автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Исследование кинематических характеристик замкнутых дифференциаьных механизмов с большими передаточными отношениями

На правах рукописи

Рсшетов Сергей Юрьевн'

РГб од

УДК 621.81.001.24 (07)

2 г;НЗ ГЛО

ИССЛЕДОВАНИЕ КИНЕМАТИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК ЗАМКНУТЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ МЕХАНИЗМОВ С БОЛЬШИМИ ПЕРЕДАТОЧНЫМИ ОТНОШЕНИЯМИ

Специальность 05.02.18 - «Теория механизмов и машин»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ижепск 2000

Работа выполнена на кафедре "Детали машин и прикладная механика" Оренбургского государственного университета.

Научные руководители: доктор технических наук, профессор ФОТ Андрей Петрович кандидат технических наук, доцент МУЛЛАБАЕВ Адунис Абдуллинович

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор ПЛЕХАНОВ Федор Иванович кандидат технических наук, доцент БОРОВИКОВ Юрий Алексеевич

Ведущее предприятие: ОАО "ОРСТАН", г.Оренбург

Зашита диссертации состоится "..У..."....9Е6.РЛЛЛ...........2000 г. в.. Ш.-М ч на

заседании диссертационного совега К 064.35.01 Ижевского государственного технического университета. Отзывы (в двух экземплярах, заверенные печатью учреждения) просим направлять по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, дом 7, ИжГТУ.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Автореферат разослан " .¿'.У..".......штЪря......... ....1999 г.

Ученый секретарь диссертационного совета К 064.35.01, кандидат технических наук, доцент ^ ™ ПУЗАНОВ Ю.В.

КЧ12.555,6.0 КЧЧ5.ЬЬ-02,0

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность. Основная задача проектирования любой машины сводится к снижению габаритов и массы деталей и узлов ее составляющих. Важнейшим ресурсом для этого является выбор рациональной конструкции привода, в частности, с переходом от обычных зубчатых передач с неподвижными осями колес к планетарным передачам. Большая компактность планетарных передач по сравнению с обычными рядовыми передачами объясняется распределением нагрузки среди нескольких сателлитов и использованием внутреннего зацепления. Ряд машин специального назначения (например, техника для коррозионно-механических испытаний и другие виды транспортного и технологического оборудования) требуют разработки принципиально новых схем передаточных механизмов, реализующих большие (более 2500) передаточные отношения, и методики выбора их размерных параметров.

Поставленная задача может быть решена за счет применения понижающих замкнутых дифференциальных механизмов (ЗДМ) на базе зубчатых планетарных передач типа 2к-Н, которые в дальнейшем будем называть редукторами с замкнутым дифференциалом (РЗД). В известных отечественных и зарубежных источниках вопросы создания и использования РЗД в приводах машин с большими передаточными отношениями недостаточно освещены. Актуальность решения задачи подтверждается тем, что переход от рядовых передач к планетарным обеспечивает снижение габар:.тов и веса в 1,5...6 раз, особенно при реализации больших передаточных отношений.

Цель работы: создание метода проектирования и исследование замкнутых дифференциальных механизмов на базе зубчатых планетарных передач типа 2к-Н, предназначенных для реализации больших передаточных отношений.

Достижение цели определяется решением конкретных задач:

- анализ известных планетарных передач и построение классификации ЗДМ по принципу замыкания звеньев;

- разработка метода синтеза кинематических схем РЗД, которые могут реализовать большие передаточные отношения, на основе планетарных передач типа 2к-Н;

- разработка методик подбора значений чисел зубьев колес, при которых РЗД обеспечивают большие передаточные отношения;

- разработка методики определения коэффициента полезного действия (КПД);

- разработка конструкции привода разрывной машины для реализации методики испытаний при особо малых скоростях деформирования на основе РЗД и экспериментальные исследования КПД разработанного механизма;

- технико-экономическое обоснование целесообразности применения РЗД в приводах машин "и определение областей их эффективного использования.

Научная новизна полученных результатов заключается в следующем:

- выявлены общие признаки ЗДМ и на их основе предложены классификация и методика синтеза новых схем ЗДМ, которые могут реализовывать большие передаточные отношения;

- предложен общий подход к подбору значений чисел зубьев ЗДМ, на основании которого разработаны методики для определения значений чисел зубьев различных вариантов ЗДМ с целью реализации ими больших передаточных отношений;

- разработан новый подход к расчету КПД ЗДМ и выведены общие и частные зависимости для определения КПД различных схем ЗДМ, ориентированные на инженерные . расчеты; достоверность предложенных формул подтверждена экспериментальными данными.

Основные полоз/сения, выносимые на защиту:

- классификация ЗДМ по принципу замыкания звеньев и метод синтеза кинематических схем механизмов, которые могут реализовать большие передаточные отношения, на основе планетарных передач типа 2к-Н;

- метод подбора чисел зубьев колес РЗД при помощи математических зависимостей (версий) между числами зубьев с использованием ЭВМ;

- совмещенный метод подбора чисел зубьев колес РЗД с использованием математических зависимостей (полуверсий) между числами зубьев и таблиц сменных шестерен;

- метод инженерных расчетов КПД для различных схем РЗД;

- оценка области применения РЗД в составе приводов машин.

