автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Исследование замкнутых дифференциальных механизмов на базе передачи винт-гайка

На правах рукописи

Плотников Дмитрий Михайлович

ИССЛЕДОВАНИЕ ЗАМКНУТЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ МЕХАНИЗМОВ НА БАЗЕ ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА

Специальность 05.02.18 - «Теория механизмов и машин»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ижевск - 2004

Работа выполнена на кафедре деталей машин и прикладной механики ГОУ «Оренбургский государственный университет»

Научный руководитель: доктор технических наук, профессор

Фот Андрей Петрович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Плеханов Федор Иванович

кандидат технических наук, доцент Боровиков Юрий Алексеевич

Ведущая организация:

ОАО «ОРСТАН», г. Оренбург

Защита состоится «5» июля 2004 г. на заседании диссертационного совета Д212.065.01 Ижевского государственного технического университета по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7, ИжГТУ.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Автореферат разослан «28» мая 2004 г.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор /у

Осетров В.Г.

•сГб'Я 90 %

3

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Ряд машин специального назначения (техника для коррозионно-механических испытаний, транспортное и технологическое оборудование) требуют разработки принципиально новых схем передаточных механизмов, реализующих медленные (порядка 10"8..Л0'7 м/с) линейные перемещения. Передаточный механизм - необходимая часть привода медленных перемещений. Наибольшее распространение в таких приводах находят механизмы принцип действия которых основан на физических свойствах исполнительного звена (термомеханические, магнитострикционные, пьезоэлектрические). Основными недостатками таких механизмов является ограниченный ход исполнительного звена и низкий к.п.д.

В механических передачах зацеплением малые перемещения в отношении скорости движения ставят перед конструктором ряд сложных проблем, в том числе - получение значительных передаточных отношений привода. С помощью последовательного соединения передач с большими передаточными числами в одной паре возможно достижение высоких передаточных отношений, однако применение таких передач связано с большими потерями мощности и существенно увеличивает габариты привода.

Получение значительных передаточных отношений возможно при использовании замкнутых дифференциальных механизмов (ЗДМ) на базе планетарных передач, однако данные механизмы имеют повышенные требования к точности изготовления и сборки и, следовательно, высокую себестоимость. Поэтому возникла необходимость создать принципиально новый тип редуктора, позволяющего при минимальном количестве ступеней и значительном передаточном отношении реализовать требуемый диапазон длительных линейных перемещений исполнительного звена порядка 10"8...10'7 м/с при малых габаритах и относительно высоком значении к.п.д. Поставленная задача может быть решена за счет применения редукторов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка (РЗДВГ), в которых длительные линейные перемещения исполнительного звена (винта) достигаются разностью угловых скоростей винта и гайки при одностороннем вращении последних. Встраивание пары винт-гайка в замкнутую кинематическую цепь, образованную передачами непланегарного типа обеспечивает малые габариты механизма при относительно высоком значении к.п.д. В связи с этим разработка методики проектирования РЗДВГ, а также выполнение исследований влияния значений параметров РЗДВГ на их качественные характеристики, являются актуальными.

Целью настоящей работы является расширение возможностей реализации медленных линейных перемещений путем разработки методики проектирования, выбора рациональной схемы и параметров редуктора с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка.

Указанная цель достигается путем решения следующих задач: - анализ известных механизмов содержащих передачи различных видов и схем построения зубчатых механизмов на предмет реализации медленных линейных перемещений в заданном диапазоне V = 10"8.. ЛО"7 м/с;

4986?

- обоснование применения дифференциальных механизмов с замкнутой передачей винт-гайка для получения заданного диапазона V и достижения высоких эксплуатационных показателей редукторов;

- разработка методик синтеза кинематических схем РЗДВГ и подбора значений чисел зубьев колес РЗДВГ для обеспечения медленных линейных перемещений;

- построение математической модели редуктора с замкнутым дифференциалом в оптимизационной постановке при заданных оценочных критериях;

исследование пространства параметров редукторов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка с целью выявления предпочтительной схемы редуктора по заданным критериям;

- разработка методик определения коэффициента полезного действия (КПД) и коэффициента циркуляции мощности (Кцм) в РЗДВГ;

- создание специальных приводов на основе РЗДВГ;

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

Научная новизна работы заключается в следующем:

- обоснована целесообразность использования редукторов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка на основе анализа известных механизмов, а также схем построения зубчатых механизмов для реализации линейных перемещений в диапазоне значений V = 10"8... 10"7 м/с;

- выявлены общие признаки ЗДМ с планетарными механизмами и на их основе предложены методика синтеза новых схем ЗДМ на базе передачи винт-гайка для реализации медленных линейных перемещений и способ определения функции замедления осевого перемещения винта;

- предложен общий подход к подбору значений чисел зубьев ЗДМ и разработана методика определения значений чисел зубьев различных вариантов ЗДМ с целью реализации ими медленных линейных перемещений;

- разработана методика расчета коэффициента циркуляции мощности ЗДМ;

- предложены методика и зависимости для определения к.п.д. различных схем ЗДМ, ориентированные на инженерные расчеты;

- предложен алгоритм эскизного проектирования РЗДВГ;

- показано, что при оценке вариантов схем РЗДВГ предпочтение выбора зависит от технических требований: для достижения большего к.п.д. редуктора предпочтительнее выбирать схему РЗДВГ с минимальным числом передач; для минимизации габаритов редуктора предпочтение следует отдавать схемам РЗДВГ с пересекающимися осями валов;

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

Практическая ценность работы:

- разработаны принципиально новые кинематические схемы 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;

- разработана конструкция нагружателя и изготовлен стенд на базе РЗДВГ для испытаний зубчатых передач по схеме замкнутого силового потока (патент на изобретение РФ), используемый в лаборатории «Надежность» ГОУ «ОГУ».

Результаты работы включены в курс учебной программы кафедры по дисциплине «Теория механизмов и машин».

Работа выполнялась в рамках общего научного направления исследований кафедры деталей машин и прикладной механики ГОУ «Оренбургский государственный университет» по госбюджетной теме «Разработка испытательной техники» (номер государственной регистрации 01200011944).

Апробация работы. Основные положения работы представлялись на Российских НТК «Прогрессивные технологии в транспортных системах» (2001, 2003гг., г.Оренбург), на региональной НГПС молодых ученых и специалистов Оренбургской области (2002г., г.Оренбург) на Всероссийской НПК «Современные аспекты компьютерной интеграции машиностроительного производства» (2003г., г.Оренбург), на 4-ой Международной НТК «Информационные технологии в инновационных проектах» (2003г., г.Ижевск), на Международной НТК «Теория и практика зубчатых передач» (2004г., г.Ижевск).

Публикации. По теме диссертационной работы опубликовано 8 работ в сборниках трудов конференций и журналах и получено 2 патента на изобретения.

Структурно диссертация включает: введение, пять глав; основные результаты, общие выводы и заключение; список использованных источников из 105 наименований.

КРАТКОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

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

В первой главе приведен анализ различных приводов для получения медленных линейных перемещений, основные виды которых приведены на рис.1.

Наиболее часто применяется 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.

Изучение достоинств и недостатков вышеперечисленных приводов показало, что предпочтение следует отдавать механическим передачам зацеплением с замкнутой кинематической цепью, в которых возможно получение значительных передаточных отношений для реализации заданного диапазона V = 10"8.. Л0'7 м/с. Теория замкнутых дифференциальных передач рассмотрена в работах А.С.Антонова, В.Л.Вейца, Н.С.Воробьева, Ю.Н.Кирдяшева, В.Э.Пуша, КД.Шабанова и многих других. В данных работах освещена теория медленных перемещений, изложены вопросы анализа и синтеза простых и сложных замкнутых дифференциальных механизмов, представлена теория самотормозящих передач. Особый интерес с точки зрения теории синтеза и проектирования замкнутых дифференциальных передач (одноконтурных и двухконтурных) представляют работы К.Д.Шабанова. Показано, что дифференциальные передачи

б

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 дифференциальных механизмов с большими передаточными отношениями для реализации медленных линейных перемещений в известной литературе освящены слабо, поэтому данный вопрос требует более детального изучения.

Рисунок 1 - Классификация приводов медленных перемещений

Известны ЗДМ на базе планетарных передач, которые имеют некоторые существенные достоинства, например, компактность при реализации больших передаточных отношений. Тем не менее, данные механизмы имеют повышенные требования к точности изготовления и сборки и, следовательно, высокую себестоимость.

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 линейных перемещений является использование ЗДМ на базе передачи винт-гайка с распространенными типами передач в замыкающей цепи, как наиболее компактных. Согласно вышеперечисленным вопросам сформулированы цель и задачи исследования.

