автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Научные основы проектирования плунжерных передач

005008607

КАРАКУЛОВ МАКСИМ НИКОЛАЕЕ^ГЧ

НАУЧНЫЕ ОСНОВЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПЛУНЖЕРНЫХ ПЕРЕДАЧ

Специальность: 05.02.18 - Теория механизмов и машин

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание учёной степени доктора технических наук

1 9 ЯНВ 2012-

Ижевск 2012

005008607

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении выс шего профессионального образования "Ижевский государственный техниче ский университет".

Научный консультант: заслуженный деятель науки УР и РФ, доктор технических наук, профессор

В.И. Гольдфарб

Официальные оппоненты:

заслуженный деятель науки РФ,

доктор технических наук, профессор заслуженный деятель науки УР,

А.Е. Беляев;

доктор технических наук, профессор доктор технических наук, профессор

Ф.И. Плеханов; Б.А. Лопатин

Ведущая организация: Институт прикладной механики Уральского отделения РАН.

Защита состоится " 16 " февраля 2012г. в 10.00 час. на заседании диссертационного совета Д212.065.01 в Ижевском государственном техническом университете: 426069, УР, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7.

С диссертационной работой можно ознакомиться в библиотеке Ижевского государственного технического университета.

Отзывы на автореферат в 2 экземплярах, заверенные печатью предприятия, просим направлять по указанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан _/2_20//г.

Ученый секретарь дисс го совета

Д.т.н., профессор

А.В. Щенятский

Общая характеристика работы

Актуальность проблемы. Одним из актуальных направлений развития машиностроительного комплекса является совершенствование техники приводов, которые находят чрезвычайно широкое применение практически во всех отраслях промышленности. Многообразие областей применения, условий функционирования и нагружения, компоновки и многих других условий определяет многообразие приводов и применяемых в них передач.

Среди передач зацеплением, которые последние годы привлекают все большее внимание специалистов, заметное место занимают плунжерные передачи, позволяющие создавать при соосных входном и выходном валах достаточно компактные приводы с высоким уровнем эксплуатационных и технико-экономических показателей. Первыми упоминаниями о зубчато-кулачковых механизмах с планетарным принципом преобразования движения в литературе считаются публикации Тадеуша Голдсбора (Патент США US 2106733), относящиеся к 30-ым годам ХХ-го века. Первая отечественная научная работа, выполненная Власкиным Ф.С. и посвященная исследованию передач рассматриваемого типа, была опубликована в 1944 году. Важным результатом в направлении исследования плунжерных передач является цикл работ, посвященных теоретическому исследованию плунжерной планетарной передачи с радиальным расположением плунжеров, опубликованных в 1960-1970 годах, автором которых является Ястребов В.М.. В дальнейшем его исследования были продолжены Калабиным С.Ф., который внес большой вклад в развитие теории и практики плунжерных планетарных передач. Именно в этих работах было показано, что в сочетании с различным типом волнообразователей (механическим и газомеханическим) при наличии нескольких зон зацепления, увеличивающих общий коэффициент перекрытия и снижающих удельные нагрузки на зацепляющиеся элементы, можно получать достаточно высокое качество зацепления, снижать массо-габаритные характеристики редуктора и привода, в целом.

Однако целый ряд важных вопросов исследования, проектирования, испытания и производства плунжерных передач остался нерешенным. Не было системной проработки проблемы классификации и структурного синтеза плунжерных передач, построения структуры их проектирования, решения задач кинематического и кинетостатического их исследования, испытаний, разработки рекомендаций для инженерного проектирования. Все это несомненно сдерживало их более широкое и эффективное внедрение в практику машиностроения и общую область знаний о передачах, вообще.

Целью диссертационной работы является решение комплексной проблемы совершенствования плунжерных передач путём создания научных основ их проектирования, разработки методов синтеза их структуры и эффективной геометрии зацепления, построения математических моделей для анализа их кинематики и кинетостатики.

Объектом исследования являются плунжерные передачи, предназначенные для преобразования движения, оснащенные газомеханическим или механическим волнбобразователем.

Предметом исследования являются процесс проектирования плунжерных передач, методы структурного и параметрического синтеза, методы анализа и синтеза геометрии, математические модели для анализа кинематики и кинетостатики передач, результаты разработки, изготовления и,ис-питания опытных и промышленных образцов изделий с плунжерной пере- ' дачей.

Основными задачами, решенными для достижения поставленной цели, явились: •

1) анализ области применения плунжерных передач и определение их места среди аналогов; '

2) разработка принципиальных основ структурного и параметрического синтеза плунжерных механизмов;

3) разработка методов анализа и синтеза геометрии зацепления плунжерных передач; *

4) исследование кинематики и кинетостатики плунжерного зацепления;

5) анализ нагруженного плунжерного зацепления;

6) разработка методов и средств экспериментальных исследований плунжерных передач, разработка, изготовление и испытание опытных и опытно-промышленных образцов, промышленное внедрение плунжерных редукторов.

Общая методика исследования. Теоретические исследования базируются на методах синтеза зубчатых зацеплений с использованием аналитических и численных методов решения систем линейных и нелинейных алгебраических, дифференциальных и интегральных уравнений. Алгоритмы проектирования передачи и оценки качественных показателей реализованы в виде программных подсистем, интегрированных в единую систему автоматизированного проектирования, и многократно опробованы в практике проектирования. Экспериментальные исследования базируются на использовании современного оборудования, в частности, ЭВМ с аналого-цифровыми преобразователями сигнала и средств измерительной техники в лабораторных условиях на специально разработанных установках. Регистрация данных и обработка результатов производится с помощью специально разработанного программного обеспечения.

Достоверность и обоснованность научных положений, рекомендаций и достоверность результатов исследований подтверждается: применением методов анализа и синтеза плоских зубчатых зацеплений, проверкой теоретических положений диссертации на известных частных решениях и экспериментальным подтверждением основных положений работы.

Научная новизна работы заключается в том, что разработаны научные основы проектирования и создания новых перспективных плунжерных

передач при различных способах формообразования рабочих поверхностей

элементов зацепления, в том числе:

1) разработана принципиальная структура процесса проектирования плунжерных передач с выделением основных этапов процесса, разграничением групп входных и оценочных параметров передачи, определением очередности проектных процедур на каждом этапе;

2) предложена классификация плунжерных передач, во-первых, определяющая их место среди аналогов, во-вторых, содержащая признаки, использование которых позволяет решить задачу синтеза новых кинематических и структурных схем плунжерных передач, в том числе с новыми не только структурными, но и функциональными свойствами;

3) на основе принципов инверсии, объединения и комбинации разработан метод синтеза структурных схем плунжерных передач, отличающихся различными функциональными свойствами, в частности, способом замыкания высшей кинематической пары в зацеплении "плунжер-колесо", количеством ступеней и зон зацепления, видом зацепления (внешнее или внутреннее), комбинацией функционального назначения элементов передачи и другими;

4) разработан метод синтеза приближенного зацепления в плунжерной передаче с использованием математического аппарата теории зубчатых зацеплений и подходов, связанных с аппроксимацией расчетного профиля эвольвентным;

5) построены математические модели для анализа геометрии и кинематики плунжерной передачи, позволяющие осуществлять оценку ряда показателей качества передачи и выполнять комплексные аналитические и численные исследования влияния параметров передачи на указанные показатели;

6) разработаны математические модели для анализа кинетостатики плунжерных передач, оснащенных как механическим, так и газомеханическим волнообразователем, позволяющие, во-первых, оценивать потери мощности в зацеплении и направляющих, а, во-вторых, учитывать внешние механические воздействия для уточнения результатов синтеза передачи;

7) выполнены комплексные аналитические, численные и экспериментальные исследования нагруженности плунжерных передач, позволяющие, во-первых, определить предпочтительные интервалы параметров передачи при заданном уровне качественных показателей, а, во-вторых, являются научной основой для построения метода оценки нагрузочной способности плунжерных передач;

8) на основании результатов выполненных исследований показана область рационального промышленного применения плунжерных передач, редукторов и газомеханических приводов на их основе.

Практическая ценность работы заключается в:

1) разработке алгоритма синтеза новых схем плунжерных передач, примене-

ние которого позволило получить ряд решений, защищенных патентами РФ на изобретение;

2) разработке конструкций приводов с плунжерной передачей и газомеханическим волнообразователем, нашедших применение в механизмах управления стендов испытания нефтегазового оборудования; приводов с механическим волнообразователем, нашедших применение в конструкции стенда обкатки двигателей, и защищенных патентами на изобретение РФ;

3) разработке практических рекомендаций по выбору параметров и режимов работы привода с плунжерной передачей, оснащенной механическим или газомеханическим волнообразователем;

4) создании комплекса программ для автоматизированного проектирования и исследования плунжерных передач, включающего в себя подсистемы расчета геометрических параметров при заданном наборе оценочных показателей, а так же программы регистрации и обработки результатов экспериментальных исследований.

На защиту выносятся:

1) классификация плунжерных передач, позволяющая систематизировать передачи такого типа и определить их место среди аналогичных механизмов;

2) метод структурного синтеза схем плунжерных передач, позволяющий создавать новые схемы плунжерных передач с различными функциональными свойствами;

3) синтез плунжерных передач, оснащенных механическим или газомеханическим волнообразователем, при различных способах формообразования рабочих поверхностей элементов зацепления;

4) методы расчета качественных показателей плунжерных передач, позволяющие создать инженерную методику проектирования данных механизмов и определять область их рационального использования;

5) метод анализа нагруженного многопарного плунжерного зацепления, являющийся основой для построения метода оценки нагрузочной способности передач данного типа;

6) пакет прикладных программ для проектирования и исследования геометро-кинематических характеристик плунжерных передач, рациональные конструкции приводов с плунжерными передачами, оснащенными механическим или газомеханическим волнообразователями.

Реализация работы. На базе плунжерной передачи спроектированы и изготовлены редукторы и приводы общемашиностроительного применения: ПВР-1, ПВР-11, ПВР-2, ПВР-3, газогидравлические двигатели ПГД-1 и ПГД-2. Опытно-промышленный образец ПГД-1 внедрен в качестве исполнительного механизма стендов испытания газонефтепроводной арматуры ФГУП "Боткинский завод" (г. Воткинск). Плунжерный редуктор ПВР-2 нашел применение э модернизированном стелде идпытания двигателей внутреннего сгорания ООО "Уралреммаш" (г. Ижевск). Технические предложения и ре-

комендации по эксплуатации плунжерных передач в составе приводов общемашиностроительного применения используются в проектно-конструкторской деятельности ООО "Завод нефтегазового оборудования "Техновек"" (г. Воткинск). Результаты исследований и разработанные методики проектирования плунжерных передач используются в учебном процессе в ГОУ ВПО "Ижевский государственный технический университет".

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждались: на Международной научно-технической конференции "Информационные технологии в инновационных проектах", г. Ижевск, 2003 г.; на Международной научно-технической конференции "Актуальные вопросы промышленности и прикладных наук", г. Ульяновск, 2004 г.; на Международной научно-практической конференции "Технологическое обеспечение качества машин и приборов", г. Пенза, 2008 г..; на Международной научно-технической конференции "Проблемы исследования и проектирования машин", г. Пенза, 2008 г.; на VI выставке-сессии инновационных проектов ИжГТУ, г. Ижевск, 2008г.; на научно-технической конференции с международным участием " Теория и практика зубчатых передач и редукто-ростроения ", г. Ижевск, 2008 г.; на Международном симпозиуме "Intelligent Manufacturing & Automation: Focus on Next Generation of Intelligent Systems and Solutions", г. Трнава (Словацкая Республика), 2008 г.; на Окружной конференции молодых ученых "Наука и инновации XXI века", г. Сургут, 2008 г.; на научно-практической конференции "Перспективы развития техники приводов трубопроводной арматуры", г. Тула, 2009г.; на Международной конференции "Motion and Power Transmissions ", г. Мацушима (Япония), 2009г.; на VIII Международной специализированной выставке "Нефть. Газ. Химия", г. Ижевск, 2009г.; на I Окружном инновационном конвенте, г. Н.-Новгород, 2009г.; на II Всероссийском инновационном конвенте, г. С.-Петербург, 2009г.; на II Международном форуме молодых ученых "EQ-2010", г. Ижевск, 2010г..

Публикации. Основное содержание диссертации опубликовано в 56 печатных работах, в том числе одной монографии и 18 работ, напечатанных в изданиях, рекомендованных ВАК РФ, из них 7 патентов РФ на изобретение.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, семи глав, заключения, библиографического списка (219 наименований) и приложений.

Она изложена на 267 страницах машинописного текста, включающих 176 рисунков и 18 таблиц, приложения на 7 страницах. Общий объем работы составляет 289 страниц.

Содержание работы

Во введении обосновывается актуальность рассматриваемого вопроса, ставятся цели и формулируются задачи исследования, показана преемственная связь диссертации с достижениями науки в данной области исследования,

описывается преимущественная область применения разработанных передач.

Освещен вклад ведущих отечественных ученых в области исследования аналогичных механизмов, в том числе: планетарных зубчатых передач с малой разницей в числе зубьев, волновых передач с гибкими зубчатыми колесами (ГЗК), передач с промежуточными телами качения или скольжения.

Проанализирован ряд работ зарубежных ученых, которые ведутся в смежных направлениях совершенствования зубчато-кулачковых механизмов.

Первая глава посвящена общей характеристике плунжерных передач. Здесь рассматриваются зубчато-кулачковые механизмы и показано место

среди них плунжерных передач, дается описание основных разновидностей плунжерных передач и особенностей их геометрии и кинематики, формулируются перспективные направления развития и задачи работы.

В соответствии с принятой классификацией плунжерные передачи могут быть отнесены к зубчато-кулачковым механизмам (рис. 1), имеющим промежуточные звенья между ведущим и ведомым звеньями и совмещающим в себе при-

Рис. 1. Место плунжерных механизмов среди аналогичных ЗНИКИ И СТРУКТУРУ нецен-механизмов передач ТраЛЬНОГО КулаЧКОВОГО И

Рис. 2. Сопоставление инерционных характеристик передач: а - сверху вниз: планетарные, плунжерные с ЖЭ, плунжерные с ГЭ, волновые с ГЗК, б - сверху вниз: волновые с ГЗК, планетарные, плунжерные с ГЭ, плунжерные с ЖЭ Примечание: ЖЭ, ГЭ - жесткий и гибкий элемент замыкания кинематической связи в паре плунжер-волнообразователь, тв- суммарная масса вращающихся частей передачи, ш - общая масса всех деталей передачи, О- максимальный диаметральный размер передачи, М„ - крутящий момент на выходном валу

зубчатого механизмов, что расширяет область их возможного применения.

Предложена классификация плунжерных передач по: признаку расположения плунжеров относительно оси ведущего звена, числу волн генератора, форме боковой поверхности плунжера, принципу волнообразования, способу кинематического замыкания в паре плунжер-генератор.

Выполнено сопоставление плунжерных передач с ближайшими по структуре аналогами по инерционным характеристикам (рис. 2, а) и КПД (рис. 2, б), показавшее, с одной стороны, преимущества первых и с другой -

Рис. 3. Изделия с плунжерной передачей: а - ПГД-1 с газомеханическим генератором, б - ПВР-1

области их предпочтительного применения - небольшие частоты вращения и передаточные отношения в диапазоне от 10 до 60 в одной ступени.

Рассмотрены типовые конструкции редукторов с плунжерной передачей (рис. 3). Показано, что сочетание плунжерной передачи с газомеханическим генератором волн создает уникальную возможность построения на их основе перспективных приводов трубопроводной арматуры, использующих транспортируемую среду (газ или жидкость) в качестве рабочего тела двигателя. Дано сопоставление таких редукторов (ПВР-2) с ближайшими аналогами (в том числе с планетарными и цевочными редукторами) по важнейшему показателю - относительной массе (рис. 4), которое очевидно показало достоинства редукторов с плунжерной передачей.

При анализе особенностей кинематики плунжерных передач выведена формула передаточного отношения, показывающая возможность получения достаточно большого диапазона передаточных отношений при небольшом изменении параметров передачи. Сопоставление плунжерных передач с аналогами позволило выявить геометрические особенности профилирования зубьев элементов передач, делающее применение пер-

Рис. 4 Относительная масса редукторов

вых предпочтительным в определенных условиях эксплуатации.

В заключении главы сформулированы основные направления исследования, важнейшими из которых являются разработка принципиальных основ структурного и параметрического синтеза плунжерных передач, разработка методов анализа и синтеза геометрии их зацепления, выполнение комплексных исследований геометрии, кинематики, кинетостатики плунжерного зацепления, анализ его нагруженного состояния и экспериментальная оценка его качественных показателей.

Во второй главе решаются вопросы построения принципиальной структуры процесса проектирования плунжерных передач, в том числе рассмотрения постановок задачи проектирования, собственно построение структуры этого процесса, синтез структурных схем плунжерных передач.

При создании практически любых изделий машиностроения, в том числе зубчатых, в частности, плунжерных передач постановка задачи во многом определяется техническим заданием на проектирование. Тем не менее, есть общие тенденции, четкое формулирование которых с учетом особенностей создаваемых изделий, позволяет, с одной стороны, детерминировать содержание реализуемых процедур, с другой - их упорядочить. С этой точки зрения в работе разграничиваются ступени проектирования и конструирования плунжерных передач с определением как выполняемых процедур на каждой ступени, так и их последовательности. При достаточной общности указанного подхода применение его для плунжерных передач потребовало развития известных принципов построения процесса проектирования, наполнив их конкретным содержанием. В частности, при рассмотрении множества независимых параметров, выделены такие, которые характеризуют передачу по классификационным признакам: способ кинематического замыкания в паре плунжер-волнообразователь, расположение плунжеров (радиальное | или осевое), тип вол-нообразователя (механический или газо- I механический); вы-

Рис. 5. Структурная схема процесса проектирования плунжерного зацепления

полнена декомпозиция процесса проектирования на этапы (выбор структуры передачи, проектирование плунжерного зацепления, проектирование узла волнообразования) с выделением групп варьируемых и оценочных параметров на каждом этапе, позволяющая повысить производительность проектирования путем уменьшения размерности пространства варьируемых параметров при переходе от этапа к этапу.