Практическая ценность результатов работы.

- разработаны принципиально новые конструктивные решения ЗДМ;

- создано программное обеспечение по автоматизации процессов кинематического и энергетического расчетов ЗДМ, позволяющее существенно ускорить процесс проектирования данных механизмов, уменьшить затраты на проработку различных вариантов;

- предложены РЗД, позволяющие существенно уменьшить массово-габаритные параметры приводов машин и улучшить их экономические показатели.

Реализация работы. Представленная работа выполнена в рамках общего научного направления исследований лаборатории "Надежность" Оренбургского государственного университета (ОГУ) по госбюджетной теме «Повышение качества, коррозионной стойкости и надежности деталей машин и конструкций» (номер государственной регистрации 01860056222).

Разработан и изготовлен привод переносной шестипозиционной разрывной машины МР6П-М, включающей РЗД. Конструкция машины защищена патеьтом РФ N2063018 01Ы 17/00 и используется в лаборатории

"Надежность" ОГУ для проведения коррозионно-механических испытаний с малыми скоростями деформирования образцов.

Апробация работы. Основные положения работы представлялись на региональной конференции молодых ученых Урала и Поволжья (1994, 1995, 1996 гг., г. Оренбург); на П-й Международной и III-й Российской научно-технических конференции "Концепции развития производства и ремонта транспортных средств" (1995, 1997 гг., г.Оренбург); на межвузовской научно-методической конференции (199"7 г., г.Оренбург); на П-й региональной научно-практической конференции "Урал-97" (1997 г., г.Оренбург); на международном конгрессе студентов, аспирантов и молодых ученых "Молодежь и наука - третье тысячелетие" (отмечена дипломом П-й степени, 1996 г., г.Москва); на областном конкурсе им. А.Д.Сахарова в 1995 и 1997 гг. (дважды отмечена дипломом П-й степени); на заседании объединенного семинара кафедр «Детали машин», «Металлорежущие станки» и «Гусеничные машины» Курганского государственного университета (1998 г., г.Курган), на Всероссийской научно-практической конференции "Научно-методические вопросы преподавания механики в современном вузе" (1998 г., г.Оренбург).

Публикации. По результатам выполненных исследований опубликовано 26 печатных работ, в том числе 1 пособие конструктора, 5 статей в центральной печати и 1 патент на изобретение.

Структура и объем работы. Диссертация включает введение, четыре главы, общие выводы и заключение, список использованных источников из 96 наименований, приложения; содержит 125 страниц машинописного текста, 40 рисунков, 17 таблиц.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы диссертации, показана научная новизна и практическая ценность, приведена краткая аннотация работы.

В первой главе дан анализ различных приводов с большими передаточными отношениями, каждый из которых имеет свои достоинства и недостатки.

Для получения медленных перемещений в приводах станков, приборов и в других машинах используют различные виды передаточных механизмов, основные виды которых приведены на рис.1.

Наиболее часто применяется механический привод, состоящий из набора различных редукторов: червячных, спироидных, планетарных и комбинации перечисленных. При всех неоспоримых достоинствах таких приводов, основными недостатками их являются большие габариты и масса при реализации больших передаточных отношений и, следовательно, высокая стоимость изготовления и эксплуатации.

Рисунок 1 - Классификация механизмов приводов медленных перемещений.

Другим видом привода медленных перемещений является термопривод, принцип действия которого разработан В.Т.Бреевым. Достоинство такого привода - простота конструкции, а недостаток - необходимость надежной теплозащиты и повышенные энергозатраты. Близким по принципу действия к термоприводу является магнитострикционный привод. При изменении магнитного поля изменяется длина стержня из специального сплава, в результате чего связанный со стержнем рабочий орган привода совершает медленное перемещение. При использовании различных сплавов в качестве магнитострикционных материалов сложно обеспечить требуемое процентное содержание компонентов сплава, что удорожает привод. Кроме того, магнитострикционные свойства материалов могут изменяться под действием температуры стержня, внешней нагрузки и напряжений в материале и т.д., что существенно ограничивает применение

малгитострикстрикционного привода в ряде машин. Четвертым вариантом привода, обеспечивающим большие передаточные отношения, является волновой привод. Возможность реализации многозонного и многопарного зацепления является важнейшим свойством волновых передач, определяющим высокую нагрузочную способность при малых габаритах. Тем не менее, данные механизмы имеют сложные элементы, такие, как генератор волн и гибкое колесо. Поэтому изготовление и ремонт волновых передач сложны и требуют условий специализированного производства.

В отдельных объектах, таких как некоторые транспортные. и технологические машины, а также испытательное оборудование с малыми рабочими мощностями (доли ватта), одним из эффективных способов получения медленных перемещений является использование ЗДМ на базе зубчатых планетарных передач типа 2к-Н, как наиболее компактных.