Таблица 1. Кинематический синтез схем РЗДВГ

Исходный механизм (три степени свободы)

Добавляем солнечное колесо. Закрепляем корпус

Закрепляем ось сателлитов в корпусе. Объединяем соосные валы

Встраиваем винтовую передачу. Вал-винт устанавливаем на скользящей шпонке

Назначаем варианты присоединения двигателя 1 и 2

•А гЭт

Н'

7.1 7.1,

гг

I

н

SHH1

"I,

"fl

1 гг

Zl z4|

^.l -J

d

GS

/

H

Z4

IT

Дифференциальный механизм

Дифференциальный механизм 2k-H с двумя солнечными колесами

Замкнутый механизм непланетарного типа

Замкнутый дифференциальный механизм на базе передачи винт-гайка

Редуктор с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка _

Во второй главе описана методика синтеза кинематических схем РЗДВГ путем последовательного развития исходных дифференциальных механизмов (табл.1). В общем случае РЗДВГ можно представить в виде блок-схемы (рис.2), на которой винт и гайка «замкнуты» кинематической цепью, обеспечивающей совпадение направлений угловых скоростей сов и cor винта и гайки с малой разницей их значений. Модель РЗДВГ, полученного по табл.1, представлена на рис.3.

Замыкающая цепь

Ув

Рисунок 2 - Блок-схема РЗДВГ

п

Отношение угловой скорости винта винтовой пары к разности угловых скоростей винта и гайки позволяет определить степень замедления осевого перемещения винта. Данное отношение предложено называть функцией ¡у осевого замедления винта:

¡V = <х>в / (сов - Юг), (1)

где сов - угловая скорость винта, с"1; сор - угловая скорость гайки, с'1;

Рисунок 3 - Модель РЗДВГ 1 - вал-винт; 2 - гайка; 3 - скользящая шпонка; 4 - стойка

Применив общеизвестную формулу Виллиса к исходной планетарной передаче (табл.1), получим:

iJ« = i„4(,>=M/i4„(,>=l/[l-i4,<H>- (-1)*], (2)

где 1ПЛ(Н> - передаточное отношение планетарной передачи исходного механизма; Í4H(1) - передаточное отношение от колеса z4 к водиле Н при остановленном колесе zi;

i4i(H) - передаточное отношение от колеса z4 к колесу z\ при остановленном водиле Н;

к - число передач с внешним зацеплением

Для полученной схемы РЗДВГ (табл.1) угловая скорость винта равна угловой скорости колеса zb гайка встроена в ступицу второго центрального колеса Z4. Функция замедления в этом случае равна:

iv = coi / (со, - ю4), (3)

где (Oí - угловая скорость колеса zu с"1; к>4 - угловая скорость колеса z4, с'1;

Разделив числитель и знаменатель выражения (3) на значение ©i, получим:

¡v=l/[l-(co4/co.)] (4)

Отношение ©4/0)1 угловых скоростей колес есть передаточное отношение i4,(H) исходного механизма, связывающее угловые скорости центральных колес zi и Z4 при остановленном водиле Н. В этом случае (при соц = 0) определение отношения

cùa/cûi планетарной передачи исходного механизма производят по известным соотношениям для передач с неподвижными осями:

i4,(H)=(z1/z2)- (Z3/Z4)- (-1)\ (5)

Подставив выражение (5), равное <04/001 в (4) при к = 2, получим:

ÏV=1/[1-(Z,/Z2)- (Z3/Z4)], (б)

где zi, z2) z3, Z4 - числа зубьев колес дифференциального винтового механизма

При малой разнице чисел зубьев колес, правая часть знаменателя дроби (6) может быть весьма близко приближена к единице. Поэтому функция iv осевого замедления винта может достигать достаточно высоких значений. Так, если Z\ = 99; z2 = 101; z3 = 100; Z4 = 100, то функция осевого замедления винта iv « 10000. Габариты редукторов по предложенным схемам (рис.4) при реализации подобных замедлений (передаточных отношений) намного меньше, по сравнению с известными планетарными редукторами (например, редуктор Гуляева).

В работах В.Н.Кудрявцева, Ю.Н.Кирдяшева и Н.И.Колчина рассматриваются эпициклические планетарные механизмы: возвратно-эпициклический редуктор с набором колес внешнего зацепления - редуктор Давида* и возвратно-эпициклический редуктор с двумя парами колес внутреннего зацепления. Данные редукторы обеспечивают аналогичные значения передаточных отношений и соизмеримы с габаритами исходных планетарных редукторов схем А и С, однако имеют три вала, что существенно усложняет конструкцию. Кроме этого, центральные колеса в редукторе Давида установлены консольно, что приводит к неравномерному распределению напряжений по поверхности зубьев.

Нахождение основных кинематических характеристик ЗДМ является одним из важнейших и трудоемких этапов проектирования рассматриваемых механизмов. Осевую скорость VB винта РЗДВГ можно определить по формуле:

VB = (шв - юр) • h/(2- я), м/с (7)

где: h - ход винта, м (здесь h = р • п, где: р - шаг резьбы винта, м; п - число заходов резьбы винта).

Угловые скорости винта и гайки определяются по формулам:

сов = сод/1дв; (8)

<0г = (Вд/1дг, (9)

где: Юд - угловая скорость вала двигателя, с'1; ¡дв - передаточное отношение от двигателя к винту; ¡дг - передаточное отношение от двигателя к гайке

Из формул (7), (8) и (9), получим:

Ув = шд- (1/1дв-1/1дг)- h/(2 • 7t) (10)

Передаточное отношение iBr от винта к гайке определяется по формуле:

¡вг = сов / а>г = 1дг / 1дв (11)

'Изобретен в 1791 г. монахом Давидом.

Схема А

Схема В

®т

л

I 5

_2]_

а)

Схема С

т

Л-г 2x1

1_Т

24

и

В)

Схема Е © ®

т

у ' ' * V • / Г"/ Ч Л /

л

д)

(й

^_

Т—1

б)

Схема Б

®

-г2

Фф

— х,— —

1— —

25

Г

Г)

Схема Б

Л1 т31 1Л -р7

[Е

¡1 п 1т Ь г, г4 г, г8|

е)

Рисунок 4 - Кинематические схемы замкнутых дифференциальных механизмов: а), б), в) механизмы группы I; г), д) механизмы группы И; е) механизм группы III; цифры 1, 2, 3 в кружках - возможные варианты присоединения двигателя; числа зубьев колес; Ув - осевая скорость движения винта.

Из формул (10) и (11) можно получить:

Vв = coд• Ювг-1)/1дг]' «) (12)

Анализируя формулу (12), можно сделать вывод о том, что для получения малых значений осевой скорости винта следует уменьшать ход винта (т.е. шаг и число заходов резьбы винта) или стремиться к тому, чтобы передаточное отношение от винта к гайке приближалось к единице, но не равнялось ей. Сочетание этих условий способствует получению малых значений осевой

скорости винта. При значении iur, равном 1, скорость перемещения винта равна нулю. Разделив числитель и знаменатель формулы (1) на значение cor и учитывая, что (йв равна сод (для варианта присоединения двигателя 1) получим:

iv = 1дг/(inr- 1>. (13)

Тогда формула (12) примет вид:

Ув = (сод- h)/(2 ■ я- iv) (14)

Из формулы (14) видно, что РЗДВГ могут обеспечить медленные перемещения (согласно анализу выражения (13) для определения iv), поскольку:

lim (¡дг/'Овг-1))= 00 (15)

iBr^l

Анализ формулы (15) показывает, что использование фрикционных передач в РЗДВГ для получения заданных малых перемещений исполнительного звена недопустимо. Неизбежное скольжение в зацеплении звеньев фрикционных пар ведет к погрешности передаточного отношения в одной передаче до полутора процентов, в связи с чем значение знаменателя в формуле (16) может изменяться в пределах от 0 до ± 0.015. Это ведет не только к изменению в сотни раз абсолютного значения условного передаточного отношения механизма, но даже к изменению направления движения исполнительного звена (при изменении знака передаточного отношения).

В РЗДВГ особую сложность представляет подбор значений чисел зубьев колес в замыкающей цепи, обеспечивающих медленные (порядка 10'8...Ю"7 м/с) линейные перемещения исполнительного звена. Итогом решения задачи проектирования стала разработка методики нахождения аналитических зависимостей (версий) между значениями чисел зубьев колес РЗДВГ для подбора их значений с делением последних на три группы в зависимости от вида формул, функции замедления осевого перемещения винта. Суть методики заключается в нахождении версий (моделей) с пятью независимыми переменными, обеспечивающих требуемые минимальные значения линейных перемещений, для нахождения значений чисел зубьев колес в конкретной схеме механизма.