Построена структура процесса проектирования плунжерного зацепления (рис. 5), упорядочивающая последовательность выполняемых процедур. При этом подчеркнуты важность и сложность задачи геометрического синтеза зацепления не только с точки зрения получения заданного его качества, но и с точки зрения технологичности его реализации.

Большое внимание уделено вопросам синтеза структуры плунжерной передачи. Практически любая структурная схема такой передачи может быть представлена в виде аналогичной по получаемому результату структурной схемы планетарного механизма. Самая обобщенная структурная схема плунжерной передачи состоит из волнообразователя, сепаратора с плунжерами и зубчатого колеса (рис. 6).

Закономерность получения схемы плунжерной передачи при переходе к ней от аналогичной схемы планетарного механизма состоит в замене звеньев: движение водила заменяется на движение волнообразователя, роль сателлитов выполняется плунжерами, не изменяется только роль центральных колес. Таким образом, в табл. 1. представлены возможные схемы трех-звенных соосных планетарных передач и соответствующие им по структуре кинематические схемы однорядных зубчато-кулачковых и волновых механизмов.

Учитывая особенности структуры плунжерных передач для получения новых схем можно использовать следующие основные принципы:

1) принцип инверсии, который заключается в обращении функций и расположения звеньев;

2) принцип объединения, который заключается в получении структур многорядных передач, имеющих свойства, значительно отличающиеся от свойств отдельно входящих в них однорядных механизмов;

3) принцип комбинации, который заключается в комбинировании структуры плунжерной передачи со структурами традиционных планетарных передач (в т.ч. и волновыми) и передач с неподвижными осями колес.

Рис. 6. Формирование структурной схемы плунжерной передами: (1 - волнообразователь (Н), 2 - сепаратор с плунжерами 3 - зубчатое колесо (а - внешнего зацепления, Ь - внутреннего зацепления)

Таблица 1

Структура однорядных соосных планетарных и зубчато-кулачковых механизмов

Применение принципов инверсии и объединения позволяет получить широкий спектр двухрядных плунжерных механизмов с различными кинематическими характеристиками. В частности, именно путем использования этих принципов были синтезированы оригинальные схемы (табл. 1, строка I), защищенные патентами РФ. Более развернутый пример такого подхода показан в табл. 2.

Большим потенциалом с точки /^^^ф^^ръСх^ зрения расширения кинематических воз- ////"'¿^^^ш^^^рХ можностей плунжерных механизмов явля- П^т^^^^Шш^^х"9 \\ ется комбинация их структуры со структу- \ рой традиционных планетарных передач. ^ | | При этом в зависимости от того, какую ? / роль выполняет плунжерная передача (сателлит или центральное колесо) можно получить механизмы с различными кинематическими возможностями. Например, --

на рис. 7 показан один из результатов применения принципа комбинации, позволивший получить механизм, в котором

Рис. 7. Комбинация плунжерной передачи с традиционной планетарной передачей

плунжерная передача выполняет функцию центрального колеса.

Варианты структуры двухрядной плунжерной передачи К-Н-У (внешнее зацепление)

Таблица 2

Третья глава работы посвящена параметрическому синтезу плунжерной передачи.

Исходя из непрерывного цикла работы передачи, за один оборот волнообразователя плунжер должен совершить целочисленное количество

циклов зацеплений.

При невыполнении этого условия полноповоротная передача движения от генератора к плунжеру, а затем к зубу колеса невозможна, потому что в этом случае плунжеры не выводятся из зацепления. Значит, повтор одного цикла зацепления должен вызывать поворот зубчатого колеса (или сепаратора) на шаг, пропорциональный количеству зон зацепления кг. Следовательно, в общем случае должно выполняться равенство, которое называют условием собираемости

2к~^„К = Кгк2, (1)

где К2 - коэффициент разности чисел зубьев, гк и 2а - количество зубьев колеса и плунжеров, К - кратность передачи.

На практике, задавшись величиной Кхкг (обычно принимают Кг = 1,

к2 = 2) и К, при известном передаточном числе, количество зубьев колеса

(или плунжеров), в зависимости от остановленного звена, определяют из выражения:

2К =исзкКгк2, ={1К!К)({исЗК-1 )/££); (2)

гп = ^скгк2/к, =гпк({иикзс)1и^), (3)

где и*с - передаточное число от волнообразователя к сепаратору при неподвижном колесе, и^ - передаточное число от волнообразователя к колесу при остановленном сепараторе.

Закон движения точек, принадлежащих плунжеру, записанный в неподвижной системе координат, связанной с остановленным звеном передачи, оказывает значительное влияние на результаты геометрического расчета передачи. В ненагруженном зацеплении он однозначно определяется типом волнообразователя и способом кинематического замыкания в паре плунжер-волнообразователь. Поэтому его выбор и математическое описание является актуальной задачей проектирования плунжерного зацепления.

Так, в двухзонной передаче (к2 = 2), оснащенной эксцентриковым волнообразователем с силовым замыканием кинематической связи при помощи гибкого элемента, закон движения точки, принадлежащей плунжеру в его движении относительно неподвижных осей сепаратора можно представить в виде

Кф) = е0соз2ф, (4)

где ф - угол поворота волнообразователя относительно неподвижной системы координат колеса, е0 - эксцентриситет передачи. ■

..... Образование правильного зацепления при эвольвенты* профилях

плунжера и зуба колеса возможно только при использовании траектории движения точек плунжера, заданной в виде дуги окружности на всем протя-

жении рабочего участка зацепления. Такой вариант характерен для передачи с геометрическим замыканием связи плунжер-волнообразователь с помощью жесткого элемента.

В этом случае закон движения точек, принадлежащих плунжеру, в неподвижных осях зубчатого колеса определяется выражением:

г(ф) = е0 cos ф+-JR2a2 - е02 sin2 ф , (5)

где Ra2 - радиус окружности вершин зубьев колеса.

Теория синтеза сопряженного и приближенного плунжерного зацепления базируется на классической теории зубчатых зацеплений, созданной видными учеными Камусом, JI. Эйлером, Т. Оливье, Ф.Л. Литви-ным, Я.С. Давыдовым, М.Л. Ериховым, В.А. Гавриленко, Н.И. Колчиным, Г.И. Шевелевой и другими.

Проведенный анализ показывает, что можно выделить две возможных формулировки задачи синтеза плунжерного зацепления: 1) при принятом технологичном профиле и заданной траектории движения одного из элементов зацепления требуется определить профиль другого в рамках ограничений, накладываемых на качественные показатели передачи;

2) для заданных технологичных профилях звеньев необходимо определить траекторию движения плунжера, при которой будет обеспечиваться требуемый уровень качества передачи.

В работе рассмотрены методы геометрического синтеза точных плунжерных зацеплений с круговым профилем зуба колеса и с круговым профилем плунжера. Недостатком такой геометрии является необходимость использования для нарезания зубьев колеса специального нестандартного инструмента. Поэтому определенный интерес вызывает возможность синтеза комбинированного приближенного зацепления. В таком зацеплении предлагается профиль плунжера очерчивать дугой окружности, а профиль зуба колеса - эвольвентой.

Таким образом возникает задача определения таких параметров эвольвентного зуба, при которых замена им точного профиля обеспечивает необходимую локализацию и качество приближенного зацепления. Собственно в этом заключается суть задачи синтеза приближенного плунжерного зацепления.

Итак, эвольвентный профиль зуба колеса в неподвижной системе координат определяется выражением (рис. 8):

эвольвенты зуба колеса

{x*(a) = R62 [eSin г + coss],yK(e) = -Rb2 [sin £-ecose] + 0,5S2 + 0,5SC}, (6) где S2 - толщина эвольвентного зуба колеса на делительной окружности, =(л/2к)-хк(0) - половина окружного шага зубьев колеса точного (сопряженного) зацепления, х"к (0) - координата профиля зуба точного колеса при ф = 0, RM - mZK cos а - радиус основной окружности колеса, е- угол развернутости эвольвенты. Величины S2 и Sc вводятся для совмещения

осей симметрии точного и эвольвентного зуба, т.е. для приведения их к общей системе координат. Точный профиль зуба колеса, сопряженный с круговым профилем плунжера, определяется с использованием известных методов теории зацеплений следующим образом (рис. 9). Уравнения, описывающие профиль плунжера в неподвижной системе координат, связанной с зубчатым колесом, имеют вид

** OK?), ¥) = Хр (<р, у/) = р cos {у/ + Щ - <р0 ) + ^jb2+(r(<p)-cf COS - (pq),

У к (v(<pl 9) = У„ (9> 4t) = psm{y/ + <pq-<pü) + ^b1+{r{(p)-cf sin (<p0 - <pq), где q = (l-in') = (l-r2/rm), b, си v)/ - геометрические параметры плунжера (рис. 9), ф0 = arctg (b/(ra2 +е0- с)).

Связь между углами у и ср устанавливается выражением, полученным из условия огибания:

-pg(sin (41 + q - Ф0) + cos (\|/ + q - ф0)) +

+(dr (Ф )/rf<p) А'1 (г (ф) - с)(сю(«иг - Фо) - sin(9^ - Фо)) - (7)

-^(sin (ф^г - ф0) - сов(фдг - ф0)) = 0,

где А = yjb2 +(г(ф)-с)2 .

Рис. 9. Определение координат профиля зуба колеса точного зацепления

Для получения значений углов развернутости е, ограничивающих эвольвентный профиль зуба колеса, можно воспользоваться следующими рассуждениями (рис. 8).

Угол профиля в точке эвольвенты с координатами [хк(<рш),у'к{(р,а))

определяется выражением: _

cos(еа2 -©я1) = +(y'A<?jf • (Ю

В свою очередь, полярный угол в точке эвольвенты с рассматриваемыми координатами определяется уравнением:

Тогда угол развернутости эвольвенты на диаметре окружности выступов колеса определяется выражением:

еа2 = /g^arccos^j/J(x'K(4>jf+(Ук(<Р*))' ]j • (10)

Аналогичные рассуждения позволяют получить связь между углами Б и ф , которая записывается с помощью выражения: /

^/^(ф^+КСФ))1]]- (»)

е(ф) = /^^агссо5|

Количество зубьев колеса 2К (при назначенном передаточном числе и определенном количестве плунжеров) является величиной известной. Геометрические параметры инструмента для нарезания зубьев эвольвентно-го колеса (а , х02, ¿а02, г02) будем считать известными. Согласно принятому алгоритму проектирования передачи на данном этапе закон движения плунжера в неподвижных осях зубчатого колеса г(ср) определен путем выбора конструкции волнообразователя. Ширина плунжера Вп может определяться конструктивным путем при известном количестве 2П (которое также

определяется передаточным числом) и назначенном К .

Таким образом, для решения задачи синтеза плунжерного зацепления в общем случае необходимо определение следующих геометрических параметров:

- величины, определяющие геометрию профиля зуба точного колеса (множество МР): 1) параметры, определяющие геометрию плунжера - радиус кривизны рабочей поверхности плунжера р; угол у, определяющий протяженность бокового профиля; 2) параметры, влияющие на закон движения плунжера в неподвижных осях зубчатого колеса - коэффициент глубины вхождения плунжера в зацепление ке =е0/т;

- величины, определяющие геометрию эвольвентного профиля (множество Мэ ): параметры исходного контура ( А*,р},с'), модуль зацепления т, коэффициент радиального смещения хг.

Для сокращения количества возможных решений поставленной задачи необходимо ограничить протяженность рассматриваемого участка, на котором допускается контакт плунжера с зубом колеса. Для этого требуется совпадение окружностей впадин колес с точным и эвольвентным зубом. Уравнение, определяющее данное условие, можно записать в виде

АШр,М3, £(<р), 1//(<р), <р) =

'-^М^уМ ))Ч^(0))2 =0. (12)

Как показывает опыт проектирования передач и результаты выполненного исследования точку контакта точного и эвольвентного профилей зуба колеса рекомендуется выбирать вблизи средней части их рабочих поверхностей. При этом, кстати, достигается, как показано далее, уменьшение уровня скольжения при входе плунжера в зацепление с колесом.

Положение точки контакта, расположенной в средней части рабочей поверхности плунжера, определяется углом 1|/с = 0,5у±[ш] (рис. 10,а),

а)

Ук.Ук А

б)

1хкШ(р)1укШ<р)1)

Хк, Ъ

1хк!(р}.Ук¥1

Рис. 10

где [у] - угол допускаемого отклонения от средней точки на профиле плунжера, назначаемый проектировщиком.

Требуемое положение точки контакта на профиле плунжера можно получить с помощью зависимости (7), которая представлена в виде

У = /2 (Л/р,Л/э,ф), (13)

подстановкой в нее у = ц/с . Путем решения (13) определяется значение угла поворота волнообразователя <рс. при контакте зуба колеса с точкой, лежащей в средней части профиля плунжера, и угла допускаемого отклонения ±[ф].

Требуемое положение точки контакта на эвольвентном профиле зуба колеса определяется выражением:

/3 (МггМэ,е(р)МР),Ф) =

= у1хк (£(.<р)М<Р), <рУ + У к <рУ - 0, Щг - Кг) =

Одним из условий, ограничивающих множество возможных решений поставленной задачи, является условие обеспечения контакта точного и эвольвентного профиля в области, ограниченной углом срс±[ф]. Данное условие можно записать в виде выражения, определяющего равенство нулю зазора между рассматриваемыми профилями, т.е. (рис. 10,6)

А* =/4 {Мг,Мэ,е{<р\Ч/(<Р),<Р)^

1

хк (£{(р), !//{</>), <Р) - 4 О.К'Р))]2 + г [ук (Ф), Ч/(<Р)> <р) - У к (?»> И?))]2

= 0.

(15)

Но условие (15) не является достаточным для обеспечения гарантированного правильного контакта (рис. 11, а, кривая 2). Действительно, возможно получение решения, при котором контакт "раздваивается" вследствие интерференции (рис. 11, а, кривая 1).

Очевидно, что для получения контакта в выбранной точке необходимо, чтобы, во-первых, угол Э между нормалями (рис. 11, а), проведен-

Рис. 11

ными к точному и эвольвентному профилям в точке их касания, был равен нулю, а во-вторых, радиус кривизны эвольвентного профиля р(2) был больше, чем точного р,?'.

Выражение, определяющее равенство углов между нормалями и осью Хк в точке контакта, имеет вид

(1ук (ч/(ф), ф)Мр_

/5 (МР, Мэ, е(ф), ч/(ф), ф) =

дД^; (ч/(ф>, ф)/Й/Ф)2 + {с!х'к (Н/(Ф), Ф)/С?Ф)2

(16)

рУк (е(ф))/^ф)2 + (с1хк (е(ф))/^ф):

1{А*{а((р))г+В^е{,р)У) , (17)

1(АР(ч,(<р),<р)г +ВР{у/{<р),<р)г) .

(18)

Кривизны эвольвентного и точного профилей определяются выражениями:

Г А*{Б{<рУ){В*{е(<рУ)1<1(р)-'\

*(*(?)) (л *(*(?))/</?),

кр(<р) =

( 0Н<р1 (р) (Вр (Кр), 9)! с1(р) -, -ВГ (НУ), <Р) ( ЛР {Ч/(<Р\ <р)/(1<р) ;

Интерференция профилей будет отсутствовать, если в точке контакта выполняется условие

/6 (МР,МЭ, е(ф), V);(ф), ф) = кР (ф) - А(ф) >0. (19)

Учитывая деформативность элементов зацепления, при смещении точки контакта к вершине плунжера (и, соответственно, к впадине зуба колеса) возможно появление контакта кромки плунжера и зуба колеса (рис. 11, б, точка 3). А при смещении точки контакта к ножке плунжера появляется возможность получения контакта кромки зуба колеса с плунжером (рис. 11, б, точка 1). Для устранения возможности появления кромочного контакта необходимо выполнение условий, обеспечивающих необходимый зазор между точным и эвольвентным профилем на окружности выступов и впадин зубчатого колеса (рис. 11, в):

АШ/.,мэ)=уК(е/1)-уК(о)=*; >[.д,

А(МР,мэ) = ук(£а2)-ук((Рш) = 5; >[лд, (2о)

где и - фактические зазоры между эвольвентным и точным профилями, определяемые на окружности впадин и выступов зубчатого колеса, [.у ]

- допускаемый зазор, определяемый деформациями плунжера и зуба колеса и назначаемый проектировщиком.

Учитывая, что областью применения плунжерных передач является

а)

б)

е)

\\ я,., тп\ \\

| \\ Ук.т

Вп=7,0 мм

у=50°

р=7,5мм

т=4,0мм

кеИДхгЧМв

Ч'с=0,5рад.