Теория планетарных передач, планетарных коробок передач и замкнутых дифференциальных передач рассмотрена в работах Э.Л.Айрапетова, И.А.Болотовского, В.Н.Кудрявцева, Ю.Н.Кирдяшева, А.Н.Иванова, Ф.И.Плеханова, К.Д.Шабанова, Я.Ю.Шаца, В.М_Ястребова и многих других. В данных работах изложены вопросы анализа и синтеза простых и сложных планетарных механизмов, планетарных коробок передач, представлены возможные структурные схемы планетарных передач, содержащих один, два и три механизма с тремя основными звеньями.

Особый интерес с точки зрения теории синтеза и проектирования замкнутых дифференциальных передач (одноконтурных и двухконтурных) представляют работы К.Д.Шабанова. Показано, что дифференциальные передачи широко применяются в различных транспортных машинах, в частности в гусеничных машинах с замкнутыми трансмиссиями. Однако и в данной работе, как и в работах вышеперечисленных авторов, основной упор сделан на рассмотрение замкнутых дифференциальных передач с точки зрения применимости их в коробках скоростей и в трансмиссиях машин при небольших (до 25...50) передаточных отношениях. Вопросы синтеза замкнутых планетарных механизмов, реализующих большие передаточные отношения, в известной литературе освещены слабо, поэтому дашшй вопрос требует более детального изучения.

При этом замкнутые планетарные передачи могут обеспечивать очень большие по абсолютной величине значения передаточных отношений. В практике для замкнутых передач находят применение только передачи 2к-Н. У замкнутых передач одно из основных звеньев планетарного механизма 2к-Н соединяется непосредственно с одним из выходных валов будущей замкнутой передачи. Два других основных звена с помощью дополнительных звеньев соединяются со вторым выходным валом. В этих схемах имеет место «замкнутая» мощность, которая приводит к значительному снижению КПД и значительно сужает область применения таких механизмов. Подбор чисел зубьев ЗДМ существующими для обычных редукторов методами не

представляется возможным. Перебор возможных вариантов сочетаний чисел зубьев даже на современных ЭВМ требует много времени.

В известной литературе имеются зависимости для определения КПД наиболее распространенных планетарных передач типа 2к-Н, Зк и не замкнутых дифференциалов. Выявлено, что с ростом передаточного отношения КПД вышеуказанных механизмов падает. Данное утверждение справедливо как для обычных (не замкнутых) планетарных передач, так и для замкнутых планетарных механизмов. В любом случае из-за относительно невысокого КПД рассматриваемых механизмов, применение их в приводах требует специального технико-экономического обоснования.

Вопросы энергетических расчетов планетарных механизмов рассмотрены в отдельных источниках, но систематизированные данные по методике определения величины КПД и направления потоков "замкнутой" мощности в ЗДМ отсутствуют.

Изучению вышеперечисленных вопросов посвящена данная работа; сформулированы цель и задачи исследования.

Во второй главе изложен новый подход к определению основных кинематических характеристик ЗДМ. Так как в дальнейшем речь будет идти только о понижающих механизмах, то далее, для их обозначения, будем пользоваться термином РЗД.

Определение основных кинематических характеристик является одним из важнейших и трудоемких этапов проектирования рассматриваемых механизмов. Выявлены четыре часто встречающиеся схемы дифференциальных механизмов типа 2к-Н: А - однорядный дифференциальный механизм, В -двухрядный комбинированный (с внешним и внутренним зацеплениями в передачах) дифференциальный механизм, С - двухрядный механизм с внутренними зацеплениями, Б - двухрядный механизм с внешними зацеплениями. Кроме того, нами предложены две оригинальные схемы (б и Н) с ортогональными негипоидными (определение Я.С.Давыдова) или цилиндроконическими передачами с плоскими колесами.

Для планетарных дифференциалов типа 2к-Н, имеющих три звена присоединения (два центральных колеса к и водило Н), возможны два варианта кинематического замыкания, согласно которым предлагается выделить два класса РЗД:

- класс I, когда замкнуто одно из центральных колес с водилом;

- класс II, когда замкнуты два центральных колеса.

Каждый класс РЗД обладает общими кинематическими свойствами, которые будут выполняться и для РЗД, составленного из любых других планетарных передач типа 2к-Н (в данной работе не рассматриваются).

Общая структура РЗД классов I и II представлена на рис.2, где обозначены направления кинематического замыкания. В классе I ведущим звеном является водило (но не исключены варианты использования в качестве ведущего и других звеньев), а ведомым является одно из центральных колес. В классе II

ведущим звеном является преимущественно одно из центральных колес (но не исключены варианты использования в качестве ведущего промежуточных звеньев), а ведомым является водило.

Рисунок 2 - Общая структурная схема РЗД: — ■ — - направление замыкания для РЗД класса I; _ . . _ - направление замыкания для РЗД класса II.

Так как для каждого из шести дифференциальных механизмов возможны два варианта замыкания (классы I и II), то в представленной работе рассматривается 12 схем РЗД. Пример синтеза РЗД покажем на примере предложенной нами кинематической схемы Н класса II (см. рис.3).