Для нахождения значений чисел зубьев в моделях при помощи ЭВМ был использован массив целых чисел от 12 до 160 (для схем группы I) и произведений пар целых чисел от 12 до 160 (для схем групп II и III), расставленные в порядке их возрастания. Очевидно, что при поиске версий для подбора чисел зубьев колес РЗДВГ нужно стремиться к выполнению условий, чтобы знаменатель в формуле функции замедления осевого перемещения винта был близок, но не равен нулю, а числитель не равен нулю. Например, для механизмов группы I (рис.4,а,б,в):

iv =Zr Z4 / (Z)' Z3 — Z2 * z4) (16)

Тогда требуемые условия:

(zi • z3) * (z2 ■ Z4) и (z2 ■ z4) ->(z, • z3) (17)

Для выполнения условий (17) произведения значений чисел зубьев можно представить как:

(г,- = а и (22- 24) = (а-2)- (а+1), (18)

где а - целое число в интервале от 12 до 160.

Кроме того, необходимо, чтобы значение (а - 2)- (а+1) раскладывалось на два целых сомножителя, которые после проверки по другим условиям (например, по условиям соосности) можно было бы принять за значения чисел зубьев.

В общем случае числа зубьев в равенствах (18) должны определяться зависимостями:

= к1 - а; г2=к2- а-п2; 2з = к3- а; 24 = кг а + щ, (19)

где (к2 • а - п2) и (к| • а + п4) также должны раскладываться на два целых

сомножителя (здесь к1(2,з,4 - натуральные числа; 11^2,3,4-целые числа, включая

нуль).

Для версии, обеспечивающей минимальные линейные перемещения, число п; равно единице, число к; одинаково для всех чисел зубьев, а его значение принимается из интервала от 1 до 13 при условии, что значения чисел зубьев будут находиться в интервале от 12 до 160.

Разность произведений в знаменателе (обозначим её II) формулы (16) обязательно равна целому (положительному либо отрицательному) числу или нулю. В последнем случае по формуле (14) имеем неподвижное исполнительное звено механизма, поскольку значение функции замедления принимает значение, равное бесконечности. Для получения конечных и больших значений функции замедления необходимо, чтобы II стремилось к 1 по абсолютной величине.

На начальном этапе поиска версий мы имеем лишь одно условие. Для механизмов группы I:

К=(к,-а + п0- (к3• а + п3)- (к2 • а + п2)• (к»• а + п4). (20)

Выражение (20) содержит 9 независимых переменных (по две на каждое колесо и один параметр «а») - общий). Для уменьшения столь большой неопределенности необходим ряд искусственных приемов.

Во-первых, выразив число зубьев только одного из колес, например через Л, имеем:

г4 = [(кга + п,)- (к3 • а + п3) - II] / (к2 • а + п2). (21)

Во-вторых, хотя бы одно из колес может иметь число зубьев, равное «а», то есть в одном из полиномов к должно быть равно 1, а п - нулю. Рационально это сделать для полинома в знаменателе формулы (21). Приняв в формуле (21) к2 = 1 и п2= 0, получим:

г4 = к! • к3 • а + к! • п3 + к3 • П1 + (П1 • п3 - Я) / а. (22)

Очевидно, что, если принять Я равным произведению 111 и пз, то последнее слагаемое в формуле (22) исчезает, и мы получаем целое число зубьев г4.

Таким образом, получим:

24 = кг к3- а + к] • пз+кз- щ,

откуда

1м = кг к3 и а» = кг пз + к3 • П|.

Полиномы для ъ\, т.2,г-}, примут вид: ъ\ = кг а + п,;

г2 = а; I

ъъ = к3 • а + п3;

г4 = кг к3 • а+ кг п3 + к3• П1, .

а формула функции замедления после преобразования (16):

¡V = (кг а + щ) ■ (к! • к3■ а+ кг п3+ к3■ пО/(П] ■ п3)

Легко установить, что при П] и п3, равных нулю, получаем бесконечно большое значение функции замедления, то есть, вводим ещё одно ограничение -не нулевые значения П| и П3. Численное значение произведения 111 и п3 определяет «силу» искомой версии (чем меньше его значение, тем «сильнее» версия), а «знак» произведения определит «знак» функции замедления механизма (то есть, направление движения исполнительного звена). Заметим, что при П) и Пз, равных 1, Я принимает значение, равное 1, а версия обеспечит получение максимального значения функции замедления. Численные значения коэффициентов к] и к3 из условия получения минимальных габаритов равны 1.

Данная методика позволяет получить практически неограниченное число версий и определить значения чисел зубьев РЗДВГ, обеспечивающих необходимые значения линейных перемещений.

Установлены зависимости для определения значений угловых скоростей колес РЗДВГ для рассматриваемых механизмов. Доказано, что значения угловых скоростей валов механизма примерно одинаковы.

Предложенные методы кинематического расчета РЗДВГ позволяют существенно упростить подбор значений чисел зубьев колес, исключить перебор всех возможных вариантов, что значительно сокращает время на проектирование.

В третьей главе предложен общий подход к расчету к.п.д. РЗДВГ и дан пример расчета к.п.д. РЗДВГ с парой качения и скольжения. Определение к.п.д. ЗДМ существенно отличается от определения его в механизмах, составленных из незамкнутых передач. Это связано с наличием «замкнутой» мощности Рзам> которая влияет на величину потерь. «Замкнутая» мощность может быть значительно больше выходной мощности РВЫх 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. Предложена общая формула для определения значений к.п.д. РЗДВГ, которая имеет вид:

г| = Рвых/(Рвых+ДР), (23)

где Рвых - значение мощности на выходном валу (винте);

ДР - суммарные потери мощности, которые можно найти по формуле:

ДР = Рз- (1-Чдг) + Р4- (1-Лдв) + [Рвых • (1-11вг)]/Лвг + ДРуп, (24)

где Р3- (1- Т1дг) - потери мощности в приводе на участке от двигателя к гайке; Р4- (1- т|дв) - потери мощности в приводе на участке от двигателя к винту; [Рвых" (1 - т|вг)] /т!вг- потери мощности в передаче винт-гайка; Т1 дг - к.п.д. на участке от двигателя к гайке; т|дв - к.п.д. на участке от двигателя к винту;

ДРуп - значение суммарных потерь мощности в подшипниках винта и гайки

С учетом (23) и (24), а также кинематических зависимостей в РЗДВГ, имеем: T\=riBr/[l+Uv- (2-т1дг-Лдв) / идг+2- тг Г- (гг+гв) • т^г' uv/ (ида- h)], (25)

где т]вг - к.п.д. передачи винт-гайка; идг, идв - абсолютные значения передаточных отношений 1дв, соответственно;

Uv - абсолютное значение функции замедления;

fприведенный коэффициент трения качения подшипника;

г0 - расстояние от оси вращения до центра тел качения подшипника винта;

гг - расстояние от оси вращения до центра тел качения подшипника гайки.

Формула (25) применима для любого числа колес и валов РЗДВГ.

Точные значения мощностей на валах РЗДВГ с учетом потерь можно найти, определив направление потока «замкнутой» мощности. Поэтому нами предложена логическая формула, позволяющая определить направление потока «замкнутой» мощности в РЗДВГ, с использованием функции сигнатуры у = sgn(x).

Выведены формулы для определения значений вращающих моментов на валах колес РЗДВГ с учетом направления «замкнутой» мощности для рассматриваемых механизмов (рис.4). Описанные выше методики кинематического и энергетического расчетов реализованы при помощи оригинальной компьютерной программы, позволяющей существенно сократить время на проектирование РЗДВГ. Программа составлена на языке TURBO PASCAL 7.0 и предусматривает работу в диалоговом режиме на этапе ввода исходных данных. Пользователь имеет возможность: задать диапазон чисел зубьев РЗДВГ; с учетом конструктивных особенностей выбрать необходимую схему проектируемого РЗДВГ; для выбранной схемы задать вариант присоединения двигателя; задать «знак» функции замедления iv.

В четвертой главе представлен подробный алгоритм проектирования РЗДВГ с оптимизацией по следующим критериям: значение функции iv осевого замедления винта; габариты редуктора при заданном значении осевого усилия на винте и значении функции iv осевого замедления винта; общий коэффициент полезного действия с учетом потерь, связанных с циркуляцией «замкнутой» мощности; вариант присоединения двигателя; направление «замкнутой» мощности; стоимость редуктора.

Одним из основных критериев оценки редуктора являются его габаритные размеры и объем. Для оценки габаритов исследуемых редукторов были построены «схематические изображения редукторов» (рис.5), на основе которых рассчитывались габаритные размеры РЗДВГ по соосным схемам А, С и F (рис.4).

