Общая характеристика работы

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Одной из важных проблем в машиностроении является предотвращение усталостных разрушений деталей узлов, агрегатов, элементов ходовых и несущих систем машин. Усталостные разрушения могут приводить к авариям с тяжелыми последствиями. Эта проблема возникает в авиации, на автомобильном, железнодорожном и водном транспорте, в тракторной отрасли, в дорожном машиностроении и т. п.

Разрушению детали предшествует накопление в ней усталостных повреждений, образование и развитие трещин в результате действия переменных напряжений, возникающих в деталях, которые при колебаниях машины в эксплуатации в большинстве случаев являются случайными функциями времени – случайными процессами. Решение этой научно-технической проблемы осуществляется как на этапах проектирования, так и в производстве и эксплуатации машин. Поэтому актуальным является развитие методов расчета динамической нагруженности элементов машины, как сложной динамической системы; оценки случайного нагружения элементов с привлечением методов теории случайных функций, статистической динамики, схематизации случайных процессов, конечных элементов (КЭ) и расчета усталостного ресурса деталей.

­­ Цель работы – разработка метода расчета на прочность несущей системы колесной машины при случайных стационарных колебаниях по критерию сопротивления усталости с применением спектрального метода статистической динамики (на примере троллейбуса ЗИУ 682Г).

Задачи исследования:

1. Разработать динамическую модель несущей системы троллейбуса для оценки колебаний при движении в дорожных условиях;

2. Разработать методику расчета частотных характеристик (ЧХ) перемещений твердотельной динамической модели троллейбуса при вертикальном симметричном гармоническом воздействии на подвеску машины со стороны дороги;

3. Разработать методику расчета ЧХ напряжений в элементах несущей системы для решения основной задачи статистической динамики машин спектральным методом;

4. Разработать модификацию метода эквивалентных циклов для схематизации случайных процессов нагружения деталей машин;

5. Разработать метод расчета на прочность элементов несущей системы при нерегулярной нагруженности по корректированной линейной гипотезе накопления усталостных повреждений с использованием решения основной задачи статистической динамики машин спектральным методом;

Методы исследования. В исследовании использованы методы теории колебаний, статистической динамики, КЭ, случайных функций (процессов), корреляционного анализа, схематизации случайных процессов.

Научная новизна:

1. Разработан метод расчета ЧХ напряжений в элементах несущей системы при вертикальных колебаниях при кинематическом гармоническом воздействии на подвеску со стороны микропрофиля дорожного покрытия, основанный на принципе частотной «дискриминации» в сочетании с методами комплексных амплитуд и МКЭ.

2. Разработана модификация метода эквивалентных циклов для схематизации (редукции) случайных процессов, основанная на равенстве энергии деформации циклов случайного и регулярного процессов нагружения детали.

3. Предложена методика расчета на прочность несущей системы при случайном стационарном нагружении по критерию сопротивления усталости, основанная на линейной корректированной гипотезе накопления усталостных повреждений, корреляционной теории случайных процессов и спектральном методе статистической динамики, позволяющая получить расчетные оценки усталостного ресурса элементов на этапе разработки технического проекта машины.

Достоверность результатов. Основывается на строгости применяемого математического аппарата, корректности постановки решаемых задач исследования, использования результатов ранее проведенных экспериментальных исследований, а также непротиворечивости полученных результатов известным решениям других авторов для аналогичных задач.

Практическая значимость. Разработаны для практического применения методы оценки случайного нагружения и ресурса при случайных стационарных колебаниях несущих систем троллейбусов и других машин с применением спектрального метода статистической динамики. Разработанные методические подходы могут быть использованы для: расчетной оценки ресурса деталей машин при нерегулярном нагружении по критериям накопления усталостных повреждений; сравнительной оценки нерегулярных процессов нагружения однотипных деталей с целью выявления наиболее нагруженных; количественной оценки эксплуатационных режимов машин и конструкций по их повреждающему воздействию; моделированию реального нагружения (ГОСТ ) деталей при испытаниях на усталость и расчетном определении характеристик их сопротивления усталости. Результаты исследований использованы при проектировании несущих систем троллейбусов на , а также могут быть применены при испытаниях и доработке несущих систем колесных машин.