Хк(*Сс)=76,0мм

к(ч/с)=-0,199мм"1

К„р(ч/с)=0,066мм

Рис. 12. Результаты расчета для редуктора ПВР-2 (гк=39,2П=20, К=2):

а - зазор между профилями, б - точный (-----) и

эволъвентный (-) профили, в - полученные параметры

область высоконагруженных приводов, важным критерием качества является приведенная кривизна в точке контакта профилей плунжера и зуба колеса, влияющая на вероятность появления заедания и контактные напряжения в зацеплении. Оценку полученного решения можно проводить по значению приведенной кривизны в точке контакта с использованием выражения:

ММе,МэЛ<Р\ф) = К„, = \Kv)-Vp\ -> min . (21)

Таким образом, определение множеств варьируемых параметров МР и Мэ предлагается производить с помощью решения системы уравнений:

У; (МР, Мэ, Е(ф), у(ф), ф) = 0, /2 (МР, Мэ, фс ± [ф]) = , /з(Мг, Мэ,£(ф), 1|/(ф),ф) = 0,/4 (МГ,МЭ,е(ф),ц1(ц>),ф) = О,

•/5(М/,,Мэ,£(ф),н/(ф),ф) = 0,/6(Л//>,Мэ,е(ф),кКф),ф)>0, (22) /7(М,,,МЭ)>[sy],/8(А/,,,Мэ) > |>Дф £ [<рс + [ф];фс -[ф]],

Так как решение (22) должно находиться в определенном интервале Ф (размер которого определяется [ф]), то возможно получение нескольких удовлетворяющих поставленным условиям результатов. Из полученного множества проектировщику предлагается произвести выбор наилучшего варианта (для конкретных условий применения передачи), опираясь на результаты расчетов, проведенных с помощью (21).

Разработанный метод применялся для решения задачи синтеза комбинированного (приближенного) плунжерного зацепления изделия ПВР-2 (рис. 12). В ходе чис ленного решения (22) при известной геометрии инструмента и наладок станка было получено несколько вариантов решения. В расчетах принималось: [у] =0,15 рад., [^]=0,2 мм, параметры исходного

контура соответствуют ГОСТ 13755.

В главе рассмотрены возможные случаи интерференции, которые могут существовать в плунжерном зацеплении. Предлагаются методы проверки отсутствия этого явления. Рассматриваются методы определения зазоров в ненагруженной передаче, позволяющие проводить моделирование процесса вхождения плунжера в зацепление.

Четвертая глава посвящена разработке методов кинематического и кинетостатического анализа плунжерной передачи.

Объективную оценку скольжения в зацеплении можно получить сравнением безразмерных коэффициентов удельного скольжения в зацеплении плунжерной передачи.

Коэффициент удельного скольжения - это отношение скорости скольжения в точке контакта к тангенциальной составляющей скорости профиля, что может быть представлено следующей зависимостью (рис. 13):

где Д/, Л2 - удельный коэффициент скольжения на плунжере и на колесе, соответственно, V* - тангенциальные составляющие скорости точки контакта колеса и плунжера.

Коэффициенты Л/ и Л2 можно определить из выражений:

Х2 = 1+^2ау = 1 + -X = 1+= 1+1ё2ау, (23) где <ху - ау (ф) - фактический угол зацепления.

Стоит отметить, что в отличие от зубчатого эвольвентного внутреннего зацепления, в котором скорость скольжения определяется разностью касательных скоростей, в плунжерной передаче относительная скорость скольжения определяется выражением:

к, = к иф)мр)со5-' а,. (24)

На рис. 14 показана схема заменяющего механизма, которая получена заменой высших кинематических пар волнообразователь-плунжер и плунжер-зуб колеса двумя кривошипно-шатунными механизмами с низшими кинематическими парами.

Из рис. 14 можно определить поступательную скорость плунжера. С одной стороны, Уп = ®21 • РгАг> а с ДРУГОЙ стороны, Уп = ю61 • Р21Р46.

Учитывая, что передаточное отношение от волнообразователя к зубчатому колесу определяется отношением угловых скоростей ш21 = ю3 и

ю,, = со„ и то, что мгновенные

Рис. 13. Скорости в плунжерном зацеплении

К РцРя

Рис. 14. Схема заменяющего механизма плунжер-волнообразователь и плунжер-зуб колеса

61 к

центры вращения золотника (волнообразователя) Р2\ и колеса Рб1 совпадают, можно получить выражение: ¡1к=а3/(ок=АР46/АРп.( 25) Величину отрезка АР46 можно определить из ААКР4й, из которого, принимая во внимание, что точка контакта К перемещается вдоль оси симметрии плунжера относительно А согласно закону Я12 + г(ф), име-

ем: ЛРА6 =(Л„2+/-(ф))//§а>(ф).

Величина отрезка ЛР42 определяется из рассмотрения соотношений скоростей заменяющего механизма генератор-плунжер, согласно которому

Скорость плунжера может быть определена из выражения

Vn = |г(ю21<)/сЛ| = е0к2а>2\ ■ sin(co21 k2t). (26)

Тогда, при условии наличия контакта между плунжером и зубом колеса, передаточное отношение в заменяющем механизме определяется зависимостью

'3-ff (Ф) = ызЛ% = (Kj + г(ф)) ®2i/ {{Say (ф) • dr((p)/dt). (27)

Учитывая, что dr(<p)fdt = со21 (dr(y)/d<p), в общем случае, зависимость, определяющая передаточное отношение может быть представлена в

виде:

= {Кг +Кф))/(#а,(фЖф)Д/ф).

(28)

Для определения мгновенного значения крутящего момента создаваемого на выходном валу передачи, оснащенной механическим волнообразователем, можно воспользоваться зависимостью:

Т*. = к2Ц[Ро(Ъ^о+'ап))-(К2 +г(% + йхя))] , (29)

/и

гае г1М=0,5(р,/апк2 -

среднее количество

плунжеров, находящихся в зоне активного зацепления (полученное значения

округляется до ближайшего целого числа), ф0 - угол, определяющий положение волнообразхователя при котором начинается контакт плунжера с зубчатым колесом, ап - уголовой шаг между плунжерами, ф, угловой размер зоны зацепления, Р0(о-у)

окружная сила в контакте" плунжера с зубом колеса (рис. 15), которая

Рис. 15. К анализу силового взаимодействия в плунжерной передаче

определяется из условия статического равновесия.

Полученное значение Ткрг позволяет произвести расчет общего КПД передачи. Для этого можно воспользоваться зависимостью:

Л = (30)

где Ткр2р - расчетное значение крутящего момента на выходном валу передачи (определенное с помощью (29)), - передаточное число между вол-нообразователем и зубчатым колесом при неподвижном сепараторе.

Плунжерная передача, оснащенная газомеханическим волнообразо-вателем характеризуется механическим КПД т]и, учитывающим потери мощности в механической части (главным образом потери в плунжерной передаче, затраченные на преодоление сил трения), объемным КПД г]о6, учитывающим объемные потери рабочего тела в местах сопряжения деталей и потерями мощности на вывод плунжеров из зацепления в свободной зоне, определяемыми ц *.

Следовательно, общий КПД ПГД, как основная качественная характеристика привода, может быть определен из выражения т) = т\мцоб г| *.

Величина цмможет быть определена из рассмотрения силового взаимодействия элементов передачи и, при условии непрерывности контакта плунжера и зуба колеса по дуге активной части зацепления, представляется в виде интегральной суммы Римана

+ Яаг)^Р0(сс'Дк)) ■ Д (г(<р -<рш)- г(<ры))к ^

ПМ 2У0Рп{\-М<р,ак2))

гДе ^ е[((Кф-Фм)~К<Р,а))*_,>((Кф-Ф ,„)-Кф]Д = 1,2,..,л - произвольные промежуточные точки , п - количество зафиксированных точек на интервале (г((р - фм ) - г(фи) е [0, е0 - г(фм)], срш - угол, определяющий размер активной зоны зацепления.

В результате расчета для ПГД-1, проведенного с помощью (31), получено при е0 = 1,75/и т\м =0,753, а для случая е0 =1,875« х\м =0,627.

Для ПГД-2 (а = 20\2п=Ъ5,К = 2,1К = 72.x, =3,145,*, =2,1) при е0 = 1,75/и расчетом получено цм = 0,721.

В пятой главе работы рассматриваются вопросы, связанные с исследованием нагруженного плунжерного зацепления, разработаны методы расчетов на прочность и жесткость его основных элементов. Предлагаются методы расчета передачи на заедание.

В настоящее время, норм по расчету передач на заедание в большинстве отечественных стандартов не имеется. Скорее всего, это обусловлено тем, что в большинстве случаев для традиционных передач удавалось

решить эту проблему правильным подбором материалов и методов термической обработки. Но учитывая особенности работы плунжерной передачи такой расчет необходим. В некоторых стандартах (ГОСТ 21354-87, ISO 6336, DIN 3990 (Германия), Det Norske Veritas Note 41.2-88 (Норвегия)) приводятся методы расчета зубчатых передач на заедание. В этих стандартах используются методы, в основе которых лежат гипотезы Винтера и Блока. Кроме этого для оценки заедания может использоваться хорошо зарекомендовавший себя метод Дроздова из условия ограничения удельной нормальной силы в зацеплении.

Проведенный анализ показал, что более эффективной в расчетах является зависимость, предложенная Ю.Н. Дроздовым, определяющая условие возникновение заедания в кулачковых механизмах, которое для плунжерной передачи принимает вид

к, = 0.63(/?„р/^(MoVjx/Nh )0,7 (NHß/Ri:p )0,6 (4,А&'До,02//0))°'3 , (32) где Pei2 =0,S(Pel + Pe1) - среднее число Пекле (Ре[е2 =ЬУ*1/а11 , Ъ - полуширина площадки контакта (для плунжерной передачи Ь = 1,128NH(<р)/Вп)R„p(р)((l-ц\)/£, +{\-ц1)1Ег) , NH - нормальная сила в контакте), Vt*2 = V7n к - скорость точки контакта, принадлежащая плунжеру и колесу), VJ, = со2[ (dr(<p)ld<p)casas,

V'K - ü)2l ^dr{<p)ld(p)tgay s\nay, at2 - температуропроводность материалов сопряженных звеньев, ß - пьезокоэффициент вязкости масла, ^аг ~ ^к ~Уд' К* = «и (M<p)/d<p) cos a/' isp) - скорости качения и скольжения в зацеплении, ца - динамическая вязкость масла, \ - теплопроводность

(2 2 \0-5

Ral + Ra2) - среднее арифметическое отклонение профиля неровностей, Rnp - приведенный радиус кривизны контактирующих поверхностей плунжера и зуба колеса. Случай отсутствия заедания соответствует ä:3 б(1,0..со).

Для определения значений коэффициента заедания на участке активного зацепления плунжерной передачи ПВР-2 (рис. 22) использовались следующие данные. Характеристики масла: теплопроводность

Л, =0,\<\21^-wm%T~m)][BlM-K\ (для масел категории М14Г2ЦС), пьезокоэффициент вязкости масла /3 = 0,0015 принимался постоянным для температуры 70°С (для трансмиссионных масел), коэффициент динамической вязкости масла //„ = 0,288Яя-с(для учета действия температуры на вязкость масла при проведении расчетов динамическая вязкость уменьшалась в

10 раз); характеристики контактирующих поверхностей: температуропроводность материалов а, = аг = 0,12м1/с, шероховатости поверхностей Яд, = 3.110"5см, Яа1 = 3.0-10'5 си, модуль упругости Ех =2-10" Па, Е2 = 2,1-10" Па, коэффициент Пуассона //, = 0,25, /лг = 0,3.

Анализ полученных результатов (рис. 16) позволяет сделать вывод о том, что при частоте вращения быстроходного вала и, > 1000 об]мин значение К3 а 1, т.е. в зацеплении ПВР-2 при таком режиме работы возникают

Об 0.7 0.8 0.9

1.1 1.2 1.5 1.4 1.5 1.6 О.Ь 0.1 0.8 0.9 1 1.1 1.2 1.3 1.4 1.5 1.6

Рис. 16. Результаты определения К3 для ПВР-2 (ТКр1=51,ЗНм)

условия для возникновения заедания, и с дальнейшим увеличением 1\ его интенсивность увеличивается. Полученные выводы были использованы при проектировании изделий с плунжерной передачей.

Для получения данных о деформации плунжера в зацеплении можно воспользоваться зависимостью:

с1гГ{г)1агг=М{£)1{ЕЗ{г)), (33)

где 2 - координата, определяющая расстояние от точки приложения силы до рассматриваемого сечения плунжера. Из рис. 17 видно, что гб[0,/^8ищ/к], где \\1К - угол, определяющий положение точки контакта плунжера с зубом колеса, принадлежащей профилю плунжера.

Момент инерции поперечного сечения рабочего профиля плунжера можно определить с помощью зависимости:

У(г) = ^(г)Л/12, (34)

где Вп(г) = 2(0,5Вп-(Я,-Хок(2))) -

толщина плунжера в сечении, определяемом координатой 2, Хок(2!.) = /?(сову^) - координата точ-Рис. 17. Определение деформации 7 П У плунжера под действием сил в зацепле- ки контакта в осях ¿оипла ■

Изгибающий момент в сечении плунжера, положение которого определено координатой 2 , можно получить из зависимости:

М(2) = г-Ин соэаДф). При этом связь между углами ф и ц/ выражается с помощью зависимости:

ф(2) = 0,5ш|/(2)/т. (35)

Для оценки напряжений, возникающих в сечениях плунжера можно воспользоваться зависимостью:

Исх М(г) К„втау(ф)) 6ИН собсх/Ф^))-*

(36)

О 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4 4.5 5 5.5 6 6.5 7

Рис. 18. Напряжения в рабочей части плунжера ПВР-2

ЛВп(г) 1Г(г) лвп(2) ИВгп{2)

Результаты определения напряжений в рабочей части плунжера для

редуктора ПВР-2 представлены на рис. 18.

Анализ полученных результатов показывает, что максимальные напряжения возникают в основании плунжера, но их уровень достаточно низок (при допускаемых напряжениях 500-бООМПа), поэтому излом плунжера при работе под нагрузкой не может являться фактором, лимитирующим нагрузочную способность передачи.

Для оценки напряженного состояния плунжера с эвольвентной рабочей частью достаточно представить функцию изменения толщины плунжера Вп(2) с помощью известного выражения, позволяющего определить толщину эвольвентного зуба на произвольном диаметре.

Изначально количество плунжеров, участвующих в контакте, неизвестно, т.к. оно зависит как от геометрии зацепления, так и от величины деформаций, определяемой уровнем нагружения передачи. Очевидно, что в передаче с одной и той же геометрией зацепляющихся по-

Рис. 19. К определению распределения сил в п-парном верхностей ВОЗМОЖНО

плунжерном зацеплении получение разной

!фс-фп)

1фс1

парности контакта в зависимости от величины крутящего момента на выходном валу.

В качестве примера на рис. 19 показана схема «-парного контакта в плунжерной передаче. В дальнейших рассуждениях примем следующие обозначения: Nvл - нормальная сила в q -парном зацеплении, приложенная

к v -ому плунжеру, Av q - деформация отдельного плунжера под действием

силы NV (.. Контакт рассматриваемого плунжера с зубом колеса происходит

в точке, расположение которой определяется углом = ус(фс). При этом,

если пренебречь (в целях упрощения) деформациями зубьев колеса, точка контакта смеситься в окружном направлении на расстояние 5Г/Д\(/с), равное деформации плунжера Л, и под действием силы Nl п. В этом случае зазор между следующим плунжером и зубом колеса будет равен Аг/с1,„ =^2,»(Ч'с"Ч,л)~\п> гДе А? - зазор без учета деформаций элементов зацепления. Если А„ < 0, то зацепление перейдет в фазу двухпарного контакта, что вызовет появление силы Nгn и деформации следующего плунжера на величину Л2„ = -ц/л) и т.д. до получения и-парного

контакта.

На рис. 20 схематично показан плунжер, находящийся под действием сил, приложенных к нему со стороны однопарного и двухпарного зацепления.

Приложение к ведомому валу передачи постоянного по величине крутящего момента Ткр2 вызывает возникновение окружной силы N, которая его уравновешивает. В зависимости от рассматриваемого положения плунжера к нему со стороны зуба колеса будет приложена нормальная сила , уравновешивающая силу N. Для упрощения расчетов силу N, уравновешивающую номинальный крутящий момент, приложенный к выходному валу, можно принять постоянной и определить из выражения:

N - 2Ткр2 j(mZкк2). Сила, приложенная к плунжеру, в зависимости от его положения, вызывает его деформацию Avi. = STfc (i|/)v ?.

Если рассматривать пару плунжеров, угловой шаг между которыми определяется углом ап(\\1п), то можно выделить два их состояния. Первое состояние (рис. 20, а) - контакт зуба колеса и плунжера в условиях однопар-ного зацепления, второе (рис. 20, б) - контакт в условиях двухпарного зацепления. Исходя из теоремы о взаимности работ (теорема Бетти), можно записать, что

{^uC0SSiAu =Afi,2cosSiAi.pAr2.icosSA,2 =Ar2.2cos(W} (37)

Наибольшее влияние на положение точки контакта зуба колеса и плунжера оказывают деформации плунжера, т.к. они складываются из множества составляющих: деформации плунжера под действием изгиба, контактные деформации в зацеплении, контактные деформации в паре плунжер-сепаратор и т.д. Поэтому, если пренебречь (в целях упрощения) деформациями зубьев колеса, можно считать, что в двухпарном зацеплении Д1,2= ^2.2 • С другой стороны, в однопарном зацеплении Nucosayl = N2 {cosay2 = N . Учитывая вышесказанное, выражение (37) можно переписать в виде

Nl2 cos ау1/(N2 2 cos ос,2) = Д2, /А,,. (38)

Проведя аналогичные рассуждения для п -парного контакта можно получить связь между деформациями плунжеров, участвующих в зацеплении, которая определяется выражением:

cos аЛУ j {NV+1 „ cos a yv+l) = A v+u / A v,, при v=l..(n-l). (39)

Учитывая, что нормальные силы в зацеплении уравновешиваются крутящим моментом, приложенным к выходному валу, уравнения, позволяющие определить распределение сил в зацеплении, можно представить в

виде системы, состоящей из п уравнений, т.е. »

Z (ф) cos аЛУ (ф - (v -1) а п)) = N,

v=l

^v,„cosS.v ^ Av+U ^^Ус(у(ф)-(у-1)у|/я(ад)) (40)

C0Sa^,v+l ¿v.l (у(ф) - VVftf (а/7))

где первое уравнение связывает нормальные силы в зацеплении с крутящим моментом на выходном валу, а остальные (я-1) уравнений связывают деформации плунжеров; \\in(an) = 2апу/п = 4у¡Zn .