Были получены значения абсолютных затрат (АЗ), зависящих от массы т редуктора, энергетических потерь ДР и занимаемой редуктором площади Б для РЗДВГ с функцией замедления ¡у - 2000, 5000, 10000, 15000 и 20000 при трех значениях осевых сил на исполнительном звене - 10, 20, 50 и 100 кН. Принятые значения функции замедления ¡у соответствуют диапазону I (табл.2), который может быть реализован РЗДВГ, выполненным по любой из предложенных схем, кроме схемы С, исключающей возможность реализации ¡у более 8300.

Абсолютные затраты предложено оценивать по формуле:

АЗ = Сред• шрЕд + Ср- Ф- Ь- ДР + С5- Б, (26)

где Сред - стоимость единицы массы редуктора, руб/кг; шред- масса редуктора, кг; Ср - стоимость 1 кВт- ч электроэнергии; Ф - годовой фонд рабочего времени, ч, Ь - срок эксплуатации редуктора, год, Ь = 1;ДР - мощность потерь, кВт; - стоимость аренды 1 м2; Б - площадь, занимаемая редуктором, м2

Таблица 2. Определение сочетаний РЗДВГ по диапазону ¡у.

№ диапазона Диапазон значений функции ¡V Схемы РЗДВГ

I 1600-25000 А, В, С, О, Е, Б

II 25000-2900000

III 2900000-412300000 И

Объем РЗДВГ определяется типом редуктора, требуемым значением функции замедления ¡у и осевой нагрузкой на винте Р. При равных нагрузках Б на винте и сроках службы Ь, оптимизировать РЗДВГ по различным схемам целесообразно, используя семейства кривых (прямых) в координатах АЗ - V для каждой схемы при заданных значениях ¿у На рис.6 показаны зависимости для всех схем РЗДВГ при Б = 10 кН и Ь = 1 год при значениях ^ с диапазона I (табл.2).

В пятой главе дано обоснование целесообразности применения предлагаемых механизмов.

Для оценки возможности использования РЗДВГ в приводе машины для коррозионно-механических испытаний при особо малых скоростях деформирования предложена методика определения области рационального использования РЗДВГ по относительному коэффициенту приведенных затрат. В качестве привода для получения медленных линейных перемещений (кроме РЗДВГ) возможно использование привода с замкнутыми планетарными

Объем редуктора, смЗ

Рисунок б - Оптимизационные зависимости РЗДВГ для диапазона

¡V = 1600-25000 при равных значениях Р=10 кН и Ь = 1 год.

передачами (РЗДПП). Следует отметить, что функция осевого замедления винта характеризует степень редукции РЗДВГ и сопоставима с передаточным числом планетарной передачи РЗДПП. Поэтому исследование проводилось с использованием термина для РЗДПП и РЗДВГ - передаточное число и. Исследован интервал передаточных чисел РЗДПП и РЗДВГ от 100000 до 800000 при значениях осевых сил на исполнительном звене привода 50, 100, 150 и 200 кН. Приводы сравнивались между собой по значению коэффициента, который зависит от массогабаритных параметров привода, стоимости единицы массы приводного электродвигателя, стоимости единицы массы редуктора по виду используемых передач, энергетических затрат при эксплуатации. Поверхности (рис.7), отображающие зависимость коэффициента приведенных затрат от передаточного числа привода и осевой силы на рабочем органе, выделяют области целесообразного использования РЗДПП и РЗДВГ. Проекция линии пересечения поверхностей на плоскость с координатами эксплуатационных параметров F - и, позволяет определить область рационального использования РЗДВГ.

Рисунок 7 - Поверхности областей использования РЗДПП и РЗДВГ

Анализ проекции линии пересечения поверхностей (рис.7) позволяет сделать вывод о том, что при значениях осевой силы на исполнительном звене 50 кН и менее использование РЗДПП не целесообразно при любом значении передаточного числа (функции замедления). При возрастании осевой силы на исполнительном звене до 75 кН появляется зона механизмов, в которых использование РЗДПП целесообразно при значениях передаточного числа менее 160000. Далее граница перемещается в сторону увеличения передаточного числа, в частности, при силе 100 кН передаточное число должно быть менее 800000.

Для оценки возможности практического применения РЗДВГ был разработан стенд (рис.8) на базе схемы А с оригинальным способом нагружения зубчатых передач «замкнутым» силовым потоком. Конструкция стенда компактна и позволяет обеспечить режимы испытаний при мощности на испытываемой передаче, превышающей мощность приводного электродвигателя в 7,2 раз. Изменение значения циркулирующей (замкнутой) мощности осуществляется осадкой пакета тарельчатых пружин нагружающего устройства.

Традиционно в приводах разрывных машин применялось последовательное соединение ряда редукторов (цилиндрических, цилиндро-червячных, червячных и планетарных), что вело к значительному увеличению габаритов и массы. Габариты привода с РЗДПП увеличивает наличие дополнительного блока для преобразования вращательного движения выходного вала РЗДПП в поступательное осевое перемещение исполнительного органа машины. Учитывая вышеизложенное, возможен вариант привода с применением РЗДВГ, который имеет минимальные радиальные габариты, что позволяет снизить рабочие площади, занимаемые всей машиной, и массу по сравнению с приводом РЗДПП. Установлено, что применения РЗДВГ в машинах и оборудовании, предназначенных для коррозионно-механических испытаний целесообразно при средних нагрузках, особенно при больших значениях даредаточных отношений.

Рисунок 8 - Стенд для испытаний зубчатых передач

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

1. Проведенный анализ механизмов медленных осевых перемещений показал целесообразность использования редуктора с замкнутой дифференциальной передачей винт-гайка (РЗДВГ), обусловленную малыми габаритами редуктора при длительных и реверсивных перемещениях исполнительного звена для реализации требуемого (V = ЮЛ.ЛО"7 м/с) диапазона линейных перемещений.

2. Разработанный метод синтеза кинематических схем механизмов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка, применим для разработки механизмов с замкнутым дифференциалом, обеспечивающих медленные осевые перемещения исполнительного звена (10"6... 10'8 м/с).

3. Предложенные замкнутые дифференциальные механизмы на базе передачи винт-гайка, включают три группы и позволяют реализовать значения функции осевого замедления винта:

- в пределах двадцати пяти тысяч, для механизмов группы I;

- в пределах трех миллионов, для механизмов группы И;

- до четырехсот миллионов, для механизмов группы III.

4. Разработанная методика нахождения значений чисел зубьев замкнутых дифференциальных механизмов, позволяет установить для каждой группы механизмов конкретные модели аналитических зависимостей с пятью независимыми переменными для нахождения значений чисел зубьев.

5. Предложенная методика нахождения значений функции осевого замедления винта и подбора значений чисел зубьев механизмов упрощает процесс и сокращает время проектирования РЗДВГ.

6. Предложенный алгоритм эскизного проектирования редукторов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка позволяет рассчитать их габариты в зависимости от значения функции осевого замедления винта, осевой силы на винте, значения и направления циркулирующей внутри РЗДВГ мощности.

7. Методика определения к.п.д. РЗДВГ дает возможность оценить целесообразность использования предложенных механизмов в различных приводах. На к.п.д. РЗДВГ влияет значение «замкнутой» мощности и направление ее циркуляции в кинематических цепях механизма.

8. Разработанное оригинальное программное обеспечение многовариантного расчета кинематических и энергетических характеристик РЗДВГ с целью выбора требуемого варианта позволяет существенно облегчить процесс проектирования замкнутых дифференциальных механизмов и уменьшить затраты времени на оценку различных вариантов.

9. Конструкция РЗДВГ, примененная в стенде для испытаний зубчатых передач по схеме замкнутого контура, и результаты ее экспериментального исследования подтверждают рациональность конструктивного решения стенда и возможность использования теоретических зависимостей для определения кинематических и энергетических характеристик РЗДВГ.

Публикации

1. Дифференциальные механизмы для сверхмедленных перемещений /А.П. Фот, A.A. Муллабаев, Р.Х. Фаттахов, Д.М. Плотников // Сб. докл. пятой Рос. науч.-техн. конференции.-Оренбург: ОГУ, 2002.-Ч. 1.-С. 221-223.

2. Плотников Д.М. К вопросу параметрического синтеза замкнутых дифференциальных механизмов / Д.М. Плотников // Сб. материалов региональн. науч.-практ. конф. молодых учен, и специапистов.-ОренбурпОГУ, 2002.-Ч.2.-С.47.

3. Плотников Д.М. Замкнутые дифференциальные механизмы для получения медленных перемещений / Д.М.Плотников, С.Ю.Решетов // Сб. материалов региональн. науч.-практ. конф. молодых учен, и специалистов.-Оренбург: ОГУ,

2002.-Ч.2.-С.49.