Апробация работы. Содержание разделов работы обсуждалось на международных конференциях: 1) XIII международный симпозиум им. в МАИ «Динамические и технологические проблемы механики конструкций и сплошных сред» (Ярополец, Москва, 12-16 февраля 2007 г.); 2) «Современные проблемы информатизации геометрической и графической подготовки инженеров» (Саратов, СГТУ, 26-28 марта 2007 г.); 3) «Математические методы в технике и технологиях» ММТТ-21 (Саратов, СГТУ, 27-31 мая 2008 г.); 4) «Машиноведение и детали машин», посвященная 100-летнему юбилею (Москва, МГТУ им. , 10-12 октября 2008 г.)

Публикации: Результаты исследований освещены в 6 публикациях, в том числе 2 рекомендованных в изданиях ВАК РФ.

Объем и структура работы. Диссертация включает 166 страниц текста и состоит из введения, 4 глав, общих выводов, списка использованной литературы из 162 наименований и содержит 37 иллюстраций, 7 таблиц и 4 приложения на 57 страницах.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность работы, сформулированы научная проблема, цель исследования, основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе дан обзор исследований по рассматриваемой проблеме, сформулированы выводы и задачи диссертации. Отмечено, что в решении важной научно-технической проблемы по обеспечению усталостной прочности деталей и несущих систем машин, находящихся в условиях сложного нерегулярного напряженно-деформируемого состояния (НДС), внесли большой вклад ученые: , , В. Вейбулл и др.

Исследованию динамики колебаний колесных машин посвящены работы , , и др.

Анализ исследований показал, что наиболее эффективным методом решения основной задачи статистической динамики является спектральный метод, позволяющий определить спектральную плотность «выходящего» стационарного случайного процесса (функции) по спектральной плотности «входящего» и ЧХ машины. Для колесных машин определение ЧХ напряжений в конкретных точках сечений элементов несущей системы требует специфического подхода, обусловленного значениями спектров собственных частот упругих колебаний несущей системы и колебаний подрессоренных масс на подвеске машины.

Для оценки амплитуд случайных процессов нагружения они заменяются некоторыми схематизированными (редуцированными) процессами, которым соответствуют определенные функции распределения вероятностей амплитуд нагрузки. Известно значительное число методов схематизации (ГОСТ 25.101-83, а также другие источники), обоснованием которых служат логические, а иногда и эвристические рассуждения. Основополагающими здесь являются работы , , и др. При этом различные методы могут приводить к существенной разнице в расчетных значениях усталостного ресурса.

Во второй главе рассмотрены основные положения спектрального метода статистической динамики машин, разработаны твердотельная динамическая модель колебаний несущей системы троллейбуса при движении в дорожных условиях и методика расчета ЧХ колебаний динамической модели при симметричном вертикальном воздействии на подвеску машины.

Полагается в спектральном методе, что процессы «входа» и «выхода» обладают эргодическими свойствами. Для оценки характеристик и параметров процессов в этом случае применима корреляционная теория случайных процессов.

Решение основной задачи статистической динамики спектральным методом в общем случае записывается в виде:

,

(1)

где , – взаимные спектральные плотности случайных стационарных процессов fj fv на «входе» и zк zp на «выходе» объекта (динамической системы машины); – ЧХ объекта по zк «выходу» при fj «входе»; – комплексно-сопряженная ЧХ объекта по zp «выходу» при fv «входе»; w – круговая частота.

Если K=P и , то , (2)

где – квадрат модуля ЧХ динамической системы по zк «выходу» при fj «входе».