Учитывая, что распределение сил в зацеплении во многом определяется распределением зазоров в ненагруженной передаче, в общем случае

определение парности контакта и распределения сил в плунжерном зацеплении рекомендуется проводить в следующей последовательности:

1) вычисление деформации плунжера в условиях однопарного контакта А, =ДМ = Sm(yc);

2) вычисление зазора между зубом колеса и следующим плунжером с учетом деформаций в зацеплении можно произвести с помощью выражения:

3) если Аткг, > 0, то принимается парность контакта п = 1 и распределение сил в зацеплении определяется зависимостью , (ф) = Njcos ау] (ф);

4) если , < 0, то принимается п = 2 и распределение сил в зацеплении определяется системой уравнений (40), т.е.

'Nh2 (ф) cos а,, (ф) + Nia (ф) cos ау1 (ф - а„) = N,

$т/с Мф)) = N2 2 (ф) cos ауг (ф - ап) (41)

5г/с(ч/(ф)-\1;л(ая)) Nl2(q>)cos ау1(ср)

5) определение деформаций плунжеров при п - 2 можно произвести с помощью выражения: А2 = А2 2 = А,, (//, 2 (фс));

6) вычисление зазора между зубом колеса и следующим плунжером

7) если Д7/с3 | > 0, то парность контакта п = 2 и распределение сил в зацеплении определяется зависимостями Nl2{ф) и N2 2(ф);

8) если Д7/с31 < 0, то принимается п = 3 и распределение сил в зацеплении определяется системой уравнений:

N]} (ф) cos ау1 (ф)+N2 з (ф) cos ау2 (ф ■- а„ ) + N33 (ф) cos ау2 (ф - 2 a„) = N, _^т/ДЧ'Сф))

^2,3 (ф) C0S ау2 C0S а>2 (ф ~ аП )

У(¥(ф)-^д(«д)) ^ Nз,з(ф)cosа>3 cosа>2(ф-2ал) . st/c (у(ф) - 2фя (ая)) N2 з (ф) cos ау2 cos ау2(ф-ая) и т.д.

Стоит отметить, что при проведении прочностных расчетов элементов плунжерного зацепления, наиболее нагруженным будет контакт в момент пересопряжения, соответствующий (и-1) -парному зацеплению.

Предлагаемый алгоритм применялся для определения распределения сил в двухпарном зацеплении изделия ПВР-2.

Величина сил /V, 2 я Ы22 на протяжении всего двухпарного зацепления, в зависимости от угла поворота волнообразователя ф, определяется

выражением (41). Результаты расчетов для редуктора ПВР-2 при Ткр2 =1000Нм показаны на рис. 21 ( (ф) = N. (Ф), (ф) = N. (ф) ). "■ 4 В шестой главе приводятся результаты экспериментального исследования и анализ данных, полученных при испытаниях ПГД и редукторов, оснащенных механическим волнообразователем.

Для проведения испытаний были изготовлены изделия с плунжерной передачей: ПГД и ПВР (рис. 22), расчетные технико-эксплуатационные характеристики которых представлены в таблице 3. Изделия прошли исследовательские испытания с целью:

1) определения коэффициента полезного действия и максимального крутящего момента на выходном валу ПГД;

2) определения зависимости крутящего момента на выходном валу от давления рабочего тела в магистрали высокого и низкого давления;

3) выявления износа и дефектов конструкции, определения долговечности и изучения работы плунжерной передачи в режиме, приближенном к условиям эксплуатации;

4) определения передаточного отношения между валом золотника-распределителя и выходным валом ПГД;

5) определения коэффициента перекрытия плунжерной передачи.

В реализации программы экспериментальных исследований использовались, главным образом, одно- и двухфакторные эксперименты и соответствующие им методики регрессионного и корреляционного анализа, для проведения которых использовались специализированные компьютерные программы.

Снятие статических характеристик ПГД подтвердило правильность результатов и выводов теоретических исследований по кинематическому и си-

Таблица 3

Технические характеристики изделий_

Наименование Модуль, мм Число плунжеров/кратность Пм, % теор. Рабочее тело Давление, МПа Крут, момент, Нм Вес, кг

пгд-1 4,0 27/2 75,3 Воздух 8,0 159,0 34,0

ПГД-2 2,5 35/2 71,0 Воздух 8,0 231,3 28,0

ПВР-1 4,0 27/2 75,3 - - 400,0 34,0

ПВР-и 2,5 35/2 68,0 - - 600,0 25,0

ПВР-2 4,0 20/2 70,3 - - 1100,0 35,0

Г,, = КУШм

■^КМЛ 1

\ / \ / \ / * / V

(\ А:

! У 99, рад. '

Рис. 21. Распределение сил в двухпарном зацеплении ПВР-2

ловому взаимодействию.

Отличие между передаточными отношениями, в зависимости от угла поворота золотника, определенными теоретически и экспериментально, составляет (10-15)%.

Разработана и реализована методика определения фактического коэффициен та перекрытия плунжерной передачи ПГД контактным способом. Для этого в специально профрезерованном пазу плунжера размещался катод из мягкого сплава, а

Рис. 22. Изделия с плунжерной передачей: ПГД (а - ПГД-1, б- ПВР-1, в - ПВР-2) зубчатое колесо использовалось в качестве анода. При контакте профиля плунжера с зубом колеса электрическая цепь замыкалась, и напряжение подавалось на вход АЦП. По полученному количеству записей в файл при известном количестве оборотов вала золотника коэффициент перекрытия (при к2=2) определяется из зависимости (рис. 23, а)

е = гхкг = 0,52л (Л^я„ (Г)/^за»), при к2 = 2, (43)

где (Т) и Мжт (п) - количество записей в файл данных, произведенных

за время контакта плунжера и колеса, и количество записей соответствующее одному обороту золотника.

Экспериментальное определение коэффициента перекрытия плунжер-

Рис. 23. К определению коэффициента перекрытия: а-к обработке данных, б - экспериментальные (1) и теоретические (2) данные

ной передачи ПГД-2 показало (рис. 23, б), что расхождение результатов теоретических и опытных исследований при е[75;500] об/мин не превышает 20%.

Общий КПД ПГД определялся из зависимости

N...

_ mg■Q,SDш -тш/Ц _ mgDшnn.JAtí

N...

ппЛ1

ЩкрУ\ ЩкрУх\, ЗО^рУц,

где Тщ(р) - экспериментально определенная величина крутящего момента на выходном валу двигателя при известном давлении в магистрали р; У/А1, - объемный расход рабочего тела, определяемый экспериментально; г/, - КПД направляющего

1 т

а) • в •>

<

» - __ _

___ _ ■■■1

0 •V«

г-

» -¿А

—^ -

___

Рис. 24. Результаты экспериментального определения общего КПД (а) и крутящего момента на выходном валу ПГД-1

блока, который используется в конструкции нагружающего устройства.

Полученные результаты экспериментального определения Ткр (р) и т]^(р) представлены на рис. 24.

Для определения механического КПД экспериментально определялись //* и г\ф Для определения 77* с помощью установленного в один из каналов подвода рабочего тела датчика давления, определялись р и рю„ (рис. 25) и по их значению г}*=1-(рюп/р). Объемный КПД определялся из отношения объемных расходов рабочего тела на выхлопе и в коллекторе подачи с помощью выражения:

Ъ*. = П (/>)/(&р» (Рос, )). (45)

где р;7,рв - плотности воздуха в магистрали подачи и выхлопа, <2П,£)В - показания расходомеров установленных в магистрали подачи и выхлопа рабочего тела.

Тогда КПД плунжерной передачи ПГД определяется из зависимости:

Х\м(Р>Рош^3) =

Ле

а)

(1 - Р0С», /р) Qп ("з )РЯ 0>)/(й, («3 )Рв (Рос, ))

ш

■ (46)

п

—

/

/

- 7 ---

7 /

I

° \

V 7Т/

V /

V | Г ° _П1

Рис. 25. Определение механического КПД ПГД-1: а -результаты определения р и р„ш., б-общий вид стенда

Для определения КПД передачи были выбраны четыре режима с /7=8,0 МПа, лу=325 об/мин, р=6,5 МПа, «<¡=300 об/мин, /?=4,5 МПа, «З=385 об/мин и /7=2,5 МПа, п3=265 об/мин.

Результаты обработки экспериментальных данных с помощью (46) и результаты теоретического определения КПД представлены графически на рис. 26.

Анализ полученных результатов показывает, что среднее расхождение между данными теоретических и экспериментальных исследований составляет 8,6%, что говорит об их хорошей сходимости.

Кроме того, анализ результатов (рис. 26) показывает, что с увеличением давления в магистрали значение механического КПД ПГД увеличивается до достижения номинального режима работы, что связано с приближением действительного закона деформирования гибкого элемента к расчетному.

В седьмой главе описываются практические результаты работы. Рассматриваются особенности конструкции разработанных и изготовленных изделий с плунжерной передачей, приводятся примеры их внедрения в промышленности. Дается описание комплекса программ для расчета и исследования плунжерных передач и плунжерных газогидравлических двигателей, который включает в себя:

Рис. 26. Результаты экспериментального определения КПД ПГД-1 в зависимости от р

| Рис. 27. Диалоговое | окно модуля геомет-1 рического расчета плунжерных передач Рис- 28' Результаты работы компонента * определения траектории вхождения

плунжера в зацепление

1) модуль геометрического расчета эвольвентной плунжерной передачи;

2) модуль исследования качественных характеристик передачи,

3) модуль проектирования плунжерных газогидравлических двигателей.

В свою очередь каждый модуль представлен совокупностью компонентов, взаимодействующих друг с другом на всем протяжении работы программы.

Все разработанные приложения объединены в один комплекс и имеют возможность обмена расчетными данными в виде текстовых файлов, содержащих результаты расчетов соответствующих этапов (модулей).

Структура комплекса определяется структурой процесса проектирования плунжерных передач, предложенной в рамках данной работы.

В качестве лингвистического обеспечения применяется язык объектно-ориентированного программирования Borland Delphi 7.0.

На рис. 27 и 28 приведены примеры диалоговых окон программных приложений.

Заключение

В ходе выполнения исследований, направленных на решение проблемы проектирования плунжерных передач, получены следующие основные результаты:

1. Разработанная принципиальная структура процесса проектирования плунжерных передач позволяет повысить производительность и качество проектирования за счет выделения основных этапов процесса с возможностью принятия проектного решения на каждом из них, разграничения групп входных и оценочных параметров передачи, определения очередности проектных процедур на каждом этапе.

2. Предложенная классификация плунжерных передач, определяющая их место среди аналогов, содержит признаки (способ кинематического замыкания в паре плунжер-волнообразователь, расположение плунжеров по отношению к оси ведущего звена, тип волнообразователя), использование которых позволяет решить задачу синтеза новых разновидностей плунжерных передач, в том числе с новыми-не только структурными, но и функциональными свойствами.

3. Разработанный метод синтеза структурных схем плунжерных передач позволяет создавать механизмы с различными функциональными свойствами, что способствует получению механизмов с заданными кинематическими и силовыми характеристиками. Две из синтезированных с помощью указанного метода схем плунжерных передач защищены патентами РФ на изобретение.

4. Получены математические модели зацеплений плунжерных передач с различной геометрией контактирующих .поверхностей,, позволяющие проводить геометрический синтез как сопряженного, так и приближенного плунжерного зацепления. На базе указанных моделей: (а) разработана методика

геометрического расчета плунжерного зацепления, которая включает в себя определение основных геометрических параметров передачи, основных геометро-кинематических и силовых характеристик контакта зубьев; (б) разработан метод синтеза приближенного плунжерного зацепления, использующий как локальные, так и нелокальные характеристики контакта зубьев, и позволяющий создавать передачи с заданным уровнем качественных показателей.

5. Выполнены исследования геометрии и кинематики плунжерного зацепления, на основании которых установлено влияние геометрических параметров передачи на характер контакта, на кинематические и качественные характеристики зацепления, на опасность возникновения и величину интерференции.

6. Разработаны математические модели и выполнен анализ кинетостатики плунжерных передач с механическим и газомеханическим волнообразовате-лями, позволяющий определить характер силового взаимодействия элементов передачи и влияние на него геометрических параметров зацепления.

7. Разработанный метод определения распределения сил в многопарном плунжерном зацеплении с учетом деформативности его элементов, алгоритм анализа нагруженного зацепления с применением метода конечных элементов и методы количественной оценки опасности заедания позволяют найти пути снижения нагруженности контакта и увеличения нагрузочной способности передачи. В частности, увеличение диаметра вершин зубьев колеса с внутренним сопряженным зацеплением на 12-15% позволяет существенно (до 4-5 раз) уменьшить величину коэффициента удельного скольжения при входе плунжера в зацепление и соответственно на 20-30% снизить вероятность появления заедания и, как следствие, на 80-90% увеличить допускаемый крутящий момент на выходном валу при прочих равных условиях.

8. В результате проведенного комплекса экспериментальных исследований установлено: (а) КПД плунжерной передачи с газомеханическим волнообра-зователем увеличивается с увеличением давления в магистрали и приближается к расчетному значению при его номинальной величине; (б) коэффициент перекрытия уменьшается с ростом частоты вращения вала золотника-распределителя, что позволяет выделить область наиболее эффективного использования механизмов этого вида.

9. В ходе проведения численных и экспериментальных исследований установлено: (а) основным критерием, регламентирующим нагрузочную способность передачи является заедание; (б) в связи с высоким уровнем скольжения в зацеплении исследуемые передачи рекомендуется применять в тихоходных приводах; (в) КПД передачи, оснащенной механическим волнооб-разователем в значительной мере зависит от коэффициента трения в паре плунжер-волнообразователь.

10. Применение созданного комплекса прикладных программ для проектирования и исследования плунжерных передач, позволяет значительно сни-

зить трудоемкость проектирования исследуемых передач при одновременном улучшении, их качественных характеристик путем увеличения количества вариантов исполнения привода, которые подвергаются анализу. 11. На основе плунжерных передач разработаны и внедрены рациональные конструкции приводов различного назначения и технологическая оснастка для их изготовления, защищенные патентами РФ на изобретение. Результатами внедрения являются: опытно-промышленный образец ПГД-1, примененный в качестве исполнительного механизма стендов испытания газонеф-тепроводной арматуры ФГУП "Боткинский завод" (г. Воткинск); плунжерный редуктор ПВР-2, нашедший применение в модернизированном стенде испытания , двигателей внутреннего сгорания ООО "Уралреммащ" (г. Ижевск); технические предложения и рекомендации по эксплуатации плунжерных передач в составе приводов общемашиностроительного применения, использующиеся в проектно-конструкторской деятельности ООО "Завод нефтегазового оборудования "Техновек"" (г. Воткинск); разработанные методики проектирования и оценки качественных показателей плунжерных передач, преподаваемые в учебном процессе в ГОУ ВПО "Ижевский государственный технический университет" (г. Ижевск).

Содержание диссертации изложено в следующих основных работах:

- издания, рекомендованные ВАК РФ:

1. Каракулов М.Н. Особенности конструкции и области эффективного использования плунжерных передач // Вестник Машиностроения. 2008.№10. - С.13-16.

2. Каракулов М.Н. Исследование зацепления плунжерной передачи // Вестник машиностроения, 2008.№11. - С. 12-14.

3. Каракулов М.Н. Синтез точного плунжерного зацепления // Проблемы машиностроения и надежности машин. Машиноведение, РАН. 2009. №2. -С. 10-12.

4. Каракулов М.Н., Е.В. Каракулова Анализ кинематики плунжерного зацепления // Вестник ИжГТУ. 2009. № 1. - С.27-30.

5. Каракулов М.Н. Геометро-кинематическое исследование плунжерной передачи с круговым профилем плунжера // Вестник ИжГТУ. 2009. №1. -С.15-17.

6. Каракулов М.Н. Синтез точного зацепления плунжерной передачи // Вестник машиностроения. 2009. №4. - С.28-29.

7. Каракулов М.Н., Е.В. Каракулова Модификация геометрии плунжерного зацепления по условию снижения интенсивности заедания // Вестник машиностроения. 2009. №11. - С. 7-9.

8. Каракулов М.Н., Мельников A.C. Результаты предварительных испытаний редуктора с плунжерной передачей // Вестник ИжГТУ. 2010. №1(45). - С.17-19.

9. Поносова К.С., Каракулов М.Н. Расчет геометрии волнового зубчатого зацепления, работоспособного при высоких температурах И Вестник машиностроения. 2010. №3. - С. 3-5.

Ю.Гольдфарб В.И., Каракулов М.Н. Основные принципы и структура процесса проектирования плунжерных передач // Вестник машиностроения. 2010.№09.-С. 8-12.