4. Плотников Д.М. Кинематический и энергетический расчет ЗДМ с передачей винт-гайка на ЭВМ / Д.М. Плотников // Современные аспекты компьютерной интеграции машиностроительного производства: Материалы Всерос. научн.-практ. конференции.-Оренбург: ОГУ, 2003. - С.74-77.

5. Фот А.П. Кинематический и энергетический расчет замкнутых дифференциальных механизмов с передачей винт-гайка на ЭВМ / А.П. Фот, Д.М. Плотников, С.Ю.Решетов // Труды IV Международной НТК ИжГТУ.- Ижевск,

2003.- Ч.З.- С.119-121.

6. Плотников Д.М. Экспериментальный стенд для испытаний зубчатых передач / Д.М.Плотников, АЛ.Фот // Прогрессивные технологии в транспортных системах: Сб. докл. шестой Рос. науч.-техн. конференции.- Оренбург: ОГУ, 2003.

7. Плотников Д.М. К выбору области применения замкнутых механизмов на базе передачи винт-гайка / Д.М.Плотников, А.П.Фот // Прогрессивные технологии в транспортных системах: Сб. докл. шестой Рос. науч.-техн. конференции.-Оренбург: ОГУ, 2003.

8. Патент 2216666 РФ, МПК7 F 16 Н 37/16, 48/02 Дифференциальный механизм / A.A. Муллабаев, А.П. Фот, Р.Х. Фаттахов, Д.М. Плотников (РФ) // Патент на изобретение,- 2003.

9. Патент 2221997 РФ, МПК7 G 01 М 13/02. Стенд для испытания зубчатых передач по схеме замкнутого контура / А.П. Фот, A.A. Муллабаев, И.И. Лисицкий, Д.М. Плотников (РФ) // Патент на изобретение.- 2004.

10. Плотников Д.М. Методика определения значений чисел зубьев механизмов сверхмедленных перемещений / Д.М. Плотников, А.П.Фот, A.A. Муллабаев, С.Ю. Решетов // Теория и практика зубчатых передач: Труды V Международной НТК,-Ижевск, 2004.

Лицензия JIP № 020716 от 02.02.1993 г.

Подписано в печать 26.05.2004 г. Формат 60 X 84 1/16.

Объем 1 пл. Тираж 100 экз. Заказ 120._Бесплатно.

Отпечатано в ГОУ «Оренбургский государственный университет»

460352. г.Оренбург, ГСП, пр. Победы, 13 _Издательство ОГУ_

РНБ Русский фонд

2007-4 19867

Введение.

1. Обоснование выбора дифференциального механизма с замкнутой передачей винт-гайка для реализации медленных линейных перемещений.

1.1. Анализ известных механизмов приводов медленных перемещений.

1.2. Задачи исследования.

2. Кинематический синтез и анализ схем РЗДВГ.

2.1. Синтез схем и структура РЗДВГ.

2.2. Особенности планетарных механизмов.

2.3. Кинематика РЗДВГ.

2.4. Варианты схем РЗДВГ.

2.5. Определение значений выходных параметров исполнительного звена РЗДВГ.

2.6. Определение функции замедления осевого перемещения в РЗДВГ.

2.7. Определение угловых скоростей валов РЗДВГ.

2.8. Синтез замкнутых дифференциальных механизмов на базе передачи винт-гайка.

2.9. Кинематические варианты РЗДВГ.

2.9.1. Выводы.

3. Разработка методики энергетического расчета РЗДВГ.

3.1. Расчет коэффициента полезного действия РЗДВГ с учетом «замкнутой» мощности.

3.2. Методика определения направления потоков мощностей на валах РЗДВГ.

3.3. Определение вращающих моментов на валах РЗДВГ.

3.4. Определение коэффициента циркуляции мощности в РЗДВГ.

3.5. Кинематический и энергетический расчет РЗДВГ на ЭВМ.

3.6. Пример энергетического расчета РЗДВГ.

3.7. Выводы.

4. Разработка математической модели редуктора с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка.

4.1. Критерии оценки вариантов схем РЗДВГ.

4.2. Проектирование РЗДВГ.

5. Технико - экономическое обоснование использования РЗДВГ.

5.1. Определение области применения РЗДВГ.

5.2. Экспериментальный стенд для испытаний зубчатых передач.

5.2.1. Объект испытаний.

5.2.2. Конструкция стенда.

5.2.3. Описание работы стенда.

5.2.4. Тарировка испытательного стенда.

5.2.5. Методика испытаний и обработка результатов.

5.3. Оценка возможности использования РЗДВГ в приводе разрывной машины.

5.4. Выводы.

Основные результаты, общие выводы и заключение.

Винтовые механизмы получили широкое распространение в приводах различных станков, транспортных и технологических машин. Назначение передач винт-гайка - преобразование вращательного движения в поступательное. Наиболее характерные области применения передач винт-гайка: поднятие грузов; нагружение в испытательных машинах; осуществление процесса механической обработки; управление оперением самолетов; точные делительные перемещения; установочные перемещения для настройки и регулирования машин; перемещение рабочих органов роботов. В механизмах станков передача винт-гайка является одновременно силовой и кинематической и применяется главным образом в приводе .подач в последнем звене кинематической цепи. Передачи обеспечивают большой выигрыш в силе, возможность получения малых перемещений, простоту конструкции и изготовления. Исследованию самотормозящей передачи винт-гайка посвящено множество работ /7, 10, 11, 15, 25, 38, 56, 80, 81, 82/.

В некоторых машинах специального назначения (например, в приводах подъемно-транспортных машин, в приводах силовозбудителей установок для испытаний материалов при квазистатических нагрузках, в микро- и нанотехнологиях и в некоторых других устройствах) требуется получить линейные перемещения порядка 10"8.10"7 м/с /15, 38, 68, 69, 86, 88, 89, 92/.

Малые перемещения в отношении скорости движения в настоящее время используются во многих машинах и ставят перед конструктором ряд сложных проблем, в том числе - получение значительных передаточных отношений привода. Хотя с помощью последовательного соединения передач с большими передаточными числами в одной паре (например, спироидных /9, 103/) возможно достижение высоких передаточных чисел, производство таких передач связано с рядом технологических трудностей.

В отдельных случаях данная задача решается применением последовательного соединения различных редукторов (цилиндрических, планетарных и волновых), что, существенно увеличивает габариты привода и снижает его надежность.

Получение значительных передаточных отношений возможно при использовании замкнутых дифференциальных механизмов (ЗДМ) на базе зубчатых передач при малых (сотые доли ватта) мощностях на рабочих органах. Известны ЗДМ на базе планетарных передач /72, 83, 84, 88/, которые имеют некоторые существенные достоинства, например, компактность при реализации больших передаточных отношений. Тем не менее, данные механизмы имеют повышенные требования к точности изготовления и сборки и, следовательно, высокую себестоимость.

В итоге возникла необходимость создать принципиально новый тип редуктора, позволяющего при минимальном количестве ступеней реализовать требуемый диапазон длительных линейных перемещений

8 7 исполнительного звена порядка 10" .10" м/с при относительно высоком значении к.п.д.

Одним из способов получения малых перемещений является применение ЗДМ на базе передачи винт-гайка /27, 51, 52, 61, 62/ с распространенными типами передач в замыкающей цепи. ЗДМ на базе самотормозящей передачи винт-гайка, предназначенный для получения малых осевых перемещений, является редуктором с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка или РЗДВГ.

Необходимо заметить, что применительно к ЗДМ исследуемых в данной работе, понятие дифференциальный механизм (дифференциал) означает - дающий возможность расположенным на одной оси колёсам или вращающимся деталям двигаться с разной угловой скоростью для совместной работы /79/.

Ввиду малых габаритов РЗДВГ и возможности получения длительных

8 7 линейных перемещений исполнительного звена порядка 10' .10" м/с, разработка методики проектирования и выполнение исследований влияния значений параметров РЗДВГ на качественные характеристики, являются актуальными.

Целью настоящей работы является расширение возможностей реализации медленных линейных перемещений, путем разработки методики проектирования, выбора рациональной схемы и параметров редуктора с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка.