Несущей системой троллейбуса типа ЗИУ-682Г является кузов и рессорно-пневматическая подвеска. Кузов состоит из стальных тонкостенных стержней прямоугольного сечения 40´40´2,5 и 40´28´1,5 мм и представляет собой пространственную конструкцию вагонного типа, в которой элементы кузова (крыша, лобовая и задняя части, боковины) соединены электродуговой сваркой с его основанием.

Основание состоит из двух лонжеронов и поперечин. Поперечины и лонжероны по конструкции ферменного типа. Обшивка кузова выполнена из стального листа толщиной 1 мм. Материалом стержневых элементов и обшивки является низкоуглеродистая сталь (ст.10, ст.20). Соединение обшивки с каркасом выполнено электроконтактной точечной сваркой. Обшивка пола пассажирского салона – бакелизированная фанера толщиной 10 мм.

Колебания кузова гасятся телескопическими амортизаторами подвески. Шины – пневматические с дорожным рисунком протектора.

При разработке динамической модели колебаний приняты допущения: 1) рассматриваем вертикальные колебания низкой частоты (до 30 Гц), характерные для колесных машин при движении в стационарных дорожных условиях; 2) учитываем «изгибные» деформации несущей системы в вертикальной плоскости и пренебрегаем деформациями на «кручение»; 3) упругие характеристики подвески и характеристики амортизаторов приняты линейными, что обосновывается результатами расчетов и экспериментов других исследований; 4) начало обобщенных координат при колебаниях располагается в точке, соответствующей положению центра масс динамической массы при устойчивом статическом равновесии системы.

Первые два допущения обосновываются следующим.

Исследование низкочастотного диапазона колебаний до 30 Гц объясняется тем, что основная часть спектральной плотности случайных процессов напряжений в сечениях основания троллейбуса сосредоточена на частотах до 7 Гц, что подтверждается другими исследованиями, а исследование колебаний с частотами до 30 Гц позволяет с запасом перекрыть реальный спектр колебаний, возбуждаемых в конструкции. Это позволяет представить динамическую модель машины в виде системы, состоящей из сосредоточенных масс, соединенных безынерционными упругими и демпфирующими элементами, и имеющей точечный контакт шин с дорогой. Пренебрежение деформациями «кручения» (по данным ) оправдывается тем, что при движении по дорогам с относительно ровным покрытием, являющимися наиболее характерными для условий эксплуатации городского транспорта, углы закручивания несущей системы вагонного типа не достигают значительных величин, и поэтому величина дисперсии случайных процессов напряжений от «изгиба» кузова из замкнутых профилей в вертикальной плоскости составляет 90% величины дисперсии результирующих напряжений. В этом случае особенностью динамики колебаний несущих систем колесных машин является существенное различие собственных частот колебаний несущего кузова, как недеформируемого тела на подвеске машины и собственно кузова, как упругой деформируемой конструкции. Значения частот спектров (по данным ) различаются в два и более раз. Поэтому, согласно принципу частотной «дискриминации», динамические модели колебаний твердого кузова на подвеске и упругого кузова рассматривают раздельно.

Исходя из этих соображений динамическая модель колебаний, эквивалентная несущей системе троллейбуса, представлена в виде комплексной динамической системы (КДС), состоящей из двух взаимосвязанных подсистем: обыкновенной динамической системы (ОДС) и распределенной динамической системы (РДС).

В качестве ОДС принята динамическая модель, в которой кузов представлен недеформируемым телом на подвеске, а в качестве РДС – динамическая модель, в которой рассматриваем упругие колебания кузова, как деформируемого тела.

Взаимосвязь динамических моделей осуществим следующим образом. Сначала рассматриваем колебания ОДС, решая первую задачу по определению ЧХ перемещений кузова, как недеформируемого тела, затем рассматриваем колебания РДС, как упругого деформируемого тела, задавая внешнее динамическое воздействие в виде найденных ЧХ ускорений, решая вторую задачу по определению ЧХ напряжений в конкретном сечении элемента кузова.