П.Ларин П. А., Каракулов М.Н. Пути совершенствования стевдов для испытаний механических редукторов // Вестник машиностроения. 2011. №5. -С. 91-93.

12. Попков Е.Ф., Попков И.Ф., Каракулов М.Н., Туранин Ю.В. Плунжерный газогидравлический двигатель. - Патент РФ на изобретение 1Ш2278979. - Опубл. 27.062006 Бюл. №18.

13. Каракулов М.Н., Попков И.Ф., Каракулова Е.В., Попков Е.Ф. Плунжерный планетарный газогидродвигатель. - Патент РФ на изобретение 1Ш2330161. - Опубл. 27.072008 Бюл. №21.

14. Каракулов М.Н., Попков И.Ф., Каракулова Е.В., Попков Е.Ф. Плунжерный газогидродвигатель. - Патент РФ на изобретение №2330196 от 9.03.2007. -Опубл. 27.07.2008 Бюл. №21.

15. Каракулов М.Н., Попков И.Ф., Каракулова Е.В., Поносова К.С. Способ профилирования элементов плунжерного эвольвентного зацепления. -Патент РФ на изобретение 1Ш2334601. - Опубл. 27.092008 Бюл. №27.

16. Каракулов М.Н., Попков И.Ф., Каракулова Е.В., Поносова К.С. Волновой газогидродвигатель. - Патент РФ на изобретение 1Ш2340813. - Опубл. 10.12.2008 Бюл. №34.

17. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В. Плунжерный редуктор. - Патент РФ на изобретение №2370692. - Опубл. 20.102009 Бюл. №29.

18. Каракулов М.Н., Исенбаев А.К. Планетарная плунжерная гидромуфта. -Патент РФ на изобретение 1Ш2398143. - Опубл. 27.082010 Бюл. №24.

- опубликованные в других изданиях:

19. Каракулов М.Н. Математическое моделирование режима трения в плунжерной передаче плунжерного газового двигателя // в сб. докладов МНТК: "Информационные технологии в инновационных проектах ". -Ижевск: ИжГТУ, 2003. - С. 31-33.

20. Каракулов М.Н. Определение эффективности использования газогидравлического двигателя на этапах разработки // в сб. докладов МНТК: "Актуальные вопросы промышленности и прикладных наук - Ульяновск: УлГТУ, 2004. - С. 70-72.

21. Попков И.Ф., Каракулов М.Н. Перспективные приводы управления за-порно-регулирующей арматурой магистральных газопроводов // в сб. докладов МНТК: "Актуальные вопросы промышленности и прикладных наук ". - Ульяновск: УлГТУ, 2004. - С. 165-167.

22. Попков Е.Ф., Каракулов М.Н., Ефимова М.М. Проектирование волновых, плунжерных передач: монография; - Екатеринбург-Ижевск: Издательство* ИЭ УрО РАН, 2007. - 140 с. ■

23.Каракулов М.Н., Каракулова Е.В. Анализ и выбор конструкции гибкого элемента плунжерного газогидравлического двигателя // в сб. научных трудов: Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития. - Глазов: Изд-во ГПИ, 2007. - С. 82-85.

24. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В. Методы управления точностью обработки дискретных элементов зубчатых зацеплений // в сб. научных трудов: Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития. - Глазов: Изд-во ГПИ, 2007. - С. 16-19.

25. Karakulov М. N. Features of design of plunger transmission // Annals of 2008 . & Proceedings of the 19th International DAAAM symposium: "Intelligent Manufacturing & Automation". - Vol. 19, No.l. - Wien:DÁAAM International Vienna, Trnava, Slovak Republic, 2008. - pp. 697-699.

26. Каракулов M.H. Синтез и формулировка критериев оптимизации плунжерного зацепления // в сб.' докладов НТК с международным участием "Теория и практика зубчатых передач и редукторостроения" /под. ред. д.т.н., проф. В.И. Гольдфарба. - Ижевск: ИжГТУ, 2008. - С. 144-147.

27. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В. Геометрический синтез плунжерного зацепления // Наука Удмуртии. 2008. №7 (26). - С.67-71.

28. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В., Тенсин А.И. Анализ области применения плунжерных передач // Наука Удмуртии. 2008. №7 (26). - С.77-83.

29. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В., Тенсин А.И. Особенности прочностных расчетов плунжерных передач // в сб. докладов IV Международной НПК: "Технологическое обеспечение качества машин и приборов " / под. ред. проф. Соколова В.О. - Пенза:ПДЗ, 2008. - С. 15-17.

30. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В., Тенсин А.И. Новые конструкторские решения в энергосбережении // в сб. докладов VIII Международной НПК: " Экология и ресурсо- и энергосберегающие технологии на предприятиях народного хозяйства (промышленность)" / под. ред. проф., д.т.н. Марьина В.К. - Пенза:ПДЗ, 2008. - С. 92-94.

31. Каракулов М.Н. Классификация зубчато-кулачковых механизмов и место среди них плунжерных передач // в сб. докладов НТК с международным участием "Теория и практика зубчатых передач и редукторостроения" /под. ред. д.т.н., проф. В.И. Гольдфарба. - Ижевск: ИжГТУ, 2008. - С. 174-177.

32. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В. Пути увеличения эффективности применения зубчато-кулачковых передач // Мат-лы IX Окр. конф. молодых ученых "Наука и инновации XXI века" (г. Сургут). - Т.2. - 27-28 ноября 2008 г. - С. 52-53.

\\

33. Каракулов М.Н. Пути уменьшения скольжения в зацеплении плунжерной передачи // в сб. докладов IV Международной НТК: "Проблемы исследования и проектирования машин". - Пенза: ПДЗ, 2008. - С. 63-65.

34. Karakulov M.N. Geometrical synthesis of a plunger engagement // Proceedings of Japan Society of Mechanical Engineers (JSME) International Conference on Motion and Power Transmissions (MPT2009-Sendai). - No. 09-203, Matsushima, Japan, 2009. - pp. 98-103.

35. Каракулов M.H., Каракулова E.B. Опыт использования плунжерных передач с газомеханическим волнообразователем в приводах трубопроводной арматуры // Химическая техника. №10.2009. - С. 27-29.

36. Каракулов М.Н. Приводы трубопроводной арматуры на базе плунжерной передачи с газомеханическим волнообразователем // Арматуростроение. 2009. №6(63).-С. 46-48.

37. Каракулов М.Н., Каракулова Е.В., Бородулин М.И. Анализ силового взаимодействия элементов плунжерного газогидравлического двигателя // в сб. докладов МНК: "Механика. Научные исследования и учебно-методические разработки". - Гомель-.БелГУТ, 2010. - С. 81-88.

38. Каракулов М.Н., Зенкеев В.А., Бородулин М.И. Анализ перекрытия плунжерной передачи // в сб. докладов МНК: "Механика. Научные исследования и учебно-методические разработки". - ГомелыБелГУТ, 2010. - С. 76-81.

39. Каракулов М.Н., Мельников A.C., Бородулин М.И. Особенности синтеза геометрии эвольвентой плунжерной передачи // в сб. докладов МНТК: "Прогрессивные технологии в современном машиностроении (Исследование механизмов и машин)" - Пенза: ПДЗ, 2010. - С. 206-208.

40. Каракулов М.Н., Мельников A.C. Особенности прочностных расчетов плунжерных передач // в сб. докладов МНТК: "Прогрессивные технологии в современном машиностроении (Исследование механизмов и машин)" - Пенза: ПДЗ, 2010.- С. 203-206.

41. Каракулов М.Н., Мельников A.C., Бородулин М.А. Анализ области эффективного использования плунжерных передач Н в сб. докладов МЗНТК: "Актуальные вопросы современной техники и технологии ".Липецк: ИздДентр «Де-факто», 2010. - С. 121-126.

Подписано в печатьМ IZ.tOft Формат 60x84/16. Бумага офсетная. Усл.печл 2,0 Тираж 100 экз. Заказ № НО8 Отпечатано в ИжГТУ

Введение.

Глава 1. Общая характеристика плунжерных передач.

1.1. Классификация зубчато-кулачковых механизмов и место среди них плунжерных передач.

1.2. Плунжерные передачи в приводах машин.

1.3. Особенности кинематики и геометрии плунжерных передач.

1.4. Перспективные направления разработки плунжерных передач. Цели и задачи работы.

Глава 2. Построение принципиальной структуры процесса проектирования плунжерных передач.

2.1. Постановка задачи проектирования.

2.2. Принципы построения структуры процесса проектирования плунжерных передач. Основные этапы процесса проектирования.

2.3. Выбор структуры передачи. Основные принципы образования новых структур плунжерных передач.

Глава 3. Структурный и параметрический синтез плунжерной передачи.

3.1. Выбор параметров схемы плунжерной передачи

3.2. Синтез геометрии.

3.2.1. Выбор типа зацепления и формулировка задач синтеза.

3.2.2. Синтез эвольвентного плунжерного зацепления.

3.2.3. Исследование эвольвентного зацепления передачи.

3.2.4. Синтез точного плунжерного зацепления с круговыми профилями зуба колеса или плунжеров.

3.2.5. Геометрический расчет эвольвентного зацепления.

3.2.6. Синтез комбинированного плунжерного зацепления.

3.2.7. Интерференция в зацеплении.

3.2.8. Общий подход к оценке интерференции в зацеплении.

3.2.9. Определение зазоров в ненагруженной передаче.

3.2.10. Коэффициент перекрытия.

Глава 4. Кинематический и кинетостатический анализ плунжерного зацепления.

4.1. Исследование кинематики зацепления.

4.1.1. Исследование функции передаточного отношения.

4.1.2. Коэффициенты удельного скольжения.

4.1.3. Способы уменьшения скольжения в зацеплении.

4.1.4. Кинематическая погрешность плунжерной передачи.

4.2. Кинетостатика плунжерных передач.

4.2.1. Распределение сил в зацеплении и определение крутящего момента на выходном валу.

4.2.2. Особенности силового взаимодействия в передаче, оснащенной механическим волнообразователем.

4.2.3. Коэффициент полезного действия плунжерной передачи с газомеханическим волнообразователем.

Глава 5. Нагруженное зацепление плунжерной передачи.

5.1. Определение силы, необходимой для вывода плунжеров из зацепления в свободной зоне.

5.2. Заедание в плунжерной передаче.

5.3. Анализ нагруженного плунжерного зацепления.

5.4. Оценка напряженно-деформированного состояния элементов плунжерного зацепления с применение метода конечных элементов.

Глава 6. Экспериментальные исследования плунжерной передачи.

6.1. Порядок и методы экспериментальных исследований.

6.2. Контрольные испытания изделий с плунжерной передачей.

6.3. Экспериментальное определение передаточного отношения.

6.4. Испытания с целью определения коэффициента перекрытия.

6.5. Определение вращающего момента на выходном валу и общего

Глава 7. Практические результаты работы.

7.1. Разработка, изготовление и внедрение изделий на базе плунжерной передачи.

7.1.1. Газогидравлический двигатель (ПГД-1 и ПГД-11) с плунжерной передачей.

7.1.2. Плунжерный редуктор ПВР-1 и ПВР-11.

7.1.3. Плунжерный редуктор ПВР-2.

7.1.4. Плунжерный редуктор ПВР-3.

7.2. Комплекс программ для проектирования и исследования плунжерных передач.

Растущие требования промышленности к качеству приводов привели к совершенствованию как существующих, так и к созданию принципиально новых видов механических передач, обладающих совершенно новыми свойствами и качествами. Изобретение около 50 лет назад волновой передачи привело к созданию механизмов нового класса, использующих для работы принцип деформирования гибких элементов, в отличие от классических передач, в принципе работы которых заложен рычажный эффект. К числу таких передач относятся и плунжерные передачи, привлекающие к себе пристальное внимание специалистов из различных отраслей промышленности. Основными преимуществами плунжерных передач являются: наличие нескольких зон зацепления, что приводит к увеличению коэффициента перекрытия и снижению удельной нагрузки на зуб; низкий уровень инерционности; относительно малый вес и габаритные размеры передачи; высокая долговечность по отношению к волновым передачам с гибкими зубчатыми колесами; возможность работы от различных источников энергии (электроэнергии, сжатого воздуха и жидкости).

Основоположником теории плунжерных передач в отечественной науке считается Власкин Ф.С. [20].

По принципу действия передача такого вида близка к волновым передачам, но в её конструкции отсутствует недолговечное гибкое колесо [96]. В этих передачах может применяться внецентроидное циклоидальное и цевочное зацепление или эвольвентное внутреннее зацепление с малой разностью в числах зубьев колес [89].

Для большинства конструкций плунжерных передач отличительными особенностями являются: компактность; высокая нагрузочная способность; большой диапазон передаточных чисел в одной ступени; малый момент инерции валов. К недостаткам этих механизмов следует отнести высокую радиальную нагрузку на подшипники быстроходного вала при больших углах зацепления, поэтому КПД таких механизмов ниже, чем других планетарных механизмов, а также повышенную шумогенерацию некоторых конструкций передач.

Теория геометрического и кинематического расчета плунжерных передач отличается от расчета классических планетарных передач ввиду специфики ее работы. Так, если в планетарной передаче точка зацепления зуба шестерни и колеса участвует во вращательном переносном и относительном движении, то в плунжерной передаче точка контакта совершает относительное поступательное неравномерное движение с плунжером и переносное вращательное движение с зубом колеса. Как показывает практика, плунжерная передача может применяться в конструкциях машин в условиях отсутствия жесткой кинематической связи между входным и выходным валом, что накладывает на теорию кинематического и геометрического расчета передачи ряд ограничений.

Большой вклад в развитие теории плунжерных передач внесли российские ученые В.М.Ястребов [111]иС.Ф. Калабин [38-42], исследования которых были направлены на изучение и совершенствование плунжерных передач с жестким элементом (ЖЭ), обеспечивающим кинематическое замыкание в передаче.

Наиболее близким аналогом плунжерных передач из ряда зубчатых передач с жесткой связью, в части геометрии зацепления, являются планетарные зубчатые передачи с малой разницей в числе зубьев, поэтому, можно сказать, что развитие теории плунжерных волновых передач было подготовлено исследованиями российских ученых в области планетарных передач H.A. Скворцовой [89-91], В.Н. Кудрявцевым [52-54], Ю.А.Грином [24], В.В. Матвеевым [63], Н.И. Колчиным [44] и других, исследованиями российских ученых в области волновых зубчатых передач, большой вклад в которые внесли коллективы под руководством М.Н.Иванова и С.А.Шувалова [33, 34], Н.И.Цейтлина и Э.М. Цу-кермана [104], Д.П.Волкова и А.Ф.Крайнева [17,18], Б.И.Павлова [65] и В.А.Гавриленко [21]. Неоценимый вклад в развитие теории и практики планетарных и волновых зубчатых передач внесли ученые Ижевского механического института: Ястребов В.М. [111], Янченко Т.А. [112], Воронов H.JL, Боровиков

Ю.А., Попков Е.Ф. и Попков И.Ф. [75-80], Калабин С.Ф. [38-42] и другие.

Одним из аналогов исследуемых передач являются планетарные и волновые механизмы с промежуточными элементами, выполненными в виде шариков, роликов, толкателей, цевок [146, 205] или сегментов зубчатых колес. Большой вклад в развитие теории и практики указанных аналогов внесли коллективы научной школы под руководством профессора А.Е.Беляева [2, 8-10], Могилевского машиностроительного института под руководством М.Ф. Пашкевича [35, 62, 66, 123, 124, 126, 127, 129-131, 133, 134-139, 141-143], Кишиневского политехнического института под руководством И.А. Бостона [123, 128, 132, 140, 144]. Серийное производство таких механизмов налажено в фирме "Технотрон" (РФ) [67, 145] и ЗАО "Томские трансмиссионные системы" (РФ) [147].

Зарубежные ученые также уделяют большое внимание разработке и исследованию аналогичных механизмов, в состав которых входят промежуточные элементы, использующие фрикционный принцип преобразования движения [193, 195, 196, 201], а так же механизмов оснащенных зацеплением [200, 206, 210, 216]. Большой вклад в разработку данных механизмов внесен компанией Synkinetics Inc. [211-215, 217-219], компаниями Advanced Energy Concepts и Compudrive Corp.[202-204] (США), фирмой Precision Mechanical Devices (Великобритания) [191]. Известны конструкции аналогичных механизмов, выполненных на базе традиционных зубчатых передач [208, 209] и механизмов, оснащенных газомеханическим генератором волн [197]. Определенный интерес представляют исследования волновых механизмов, в которых гибкое зубчатое колесо заменено, как и в плунжерных передачах, на отдельные независимые сегменты с изготовленными на их сопряженной части зубьями [192]. Имеются сведения об изготавливаемых серийно компаниями Universal Gear Corp. (США) и Sandeson Brothers and Nowbold Ltd. (США) плунжерных редукторах с передаточным отношением от 20 до 80 в одной ступени, крутящим моментом на выходном валу от 2,5 Нм до 8500 Нм при КПД от 0,85 до 0,90 [38]. Исследованиям циклоидальных и цевочных передач с малой разницей в числе зубьев уделяют большое внимание китайские ученые [171, 175, 177, 179, 180], считая такое направление исследований весьма перспективным [185].

Вопросам исследований плунжерных планетарных передач с радиально расположенными плунжерами посвящен ряд работ отечественных ученых.