Указанная цель достигается путем решения следующих задач:

- анализ известных механизмов содержащих передачи различных видов и схем построения зубчатых механизмов на предмет реализации медленных

О *7 линейных перемещений в заданном диапазоне V = 10" . 10" м/с;

- обоснование применения дифференциальных механизмов с замкнутой передачей винт-гайка для получения заданного диапазона V и достижения высоких эксплуатационных показателей редукторов;

- разработка методик синтеза кинематических схем РЗДВГ и подбора значений чисел зубьев колес РЗДВГ для обеспечения медленных линейных перемещений; построение математической модели редуктора с замкнутым дифференциалом в оптимизационной постановке при заданных оценочных критериях;

- исследование пространства параметров редукторов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка с целью выявления предпочтительной схемы редуктора по заданным критериям;

- разработка методик определения коэффициента полезного действия (КПД) и коэффициента циркуляции мощности (Кцм) в РЗДВГ;

- создание специальных приводов на основе РЗДВГ;

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

Научная новизна работы заключается в следующем:

- обоснована целесообразность использования редукторов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка на основе анализа известных механизмов, а также схем построения зубчатых механизмов для реализации

О <"7 линейных перемещений в диапазоне значений V = 10" . 10" м/с;

- выявлены общие признаки ЗДМ с планетарными механизмами и на их основе предложены методика синтеза новых схем ЗДМ на базе передачи винт-гайка для реализации медленных линейных перемещений и способ определения функции замедления осевого перемещения винта;

- предложен общий подход к подбору значений чисел зубьев ЗДМ и разработана методика определения значений чисел зубьев различных вариантов ЗДМ с целью реализации ими медленных линейных перемещений;

- разработана методика расчета коэффициента циркуляции мощности ЗДМ;

- предложены методика и зависимости для определения КПД различных схем ЗДМ, ориентированные на инженерные расчеты;

- предложен алгоритм эскизного проектирования РЗДВГ;

- показано, что при оценке вариантов схем РЗДВГ предпочтение выбора зависит от технических требований: для достижения большего к.п.д. редуктора предпочтительнее выбирать схему РЗДВГ с минимальным числом передач; для минимизации габаритов редуктора предпочтение следует отдавать схемам РЗДВГ с пересекающимися осями валов;

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

Практическая ценность работы:

- разработаны принципиально новые кинематические схемы 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;

- разработана конструкция нагружателя и изготовлен стенд на базе РЗДВГ для испытаний зубчатых передач по схеме замкнутого силового потока (патент на изобретение РФ), используемый в лаборатории «Надежность» ГОУ «ОГУ».

Апробация работы. Основные положения работы представлялись на Российских НТК «Прогрессивные технологии в транспортных системах» (2001, 2003гг., г.Оренбург), на региональной НПК молодых ученых и специалистов Оренбургской области (2002г., г.Оренбург) на Всероссийской НПК «Современные аспекты компьютерной интеграции машиностроительного производства» (2003г., г.Оренбург), на 4-ой Международной НТК «Информационные технологии в инновационных проектах» (2003г., г.Ижевск), на Международной НТК «Теория и практика зубчатых передач» (2004г., г.Ижевск).

По теме диссертационной работы опубликовано 8 работ в сборниках трудов конференций и журналах и получено 2 патента на изобретения.

Работа выполнялась в рамках общего научного направления исследований кафедры деталей машин и прикладной механики ГОУ «Оренбургский государственный университет» по госбюджетной теме

Разработка испытательной техники» (номер государственной регистрации 01200011944).

Результаты работы включены в курс учебной программы кафедры по дисциплине «Теория механизмов и машин».

Структурно диссертация включает: введение, пять глав; основные результаты, общие выводы и заключение; список использованных источников из 105 наименований.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ, ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Подготовка данной работы осуществлена в ходе теоретических и экспериментальных исследований, проводимых на кафедре деталей машин и прикладной механики Оренбургского государственного университета в области создания оборудования для механических испытаний материалов. В данном оборудовании необходимо использование приводов с большими передаточными отношениями для получения малых скоростей деформирования образцов согласно современным требованиям к методикам испытаний.

Предложены механизмы с замкнутым дифференциалом, принципиально отличающиеся от известных схем таких механизмов. Проектанту представлена возможность выбора рациональной схемы РЗДВГ с целью обеспечения заданного значения функции осевого замедления винта.

Предложена методика кинематического и энергетического расчетов РЗДВГ различных схем с целью определения значений функции осевого замедления винта, угловых скоростей (частот вращения) валов (колес), чисел зубьев передач, коэффициента полезного действия.

Предложен алгоритм эскизного проектирования РЗДВГ, позволяющий рассчитывать его габариты в зависимости от значения осевой силы действующей на винт с учетом циркулирующей внутри РЗДВГ «замкнутой» мощности.

Определена область рационального использования предложенных механизмов в сравнении с механизмами на базе планетарных передач.

На основании результатов проведенных теоретических и экспериментальных исследований можно сделать следующие выводы:

1) Проведенный анализ механизмов медленных осевых перемещений показал целесообразность использования редуктора с замкнутой исполнительного звена для реализации требуемого (V = 10"°. 10" м/с) диапазона линейных перемещений.

2) Разработанный метод синтеза кинематических схем механизмов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка, применим для разработки механизмов с замкнутым дифференциалом, обеспечивающих

6 8 медленные осевые перемещения исполнительного звена (10" . 10" м/с).

3) Предложенные замкнутые дифференциальные механизмы на базе передачи винт-гайка включают три группы и позволяют реализовать значения функции осевого замедления винта:

- в пределах двадцати пяти тысяч, для механизмов группы I;

- в пределах трех миллионов, для механизмов группы II;

- до четырехсот миллионов, для механизмов группы III.

4) Разработанная методика нахождения значений чисел зубьев замкнутых дифференциальных механизмов, позволяет установить для каждой группы механизмов конкретные модели аналитических зависимостей с пятью независимыми переменными для нахождения значений чисел зубьев.

5) Предложенная методика нахождения значений функции осевого замедления винта и подбора значений чисел зубьев механизмов упрощает процесс и сокращает время проектирования РЗДВГ.

6) Предложенный алгоритм эскизного проектирования редукторов с замкнутым дифференциалом на базе передачи винт-гайка позволяет рассчитать их габариты в зависимости от значения функции осевого замедления винта, осевой силы на винте, значения и направления циркулирующей внутри РЗДВГ мощности.

7) Методика определения к.п.д. РЗДВГ дает возможность оценить целесообразность использования предложенных механизмов в различных приводах. На к.п.д. РЗДВГ влияет значение «замкнутой» мощности и направление ее циркуляции в кинематических цепях механизма.

8) Разработанное оригинальное программное обеспечение многовариантного расчета кинематических и энергетических характеристик РЗДВГ с целью выбора требуемого варианта позволяет существенно облегчить процесс проектирования замкнутых дифференциальных механизмов и уменьшить затраты времени на оценку различных вариантов.

9) Конструкция РЗДВГ, примененная в стенде для испытаний зубчатых передач по схеме замкнутого контура, и результаты ее экспериментального исследования подтверждают рациональность конструктивного решения стенда и возможность использования теоретических зависимостей для определения кинематических и энергетических характеристик РЗДВГ.

Технико-экономическая оценка применения РЗДВГ в приводах машин подтверждает целесообразность и наличие областей эффективного использования РЗДВГ в зависимости от значений выходных параметров привода.

Учитывая, что вопросы проектирования приводов медленных перемещений часто стоят перед разработчиками средств транспорта, конструкторами грузоподъемных устройств и других отраслей машиностроения, автор надеется, что данная работа окажется полезной для многих специалистов, работающих в учебных и научных организациях и в различных проектно-конструкторских бюро производственных предприятий.

1. Айрапетов Э.Л. Динамика планетарных механизмов / Э.Л. Айрапетов, М.Д. Генкин. М.:Наука, 1980.-256 е.: ил.

2. Айрапетов Э.Л. Статика планетарных механизмов / Э.Л. Айрапетов, М.Д. Генкин. -М.:Наука, 1976.-263 е.: ил.

3. Антонов А.С. Комплексные силовые передачи. Теория силового потока и расчет передающих систем / Ю.Н. Антонов Л.: Машиностроение, 1981. — 486 е.: ил.

4. Артоболевский И.И. Синтез механизмов / И.И. Артоболевский, З.Ш. Блох, В.В. Добровольский. ОГИЗ. Гостехиздат, 1944. - 256 с.

5. Артоболевский И.И. Механизмы в современной технике: Справ, пособие в 7 т. 2-е изд., перераб./ И. И. Артоболевский. - М.: Наука, 1980. - 182 с.

6. Ахмечет Л.С. Магнитострикционный привод микроподач /Л.С. Ахмечет, О.И. Блох, B.C. Шоргин // Станки и инструмент, 1960. №1. - С. 18-20.

7. Бабкин Ю.М. Основы проектирования винтовых и шариковинтовых передач / Ю.М. Бабкин. Л.: ЛМИ, 1991. - 121 с.

8. Баранов Г.Г. Кинематика и динамика механизмов / Г.Г.Баранов // Госэнергоиздат, 1932. ч.1. - 154 с.

9. Бармина Н.А. Структурный и параметрический синтез двухступенчатых редукторов со спироидной и цилиндрической передачами: Дисс. канд. техн. наук. Ижевск 2002. - 183 с.