Такой подход применялся в работах и для оценки динамической нагруженности несущих систем колесных машин при вертикальных колебаниях.

Исходя из этих положений, ОДС представлена с 17 степенями свободы (рис.1).

Дифференциальные уравнения колебаний ОДС записаны в форме метода перемещений:

, (3)

где М - диагональная матрица масс; - симметричная квадратная матрица демпфирования; - симметричная квадратная матрица жесткости; - столбцовый вектор обобщенных координат сосредоточенных масс; - вектор-функция, описывающая возбуждение от дорожного полотна; и - матрицы демпфирования и жесткости шин; - столбцовый вектор микропрофиля дороги.

При расчете ЧХ динамической модели по различным «выходам» полагается, что троллейбус движется с постоянной скоростью, а поверхность дороги создает гармоническое воздействие с единичной амплитудой. В соответствии с принятыми допущениями учитывалось симметричное вертикальное воздействие. Передние и задние колеса, идущие по одной колее, при этом получают со сдвигом фаз гармоническое возбуждение от дорожного полотна, представленного в комплексной форме:

,

(4)

где - дорожная частота; - длина волны неровности; - скорость движения; - не зависящий от времени вектор, учитывающий фазовый сдвиг временной функции возбуждения; - мнимая единица.

Рис.1. Динамическая модель троллейбуса

Подставляя (4) в (3) и вводя замену переменных, система (3), состоящая из n=17 дифференциальных уравнений второго порядка, приведена к системе 2n=34 дифференциальных уравнений первого порядка, решение которых представлено в форме: , где - вектор комплексных амплитуд.

Подставив в систему «2n» дифференциальных уравнений первого порядка и сокращая на , получим систему «2n» линейных алгебраических уравнений, которая решалась методом Гаусса. При этом определены компоненты и вектора комплексных амплитуд.

Квадрат модуля ЧХ динамической системы по смещению и ускорению «» определялся по выражениям:

; .

(5)

Определялись также методом двойной QR - итерации собственные частоты колебаний подрессоренных масс, которые необходимы при вычислении ЧХ на этих частотах.

ЧХ исследовались для типичных скоростей движения троллейбуса 20…60 км/ч. Из анализа результатов расчетов ЧХ ускорений следует, что доминирующими ускорениями центра массы кузова являются ускорения в направлении линейных координат Ÿ1 (вертикальные колебания) и угловой координаты Ÿ2 (галопирование). Так, максимальные вертикальные ускорения Ÿ1 возникают на частотах колебаний 13-30 Гц и соответствуют 5,10…5,34 м/с2, а максимальные угловые ускорения Ÿ2 составляют 1,40…1,43 рад/с2 и возникают на частотах колебаний 8…9 Гц. Ускорениями кузова в других направлениях можно пренебречь в связи с их незначительной величиной по сравнению с указанными.

В третьей главе производится расчет ЧХ напряжений в элементах кузова.

С этой целью разработана конечно-элементная динамическая модель кузова с использованием программного модуля Structure 3D лицензионной системы расчета и проектирования механических конструкций APM WinMachine.

Кузов смоделирован набором стержневых и пластинчатых элементов. Опорные закрепления располагались в точках крепления рессор и пневмоэлементов подвески к основанию кузова.

Нагрузка от пассажиров задавалась по площади пассажирского салона. Учитывалась распределенная нагрузка (от стоящих пассажиров) и сосредоточенная (от сидящих пассажиров) в соответствии с планировкой сидячих мест в салоне. Кроме этого, учитывался собственный вес конструкции, а также вес тягового двигателя.

Конечно-элементная динамическая модель кузова представлена как трехмерная пространственная конструкция, состоящая из 1466 стержней и 748 (треугольных и четырехугольных) пластинчатых элементов и содержащая 1009 узлов, каждый из которых имеет шесть степеней свободы.