Так в работе [20] дан силовой расчет плунжерного зацепления, но основным недостатком данной работы является то, что автором не учитывается мно-гопарность зацепления, то есть расчет производится для случая, когда вся нагрузка воспринимается одним плунжером. Следствием этого является необоснованное увеличение габаритных размеров редуктора. Кроме того, автор предлагает рассчитывать основные размеры плунжерного редуктора из расчета зуба колеса на выносливость от действия напряжений изгиба, хотя автором работы [39] показано, что основной, лимитирующей размеры деталей редуктора, нагрузкой является усталостная прочность рабочих поверхностей плунжера, и силовой расчет плунжерной передачи рекомендуется производить из условия их контактной прочности. Поэтому расчетные зависимости, полученные в [20], не могут рекомендоваться для практического использования при проектировании привода на базе плунжерной передачи. Аналогичное допущение принято автором работы [39], который предлагает производить прочностной расчет поверхностей зуба колеса и плунжера исходя из того, что нагрузка, приложенная к выходному валу, действует на один плунжер, поэтому габаритные размеры передачи получаются несколько завышенными.

В связи с тем, что при работе плунжерной передачи одно из звеньев -плунжер совершает поступательное движение с переменной скоростью относительно направляющих, при применении плунжерных передач в приводах, требующих высокой кинематической точности поворота выходного вала, возникает необходимость в специальном профилировании зуба колеса при принятой форме профиля рабочей части плунжера. Этим вопросам посвящены работы [20], [38] и [111]. В работе [20] автором предлагается графический способ профилирования зуба колеса, который имеет пониженную точность. В работе [111] эта задача решается аналитически с помощью дифференциальных уравнений, поэтому данный метод достаточно трудоемок и находит ограниченное применение в практических расчетах. В работе [38] рассмотрен метод приближенного профилирования зуба колеса последовательным приближением стандартного профиля зуба к специальному с помощью введения радиального смещения зубчатого колеса. Метод носит приближенный характер и достаточно трудоемок из-за необходимости поиска решения итерационным способом. В указанных работах не исследуется кинематическая погрешность начальной и профилированной плунжерной передачи, поэтому невозможно количественно оценить преимущества данных методов.

Отечественные исследования плунжерных передач в основном носят теоретический характер и, следовательно, не могут претендовать на полноту решения поставленных задач, которые возникают при проектировании плунжерной передачи. В иностранной литературе о плунжерных передачах с волновым принципом преобразования движения и гибкой кинематической связью не упоминается, а о плунжерных передачах с жесткой кинематической связью в паре плунжер-волнообразователь есть информация только в рекламных каталогах фирм-производителей.

На современном этапе развития исследований геометрии аналогичных зацеплений (речь идет о циклоидальных зацеплениях в передачах с промежуточными телами) большое внимание уделяется вопросам их геометрического синтеза. Ученые всего мира уделяют этому вопросу пристальное внимание. В работе [157] предлагается метод геометрического синтеза внешнего циклоидального зацепления, производится анализ полученной геометрии по удельному скольжению и коэффициенту перекрытия. В работе [173] рассматриваются методы геометрического синтеза эпитрохоидального зацепления из условия минимизации износа и увеличения технологичности передачи. Для синтеза геометрии и её последующего анализа многими авторами применяются методы моделирования с помощью вычислительных машин, которые стали сегодня неотъемлемой частью научного исследования. Большой вклад в развитие этого направления внесен коллективами под руководством В. И. Гольдфарба [160163], А. Е. Беляева [9], Ф. И. Плеханова [72] и ряда зарубежных ученых [156, 164, 173, 177].

Существует метод геометрического расчета волновых зубчатых передач с гибкими колесами, разработанный коллективом кафедры ТММ МГТУ им. Баумана под руководством В.А.Гавриленко. Здесь решается задача о форме срединной линии гибкого колеса при эвольвентных профилях зубьев колес. Из условия дуговой симметричности волнового зацепления при заданном профиле зуба одного из колес и заданных пределах изменения кривизны волнообра-зователя определяются граничные точки профиля волнообразователя и геометрические параметры зуба второго колеса. Но рассмотренная методика ограничено применима для расчета плунжерных передач из-за ряда причин, основной из которых является изменение шага по дуге, измеренной на диаметре выступов, между плунжерами при их поступательном движении в пазах сепаратора, в отличие от гибких колес, в которых из-за наличия жесткой связи между зубьями это изменение незначительно.

Методика расчета, предлагаемая Д.П.Волковым и А.Ф.Крайневым [18], основана на том, что гибкое колесо рассматривается как жесткое колесо с эвольвентным профилем зубьев, а далее учитываются возникающие искажения ГЗК под нагрузкой и даются блокирующие контуры для выбора исходных расчетных параметров.

Анализ работ по геометрическому расчету волновых передач показывает, что графоаналитический метод, предложенный Ивановым М.Н. [33], основанный на использовании уравнений движения точек зуба гибкого колеса относительно зуба жесткого колеса, в котором оценка качества зацепления осуществляется по минимальным боковым зазорам на дуге возможного зацепления и глубине захода зубьев ГЗК, наиболее применим к анализу геометрии зацепления плунжерной передачи.

В связи с вышеизложенным становиться очевидной проблема разработки основ теории проектирования плунжерных передач, проведения комплексных аналитических, численных и экспериментальных исследований, создания конструкций и внедрения в промышленность редукторов на основе плунжерных передач.

Целью диссертационной работы является решение комплексной проблемы совершенствования плунжерных передач путём создания научных основ их проектирования, разработки методов синтеза их структуры и эффективной геометрии зацепления, построения математических моделей для анализа их кинематики и кинетостатики.

Основными задачами исследования являются:

1) анализ области применения плунжерных передач и определение их места среди аналогов;

2) разработка принципиальных основ структурного и параметрического синтеза плунжерных механизмов;

3) разработка методов анализа и синтеза геометрии зацепления плунжерных передач;

4) исследование кинематики и кинетостатики плунжерного зацепления;

5) анализ нагруженного плунжерного зацепления;

6) разработка методов и средств экспериментальных исследований плунжерных передач, разработка, изготовление и испытание опытных и опытно-промышленных образцов, промышленное внедрение плунжерных редукторов.

Научная новизна работы заключается в том, что разработаны научные основы проектирования и создания новых перспективных видов плунжерных передач, в том числе:

1) разработана принципиальная структура процесса проектирования плунжерных передач с выделением основных этапов процесса, разграничением групп входных и оценочных параметров передачи, определением очередности про---ектных процедур на каждом этапе;

2) предложена классификация плунжерных передач, во-первых, определяющая их место среди аналогов, во-вторых, содержащая признаки, использование которых позволяет решить задачу синтеза новых кинематических и структурных схем плунжерных передач, в том числе с новыми не только структурными, но и функциональными свойствами;

3) на основе принципов инверсии, объединения и комбинации разработан метод синтеза структурных схем плунжерных передач, отличающихся различными функциональными свойствами, в частности, способом замыкания высшей кинематической пары в зацеплении "плунжер-колесо", количеством ступеней и зон зацепления, видом зацепления (внешнее или внутреннее), комбинацией функционального назначения элементов передачи и другими;

4) разработан метод синтеза приближенного зацепления в плунжерной передаче с использованием математического аппарата теории зубчатых зацеплений и подходов, связанных с аппроксимацией расчетного профиля эвольвентным;

5) построены математические модели для анализа геометрии и кинематики плунжерной передачи, позволяющие осуществлять оценку ряда показателей качества передачи и выполнять комплексные аналитические и численные исследования влияния параметров передачи на указанные показатели;

6) разработаны математические модели для анализа кинетостатики плунжерных передач, оснащенных как механическим, так и газомеханическим волнообра-зователем, позволяющие, во-первых, оценивать потери мощности в зацеплении и направляющих, а, во-вторых, учитывать внешние механические воздействия для уточнения результатов синтеза передачи;

7) выполнены комплексные аналитические, численные и экспериментальные исследования нагруженности плунжерных передач, позволяющие, во-первых, определить предпочтительные интервалы параметров передачи при заданном уровне качественных показателей, а, во-вторых, являются научной основой для построения метода оценки нагрузочной способности плунжерных передач;

8) на основании результатов выполненных исследований показана область рационального промышленного применения плунжерных передач, редукторов и газомеханических приводов на их основе. Практическая ценность работы заключается в:

1) разработке алгоритма синтеза новых схем плунжерных передач, применение которого позволило получить ряд решений, защищенных патентами РФ на изобретение;

2) разработке конструкций приводов с плунжерной передачей и газомеханическим волнообразователем, нашедших применение в механизмах управления стендов испытания нефтегазового оборудования; приводов с механическим волнообразователем, нашедших применение в конструкции стенда обкатки двигателей, и защищенных патентами на изобретение РФ;

3) разработке практических рекомендаций по выбору параметров и режимов работы привода с плунжерной передачей, оснащенной механическим или газомеханическим волнообразователем;

4) создании комплекса программ для автоматизированного проектирования и исследования плунжерных передач, включающего в себя подсистемы расчета геометрических параметров при заданном наборе оценочных показателей, а так же программы регистрации и обработки результатов экспериментальных исследований.

Результаты работы внедрены на предприятиях: ФГУП "Боткинский завод" (г. Воткинск), ООО "Завод нефтегазового оборудования'Техновек"" (г. Вот-кинск), ООО "Уралреммаш" (г. Ижевск), ООО "Дизельтрансервис" (г. Ижевск), а также в учебный процесс на кафедре "Техническая механика" Боткинского филиала ГОУ ВПО "ИжГТУ".

В первой главе диссертационной работы приведен обзор существующих приводов и выделено место среди них приводов с волновыми и плунжерными передачами. Рассмотрена классификация аналогов плунжерных передач. Рассмотрены особенности кинематики и геометрии плунжерного зацепления, выделены их отличия от известных аналогов, рассмотрены области их эффективного использования.

Вторая глава посвящена разработке принципиальной структуры процесса проектирования плунжерных передач. Предлагаются основные принципы, положенные в основу процесса проектирования. Рассматриваются его основные этапы. Предлагаются принципы образования новых структур плунжерных передач на базе существующих.

Третья глава посвящена структурному и параметрическому синтезу плунжерной передачи. Рассматриваются методы геометрического синтеза плунжерного зацепления.

В четвертой главе приводятся результаты исследований кинематики зацепления и методы определения его основных качественных показателей. Рассматриваются вопросы кинетостатического взаимодействия элементов передачи.

В пятой главе рассмотрены вопросы, связанные с анализом нагруженного зацепления. Рассматриваются причины и критерии заедания в плунжерном зацеплении, предлагаются методы его количественной оценки. Проводится анализ влияния деформаций нагруженного плунжерного зацепления на распределение зазоров в передаче. Предлагаются методы определения сил в условиях одно- и многопарного плунжерного зацепления.

Шестая глава содержит описание метрологического обеспечения и результаты экспериментального определения качественных характеристик передач и экспериментальных исследований геометрии, выполненных в лабораторных условиях.

Седьмая глава содержит практические результаты работы. Приводится описание системы автоматизированного проектирования, конструкций созданных приводов и промышленных изделий на основе плунжерных передач.

Выбады

Анализ результата статистической обработки данных

АЦП I МДМ-усилитель

Программа упробления АЦП

ПЭВМ ^г-<

Устройство хранения данных

1 О I

1 Датчики

1 Тензостанция Г

Объект исследабания X данных Iдешифратор) JZ обработки донных

Аппаратная часть обеспечения зксперимента

Программная

часть обеспечения зксперимента I

Программа управления регистрацией и записью данных

Рис. 6.5. Структурная схема регистрации и обработки данных экспериментальных исследований ред запуском двигателя. Смазка плунжерной передачи ПВР-2 производилась методом окунания в масляную ванну редуктора.

Структурная схема сбора и обработки экспериментальных данных представлена на рис. 6.5. Основными задачами испытаний являлись:

1. подтверждение теоретических положений работы;

2. выявление дополнительных факторов, влияющих на качественные характеристики плунжерной передачи.

В реализации программы экспериментальных исследований использовались, главным образом, одно- и двухфакторные эксперименты и соответствующие им методики регрессионного и корреляционного анализа, для проведения которых использовались специализированные компьютерные программы.

6.2. Контрольные испытания изделий с плунжерной передачей

Основные задачи, которые решались при проведении контрольных испытаний, можно сформулировать следующим образом:

1. экспериментальное определение надежности срабатывания привода при запуске и сравнение полученных результатов с теоретическими положениями работы;

2. определение доминирующих факторов, лимитирующих нагрузочную способность передачи;

3. определение коэффициента перекрытия по пятну контакта и его сравнение с теоретическим значением.

Предварительно перед испытаниями привод проходил обкатку с нагрузкой на выходном валу 15% от номинальной (25 Нм) и частотой вращения золотника-распределителя 60 об/мин. в течение 25 часов, давление в сети составляло 2,5МПа. Результаты обкатки показали, что в начале работы привода отмечается заклинивание некоторых плунжеров в радиальном направлении при контакте с зубом колеса, которое к концу процесса притирания плунжеров к колесу после обкатки ликвидируются.

При проведении испытаний привод был нагружен крутящим моментом, составляющим 70% от номинального при данном давлении в сети (110 Нм), установленная частота вращения золотника составляла 150 об/мин, давление в сети составляло 6,0МПа, при этом общее суммарное время работы привода составило 120 часов, причем в течение работы непрерывное время наработки составляло 1 час, после чего ПГД останавливался и запускался заново. При этом каждый плунжер испытал 2,16 • 10б циклов нагружения.

Результаты пуска привода показали, что из 120 запусков утыкание плунжеров (отмечалось визуально) происходило в 11 случаях, которые не привели к потере работоспособности двигателя, что составляет вероятность появления этого эффекта для плунжерной передачи ПГД-1 9,16%.

После проведения испытаний ПГД подвергался разборке и детальному изучению.

Осмотр рабочей поверхности плунжеров и колеса показал, что на ней имеются характерные следы приработки. На поверхности плунжеров обнаружены незначительные следы задира. Осмотр показал, что рабочий эвольвентный профиль плунжеров (не подвергавшихся термообработке) больше подвержен износу, чем боковой профиль зубьев колеса. Также осмотру подвергались и пазы сепаратора. Изменение ширины пазов и плунжеров (по отношению к первоначальному размеру) вследствие износа в зависимости от времени работы графически представлены на рис. 6.6. t час

Рис. 6.6. Среднее изменение ширины плунжера (Ъ¡) и паза сепаратора (Ьг) в зависимости от времени наработки для ПГД-1

Анализ показывает, что износ контактирующих поверхностей плунжер-паз сепаратора незначителен и, следовательно, не является лимитирующим при определении ресурса привода. В то время как наличие следов задира на профильных поверхностях плунжера, которые приводят к ухудшению смазки зацепления, показывает, что лимитирующим фактором для определения ресурса плунжерной передачи служит противозадирная стойкость в высшей паре плунжер-зуб колеса.

При проведении испытаний для смазки ПГД была выбрана картерная система доставки масла к деталям. При горизонтальном расположении валов привода в масло погружалась 1/10 часть сепаратора. Одна зона зацепления смазывалась непосредственно окунанием в масляную ванну, а часть смазки, захватываемой вращающимся зубчатым колесом, доставлялась последним во вторую зону зацепления, при этом смазка, стекающая и разбрызгиваемая колесом, попадала в пазы сепаратора, смазывая контакт пары плунжер-сепаратор. Для смазки золотника использовалась консистентная смазка Литол-24, которая предварительно набивалась в установочную полость генератора.

Смазывающе-охлаждающая среда, присутствующая в картере, выступает посредником при передаче тепла от деталей привода к корпусу, а затем к атмосфере. Кроме того, известны и омывающие свойства смазывающей среды, благодаря которым продукты износа удаляются из зоны зацепления на дно картера, а затем сливаются при замене масла. Но одним из самых важных свойств масла является свойство уменьшения износа контактирующих поверхностей за счет создания между ними масляной пленки.

Эффективность охлаждения, обмывания и смазывания контактирующих поверхностей зацепления зависит от свойств применяемого масла. Так при большой нагрузке на привод рекомендуется использовать масла с высокой кинематической вязкостью, благодаря которой критическое удельное давление на масляную пленку увеличивается. Для передач, которые проектируются для получения больших скоростей (в целях уменьшения сопротивления движению звеньев) рекомендуется применять масла с низкой кинематической вязкостью.

Современная практика эксплуатации приводов показывает, что для увеличения эффективности смазки необходимо учитывать не только тепловой режим работы двигателя, но и при проектировании привода учитывать изменение свойств масла в зависимости от прогнозируемых внешних воздействий на привод: изменение плотности, теплоемкости и кинематической вязкости масла от температуры и давления окружающей и рабочей сред.

По результатам испытаний ориентировочно может быть определен коэффициент перекрытия плунжерной передачи.

Так в результате осмотра плунжеров экспериментального образца выявлена зона контакта плунжера и колеса на рабочем профиле плунжера (рис. 6.7) в виде приработанной части поверхности.

Косвенным методом коэффициент перекрытия определяется из сле

Рис. 6.7. Плунжер ПГД-1 после проведения испытаний а - пятно контакта после обработки изображения, б - необработанное изображение дующих соображений. Приработанная часть профиля плунжера показывает продолжительность контакта между плунжером и зубом колеса, т.е. время, которое определяется углом поворота золотника <рш, в течение которого плунжер находился в зацеплении с зубом. Принимая закон деформации гибкого элемента в виде г(ф) = е0 соб(А:2ф3), угол ср,а определяется из выражения: е0-е') = е0со з(£2ф,а). (6.1)

Тогда, проведя несложные преобразования, получим

Ф,а = агссо8((е0-е')/е0)/А;2 [рад.], (6.2) где е' - длина линии приработки, измеренная перпендикулярно оси симметрии плунжера.