10. Басу С.К. Исследование пар ходовой винт-гайка при качении и скольжении: Автореф. дис. канд. техн. наук. М., 1960. - 25 с.

11. Беляев В.Г. Исследование малых перемещений узлов с передачами винт-гайка качения и скольжения / В.Г. Беляев, Г.С. Дробашевский // Станки и инструмент. 1974. - №4. - С.15-17.

12. Борисов В.Д. Машинные методы выбора числа зубьев в планетарных механизмах / В.Д. Борисов, А.К. Ерохин, А.Н. Корягин // СТИН. 1996. -№5. - С. 17-20.

13. Брумберг P.M. Испытания зубчатых передач замкнутым способом / P.M.

14. Брумберг // Вестник инженеров и техников. 1936. - №4. - С.21-24.

15. Брумберг P.M. Кинематика и статика дифференциалов и планетарных передач / P.M. Брумберг. Профиздат, 1956.

16. Вейц B.JI. Применение самотормозящих передач в механизмах подачи станков / B.JI. Вейц // Станки и инструмент. 1958. - №7. С.71 - 76.

17. Вейц B.JI. и др. Динамика приводов с замкнутыми кинематическими цепями / Вейц B.JI., И.А. Гидаспов, Г.В. Царев. Саранск: Изд-во Мордов. ун-та, 1991. - 180 с.

18. Волновые зубчатые передачи / Под. ред. Д.П. Волкова, А.Ф. Крайнева.

19. Киев: Техшка, 1976. 216 с.

20. Воробьев Н.С. Механизмы с замкнутым энергетическим потоком./ Н.С. Воробьев. Львов: Вища школа, 1983. - 142 с.

21. Булгаков Э.Б. Соосные зубчатые передачи: Справочник / Э.Б. Булгаков.

22. М.: Машиностроение, 1987. 256 е.: ил.

23. Булгаков Э.Б. Теория эвольвентных зубчатых передач / Э.Б. Булгаков.

24. М.: Машиностроение, 1995. 320 с.

25. Гавриленко В.А. Геометрическая теория эвольвентных зубчатых передач

26. В.А. Гавриленко. М.: Машгиз, 1949. - 404 с.

27. Гавриленко В.А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи / В.А.

28. Гавриленко. 2-е изд., перераб. - М.: Машиностроение, 1969. - 432 с.

29. Галибей Н.И. Методика выбора оптимальных параметров частных планетарных зубчатых механизмов с помощью ЭВМ / Н.И. Галибей // Изв. Вузов. 1990. - №6. - С.28-34.

30. Гелитерман В.И. Методы оптимального проектирования / В.И. Гелитерман, Б.М. Каган. М.:Энергия, 1980.-159 с.

31. Гидаспов И.А. Динамика самотормозящихся механизмов / И.А. Гидаспов,

32. B.JI. Вейц-М.'Машиностроение 1987. 105 с.

33. ГОСТ 23.205-79. Обеспечение износостойкости изделий. Ускоренные ресурсные испытания с периодическим форсированием режима. М.: Изд-во стандартов.

34. Дифференциальные механизмы для сверхмедленных перемещений /А.П.

35. Фот, А.А. Муллабаев, Р.Х. Фаттахов, Д.М. Плотников // Сб. докл. пятой Рос. науч.-техн. конференции.-Оренбург: ОГУ, 2002.-Ч. 1.-С. 221-223.

36. Добровольский В.В. Структура и классификация механизмов / В.В. Добровольский, И.И Артоболевский. АН СССР, 1939.

37. Зубчатые и червячные передачи. Некоторые вопросы кинематики, динамики, расчета и производства / Под ред. Н.И. Колчина. Л.: Машиностроение, 1974. - 352 с.

38. Иванов М.Н. Волновые зубчатые передачи / М.Н Иванов. М.: Высшая школа, 1981. - 180 с.

39. Кирдяшев Ю.Н. Многопоточные передачи дифференциального типа / Ю.Н. Кирдяшев. Л.: Машиностроение, 1981. - 223 е.: ил.

40. Кирдяшев Ю.Н. Проектирование сложных зубчатых механизмов / Ю.Н. Кирдяшев, А.Н. Иванов. Л.: Машиностроение, 1973. - 352 е.: ил.

41. Кожевников С.Н. Основание структурного синтеза механизмов / С.Н. Кожевников. Киев: Наукова думка, 1979. - 240 с.

42. Кожевников С.Н. Проектирование кулачковых механизмов с плоским коромыслом / С.Н.Кожевников // Науч. тр. Днепропетровского металлургического института, т. XVII, Металлургиздат, 1949. 147с.

43. Колчин Н.И. Механика машин. В 2-х т. Т.1 / Н.И. Колчин. Л.: Машиностроение, 1971.-560 с.

44. Колчин Н.И. Механика машин. В 2-х т. Т.2 / Н.И. Колчин. Д.: Машиностроение, 1972.-456 с.

45. Колчин Н.И., Мовнин М.С. Теория механизмов и машин / Н.И. Колчин, М.С. Мовнин. Д.: Судпромгиз, 1962.-615 с.

46. Кордыш Л.М. Механизмы подач винт-гайка для металлорежущих станковс ЧПУ / Л.М. Кордыш. М.: НИИмаш, 1984. - 87 с.

47. Коррозия: Справ, изд. / Под. ред. Л.Л. Шрайдера: Пер. с англ. М.: Металлургия, 1981. - 632 с.

48. Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам / А.Ф.Крайнев. М.: Машиностроение, 1981.-438 с.:ил.

49. Кудрявцев В.Н. Планетарные передачи: Справочник. 2-е. изд. / В.Н. Кудрявцев Л.: Машиностроение, 1966. - 308 с.

50. Лазарев И.Б. Основы оптимального проектирования конструкций. Задачии методы / И.Б. Лазарев. Новосибирск, 1995. - 295 е.: ил.

51. Левитский Н.И. Теория механизмов и машин / Н.И. Левитский. М.: Наука, 1990.- 590 с.

52. Лесин В.В. Основы методов оптимизации / В.В. Лесин, Ю.П. Лисовец. -М.: Изд-во МАИ, 1995.- 341 с.

53. Лесин В.В. Основы методов оптимизации /В.В. Лесин, Ю.П. Лисовец.

54. М.: Издательство МАИ, 1995.- 341 с.

55. Лившиц Э.Г. Оптимизация параметров редукторов при автоматизированном проектировании / Э.Г. Лившиц, В.Т. Придухо. -Минск, 1977.- 61 с.

56. Литвин Ф.Л. Теория зубчатых зацеплений / Ф.Л. Литвин. М.: Наука,1968.-584 с.

57. Малышев А.П. Анализ и синтез механизмов с точки зрения их структуры

58. А.П. Малышев. Томск, Машгиз, 1923. - 123 с.

59. Моисеев Н.Н. Методы оптимизации / Н.Н. Моисеев, Ю.П. Иванилов, Е.М.

60. Столярова. М.: Наука, 1978.- 351 с.

61. Никитин А. А. Явление возврата мощности через замыкающую кинематическую цепь / А.А. Никитин // Тр. Днепропетровского института ж/д транспорта. №19. - 1948.

62. Патент 2123628 РФ, МПК6 F 16 Н 48/02, 25/20. Дифференциальный механизм / А.А.Муллабаев, В.М.Кушнаренко, Р.Х.Фаттахов, В.Н.Романцов (РФ) // Патент на изобретение.-1994.

63. Патент 2216666 РФ, МПК7 F 16 Н 37/16, 48/02 Дифференциальный механизм / А.А. Муллабаев, А.П. Фот, Р.Х. Фаттахов, Д.М. Плотников (РФ) // Патент на изобретение.- 2003.

64. Патент 2097734 РФ. Установка для испытаний материалов на растяжение

65. А.Н. Чирков, В.М. Кушнаренко, А.П. Фот., Ю.А. Чирков, Н.И. Огорелкова (РФ) // Патент на изобретение-1997.

66. Патент 2097734 РФ. Установка для испытаний материалов на растяжение

67. А.Н. Чирков, В.М. Кушнаренко, А.П. Фот, Ю.А. Чирков, Н.И. Огорелкова (РФ) // Открытия. Изобретения. 1997. - №33. - 4 с.

68. Патент 2221997 РФ, МПК7 G 01 М 13/02. Стенд для испытания зубчатыхпередач по схеме замкнутого контура / А.П. Фот, А.А. Муллабаев, И.И. Лисицкий, Д.М. Плотников (РФ) // Патент на изобретение.- 2004.

69. Петренко A.M. Специальные винтовые механизмы в силовых передачах:

70. Учебн. пособие / A.M. Петренко. М.: Машиностроение, 1977. - 86 с.