Жесткость упругих опор в трех направлениях координатных осей определялась с учетом жесткости рессор, пневмоэлементов и шин, соответственно для передней и задней подвесок.

Определялись собственные частоты и формы колебаний кузова на жестких и упругих опорах, а также основания на жестких опорах.

Установлено, что в диапазоне частот внешнего воздействия менее 8 Гц колебания кузова на упругих опорах можно рассматривать как колебания недеформированного тела под действием инерционных нагрузок.

Т. к. доминирующими колебаниями кузова при вертикальном симметричном воздействии на подвеску являются вертикальные колебания Y1 и угловые Y2 (галопирование) центра масс кузова, то полагаем, что кузов нагружен дополнительными инерционными силами, действующими противоположно ускорениям по направлениям указанных обобщенных координат (рис.2).

Рис.2. Конечно-элементная динамическая модель кузова

Такое нагружение реализуется в программном модуле Structure 3D путем приложения к конструкции дополнительного внешнего нагружения в виде линейного вертикального ускорения Ÿ1 и углового ускорения Ÿ2 центра масс кузова в соответствии с ЧХ ускорений для каждой задаваемой частоты колебаний в диапазоне частот 0…8 Гц.

НДС элементов КЭ модели кузова рассчитывалась с использованием стандартной процедуры МКЭ.

Амплитуда нормальных напряжений в конкретной точке сечения элемента определялась как разность напряжений от действия на кузов статических (в том числе собственный вес) и инерционных нагрузок, а также от действия только статических нагрузок для каждой задаваемой частоты колебаний. Т. о. задача определения динамических напряжений в сечениях элементов кузова сведена к многократному решению статической задачи МКЭ.

ЧХ напряжений определялись для 38 сечений различных стержневых элементов несущей системы в зонах передней и задней подвесок машины.

Из анализа результатов расчетов следует, что ЧХ напряжений для различных сечений существенно различаются и свидетельствуют о различной динамической нагруженности элементов кузова.

В четвертой главе рассмотрены методические вопросы схематизации случайных процессов и расчета усталостного ресурса элементов с применением спектрального метода статистической динамики.

Методы схематизации устанавливают правила выделения цикла или полуцикла регулярного нагружения и его амплитуды из исследуемого процесса нагружения по информации о его экстремумах (ГОСТ 25.101-83).

К основным недостаткам методов можно отнести неоднозначное определение цикла (полуцикла) регулярного процесса и его типа (формы кривой цикла), принятого для схематизации случайного процесса, что может приводить к выделению фиктивных (несуществующих) циклов нагрузки и их амплитуд. Эти недостатки могут вносить существенные погрешности в оценку состава выделяемых циклов и их амплитуд для исходного случайного процесса и, соответственно, нагруженности и ресурса деталей машин по критерию сопротивления усталости.

Устранение указанных недостатков возможно на основе разработки новых правил выделения цикла регулярного процесса и определения его амплитуды по информации об экстремумах случайного процесса.

Для выделения циклов в случайном процессе будем использовать, как и в известных методах, в качестве аналога циклы регулярного процесса, для которых известен характерный набор параметров, а также постоянство кривой, описывающей форму цикла. Выберем такие циклы как «основные», которые однозначно определяются положением их последовательных «нулей» и экстремумов. В регулярном процессе можно выделить два основных типа таких циклов: 1) цикл, однозначно определяемый положением трех последовательных экстремумов и имеющий два «нуля» (цикл по схеме 2,3); 2) цикл, однозначно определяемый положением двух последовательных экстремумов и имеющий три «нуля» (цикл по схеме 3,2) (рис.3). Особенностью «основных» циклов 2,3 и 3,2, например, для гармонического регулярного процесса является то, что они «сдвинуты» во времени (фазе) начала цикла на четверть периода и, соответственно, «нули» и экстремумы чередуются также через четверть периода. Такие циклы назовем «идеальными».