Тогда, принимая во внимание зависимость (6.2), коэффициент перекрытия передачи с учетом многозонности зацепления определяется выражением: е = %ак21ап = 0,5^íaZnk2/TZ = 0,5Zn arccos((e0-e^/e^/n. (6.3)

При осмотре плунжеров ПГД-1 после испытаний, путем определения среднеарифметического значения по результатам измерения е' для всех плунжеров, был определен размер ет, который составил 2,7 мм. При вычислениях с помощью зависимости (6.3) получаем: arceos((е0 -ем)/е0) arccos(0,0043/0,007) с — Zn — 27 — 3,9.

77 271 2-3,1415

Полученный результат показывает, что теоретические зависимости обладают хорошей сходимостью с данными испытаний. Кроме того, по результатам испытаний можно сделать вывод о том, что фактический коэффициент перекрытия при работе передачи принимает большие значения по отношению к теоретическому в связи с упругими деформациями элементов передачи, которые приводят к увеличению угловой зоны активного зацепления за счет более раннего вхождения плунжера в контакт. Для ПГД-1 относительная разница между теоретическим и фактическим в составила лишь 25% .

Кроме того, полученные результаты испытаний позволяют сделать вывод о непродолжительности контакта плунжера с зубом колеса, что выражается в небольшой длине профиля, участвующего в работе. Например, в ПГД-1 в среднем только 38,5% профиля плунжера участвует в контакте. Полученный результат отличается от данных, полученных расчетным путем вследствие погрешности, вносимой расчетами и фактически меньшим номинального крутящим моментом, приложенным к выходному валу ПГД.

Осмотр и обмер деталей газомеханического генератора после прохождения контрольных испытаний показал, что износу, главным образом, подвержены поршни (рис. 6.8,а), в то время как осмотр и обмер цилиндров показал незначительность их износа.

Контрольные испытания проводились с двумя видами поршней: с латунными, оснащенными уплотнительным элементом в виде резинового кольца, и стальными шлифованными (рис. 6.8,6), прошедшими термообработку в виде поверхностного закаливания контактирующих с цилиндрами поверхностей. Предварительно перед установкой поршни смазывались консистентной смазкой

Литол-24, обладающей хорошими смазывающими свойствами в случае попадания в контакт влаги.

Осмотр показал, что поршни из латуни имеют значительный износ поверхности, прилежащей к пазу с установленным уплотнительным элементом (рис. 6.8,а), в то время как на стальных поршнях визуально последствия износа обнаружены не были.

Для проведения комплексной проверки работоспособности плунжерного редуктора ПВР-2, разработанного и созданного согласно методам, предложенным в данной работе, он подвергался натурным испытаниям.

Программа испытаний включает в себя следующие этапы:

- испытания без нагрузки;

- испытания под нагрузкой;

- внешний осмотр;

- разборка и осмотр элементов плунжерного зацепления.

Редуктор подвергался испытаниям без нагрузки путем вращения входного вала с помощью электродвигателя (рис. 6.9). Вращение вала реверсивное: 60 минут в одну сторону и 60 в другую. В картер редуктора заливалось масло

Рис. 6.8. Поршни газомеханического волнообразователя ПГД-1 после испытаний 2

Рис. 6.9. Привод общемашиностроительного применения на базе редуктора ПВР-2 трансмиссионное ТАД-17 ГОСТ 23652. При этом контролировались следующие параметры и характеристики:

- качество сборки - валы редуктора должны проворачиваться плавно, без заеданий;

- характер и уровень шума редукто

Заключение

В ходе выполнения исследований, направленных на решение проблемы проектирования плунжерных передач, получены следующие результаты:

1. Разработанная принципиальная структура процесса проектирования плунжерных передач позволяет повысить производительность и качество проектирования за счет выделения основных этапов процесса с возможностью принятия проектного решения на каждом из них, разграничения групп входных и оценочных параметров передачи, определения очередности проектных процедур на каждом этапе.

2. Предложенная классификация плунжерных передач, определяющая их место среди аналогов, содержит признаки (способ кинематического замыкания в паре плунжер-волнообразователь, расположение плунжеров по отношению к оси ведущего звена, тип волнообразователя), использование которых позволяет решить задачу синтеза новых разновидностей плунжерных передач, в том числе с новыми не только структурными, но и функциональными свойствами.

3. Разработанный метод синтеза структурных схем плунжерных передач позволяет создавать механизмы с различными функциональными свойствами, что способствует получению механизмов с заданными кинематическими и силовыми характеристиками. Две из синтезированных с помощью указанного метода схем плунжерных передач защищены патентами РФ на изобретение.

4. Получены математические модели зацеплений плунжерных передач с различной геометрией контактирующих поверхностей, позволяющие проводить геометрический синтез как сопряженного, так и приближенного плунжерного зацепления. На базе указанных моделей: (а) разработана методика геометрического расчета плунжерного зацепления, которая включает в себя определение основных геометрических параметров передачи, основных геометро-кинематических и силовых характеристик контакта зубьев; (б) разработан метод синтеза приближенного плунжерного зацепления, использующий как локальные, так и нелокальные характеристики контакта зубьев, и позволяющий создавать передачи с заданным уровнем качественных показателей.

5. Выполнены исследования геометрии и кинематики плунжерного зацепления, на основании которых установлено влияние геометрических параметров передачи на характер контакта, на кинематические и качественные характеристики зацепления, на опасность возникновения и величину интерференции.

6. Разработаны математические модели и выполнен анализ кинетостатики плунжерных передач с механическим и газомеханическим волнообразовате-лями, позволяющий определить характер силового взаимодействия элементов передачи и влияние на него геометрических параметров зацепления.

7. Разработанный метод определения распределения сил в многопарном плунжерном зацеплении с учетом деформативности его элементов, алгоритм анализа нагруженного зацепления с применением метода конечных элементов и методы количественной оценки опасности заедания позволяют найти пути снижения нагруженности контакта и увеличения нагрузочной способности передачи. В частности, увеличение диаметра вершин зубьев колеса с внутренним сопряженным зацеплением на 12-15% позволяет существенно (до 4-5 раз) уменьшить величину коэффициента удельного скольжения при входе плунжера в зацепление и соответственно на 20-30% снизить вероятность появления заедания и, как следствие, на 80-90% увеличить допускаемый крутящий момент на выходном валу при прочих равных условиях.

8. В результате проведенного комплекса экспериментальных исследований установлено: (а) КПД плунжерной передачи с газомеханическим волнообразо-вателем увеличивается с увеличением давления в магистрали и приближается к расчетному значению при его номинальной величине; (б) коэффициент перекрытия уменьшается с ростом частоты вращения вала золотника-распределителя, что позволяет выделить область наиболее эффективного использования механизмов этого вида.

-2669. В ходе проведения численных и экспериментальных исследований установлено: (а) основным критерием, регламентирующим нагрузочную способность передачи является заедание; (б) в связи с высоким уровнем скольжения в зацеплении исследуемые передачи рекомендуется применять в тихоходных приводах; (в) КПД передачи, оснащенной механическим волнообразователем в значительной мере зависит от коэффициента трения в паре плунжер-волнообразователь.

10. Применение созданного комплекса прикладных программ для проектирования и исследования плунжерных передач, позволяет значительно снизить трудоемкость проектирования исследуемых передач при одновременном улучшении их качественных характеристик путем увеличения количества вариантов исполнения привода, которые подвергаются анализу.

11. На основе плунжерных передач разработаны и внедрены рациональные конструкции приводов различного назначения и технологическая оснастка для их изготовления, защищенные патентами РФ на изобретение. Результатами внедрения являются: опытно-промышленный образец ПГД-1, примененный в качестве исполнительного механизма стендов испытания газонеф-тепроводной арматуры ФГУП "Боткинский завод" (г. Воткинск); плунжерный редуктор ПВР-2, нашедший применение в модернизированном стенде испытания двигателей внутреннего сгорания ООО "Уралреммаш" (г. Ижевск); технические предложения и рекомендации по эксплуатации плунжерных передач в составе приводов общемашиностроительного применения, использующиеся в проектно-конструкторской деятельности ООО "Завод нефтегазового оборудования "Техновек"" (г. Воткинск); разработанные методики проектирования и оценки качественных показателей плунжерных передач, преподаваемые в учебном процессе в ГОУ ВПО "Ижевский государственный технический университет" (г. Ижевск).

1. Ан И-Кан, A.E. Беляев Планетарные передачи с приближенным зацеплением // Труды Международной конференции "Теория и практика зубчатых передач". Ижевск:ИМИ, 4-6.12.1996. - С. 393-400.

2. Александров М.П. и др. Грузоподъемные машины. М.: Машиностроение, 1986.-350 с.

3. Арнольд Э.Э., Добрынин С.А. Многоканальный измерительный информационный комплекс: Методы решения задач машиноведения на вычислительных машинах. М.: Наука, 1979. - 120 с.

4. Афонин А.Ф., Новоселов О.Н. Основы теории и расчета информационно измерительных систем. М.: Машиностроение, 1980. - 246 с.

5. Башта Н.И. Справочное пособие по гидравлике. М.: Машиностроение, 1975.-327 с.

6. Беляев А.Е. Кинематика промежуточного тела в плоской шариковой передаче // в сб. трудов Международной конференции "Теория и практика зубчатых передач"/ под. ред. д.т.н. В.И.Гольдфарба. Ижевск:ИМИ, 1998. -С. 148-154.

7. Беляев А.Е., Карякин A.B. Новые методы расчета сопряженных профилей //сб. трудов Межд. конференции "Теория и практика зубчатых передач"/под. ред. д.т.н. В.И.Гольдфарба. Ижевск:ИМИ, 1998. - С. 141-147.

8. Беляев А.Е. Вариаторы с промежуточными телами // Труды Международной конференции "Теория и практика зубчатых передач". Ижевск:ИМИ, 4-6.12.1996.-С. 423-429.

9. Болотовский И.А., Б.И. Гурьев и др. Цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи внешнего зацепления. М.: Машиностроение, 1974. - 110 с.

10. Болотовский И.А., Васильева О.Ф., Гурьев Б.И., Жукова Т.В., Русак Л.Л. К вопросу о синтезе сложных планетарных механизмов // Вестник маши-но-строения.1997.№8- С. 6-11.

11. Болотовский И.А., Атрощенко Л.А., Васильева О.Ф., Гурьев Б.И., Жукова Т.В., Русак Л.Л. Двухрядные планетарные зубчатые механизмы с одно-венцовыми сателлитами // Вестник машиностроения. 1999. №6 С. 3-10.

12. Болотовский И.А., Атрощенко Л.А., Васильева О.Ф., Жукова Т.В., Русак Л.Л. Трехрядные планетарные механизмы с одновенцовыми сателлитами // Вестник машиностроения. 2000. №6 С. 3-6.

13. Болотовский И.А., Атрощенко Л.А., Васильева О.Ф., Жукова Т.В., Русак Л.Л. Трехрядные планетарные механизмы с одновенцовыми сателлитами (выбор схемы редуктора) // Вестник машиностроения. 2001. №1- С. 3-10.

14. Воднев В.Т. Математический словарь высшей школы. Минск: Высшая школа, 1984.-470 с.

15. Волновые зубчатые передачи /Под. ред. Д.П.Волкова и А.Ф.Крайнева. -Киев: Техника, 1976. 224 с.

16. Волков Д.П., Крайнев А.Ф. Волновые зубчатые передачи. М.: Машиностроение, 1976. - 230 с.

17. Волков А.Э. Компьютерное моделирование процессов формообразования поверхностей резанием // Труды конгресса КТИ-2000. Т.1.- М.: Изд-во "Станкин", 2000. - С. 122-126.

18. Власкин Ф.С. Теория и расчет кулачкового редуктора: Диссертация на соискание ученой степени канд. техн. наук, 1944.

19. Гавриленко В.А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи. М.: Машиностроение, 1969. - 432 с.

20. Гинзбург Е.Г. Волновые зубчатые передачи. Л.: Машиностроение, 1969. - 245 с.

21. Гольдфарб В.И. Некоторые аспекты современного состояния теории и практики зубчатых передач // в сб. трудов НТК с международным участием "Теория и практика зубчатых передач и редукторостроения". -Ижевск:ИМИ, 2008. С. 8-16.

22. Грин Ю.А. Определение потерь на трение в эвольвентном внутреннем зацеплении с разностью чисел зубьев равной единице // Труды Тульского механического института. вып. 6. - М.: Оборонгиз, 1953. - С. 127-134.

23. Гуляев К.И., Лившиц Г.А. Синтез приближенного зацепления по точкампересопряжения // Зубчатые и червячные передачи. Л.: Машиностроение, 1974.-С. 17-23.

24. Гуревич Д.Ф. Трубопроводная арматура: Справочное пособие. Л: Машиностроение, 1981. - 264 с.

25. Джонс Д. К. Инженерное и художественное конструирование. М.:Изд-во "МИР", 1976.-210 с.

26. Добролюбов А.И. Механизмы на гибких и упругих элементах. Минск: Наука и техника, 1984. - 180 с.

27. Дроздов Ю.Н., Арчегов В.Г., Смирнов В.И. Противозадирная стойкость трущихся тел. М.: Наука, 1981.- 320 с.

28. Елисеев A.B., Евграфов А.Н., Семенов Ю.А. О методе огибания в теории зацепления // Теория механизмов и машин. 2004. №1. Т.2. - С.-Пб.: СПБТУ. - С. 42-50.

29. Журавлев Г.А. О механизме снижения напряжений в контакте деталей типа зубчатых колес // Доклады Международной конференции "Прогрессивные зубчатые передачи". Ижевск:ИжГТУ, 1998. - С. 73-78.

30. Журавлев Г.А. О концепции оценки формы профиля зубьев в цилиндрических передачах // Вестник машиностроения. 1990. №8. С.23-25.

31. Иванов М.Н. Волновые зубчатые передачи. М.: Высшая школа, 1981. -192 с.

32. Иванов М.Н, Шувалов С.А. и др. Волновые зубчатые передачи // Изв. ВУЗов. Машиностроение. 1963. №8. С. 30-35.

33. Игнатищев P.M. Общие сведения о синусошариковых передачах // ВестIник машиностроения. 1986. №2. С. 24-28.

34. Истомин С.Н. и др. Кинематическая точность приборных волновых передач. -М.: Машиностроение, 1987. 169 с.

35. Иосилевич Г.Б. Детали машин. М.: Машиностроение, 1988. - 437 с.

36. Калабин С.Ф. Исследование плунжерных планетарных передач: Диссертация на соискание ученой степени канд. техн. наук. Ижевск, 1966. - Т.1. -147 с.

37. Калабин С.Ф. Кинематический и силовой расчет плунжерной передачи // Теория передач в машинах. -М.: Машиностроение, 1966. С. 48-53.

38. Калабин С.Ф. Силовой расчет и вопросы синтеза плунжерной передачи // Исследование и расчет механических передач. Ижевск:ИМИ, 1966. - С. 23-27.

39. Калабин С.Ф. Коэффициент перекрытия плунжерной передачи // Механические передачи. Ижевск: ИМИ, 1977. - С 16-19.

40. Калабин С.Ф. Плунжерная передача со свободным ротором // Механические передачи. Ижевск: ИМИ, 1977. - С. 27-32.

41. Карл LLL, Вереш М. Зубчатые передачи с неэвольвентным профилем зубьев // Доклады Международного симпозиума "Прогрессивные зубчатые передачи". Ижевск:ИМИ, 28-30.06.1994. - С 13-18.

42. Колчин Н.И. Новый тип планетарных редукторов прямого хода с большим передаточным отношением и высоким КПД // сб. докладов НТС в Ленинграде. Л:ЛОНИТОМАШ. - кн. 6, 1948. - 254 с.

43. Кареев В.Н. Пневмомеханический генератор волновой передачи // Волновые передачи. М.: СТАНКИН, 1970. - 240 с.

44. Кареев В.Н., Крахин О.И. Плунжерный пневмомеханический генератор волновых передач // Волновые передачи. М.: СТАНКИН, 1975. - 256 с.

45. Кирдяшев Ю.Н. Многопоточные передачи дифференциального типа Д.: Машиностроение, 1982.-223 с.

46. Крейнес М.А., Розовский М.С. Зубчатые механизмы. Математические основы выбора оптимальных схем.- М.: изд-во МГУ, 1965.-334 с.

47. Когаев В.П., Дроздов Ю.Н. Прочность и износостойкость деталей машин. М.: Высшая школа, 1991. - 319 с.

48. Колчин H.H. Зубчатые и червячные передачи: некоторые вопросы геометрии, кинематики, динамики, расчета и производства. JL: Машиностроение, 1974.-358 с.

49. Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам. 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1987. - 560 с.

50. Кудрявцев В.Н. Планетарные передачи. М.: Машиностроение, 1966. -436 с.

51. Кудрявцев В.Н. Зубчатые передачи. Л:Машгиз, 1957. - 237 с.

52. Кудрявцев В.Н. Планетарные передачи. изд-е 2-е, переработ, и доп. - М.-JL: Машиностроение, 1966. - 380 с.

53. Кухлинг X. Справочник по физике. М.: Мир, 1982. - 380 с.

54. Львовский E.H. Статистические методы построения эмпирических формул. М.: Высшая школа, 1988. - 263 с.

55. Лотар 3. Статистическое оценивание. М.: Статистика, 1976. - 190 с.

56. Левин М.Б., Мамонова Л.А., Одуло А.Б., Розенберг Д.Е. Система обработки экспериментальных данных для ЭВМЕС1010. М.: Наука,1983. - 160 с.