71. Петрик М.И. Прецезионные настройки гитар станков: Справ, пособие / М.И. Петрик. Свердловск: Машгиз, 1963. - 152 е.: ил.

72. Петрик М.И. Таблицы для подбора зубчатых колес. 3-е изд. / М.И. Петрик, В.А. Шишков - М.: Машиностроение, 1973. - 528 с.

73. Планетарные механизмы / Под ред. В.Н. Кудрявцева. Л.: Машиностроение, 1975. - 357 е.: ил.

74. Планетарные передачи: Справочник / Под ред. В.Н. Кудрявцева, Ю.Н. Кирдяшева.-JL: Машиностроение, 1977.-536 е.: ил.

75. Плотников Д.М. Замкнутые дифференциальные механизмы для получения медленных перемещений / Д.М.Плотников, С.Ю.Решетов // Сб. материалов региональн. науч.-практ. конф. молодых учен, и специалистов.-Оренбург: ОГУ, 2002. 4.2. - С.49.

76. Плотников Д.М. К вопросу параметрического синтеза замкнутых дифференциальных механизмов / Д.М. Плотников // Сб. материалов региональн. науч.-практ. конф. молодых учен, и специалистов. -Оренбург: ОГУ, 2002. 4.2. - С.47.

77. Плотников Д.М. К выбору области применения замкнутых механизмов набазе передачи винт-гайка / Д.М.Плотников, А.П.Фот // Прогрессивные технологии в транспортных системах: Сб. докл. шестой Рос. науч.-техн. конференции. Оренбург: ОГУ, 2003.

78. Плотников Д.М. Методика определения значений чисел зубьев механизмов сверхмедленных перемещений / Д.М. Плотников, А.П.Фот, А.А. Муллабаев, С.Ю. Решетов // Труды V Международной НТК ИжГТУ. Ижевск, 2004.

79. Плотников Д.М. Экспериментальный стенд для испытаний зубчатых передач / Д.М.Плотников, А.П.Фот // Прогрессивные технологии в транспортных системах: Сб. докл. шестой Рос. науч.-техн. конференции. Оренбург: ОГУ, 2003.

80. Половинкин А.И. Алгоритмы оптимизации проектных решений /А.И. Половинкин, В.Т. Грудачев. -М.-.Энергия, 1976.-265с.

81. Пуш В.Э. Малые перемещения в станках / В.Э. Пуш. М.: Машгиз, 1961.- 124 е.: ил.

82. Редукторы с замкнутым дифференциалом: Пособие конструктора / А.П.Фот, В.М.Кушнаренко, А.А.Муллабаев, С.Ю.Решетов; Под ред. А.П.Фота.- Оренбург: ОГУ, Изд-во ОГУ, 1997. 107 е.: ил.

83. Решетов Д.Н. Детали машин: Учебник для машиностроительных и механических специальностей вузов / Д.Н. Решетов. М.: Машиностроение, 1989. - 347 с.

84. Решетов JI.H. Конструирование рациональных механизмов / JI.H. Решетов

85. Вестник машиностроителя. 1958. - №5. - С. 3-10.

86. Решетов С.Ю. Исследование кинематических характеристик замкнутых дифференциальных механизмов с большими передаточными отношениями: Автореф. дис. канд. техн. наук. Ижевск 2000. - 16 с.

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

88. Руденко Н.Ф. Планетарные передачи. Теория, применение, расчет и проектирование / Н.Ф. Руденко. М.: Машгиз, 1947.

89. Руденко Н.Ф. Планетарные и волновые передачи. Альбом конструкций /

90. Н.Ф. Руденко. М.: Машиностроение, 1980. - 146 с.

91. Свирщевский Ю.И. Расчет и конструирование коробок скоростей и подач /

92. Ю.И. Свирщевский, Н.Н. Макейчик. Минск: Вышэйшая школа, 1976. -592 е.: ил.

93. Семенов М.В. Теория одно- и двухступенчатых планетарных передач / М.В. Семенов. Л.: Машиностроение, 1965. - 146 с.

94. Соловьев А.И. Коэффициент полезного действия механизмов и машин / А.И. Соловьев. М.: Машиностроение, 1966. - 179 е.: ил.

95. Теория механизмов и машин. Терминология. М.: Наука, 1978. - 32 с.

96. Турпаев А.И. Винтовые механизмы и передачи / А.И. Турпаев.- М.: Машиностроение, 1982. 223 с.

97. Турпаев А.И. Особенности изложения теории и вопросов проектированиясамотормозящих передач / А.И. Турпаев // Сб. науч.-метод. статей по теории механизмов и машин. 1990. - № 11. - С. 123-141.

98. Турпаев А.И. Самотормозящиеся механизмы / А.И. Турпаев. М.: Машиностроение, 1976. - 193 с.

99. Фот А.П. Исследование привода со сверхбольшим передаточным отношением / А.П. Фот, А.А. Муллабаев, С.Ю. Решетов. // СТИН. 1999. -№1.- С.7-10.

100. Фот А.П. Кинематический и энергетический расчет замкнутых дифференциальных механизмов с передачей винт-гайка на ЭВМ / А.П. Фот, Д.М. Плотников, С.Ю.Решетов // Труды IV Международной НТК ИжГТУ.- Ижевск, 2003.- Ч.З.- С.119-121.

101. Фот А.П. Машина МР-5-8В для коррозионно-механических испытаний / А.П.Фот, В.М. Кушнаренко, О.И. Стеклов и др. // Заводская лаборатория. 1991. - №6. - С. 60-61.

102. Фот А.П. Кинематический синтез механизмов с замкнутой дифференциальной передачей винт-гайка / А.П. Фот, А.А. Муллабаев, Е.В. Кульчаковская // СТИН.- 2000. №7. - С. 14-16.

103. Фот А.П. К определению области использования механизмов с замкнутыми планетарными передачами / А.П. Фот, А.А. Муллабаев, С.Ю. Решетов // Динамика и прочность материалов и конструкций: Сб. науч. тр. Орск, ОГТИ, 1999. - Вып. 3, С.60-63.

104. Фот А. П. Оборудование для коррозионно-механических испытаний в натурных средах / А.П. Фот, В.М. Кушнаренко, Р.Н. Узяков // Заводская лаборатория. 1991. - №7. - С.47- 48.

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

106. Фот А.П. Стенд с циркулирующей мощностью / А.П. Фот. Информ. №254 - 82. - Оренбург. - 1982. - 4 с.

107. Фот А.П. Установка КМУ-3-2 для испытаний в натурных условиях / А.П.Фот, В.М.Кушнаренко, Б.В.Перунов // Заводская лаборатория. -1989. -№7.-С. 86-90.

108. Фот А.П. Энергетический расчет редукторов с замкнутым дифференциалом / А.П. Фот, В.М. Кушнаренко // Машиностроение: Сб. науч. тр. ОГТУ.- Оренбург, 1994. 4.1. - С.25-29.

109. Фот А.П. Энергетический расчет замкнутых дифференциальных передачвинт-гайка» / А.П. Фот, А.А. Муллабаев, Р.Х. Фаттахов, Е.В. Кульчаковская. // СТИН. 2001. - №3. - С.13-16.

110. Фролов К.В. Теория механизмов и машин / К.В.Фролов, С.А.Попов, А.К.Мусатов. М.: Высш. шк., 1987.- 495 е.: ил.

111. Хрущов М.М. Лабораторные методы испытания на изнашивание материалов зубчатых колес / М.М. Хрущов. М.: Машиностроение, 1966.-152 с.

112. Чернавский С.А. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов. М: Машиностроение, 1984. - 560 е.: ил.

113. Шабанов К.Д. Замкнутые дифференциальные передачи / К.Д. Шабанов -М.: Машиностроение, 1972. 160 с.

114. Шац Я.Ю. Основы проектирования оптимальных соосных передач / Я.Ю.

115. Шац. М.: Машгиз, 1961. - 203 е.: ил.

116. Duhar A. Kinematica vlnoveho diferencialu / A.Duhar // Strojirenstvi. 1990. - 40. N6. - P.339 - 341.

117. Kutzbach K. Reibung und Abnutzung von Zahnradern / K.Kutzbach VDJ.-1926, Nr. 30.-P.1005.

118. Rikli Z. Bestimmung des Werkengrades von Zahnradern. VDJ, Bd.55, Nr.34,S.1435- 1438.

119. Spiroid gearing. Copyright Illinois Tool Works Inc. Chicago, 1973.

120. The tension probe CMS 3 - 1 / Catalogue of new technologies and software of first international exhibition - fair «STC». - M.: UNESKO, 1990. - P. 4-18.

121. Zhang Y. Power circulation in planetary trains used as continiously variable power transmission / Y.Zhang, B.Leduc // Eur. I. Mech. Eng. 1993. - 38, №1. -p.3-8.