В методе эквивалентных циклов введено понятие цикла случайного процесса 2,3, как изменение нагрузки между тремя последовательными случайными экстремумами, а за период цикла – продолжительность времени между первым и третьим экстремумом рассматриваемой тройки экстремумов.

Рис.3. Циклы по схеме 2,3 и 3,2

Для определения амплитуды такого цикла использован энергетический подход, заключающийся в равенстве удельной энергии деформации детали за период циклов регулярного и случайного процессов нагружения. Амплитуда эквивалентного цикла определяется по формуле:

, (6)

где - площадь треугольника, вершины которого определяются положением экстремумов цикла случайного процесса; – коэффициент формы цикла, определяемый в зависимости от исходной функции формы цикла случайного процесса; – коэффициент формы цикла, определяемый в зависимости от задаваемой функции формы цикла регулярного процесса; Т – период цикла.

Рассмотрим задачу схематизации случайного процесса путем определения амплитуд эквивалентных циклов по схеме 3,2. Для этого будем использовать особенность «идеальных» циклов (например, гармонических) регулярного процесса схем 2,3 и 3,2, состоящую в том, что начала циклов схем 2,3 и 3,2 «сдвинуты» во времени относительно друг друга на четверть периода.

Для определения амплитуд циклов схемы 3,2 используем соотношения, определяющие удельные энергии деформаций за период гармонических циклов напряжений схем 2,3 и 3,2, рассматривая гармонический цикл схемы 2,3 (рис.3), как цикл косинусоиды при ymin=0, а гармонический цикл схемы 3,2 – как цикл синусоиды при ym=0, где а23, а32, Т23, Т32 – амплитуды и периоды циклов. Исходя из этих соображений получено выражение для определения амплитуды эквивалентного гармонического цикла схемы 3,2:

. (7)

Аналогично амплитуду эквивалентного произвольного цикла схемы 3,2 можно определить по выражению:

.(8)

В формуле (8) β1, β2, µ1, µ2, µ3, γ1, γ2 подлежат определению для каждой конкретной формы исходного и эквивалентного циклов. Из формулы (7) следует, что при равных смежных эквивалентных циклах схемы 2,3 процесса амплитуда а32i будет равна а23i, но число циклов схемы 3,2 будет на единицу меньше числа циклов схемы 2,3. Это позволяет сделать заключение о том, что процесс, схематизированный циклами схемы 3,2, при прочих равных условиях будет менее повреждающим, чем процесс, схематизированный циклами схемы 2,3.

Реализация формул (6) и (8) выполнена применительно к схематизации субрегулярных кусочно-линейных процессов с заранее известным амплитудно-частотным составом. Определялись амплитуды эквивалентных «идеальных» циклов исходной формы.

Анализ результатов расчетов позволяет заключить, что результаты схематизации процессов полностью совпадают с заданным их амплитудно-частотным составом, поэтому метод эквивалентных циклов и его модификация могут быть рекомендованы к практическому применению для схематизации случайных процессов нагружения деталей машин любой структуры.

Для расчета усталостного ресурса рассмотрим случайный процесс напряжений, ординаты которого получены посредством генератора случайных чисел, распределенных по нормальному закону. Полагаем, что изменение процесса между экстремумами описывается линейной функцией. В результате схематизации процесса получены массивы амплитуд эквивалентных «идеальных» циклов исходной формы схем циклов 2,3 и 3,2, а затем одно - и двухмерные распределения частот амплитуд напряжений а23=σv23 и а32=σv32 в виде огибающих гистограмм. Аналогичные распределения можно получить схематизацией экспериментальных записей случайных процессов.