■Н

Рисунок 3 - РЗД схемы Н класса II:

Т^...^ - числа зубьев колес, Н - водило

Известно, что для дифференциальных механизмов справедлива формула

Виллиса:

„ со , - со н

гн = *- , (1)

СО - - СО „

где 1 и - передаточное отношение дифференциального механизма относительно водила Н;

й)[ и й)3 - угловые скорости центральных колес 1 и 3; со н - угловая скорость водила. Для данного механизма передаточное отношение замыкающей части РЗД можно выразить через угловые скорости основных звеньев:

зам

и ~ (2)

Передаточное отношение рассматриваемого РЗД Ьн из формул (1) и (2):

03 II 1 •

ЗАМ '13

Из (3) следует, что механизмы класса II будут обеспечивать большие передаточные отношения при условиях, что 11']з не равно единице и (."п по значению близко, но не равно 1ЗАМп.

Аналогичным способом можно показать, что РЗД класса I также может реализовать большие передаточные отношения.

В замкнутом дифференциальном механизме согласно рис.3 передаточное отношение планетарной части РЗД 1Н|з отрицательное (колеса 1 и 3 вращаются в разные стороны). Поэтому для получения больших передаточных отношений значение 1ЗАМ|з должно быть также отрицательным, как видно из схемы.

Выведены формулы для определения передаточных отношений каждого из двенадцати рассматриваемых механизмов в двух формах: первая - для подбора значений чисел зубьев (ФП), вторая - для расчета значений передаточных отношений (ФР).

Например, для показанного на рис.3 механизма класса II схемы Н с плоскими колесами формулы (ФП) и (ФР) соответственно имеют вид:

(ФП): х^Щгг-ЪЖ^гШЪуЪШгТ^У^ЪуЪШЛ)- {Ъ-ЪШУШ', (4)

(ФР): 1Ш=[(гггг+ггг3) ■ггг1\1\ъ-гтЪуЪ1-ггЪуЪь-Ъь\ (5)

Из формул (4) и (5) видно, что фрикционные передачи не пригодны для получения больших передаточных отношений в РЗД, так как возможное

проскальзывание звеньев - фрикционных колес - дает погрешность передаточного отношения в одной передаче до 1,5...2 %. При этом значения передаточного отношения механизма могут изменяться в достаточно больших диапазонах. Возможно и изменение знака, что совершенно не допустимо.

В РЗД с зубчатыми колесами обоих классов особую сложность представляет подбор значений чисел зубьев, обеспечивающих большие (более 2500) значения передаточных отношений. Нами разработано два оригинальных метода подбора чисел зубьев РЗД: аналитический метод, при помощи математических зависимостей (версий) между значениями всех чисел зубьев РЗД, и совмещенный метод подбора, с использованием математических зависимостей (полуверсий) между значениями чисел зубьев части колес РЗД и подбором по таблицам сменных шестерен значений чисел зубьев другой части колес.

Суть первого метода заключается в подборе математических зависимостей (версий) между числами зубьев всех колес РЗД, обеспечивающих требуемые максимальные значения передаточных отношений ("сильные" версии). Метод допускает подбор версий, обеспечивающих требуемое (но меньше максимального) значение передаточного отношения ("слабые" версии).

Для реализации этого метода при помощи ЭВМ нами составлены таблицы произведений пар целых чисел от 12 до 160, расставленные в порядке возрастания их произведения. Отличие от известных таблиц М.И.Петрика состоит в том, что предлагаемые таблицы содержат произведения пар с равенством целых чисел друг другу.

Очевидно, что при поиске версий для подбора чисел зубьев колес РЗД нужно стремиться к тому, чтобы знаменатель в формулах (ФП) был близок, но не равен нулю, а числитель - не равен нулю (см. формулу (4)), то есть, соблюдались условия, например, для схемы Н класса II:

¿Шг^) и (6)

Для выполнения условий (6), с целью использования вышеупомянутых таблиц, дроби (6) можно представить в виде:

(2г2з)/(2ггг) = ас/(ас-1) и {ЪуЪ^ЪгЪ^ = (ас + 1 )/ас , (7)

где "а" и "с" - целые числа в интервале от 12 до 160; "ас" - их произведение.

Кроме того, необходимо, чтобы значения "ас-1" и "ас+1" также раскладывались на два целых сомножителя, которые после проверки по определенным условиям (например, по условиям соосности, соседства, сборки и т.п.) можно было бы принять за значения чисел зубьев.

В более общем случае числа зубьев в дробях (7) должны определяться

зависимостями:

ЪуЪц = ас-к; ЪгЪъ = ас; Ъ^Т-ь- ас и 25-27 = ас + к, (8)

где значения "ас - к" и "ас + к" также должны раскладываться на два целых сомножителя и "к" - натуральное число.

Для версии, обеспечивающей наибольшие передаточные отношения, число "к" равно единице. Такая версия нами была названа «сильной». Для более «слабых» версий "к" больше единицы.

