О ДИНАМИЧЕСКИХ УСИЛИЯХ В ПРИВОДЕ УРАВНОВЕШИВАЮЩЕГО МЕХАНИЗМА

Решение задач улучшения условий труда трактористов и повышения надежности агрегата тесно связано с вопросами снижения вибраций двигателя как первоисточника возмущений. Для снижения вибраций рядных четырехцилиндровых тракторных двигателей с плоским коленчатым валом основные составляющие спектра неуравновешенных сил (силы инерции второго порядка) уравновешивают путем постановки на двигатель противовесов, вращающихся с удвоенной частотой коленчатого вала.

Практика эксплуатации тракторных двигателей с механизмами уравновешивания сил инерции второго порядка показала недостаточную, надежность механизма и элементов его привода, хотя последний нагружен лишь моментом, идущим на сообщение противовесам необходимой угловой скорости. Неравномерность вращения коленчатого вала двигателя и наличие зазоров в кинематической цепи, обусловленных применением зубчатой передачи, могут явиться причиной появления «разрывов» цепи, вследствие чего нагружение элементов привода будет носить ударный характер.

Расчеты составляющих момента, по приведенным выше зависимостям, показывают, что суммарное значение момента от составляющих Мт, Ма и Мг, применительно к существующим конструкциям механизмов тракторных двигателей А-41, Д-160 и других, не превышает величины 1 кГм, а составляющей от неравномерности вращения Мю"—5 кГм. Напряжения, возникающие в элементах привода под действием этих составляющих, во много раз меньше допустимых и поэтому последние не могут быть использованы в качестве оценочных нагрузок при расчете привода.

Расчетное определение составляющей Му представляет собой известные трудности, так как задача сводится к отысканию величин жесткостей системы и накопленной кинетической энергии. Поэтому определенные по методике амплитуды составляющей Му имеют завышенные значения (30—37 кГм для исследованных приводов), что не соответствует практике эксплуатации двигателей, так как напряжения, возникающие в элементах привода под действием таких нагрузок, намного превышают допустимые.

Из анализа составляющих нагрузок в приводе уравновешивающего механизма молит ЭВКЛЮЧИТЬ, ЧТО наибольшую опасность для прочности привода представляют, вероятно, колебательные процессы при приближении системы к резонансным состояниям, вследствие чего динамический коэффициент, а следовательно и момент в приводе, возрастают в десятки раз. В связи с этим, для снижения динамических нагрузок в приводе механизма необходимо обеспечить условия несовпадения собственных частот колебаний системы с частотами действия возмущающих сил.

Основными возмущениями системы привода являются индикаторный момент и момент сопротивления двигателя. Определяющие амплитуды момента сопротивления двигателя, по имеющимся на кафедре данным, изменяются с частотой не более 8— 10 Гц и, следовательно, ограничивают нижний предел частоты собственных колебаний привода механизма.

В четырехцилиндровом тракторном двигателе величина индикаторного момента определяется в основном гармониками 2,4,6 и 8-го порядков, изменяющихся пропорционально скоростному режиму с частотой от 20 до 240 Гц и выше (в зависимости от степени форсирования двигателя по оборотам). Исходя из вышеизложенного, частота собственных колебаний привода уравновешивающего механизма должна быть либо больше 240 Гц, что практически недостижимо, либо располагаться в диапазоне от 10 до 14 Гц.

Таким образом, анализ составляющих момента в приводе уравновешивающего механизма показывает, что основной причиной недопустимых нагрузок в приводе являются колебательные процессы при приближении системы к резонансным состояниям. Поэтому при проектировании уравновешивающего механизма необходимо рассчитать систему привода как. крутильно-колеб-лющуюся и обеспечить значение частоты собственных колебаний в диапазоне от 10 до 14 Гц.