Для расчёта ресурса использовались массивы эквивалентных амплитуд циклов напряжений v23, v32, полученных в результате схематизации сгенерированных нормальных процессов с различными дисперсиями. С применением линейной корректированной гипотезы накопления усталостных повреждений выполнены расчёты усталостного ресурса для различных значений предела усталости и среднеквадратических отклонений (СКО) случайных процессов. При этом получены функции усталостного ресурса – зависимости ресурса от СКО случайного процесса при его схематизации эквивалентными циклами по схемам 2,3 и 3,2.

Из анализа результатов расчётов следует, что значения ресурса, рассчитанные при схематизации случайного процесса по схеме эквивалентных циклов 2,3, в 1,4…4,2 раза меньше значений, рассчитанных при схематизации по схеме эквивалентных циклов 3,2. Это объясняется тем, что число амплитуд σv23 на каждом этапе схематизации на единицу больше числа амплитуд σv32. Т. е. для одной и той же реализации процесса могут быть получены две оценки усталостного ресурса – «нижняя» и «верхняя», что позволяет с большей уверенностью судить о прочностной надёжности детали по критерию сопротивления усталости.

Функции ресурса позволяют более эффективно применить спектральный метод статистической динамики в задаче расчёта деталей машин, подверженных случайному нагружению.

С этой целью определялись по формуле (2) спектральная плотность, а затем СКО случайного процесса напряжений в сечении элемента несущей системы и его ресурс.

Значения средних ресурсов для некоторых сечений элементов основания для выбранного режима движения троллейбуса приведены в таблице.

Расчетные оценки усталостного ресурса* в блоках нагружения

при движении с номинальной нагрузкой со скоростью 60 км/ч

по дороге с булыжным покрытием удовлетворительного качества

Номер сечения основания кузова	Предел усталости, МПа
26	27	28	29	30
№3	63451,6** 9	9 0	5 0	4 10	6 >106
№31	66833,1 19	9 0	8 5	7 10	3 >106
№23	<5.104	<5.104	<5.104	81103,3 0	4 4

*m=3,89; N0=4,3.106

**Числитель – при схематизации по схеме 2,3; знаменатель – по схеме 3,2

Полученные результаты позволяют заключить, что разработанный метод расчёта усталостного ресурса на основе линейной корректированной гипотезы накопления усталостных повреждений, метода эквивалентных циклов и спектрального метода статистической динамики может быть рекомендован к практическому применению для расчёта деталей машин, находящихся в условиях случайного нагружения.

В смешанных условиях эксплуатации аналогичные расчеты выполняются для каждого режима движения машины, а затем определяются значения усталостного ресурса конкретного элемента.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Разработана на основе принципа частотной дискриминации для расчетной оценки динамических напряжений в элементах несущей системы троллейбуса при вертикальных симметричных воздействиях на подвеску машины комплексная динамическая система, состоящая из двух взаимосвязанных подсистем: обыкновенной динамической системы с тремя сосредоточенными массами, имеющими 17 степеней свободы, и распределенной динамической системы в виде КЭ модели несущего кузова, состоящей из стержневого каркаса с обшивкой из пластинчатых тонкостенных элементов.

2. Расчетные оценки собственных частот колебаний кузова троллейбуса, как недеформируемого тела, на подвеске машины находятся в интервале 1,1-5,1 Гц. Собственные частоты упругих колебаний составляют: основание кузова на жестких опорах 9,6-61,1 Гц; то же кузова 6,2-30 Гц; кузова на упругих опорах 0,1-27 Гц. При этом колебания кузова на упругих опорах в диапазоне частот до 8 Гц можно рассматривать как колебания недеформируемой конструкции.

3. Установлено, что доминирующими ускорениями при колебаниях троллейбуса в результате вертикального симметричного воздействия на подвеску являются вертикальные и угловые (галопирование) ускорения. Максимальные вертикальные ускорения при колебаниях кузова троллейбуса возникают на частотах колебаний 13-30 Гц и составляют 5,10…5,34 м/с2, а максимальные угловые ускорения (при галопировании) возникают на частотах колебаний 8…9 Гц и составляют 1,40…1,43 рад/с2.