В принципе, значение "к" может быть любым, но для заполнения таблиц со значениями чисел зубьев и передаточных отношений с необходимым рядом передаточных отношений (геометрическая прогрессия со знаменателем ср=1,26) нам хватило значений к=1, 2, 3, 4, 10 и 25.

Описанный выше метод подбора чисел зубьев позволяет при наличии версий быстро определить значения чисел зубьев РЗД, обеспечивающих необходимые значения передаточного отношения. Однако для некоторых схем РЗД не удалось отыскать версии (например, схема А класса II) или версии не обеспечили необходимый ряд значений передаточных отношений. В этих случаях значения чисел зубьев РЗД предлагается подбирать совмещенным методом подбора, когда, используя "неполные" версии (полуверсии), устанавливают математические зависимости между числами зубьев лишь части колес РЗД а оставшиеся значения чисел зубьев подбираются с использованием таблиц сменных шестерен М.И.Петрика и В.А.Шишкова.

С целью ускорения процесса расчета для предварительного определения передаточного отношения можно использовать специальный Л-критерий, который введен автором работы, и для рассматриваемой схемы Н класса II имеет вид:

Д = (ЪуЪШЛь) - {ЪггШуЪт). (9)

Значения чисел зубьев части зубчатых колес связаны между собой математическими зависимостями (полуверсиями), например, в уменьшаемом в правой части формулы (9), а значения чисел зубьев другой части колес подбираются при помощи таблиц сменных шестерен и определяются по' значению Д-критерия, исходя из условий размещения зубьев и условия соосности.

Например, для рассматриваемой в автореферате схемы можно принять ()» 1 (это согласуется с зависимостями (7)). Тогда и (Хг-ЪгУ^-Ъ?) » 1, причем *■ (ЪуХ7)/(г4-г6). Для получения

больших передаточных отношений необходимо, чтобы значения представленных дробей имели различия в 4.. .7 знаках после запятой. Исходя из вышеизложенного, можно по значению Д-критерия подбирать значения чисел

зубьев, обеспечивающих требуемые значения передаточных отношений и наоборот. Для схемы Н класса I, исходя из формул (4) и (9), запишем:

1,Н »2 /Д и Д» 2 / 1ц|. (10)

Данный метод можно применять практически во всех схемах РЗД, но он трудоемок, не гарантирует получение требуемых больших значений передаточного отношения и весьма сложно реализуется на ЭВМ. Поэтому он применялся только для тех схем, где не удавалось подобрать версию, либо когда не обеспечивался необходимый ряд передаточных отношений РЗД при помощи версий. Кроме того, в отличие от метода подбора значений чисел зубьев при помощи версий, обеспечивающего высокую точность приближения к требуемому значению передаточного отношения, рассматриваемый метод менее точен (расхождение с заданным передаточным отношением составляет до 10%).

Приведены зависимости для определения угловых скоростей колес РЗД для рассматриваемых в работе механизмов.

Предложенные методы кинематического расчета- РЗД позволяют существенно упростить подбор чисел зубьев, исключить перебор всех возможных вариантов, что существенно сокращает время на проектирование.

В третьей главе предложен общий подход к расчету КПД РЗД и дан метод упрощенного расчета КПД каждого из рассматриваемых РЗД. Определение КПД ЗДМ существенно отличается от определения его в механизмах, составленных из рядовых передач. Это связано с наличием "замкнутой" мощности Рзам внутри механизма, которая влияет на величину потерь. "Замкнутая" мощность может быть значительно больше выходной мощности ввиду того, что моменты на валах редуктора имеют порядок момента на выходном валу, а относительные угловые скорости промежуточных валов значительно выше угловой скорости выходного вала.

Предложены две общие формулы для определения КПД РЗД классов I и II в форме, удобной для инженерных расчетов. В частности, для класса II общая

формула для расчета КПД имеет вид: „ - Р"

77 ~ Р + Р (П)

ГН + ГТ!М V

где Рц - значение мощности на выходном валу (водиле);

Рзлм-значение замкнутой мощности.

С учетом кинематических зависимостей в РЗД формула (11) примет

вид:

1

77 ~ -и- . (12)

1 + I Н .

где - передаточное число РЗД;

и 1Н - передаточное число от между колесом 1 и водил ом Н при неподвижном колесе 3, значения которого определяются формулой::

1 ^

г\-2г. • (13)

Выведены формулы для расчета КПД и для остальных рассматриваемых в работе кинематических схем РЗД. Показано, что значение КПД зависит не только от потерь в передачах и опорах, но, главным образом, от значения "замкнутой" мощности. Для механизмов с замкнутыми центральным колесом и водилом подобной формулы в известных работах не найдено. Произведено сравнение предлагаемых формул для определения КПД РЗД с формулами, предложенными профессором В.Н.Кудрявцевым для планетарных механизмов с замкнутыми центральным колесами. Расхождение значений КПД, найденных для рассматриваемых механизмов по обеим формулам, составляет не более четырех процентов.

Применение предлагаемых формул существенно упрощает расчет КПД РЗД ввиду того, что эти формулы содержат меньшее число параметров-составляющих.

