опорных катков быстроходных гусеничных машин, а также разработки метода стабилизации динамических и тепловых процессов в гусеничном движителе быстроходных гусеничных машин. 111

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ 1. Конструкция и расчёт подвесок быстроходных гусеничных машин: Учеб. пособие. Дядченко М. Г., Сарач Е.Б., Котиев Г.О. – М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2007 – 40 с. 2. Основы расчета систем подрессоривания гусеничных машин на ЭВМ. Учебное пособие по курсу «Теория ходовых систем гусеничных машин». Дядченко М. Г., Котиев Г.О., Наумов В.Н. – М.: Издательство МГТУ им. Н. Э. Баумана, 1999 – 30 с. 3. ГОСТ 16532-70. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет геометрии. 4. ГОСТ 19874-73. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внутреннего зацепления. 5. Буров С.С. Конструкция и расчет танков. –М.: Изд. Академии БТВ, 1973. 6. Планетарные передачи. Справочник / Под редакцией В.Н. Кудрявцева Ю.Н. , Кирдяшева-М., Машиностроение , 1977. 7. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внутреннего зацепления. Расчет прочности. 8. ТМ 130-сб1РР01.3 Расчет нагруженности опорных катков. 9. Подшипники качения. Справочник-каталог/ Под ред. Л.В. Черневского и Р.В. Коросташевского. –М., Машиностроение, 1997 10. ГОСТ 6033-51 Межгосударственный стандарт соединения зубчатые (шлицевые) эвольвентные. 11. Писаренко Г.С., Яковлев В.В. Справочник по сопротивлению материалов.- Киев, Наукова думка, 1988. 12. Серенсен С.В., Громан М.Б., Когаев В.П., Шнейдерович Р.М. Валы и оси. Конструирование и расчет- М., Машиностроение , 1970. 13. РТМ ВЗ-1090-77. Тяговый расчет прямолинейного движения. 112

14. Забавников Н.А. Основы теории транспортных гусеничных машин. – М.: Машиностроение, 1975. 15. ОСТ ВЗ-5968-85. Трансмиссии военных гусеничных машин. Метод расчета на долговечность. 16. Сергеев Л.В. Теория танка. – М.: Изд-во. ВА БТВ, 1973. – 496 с. 17. Теория движения танков и БМП: Учебник. – М.: Изд-во. МО СССР, 1985. – 206 с. 18. ОСТ В3-6872-96 «Ходовая часть военных гусеничных и колесных машин. Методы испытаний на плавность хода» 19. Расчет и конструирование гусеничных машин. Учеб. для студен. высш. учеб. завед./Под ред. Н.А.Носова. - Л.: Машиностроение, 1972. - 558 с. 20. Держанский В.Б. Стабилизация тепловой напряженности шин опорных катков гусеничной машины / Держанский В.Б., Тараторкин А.И., Тараторкин И.А. // Известия Московского государственного технического университета МАМИ. 2013. Т. 1. № 1. С. 73-78. 21. Козлов А.Г. Опорные катки гусеничных машин (Конструкция и расчет), Машгиз, 1947. 22. Интернет-портал http://ru.wikipedia.org/wiki. 23. SolidWorks Dassault Systèmes - SolidWorks Corporation Руководство для обучающихся по изучению программного обеспечения SolidWorks. 24. М.Г. Дядченко, Г.О. Котиев, Е.Б. Сарач Конструкция и расчет подвесок быстроходных гусеничных машин. 25. Д.В. Иванов, А.В. Доль Введение в ANSYS WORKBENCH. 26. . Янчик А.Г., Стаховский О.В., Кохановский Н.В., Павленко С.В. Нелинейные колебания опорного катка с внешней упругой сплошной шиной, Харьков, Харьковский автомобильно-дорожный вестник, Выпуск № 29, 2005, с. 44 - 47. 27. Вонг, Дж. Ю. (1995), "Применение компьютерной модели NTVPM-86 к разработке новой версии боевой машины пехоты ASCOD", Journal of Terramechanics Vol. 33, No. 1. С. 53–61. 113

28. Беккер, М.Г .: Введение в системы наземных транспортных средств. Издательство Мичиганского университета, Анн-Арбор, Мичиган, 1969. 29. Уиллер, П .: Компьютерная программа динамики движения гусеничного транспортного средства. Документ SAE 770048, 1977. 30. Вонг, Дж. Ю., Гарбер, М., Престон-Томас, Дж.: Теоретическое предсказание и экспериментальное обоснование распределения давления на грунт и тяговых характеристик гусеничных машин. Proc. Инстн. Мех. Engrs. 198 (D15) (1984), с. 265-285. 31. Муро, Т., О’Брайен, Дж. (2004). Террамеханика. Механика наземного движения. А.А. Издательство "Балкема", Токио. 32. Вонг, Дж. Ю., 2001. Теория наземных транспортных средств. - 3-е издание. - Wiley-Interscience 2001. 560 с. - ISBN: 0471354619. 33. Вик, Д.Дж. ван, Споэльстра, Дж., и Клерк, Дж. Х. de, 1996. Математическое моделирование взаимодействия гусеничной машины и местности. Прил. Математика. Моделирование, 20, с. 838-846. 34. Галайцис А.Г., 1984. TRAXION: Модель для прогнозирования динамических нагрузок на гусеницу в военной технике. Bolt Beranek and Newman Inc., Кембридж, Массачусетс. 35. Ли, Х.С., Чой, Дж. Х., Шабана А.А., 1998. Пространственная динамика многотельных гусеничных транспортных средств, часть II: контактные силы и результаты моделирования, Динамика систем транспортных средств: Международный журнал механики транспортных средств и мобильности. DOI: 10.1007 / s11071-013-1005-6. 36. Уилер П., 1997. Компьютерная программа динамики движения гусеничного транспортного средства. Бумага SAE 770048. 37. Ма, З.-Д. и Перкинс, Северная Каролина: Суперэлемент взаимодействия гусеницы, колеса и местности для динамического моделирования гусеничных транспортных средств Муро, Т., О’Брайен, Дж. (2004). Террамеханика. Механика наземного движения. А.А. Издательство "Балкема", Токио. 114

38. Корина Санду, Джеффри С. Фриман Модель военной гусеничной машины. Часть I: формулировка динамики множества тел / Международный журнал моделирования и тестирования систем транспортных средств 1 (1/2/3), январь 2005 г., DOI: 10.1504 / IJVSMT.2005.008572. 39. Аврамов В. П., Калейчев Н. Б. Динамика гусеничной транспортной машины при установившемся движении по неровностям. Харьков: Изд-во Харькова. государственный. Ун-та, 1989 г. - 111 с. 40. Zheng-Dong Ma & N.C. Perkins (2002) Модель взаимодействия гусеницы, колеса и местности для динамического моделирования гусеничных транспортных средств, Динамика систем транспортных средств: Международный журнал механики транспортных средств и мобильности, 37: 6, 401-421; 41. Платонов В.Ф. Динамика Машиностроение, 1973. - 207 с. 115 гусеничного движителя. М .:

ПРИЛОЖЕНИЕ А 116

Рецензии:

Авторизуйтесь, чтобы добавить рецензию

- у работы пока нет рецензий -

Отзывы:

Авторизуйтесь, чтобы оставить отзыв