4.  Разработан метод расчета ЧХ напряжений в элементах кузова троллейбуса при вертикальном симметричном гармоническом воздействии на подвеску со стороны микропрофиля дорожного покрытия, основанный на принципе частотной дискриминации и методе конечных элементов. Полученные результаты расчетов позволяют заключить о приемлемости предлагаемого метода расчета ЧХ напряжений в диапазоне частот колебаний до 8 Гц.

5. Разработанный метод схематизации случайных процессов, основанный на равенстве энергии деформации циклов случайного и регулярного процессов нагружения детали, позволяет обоснованно определить параметры функций распределения вероятностей амплитуд случайных процессов, разработать их математические модели, рассчитать параметры режимов стендовых и полигонных испытаний несущих систем колесных машин.

6. Разработанный метод расчета усталостного ресурса на основе линейной корректированной гипотезы накопления усталостных повреждений, предложенного метода схематизации случайных процессов и спектрального метода статистической динамики может быть рекомендован к практическому применению для расчета деталей машин, находящихся в условиях нерегулярного нагружения по критерию сопротивления усталости.

По теме диссертации опубликованы следующие работы:

Публикации в изданиях, рекомендованных перечнем ВАК РФ:

1.  Аврамов,  модифицированного метода эквивалентных циклов для схематизации случайных процессов нагружения деталей / ,   // Вестник Саратовского государственного технического университета. – 2007. – №1 (23). – Вып.3. – С.23-29.

2.  Аврамов, частотных характеристик колебаний несущей системы колесной машины (на примере троллейбуса ЗИУ-682Г) / // Вестник Саратовского государственного технического университета. – 2009. – №1 (37). Вып.2. – С.41-45.

Публикации в других изданиях:

3.  Аврамов, M. В. Расчет усталостного ресурса по результатам схематизации случайных процессов нагружения деталей машин методом эквивалентных циклов / M. В. Аврамов,   // Динамические и технологические проблемы механики конструкций и сплошных сред: тр. ХХIII Междунар. симпозиума им.  / МАИ. – М., 2007. – С. 15-20.

4.  Аврамов, M. В. Разработка метода расчета усталостного ресурса по результатам схематизации случайных процессов нагружения деталей машин / M. В. Аврамов,   // Проблемы прочности элементов конструкций под действием нагрузок и рабочих сред: сб. науч. тр. / Сарат. гос. техн. ун-т. – Саратов, 2007. – С. 126-133.

5.  Аврамов,  собственных частот и форм колебаний несущих систем и машин / // Математические методы в технике и технологиях – ММТТ-21: сб. тр. XXI Междунар. науч. конф.: в 10 т. / Сарат. гос. техн. ун-т. – Саратов, 2008. – Т. 4. – С. 23-28.

6.  Аврамов, M. В. Схематизация случайных процессов нагружения в задаче расчета деталей машин по критерию сопротивления усталости / M. В. Аврамов,   // Машиноведение и детали машин: тр. Всерос. науч.-техн. конф., проводимой с участием зарубежных представителей / МГТУ. – М., 2008. – С. 32-35.

АВРАМОВ Максим Валерьевич

РАЗРАБОТКА МЕТОДА РАСЧЕТА НЕСУЩИХ СИСТЕМ КОЛЕСНЫХ МАШИН ПРИ СЛУЧАЙНЫХ

СТАЦИОНАРНЫХ КОЛЕБАНИЯХ

А в т о р е ф е р а т

Панина

Подписано в печать 02.09.09 Формат 60´84 1/16

Бум. офсет. Усл. печ. л. 1,0 Уч.-изд. л. 1,0

Тираж 100 экз. Заказ 389 Бесплатно

Саратовский государственный технический университет

Саратов, Политехническая ул., 77

Отпечатано в Издательстве СГТУ. Саратов, Политехническая ул., 77