Точные значения мощностей на валах РЗД с учетом потерь можно найти, лишь определив направление потока "замкнутой" мощности. Поэтому нами предложены две логические формулы, позволяющие определить направление потока "замкнутой" мощности при одностороннем расположении точек контакта центральных колес с сателлитами (схемы С и Р) и при разностороннем расположении точек контакта центральных колес с сателлитами (все остальные схемы), с использованием функции сигнатуры 5§п(х).

Выведены формулы для определения значений вращающих моментов на валах колес РЗД с учетом направления "замкнутой" мощности для рассматриваемых механизмов. Формулы применимы для широкого класса механизмов с замкнутыми планетарными передачами.

Описанные' выше методики кинематического и энергетического расчетов реализованы при помощи оригинальной компьютерной программы, позволяющей существенно сократить время на выбор схемы РЗД. Программа составлена на языке ФОРТРАН-5 и предназначена для работы в диалоговом режиме на этапе ввода исходных данных. Пользователь имеет возможность выбрать необходимую схему РЗД с учетом конструктивных особенностей последнего, для выбранной схемы уточнить версию с учетом ее характеристик (число вариантов сочетаний чисел зубьев, диапазоны передаточных отношений и интервал значений КПД).

В четвертой главе дано обоснование целесообразности применения предлагаемых механизмов. Даны особенности прочностного расчета передач

РЗД по отношению к рядовым зубчатым передачам, которые заключаются в определении расчетных значений мощностей, вращающих моментов, угловых скоростей на валах РЗД с учетом основных положений работы. Для расчета межосевого расстояния передач используют значение момента на ведомом валу, найденное с учетом «замкнутой» мощности. Коэффициенты динамичности нагрузок кНу и кру при расчете планетарных передач РЗД следует выбирать для значений скоростей зубчатых колес при обращенном движении. Для обеспечения соосности валов в РЗД вначале определяют величину межосевого расстояния тихоходной пары. Межосевое расстояние быстроходной передачи принимают таким же, как и в тихоходной передаче.

Потери мощности в передачах с учетом потерь в опорах валов приводят к нагреву редукторов. Рассмотрен вопрос теплового расчета РЗД, приобретающий особое значение ввиду того, что эти механизмы весьма компактны, имеют низкий КПД и, следовательно, нагреваются значительно сильнее обычных редукторов при одинаковой входной мощности.

Был разработан замкнутый планетарный механизм, примененный в приводе шестипозиционной установки МР6П-М (см. рис.4) для коррозионно-механических испытаний на растяжение образцов в агрессивной среде при особо малых скоростях деформирования. Конструкция привода машины компактна и позволяет обеспечить режимы испытаний при двух скоростях деформирования испытываемых образцов. Изменение скоростей испытаний осуществляется при помощи сменных блоков зубчатых колес РЗД. При условии, что один блок колес остается постоянным, а другой блок является сменным, фиксируемые в пределах от 102 до Ю3 значения передаточного отношения позволяют осуществлять коррозионно-механические испытания (передаточное отношение РЗД порядка 10') и механический дорыв образцов после предварительной выдержки их в коррозионной среде (передаточное отношение РЗД порядка 102).

Согласно выбранным версиям были найдены числа зубьев колес механизма, определены значения передаточных отношений 1<ц, и КПД Г| РЗД и реализуемые скорости растяжения V (см. табл. 1).

Таблица 1.

Вид испытаний г, г2 г4 г5 15Н Л V, м/с

Коррозионно--механические 77 33 78 155 33 157 -114301 2.128- ] О"3 4-10"7

Механический дорыв образцов 77 33 76 155 33 145 -169.43 0.127 3-10"4

Рисунок 4 - Шестипозиционная установка МР6П-М для коррозионно-механических испытаний с приводом, содержащим РЗД (Патент РФ N2063018 6G 0IN 17/00).

Изготовленный РЗД перед использованием в приводе к установке был обкатан на экспериментальном стенде с определением текущих значений КПД в период обкатки. КПД определялся по величинам вращающего момента на ведущем и ведомом валах и значению передаточного отношения (i5,,) РЗД (см. графики рис. 5 и 6).

Измерения КПД производились многократно в различные моменты обкатки (после 10, 20, 40 часов: отмечены на графиках ромбами, квадратами, треугольниками и окружностями соответственно) зубчатых колес и после ее завершения (отмечены на графиках черными точками). Визуально оценивалось состояние рабочих поверхностей зубьев. Прямые линии -теоретические значения КПД. С целью ускорения приработки зубьев колес нагружение РЗД осуществлялось при помощи фрикционного тормоза. Результаты экспериментальных исследований показывают, что по мере приработки зубчатых колес экспериментальное значение КПД приближается к теоретическому.

Экономический эффект от внедрения установки МР6П-М с РЗД составляет около 1,7 суммы затрат на изготовление самой установки.

