УЧЕТ СИЛ ТРЕНИЯ В КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАХ МЕХАНИЗМОВ ДОРОЖНО-СТРОИТЕЛЬНЫХ МАШИН ПРИ ОЦЕНКЕ ИХ ЭКСПЛУАТАЦИОННЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ
Браун Э.Д., Правоторова Е.А., Сергеев В.И.
(ИМАШ РАН, г. Москва, РФ)
Some new additional friction features for diagnostics of typical kinematic pair are considered.
Узлы трения, занимая, как правило, не более 10% от массы машины, в 30% случаев становятся причиной преждевременных отказов. Для испытаний этих узлов требуется дорогостоящее специализированное оборудование. Поэтому необходимо и в ряде случаев достаточно вместо испытаний ограничиться подробным анализом причин, которые вызывают преждевременные отказы.
В настоящей работе основное внимание уделяется некоторым диагностическим признакам, в частности, погрешностям изготовления и особенностям динамики, которые являются основными причинами возникновения производственных ошибок, локальных перегрузок пары трения и отказов.
Производственные ошибки, вызывающие перегрузки узла трения, рассмотрим на примере динамики плоского кривошипно-ползунного механизма при наличии трения в паре кривошип-ползун, имеющей зазор. Такие механизмы находят применение в погрузочно-разгрузочных машинах и двигателях внутреннего сгорания. Предположим, что первичные ошибки (производственные погрешности) механизма детерминированы.
Производственные погрешности возникают в шарнире по одной из следующих причин:
1) технических, когда конструктор предполагает, что элементы механизма абсолютно жесткие и идеально изготовлены, а в действительности имеют место деформации под нагрузкой и такие типовые дефекты как эллипсность, огранка и т.п. В результате реальный контакт между элементами пары трения осуществляется не по всей номинальной поверхности трения, а только по ее небольшой части. Как известно, процесс трения приводит к диссипации энергии в зоне контакта. В период встречи единичных неровностей поверхностей элементов пары трения в точке их контакта будет иметь место непродолжительный по времени локальный подъем температуры. Это так называемая температурная вспышка, которая сравнительно легко в первом приближении определяется по методике проф. А.В. Чичинадзе. Температурная вспышка может достигнуть нескольких десятков градусов в точке контакта. В результате может иметь место дополнительное местное расширение материала элемента пары трения и изменение зазора;
2) дилатометрических, т.е. вызванных местным перегревом. Имеет место достаточно сложное явление, т.к. обычно значение коэффициентов объемного расширения у различных материалов не совпадают. Они различны у вкладыша и оси, если рассматривается шарнир. Это приводит к неравномерной нагрузке на контакте, которая является функцией положения оси и шарнира, функцией мощности трения или фрикционного разогрева. Если имеются подробные дилатометрические характеристики материала, то приходится учитывать, что отсутствует линейная зависимость между температурой разогрева и расширением материала.
Локальный перегрев и перегрузки приводят к появлению критических точек для материалов пары трения. В этих точках зависимости коэффициента трения и интенсивности изнашивания для конкретной пары трения характеризуются перегибом. Такой перегиб часто объясняют нарушением порога совместимости материалов пары трения. Его находят аналитически после несложного диагностического эксперимента, связанного с определением горячей твердости материала элемента пары трения от температуры. Но при этом приходится учитывать, что фрикционный разогрев пропорционален нагрузке, значения которой определяют, используя методы математического моделирования;
3) триботехнических, когда величина зазора между элементами шарнира изменяется вследствие износа или деформации тонкостенного вкладыша. Увеличение зазора, которое является следствием износа, может изменяться от нескольких микрометров до сотен микрометров на единицу пути. Оно приводит к ошибке положения, тем большей, чем реальный кривошипно-ползунный механизм отличается от идеального.
Методы математического моделирования с использованием вычислительной техники открывают широкие возможности при исследовании динамики реальных механизмов. Применение средств вычислительной техники дает возможность получать более полную информацию относительно процессов, происходящих в зазорах кинематических пар благодаря высокой точности ЭВМ. Оно также не вызывает принципиальных трудностей, связанных с реализацией сложных математических и логических закономерностей, характерных для рассматриваемого круга задач. При этом в основу общих моделирующих алгоритмов и соответствующих им блок-схем вычислительных программ был положен принцип, развитый академиком Н.Г. Бруевичем, разделения на стандартную и нестандартную части, что позволяет воспользоваться предлагаемыми алгоритмами при исследовании широкого класса механизмов. Изменяя только нестандартную часть моделирующего алгоритма, оказывается возможным проводить исследование различных динамических моделей механизмов с зазорами в кинетических парах.
При составлении математической модели, связанной с исследованием динамики плоского кривошипно-ползунного механизма, необходимо учитывать, что при наличии трения во вращательных кинематических парах величина и направление силы реакции становятся зависимыми от взаимного расположения звеньев. Для того, чтобы выяснить характер влияния сил трения на динамику механизма, будем учитывать силу трения только в паре с зазором, полагая заданным движение кривошипа с постоянной угловой скоростью. Уравнения движения рассматриваемого механизма составляются на основе уравнений Лагранжа второго ряда. При этом силу трения в шатунном подшипнике, направленную по касательной к его поверхности, отнесем к внешним силам.
Результаты расчетов методами математического моделирования показывают, что процесс контактирования имеет прерывистый характер. Периодически может иметь место разрыв кинематической цепи при определенных значениях угла поворота и коэффициента трения. Например, при угле 88° максимальная длительность отрыва составляет 1°27¢. Это позволяет делать вывод, что при конструировании кривошипно-ползунного механизма желательно стремиться, чтобы трибосопряжение работало бы в условиях граничной смазки. Если же при работе узла трения в таком механизме предусмотрено создание условий для жидкостной (а иногда и газовой) смазки, то стремление сэкономить на потерях, вызванных силой трения, может привести к нежелательным вибрациям, что диагностируется по результатам расчетов. Вибрации и повышенный износ материалов пары трения могут вызвать потери, которые существенно превзойдут экономию, полученную от уменьшения названных выше потерь на трение.
Анализ полученных данных показывает, что силы трения в кинематических парах оказывают существенное влияние на динамические показатели механизма и дают возможность в количественном и качественном отношениях выявить ряд определенных закономерностей, которые целесообразно учитывать при оценке его эксплуатационных показателей и работоспособности.