Для оценки возможности использования РЗД в других приводах предложена методика определения области рационального применения РЗД по относительному коэффициенту приведенных затрат. В качестве приводов для получения больших передаточных отношений (кроме РЗД) могут быть

Вращающий момент на выходном валу РЗД, Нм

Рисунок 5 - График зависимости КПД от момента на выходном валу РЗД кинематического варианта для коррозионно-механическнх > испытании

Орлшающий момент на выходном волу Нм

Рисунок Г» - График зависимости КПД от момента на выходном валу РЗД кинематического варианта для механического дорыва образцов

применены наборы последовательно соединенных червячных (Ч) и планетарных (Пл) редукторов, серийно выпускаемых отечественной промышленностью. Исследован интервал передаточных отношений от 10000 до 800000 при вращающих моментах на рабочем валу привода от 100 до 500 Нм

Приводы сравнивались между собой по значению коэффициента, которое зависит от массогабарнтных параметров привода и энергетических затрат при эксплуатации. Графическая интерпретация зависимостей коэффициента приведенных затрат от передаточного отношения для различных вариантов привода представлена на рис.7. 13 пояснениях к рис.7 после буквенного обозначения типа привода через дефис указано значение вращающего момента (Н-м) на рабочем валу привода.

о

200000

600000 сшшнпснис

800000

—*—Ч-10П —о—111-1(11) > 1'ЗД-1<!|1

——ч-:?11

—»— 11.4-250 —ПД-250 —|—Ч-51И1 —II .--пи —•—|'ЗД-?(1П

юооооо

400000

I |с1Х.'А;поч

Рисунок 7 - Зависимости коэффициента приведенных затрат для различных приводов в зависимости от передаточных отношений

Анализ графиков рис.7 позволяет сделать вывод о том, что применение РЗД в сравнении с наборами червячных и планетарных редукторов всегда эффективно при моментах до 100 Н-м и для передаточных отношений до 50000 при вращающем моменте 500 Н-м.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ОБЩИЕ ВЫВОДЫ

Подготовка данной работы стана итогом теоретических и экспериментальных исследований, проводимых на кафедре "Детали машин и прикладная механика" Оренбургского государственного университета для реализации научного направления кафедры в области создания оборудования и различных устройств для коррозиопно-механических испытаний материалов. Приводы данного оборудования должны обеспечивать большие передаточные отношения при малых значениях мощности на рабочих органах машин для получения особо малых скоростей деформирования испытываемых образцов согласно современным требованиям к методикам коррозионных испытаний.

Результаты работы позволяют сделать следующие выводы:

1) Предложенная на основе анализа известных планетарных передач и выявленных общих признаков классификация замкнутых дифференциальных механизмов, полученных на базе планетарных передач типа 2к-Н, включает два класса механизмов по принципу замыкания звеньев. Оба класса могут содержать оригинальные схемы РЗД с цилиндроконическими передачами с плоскими колесами.

2) Разработанный метод синтеза кинематических схем редукторов с замкнутым дифференциалом на базе планетарных передач типа 2к-Н, обеспечивающих большие передаточные отношения (2,5 103...108), может применяться при разработке ЗДМ и с другими типами замкнутых планетарных передач.

3) Созданная комплексная методика нахождения передаточных отношений и подбора значений чисел зубьев редукторов с замкнутым дифференциалом допускает реализацию двумя методами:

- аналитическим - путем нахождения математических зависимостей (версий) между значениями чисел зубьев всех колес механизма;

- совмещенным - путем нахождения математических зависимостей (полуверсий) между значениями чисел зубьев одной части зубчатых колес механизма и определения значений чисел зубьев другой части колес по специальной методике с использованием предложенного автором Д-критерия и известных таблиц сменных шестерен.

4) Расчетная методика дает возможность определения коэффициента полезного действия для замкнутых дифференциальных механизмов на основе выведенных универсальных формул для определения КПД РЗД классов I и II и частных формул для расчета КПД РЗД рассматриваемых в работе кинематических схем.

5) Превалирующее влияние значения «замкнутой» мощности на КПД РЗД требует определения направления потока «замкнутой» мощности в кинематических цепях, зависящего от схемы РЗД.

6) Оригинальное программное обеспечение многовариантного расчета кинематических и энергетических характеристик РЗД с целью выбора требуемого варианта позволяет существенно облегчить процесс проектирования механизмов с замкнутыми дифференциалами, уменьшить затраты времени на оценку различных вариантов РЗД.

7) Спроектированная и изготовленная конструкция РЗД, применена в приводе многопозиционной разрывной установки для реализации'методики испытаний с особо малыми скоростями деформирования и результаты ее экспериментального исследования подтверждают правомочность конструктивных решений и возможность использования теоретических зависимостей для определения кинематических и энергетических характеристик РЗД.

8) Технико-экономическое обоснование применения РЗД в приводах машин подтверждает его целесообразность и наличие областей эффективного использования РЗД в зависимости от значений передаточных отношений и передаваемых нагрузок.

ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ

1. РешетовС.Ю. и др. Силовой анализ многопозиционных нагружателей /С.Ю.Решетов, А.П.Фот, А.А.Муллабаев, В.М.Кушнаренко // Заводская лаборатория". - М., 1993. - N6. - С. 55-57.

2. Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Приводы со сверхбольшими передаточными отношениями // Тез. докл. региональной конференции молодых ученых Урала и Поволжья, посвященной 250-летию Оренбургской губернии и 60-летию образования Оренбургской области. - Оренбург, 1994. - Том 1. - С. 212-213.

3. Решетов С.Ю., Цыбакин В.В Подбор чисел зубьев редукторов с замкнутым дифференциалом при помощи ЭВМ // Тез. докл. XVI науч,-техн. конф. ОГТУ. Автомобильно-дорожный факультет. -. Оренбург, 1994.-С.16..

4. Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Кинематический расчет планетарных редукторов с замкнутыми центральными колесами // Сборник научных трудов ОГТУ. - Машиностроение, ч. 1. - Оренбург: ОГТУ. -1994. -С.51-56.

5. Фот А.П., Кушнаренко В.М., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Подбор значений чисел зубьев планетарных механизмов с замкнутым дифференциалом по таблицам сменных шестерен планетарных редукторов с замкнутыми центральными колесами // Концепции развития производства и ремонта транспортных средств. Тез. докл. II Российской науч.-техн. конференции. - Оренбург: ОГТУ,- 1995. - С.93.

6. Кушнаренко В.М., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Особенности расчета КПД планетарных редукторов с замкнутыми центральными колесами // Тез. докладов региональной конф. молодых ученых и специалистов. -Оренбург, 1995.-С. 110.

7. Фот А.П., Кушнаренко В.М., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Кинематический анализ дифференциального механизма с замкнутыми центральными колесами // Концепции развития производства и ремонта транспортных средств. Тез. докл. II Международной науч.-техн. конф. -Оренбург, 1995.-С. 110.

8. Фот А.П., Муллабаев A.A. , Решетов С.Ю. Общие подходы к энергетическому расчету редукторов с замкнутым дифференциалом //Тез. докл. региональной конференции молодых ученых и специалистов. - Оренбург, 1996. 4.1. -С.96-97.

9. Пат. РФ N2063018 6G 01N 17/00. Приспособление для коррозионных испытаний /А.П.Фот, В.М.Кушнаренко, А.А.Муллабаев, Р.Н.Узяков, С.Ю.Решетов //Открытия. Изобретения. - 1996,- N18.-2 с.

Ю.Фот А.П., Муллабаев A.A. , Решетов С.Ю. Методика расчета соосных передач редукторов с замкнутым дифференциалом //Тез. докл. межвузовской научно-методической конференции. - Оренбург. - 1997. - С.72.

11. Фот А.П., Муллабаев A.A. , Решетов С.Ю. Кинематический расчет двухрядного планетарного механизма с внешними зацеплениями и замкнутыми центральными колесами // Концепции развития производства и ремонта транспортных средств. Тез. докл. III Российской науч.-техн. конференции. -Оренбург: ОГУ. -1997. - С. 175.

12. Фот А.П., Муллабаев A.A. , Решетов С.Ю. Определение КПД двухрядного комбинированного планетарного механизма с замкнутыми центральными колесами // Концепции развития производства и ремонта транспортных средств. Тез. докл. III Российской науч.-техн. конференции. - Оренбург: ОГУ. - 1997. - С. 177.

13. Фот А.П., Кушнаренко В.М., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Механизмы с замкнутым дифференциалом. Пособие конструктора. Издат-во ОГУ, - Оренбург. - 1997, 108 е., ил.

14. Фот А.П., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Привод установки для коррозионно-механических испытаний //Тез. докл. II-й региональной конф. "Урал-97". Из-во ОГУ. - Оренбург. -1997. - С.67.

15. Фот А.П., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Кинематический анализ дифференциального механизма с замкнутыми центральным колесом и водилом // Материалы международного научного конгресса студентов, аспирантов и молодых ученых YSTM-96: "Молодежь и наука - третье тысячелетие". - М.: HTA "Актуальные проблемы фундаментальных наук". - 1997. - (Серия Профессионал). Т.1. - C.II-24.

16. Фот А.П., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Двухрядный планетарный механизм с внутренними зацеплениями и замкнутыми центральными колесами//СТИН. - М., 1998. - N5. - С.16-17.

17. Фот А.П., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Исследование привода со сверхбольшим передаточным отношением //СТИН. - М., 1999. - N1. -С.7-10.

18. Фот А.П., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. К определению области использования механизмов с замкнутыми планетарными передачами //Динамика и прочность материалов и конструкций: Сб. науч. трудов. -- Орск: Изд-во ОГТИ. - 1999. - С.60-62.

19. Фот А.П., Муллабаев A.A., Решетов С.Ю. Малогабаритные коробки передач со сменными колесами. //Динамика и прочность материалов и конструкций: Сб. науч. трудов. -Орск: Изд-во ОГТИ. -1999. - С.63-68.

20. Решетов С.Ю. Кинематическая точность редукторов с замкнутым дифференциалом //Машиностроитель. - М., 1999. - N11. -С.34-36.