57. Левин М.Б., Одуло А.Б., Розенберг Д.Е. Пакеты прикладных программ как составная часть автоматизации научных исследований. М.: Наука, 1986.- 195 с.

58. Ландау Л.Д., Лившиц Е.М. Теория упругости. Т.VII. - М.: Наука. Главнаяредакция физико-математической литературы, 1987. 300 с.

59. Литвин Ф.Л. Теория плоских зацеплений. М.: Наука, 1968. - 370 с.

60. Логвинова А.В, Игнатенко М.А., Пашкевич A.M. Малогабаритные кулач-ково-плунжерные передачи для приводов машин и механизмов, эл. журнал БРУ, Октябрь 2005, Могилев. Электронный ресурс. - URL: http://www.bm.mogilev.by Сдата обращения: 17.05.2008).

61. Матвеев В.В. Внутреннее зацепление с малой разницей чисел зубьев // Вестник машиностроения. 1968. №3. С. 30-35.

62. Мелкозеров П.С. Приводы в системах автоматического управления. М.: Энергия, 1966.-210 с.

63. Павлов Б.И. Механизмы приборов и систем управления. Москва, 1972. -216 с.

64. Пашкевич М.Ф. Торцовые шариковые редукторы и их кинематика // Вестник машиностроения. 1985. №7. С. 23-26.

65. Панкратов Э.Н., Ефременков Е.А., Ан И-Кан Передача с промежуточнымизвеньями, заявка на патент RU 99127942 F16H 25/08, 2001.

66. Петрусевич А.И. Роль гидродинамической масляной пленки в стойкости и долговечности поверхностей контакта деталей машин // Вестник машиностроения. 1963. №1,. С. 16-20.

67. Писаренко Г.С. и др. Справочник по сопротивлению материалов. Киев: Научная мысль, 1988. - 327 с.

68. Плеханов Ф.И. Синтез приближенного внутреннего зацепления безво-дильной планетарной передачи // Вестник машиностроения. 1988. №2. С. 14-17.

69. Плеханов Ф.И. Синтез планетарной передачи с плоским приближенным зацеплением сателлита // Тез. Докладов НТК "Развитие перспективных типов зубчатых передач". Свердловск:УПИ, 1990. С. 40-43 с.

70. Плеханов Ф.И., Ефимова М.М. Геометрия плоского приближенного зацепления нетрадиционной планетарной передачи // в сб. трудов Международной конференции "Теория и практика зубчатых передач"/ под. ред. д.т.н. В.И.Гольдфарба Ижевск:ИМИ, 1998. - С. 177-181.

71. Плеханов Ф.И. Синтез плоского приближенного зацепления по условию изгибной прочности // Труды Международной конференции "Теория и практика зубчатых передач". Ижевск:ИМИ, 4-6.12.1996. - С. 171-175.

72. Попков И.Ф. Разработка и исследование конструкции и технологии изготовления волнового газового двигателя: автореферат диссертации на соискание ученой степени канд. техн. наук. Ижевск:ИМИ, 1994. - 21 с.

73. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Планетарная передача 2К-Н с радиальными пазами в сателлитах // Механические передачи. Ижевск: Изд-во ИМИ, 1977. - С. 43-48.

74. Попков Е.Ф., Каракулов М.Н., Ефимова М.М. Проектирование волновых плунжерных передач: монография. Екатеринбург-Ижевск: Издательство института экономики УрО РАН, 2007. - 140 с.

75. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Исследование динамики камер пневмогенера-тора ВГД // Техника: Тезисы докладов. Ижевск: ИМИ, 1980. - С. 25-26.

76. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Разработка ВГД для привода угла качания механизма штамповочного пресса // Ученые ИМИ производству. -Ижевск:ИМИ, 1992. - С. 42-45.

77. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Волновой газогидродвигатель, заявка на патент № 4904749 П6Н 1/00, 1991.

78. Планетарные передачи: справочник./ Под ред. В.Н. Кудрявцева, Ю.Н. Кирдяшева.-Л.: Машиностроение, 1977 536 с.

79. Руденко Н.Ф. Планетарные передачи. Теория, применение, расчет и проектирование. 3-е изд., испр. и доп. - М.: Машгиз, 1947. - 343 с.

80. Руденко Н.Ф. и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин. -М.: Машиностроение, 1971. 459 с.

81. Самсонович C.J1. Управление расхода рабочего тела для многоплунжерных двигателей // Математические модели цифровых следящих систем и элементов. М.: МАИ, 1983. - С. 47-53.

82. Саяпин В.В., Самсонович C.JI. Механические характеристики волнового пневмодвигателя с плунжерным волнообразователем // Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. Вып. 6. - М.: Машиностроение, 1979.-С. 92-100.

83. Спиридонов A.A., Васильев Н.Г. Планирование эксперимента. Свердловск: Изд-во УПИ, 1975.- 140 с.

84. Стобецкий В.Н., Сулига C.B. Высокомоментные пневматические шаговые двигатели для тяжелых условий эксплуатации // Вестник машиностроения. 1988.№5. С. 23-26.

85. Силич A.A., Сызранцев В.Н., Голофаст С.Л., Беляев А.Е. О развитии зацепления Новикова // Редукторы и приводы. 2006. № 5(07). Изд-во: НТЦ «Редуктор». - С. 47-52.

86. Скворцова H.A. Внутреннее зубчатое эвольвентное зацепление при разности чисел зубцов равной единице // Труды семинара по ТММ. том VII, вып. 25. - М:изд. АН СССР, 1949. - С. 50-53.

87. Скворцова H.A. Внутреннее эвольвентное зацепление, для случая, когда разность чисел зубьев колес равна единице // Расчеты на прочность в машиностроении. 1950. №11.-М:МВТУ. С. 40-44.

88. Скворцова H.A. Определение коэффициента полезного действия передачи при малой разнице зубьев // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1959. №10.-С. 24-27.

89. СНиП 2.05.06-85: Строительные нормативы и правила. Магистральные газопроводы.

90. Справочник машиностроителя / Прочность при переменных напряжениях. Т. 3. - М.: Машгиз, 1963. - 410 с.

91. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / под ред. Б.Б.Некрасова. изд. второе, дополненное. - Минск: Высшая школа, 1985.-370 с.

92. Система трехмерного твердотельного моделирования KOMIIAC-3D V10, номер продукта 104, номер лицензии 7, ФГУП "Боткинский завод".

93. Трубин Г.К. Экспериментальное исследование усталостного выкрашиваниязубьев прямозубых колес // Передачи в машиностроении. М.: Машгиз, 1951.-С. 40-44.

94. Таблицы для расчета на прочность зубчатых и червячных передач. -М:ЭНИМС, СКБ-1, Отдел научно-технической информации, 1963. 84 с.

95. Трубопроводная арматура с автоматическим управлением: справочник / под. ред. С.И.Косых-Л.: Машиностроение, 1982. 168 с.

96. Трение и износ в экстремальных условиях: Справочник / Дроздов Ю.Н., Павлов В.Г., Пучков В.Н. Машиностроение, 1986. - 224 с.

97. Трение, изнашивание и смазка: справочник. /Под ред. Крагельского И.В., Алисина В.В. кн. 1- М.: Машиностроение, 1978. - 400 с.

98. Хён Б.Р. Современный расчет зубчатых передач // Передачи и трансмиссии. 2002. №1. Ижевск: изд-во Института механики ИжГТУ. - С. 24-44.

99. Хён Б.Р. Направление исследований и развития зубчатой промышленности в Германии // Передачи и трансмиссии. 2002. №1. Ижевск: изд-во Института механики ИжГТУ. - С. 14-24.

100. Цейтлин Н.И., Цукерман Э.М. Волновые передачи. Машиностроительныематериалы, конструкции и расчет деталей машин. Гидропривод. -М:Машиностроение, 1972. 310 с.

101. Часовников Л.Д. Передачи зацеплением: зубчатые и червячные. М.: Машиностроение, 1969. -485 с.

102. Шевелева Г.И. Теория формообразования и контакта движущихся тел: монография (ISBN 5-7028-0086-9). Москва, 1999. - 490 с.

103. Широбоков В.В., Дроздов Ю.Н., Пашков А.И. Исследование процесса смазки тяжелонагруженных тел качения со скольжением при использовании пластичного смазочного материала // Вестник машиностроения. 1984. №11.-С. 27-30.

104. Шувалов С.А., Волков А.Д. Деформация гибкого зубчатого колеса волновой передачи двумя дисками // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1971. №10.-С. 24-27.

105. Шувалов С.А. Графо-аналитический метод анализа геометрии зацепления в волновой зубчатой передаче // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1965. №2.-С. 32-35.

106. Шустер Л.Ш., Прокшин С.С. Оценка по критерию заедания несущей способности зубчатых передач в условиях отсутствия смазки // Труды Международного симпозиума "Развитие теории зубчатых зацеплений". -Ижевск:ИМИ, 15-18.06.1993. С. 47-48.

107. Ш.Ястребов В.М. Теоретическое исследование плунжерной передачи // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1962. №8. С. 27-31.

108. Янченко Т.А. Исследование планетарных передач типа 2К-Н с двумя внутренними зацеплениями одновенцового сателлита: автореферат диссертации на соискание ученой степени канд. техн. наук. Ижевск, 1970. -20 с.

109. SU 124262 Способ коррекции цилиндрических зубчатых колес внутреннего эвольвентного зацепления, Матвеев В.В., 1970.

110. SU 371365 Пневмомеханический генератор, Кареев В.Н., 1973.

111. SU 461258 Следящий привод, Костин С.В., Саяпин В.В., 1975.

112. SU 620653 Планетарно-роторный двигатель, Ерасов Ф.Н., 1976.

113. SU 582416 Рулевая машина, Кондрашев Н.Д., 1977.

114. SU 564436 Пневматический двигатель, Паршутин Ю. С., 1977.

115. SU 861259 Пневмодвигатель, Паршутин Ю. С., 1979.

116. SU 885654 Газогидродвигатель, Галашевский А.Н., 1980.

117. SU 885642 Волновой газогидродвигатель, Галашевский А.Н. и др., 1980.

118. SU 842306 Пневмогидродвигатель, Полетучий Н.В. и др., 1981.

119. SU 1020667 Планетарная прецессионная передача, Глушко К.Б., Бостан И.А. и др., 1983.

120. SU 1110966 Синусошариковая передача, Игнатищев P.M., 1984.

121. SU 1160092 Радиально-поршневой пневмогидродвигатель, Дьячков Б.И., 1984.

122. SU 1276869 Планетарная передача, Игнатищев P.M., 1986.

123. SU 1260604 Синусошариковая передача, Игнатищев P.M. и др., 1986.

124. SU 1714249 Планетарная прецессионная передача, Бостан И.А., Дулгеру В.Е., 1986.

125. SU 1257331 Торцовая шаровая планетарная передача, Пашкевич М.Ф. и др., 1986.

126. SU 1240980 Шаровая планетарная передача, Пашкевич М.Ф., 1986.

127. SU 1490362 Торцовая шаровая планетарная передача, Макаревич Д.М., 1987.

128. SU 1285234 Двухступенчатая прецессионная передача, Бостан И.А., 1987.

129. SU 1511495 Шаровая передача, Довженко В.И. и др., 1987.

130. SU 1359524 Синусошариковая передача, Громыко П.Н., 1987.

131. SU 1357633 Шаровая планетарная передача, Пашкевич М.Ф., 1987.

132. SU 1368546 Передача, Игнатищев P.M., 1988.

133. SU 1409805 Планетарная передача, Игнатищев P.M., 1988.

134. SU 1368545 Шаровая планетарная передача, Пашкевич М.Ф. и др., 1988.

135. SU 1647191 Планетарная передача, Пашкевич М.Ф., 1989.

136. SU 1594329 Планетарная прецессионная передача, Бостан И.А., Дулгеру В.Е., 1990.

137. SU 1618940 Планетарная шаровая передача, Пашкевич М.Ф., Пашкевич В.М., 1991.

138. SU 1645679 Планетарная передача, Пашкевич М.Ф., 1991.

139. SU 1663277 Синусошариковая передача, Игнатищев P.M. и др., 1991.

140. SU 1776899 Привод, Бостан И.А. и др., 1992.

141. SU 1716227 Передача с промежуточными звеньями, Бакалов С.И., 1992.

142. RU 2123627 Редуктор с циклоидальным зацеплением, Коньшин А.С., 1997.

143. RU 2179272 Дифференциальный преобразователь скорости «Редуктор -подшипник», Становской В.В. и др., 2001.

144. RU 2278979 Плунжерный газогидравлический двигатель, Попков Е.Ф., Попков И.Ф., Каракулов М.Н., 2004.

145. RU 2330161 Плунжерный планетарный газогидродвигатель, Каракулов М.Н., Каракулова Е.В. и др., 2007.

146. RU 2330196 Плунжерный газогидродвигатель, Каракулов М.Н., Каракулова Е.В. и др., 2007.

147. RU 2370692 Плунжерный редуктор, Каракулов М.Н. и др., 2008.

148. Baxter M.L. Basic Geometry and Tooth Contact of Hypoid Gears // Industrial Mathematics. 1961. vol. 11. pp. 19-42.

149. Baxter M.L. Second-Order Surface Generation // Industrial Mathematics.1973. vol. 23 (part 2). pp. 85-106.

150. Blok H. Theoretical study of temperature rise at surfaces of actual contact under oilness lubrications // Proc. of the General Discussion on Lubrication and Lubricants in London. London:The IofME, 1937. - p. 222.

151. Cao Cunchang A new method of calculating and measuring the hub profile of cycloidal gear // International Conference on Mechanical Transmission and Mechanisms (MTM'1997). Tianjin, China, 01.07.1997. - pp. 355-360.

152. Danica Josifovic, Lozica Ivanovic Analysis and synthesis of external cycloidal spur gearing // IX World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 1. - Milan, Italy, 29.08.1995. - pp. 710-714.

153. Doroftei loan The influence of the geometrical parameters on the continuity and the interferences of the internal gear // IX World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 1. - Milan, Italy, 29.08.1995. - pp. 120-123.

154. Fujita K., Yoshida A. Effects of Case Depth and Relative Radius of Curvature on Surface Durability of Case-Hardened Chromium Molybdenum Steel Roller // Journal of The American Society of Mechanical Engineers (ASME). 1981.№2(v. 103). pp. 101-107.

155. Goldfarb V. I. The nondifferential method of the geometrical modeling of the enveloping process // IX World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 1. - Milan, Italy, 29.08.1995. - pp. 90-96.

156. Goldfarb V. I., Trubachev V.S. Peculiarities of nonorthoganal spiroid gearing parametric synthesis // International Conference on Mechanical Transmission and Mechanisms (MTM'1997). Tianjin, China, 01.07.1997. -pp. 400-407.

157. Goldfarb V. I., Tkachev A. A. Some theoretical and practical aspects of developing CAD-systems for spur and helical gears design // X World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 5. - Finland, 20.06.1999. - pp. 240-245.

158. Goldfarb V. I., Lunin S.V. Modeling in gear design // XI World Congress in Mechanism and Machine Science. Tianjin, China, 15.02.2004. - pp. 590-596.

159. Hidetsugu Terada Motion analysis of a axial output type precession motion ball reducer // XI World Congress in Mechanism and Machine Science. Tianjin, China, 15.02.2004. - pp. 323-327.

160. Hidetsugu Terada Fundamental analysis of a cycloid ball reducer motion principle // Journal of the Japan Society for precision Engineering. 1998. №54(11). -pp. 2101-2106.

161. Hangbing Xiu Several problems in circular-arc profile design of harmonic drive // International Conference on Mechanical Transmission (ICMT'2001). -Chougqing, China, 9.04.2001. pp. 230-233.

162. Karakulov M.N. Geometrical synthesis of a plunger transmission// Proceedings of JSME International Conference on Motion and Power Transmissions (MPT2009-Sendai)/ No. 09-203. - 13-15.05.2009, Matsushima (Japan). - pp. 98-103.

163. Koller R. Konstructionsmethode fur den Mashinen // Gerate- und Apparatebau. -Berlin:Springer-Verlag, 1976.-pp. 120-140.

164. Liangang Yao, Huamin Li Research and progress of the toroidal drive // XI World Congress in Mechanism and Machine Science. Tianjin, China, 15.02.2004.-pp. 570-574.

165. Litvin F.L., De Donno M., Lian Q., Lagutin S.A. Alternative Approach for Determination of Singularities of Envelopes to a Family of Parametric Surfaces // Computer Methods in Applied Mechanics and Engineering. 1998. № 167. pp. 130-135.

166. Lixing Li, Tianmin Goan, Weidong He The new optimum tooth profile on the cycloidal gear and the computer aided design of cycloid drive // IX World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 1. - Milan, Italy, 29.08.1995.-pp. 430-435.

167. Lixing Li, Xin Li Study on double crank ring-plate-type cycloid drive // X World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 5. -Finland, 20.06.1999. -pp. 330-334.

168. Niemann G., Winter H. Maschinenelemente. Bd.2. Zweite, vollig neubearbeitete Auflage. Zweiter berichtiger Nachdruck. - Berlin: Springer-Verlag, 1989. - p. 244.

169. Popov K. Pavel Russian concept of wave gear production // Proceedings of the International Conference on Mechanical Transmissions. Chongqin University (China), 26-30.09.2006. - pp. 310-315.

170. Qu Jifang Transmission Theory of sliding tooth. Beijing:Mechanical Industrial Press, 1994.-290 p.

171. Qu Zhingang, Research on cycloid roller planetary reducer // International Conference on Mechanical Transmission and Mechanisms (MTM'1997). Tianjin, China, 01.07.1997.-pp. 303-308.

172. Shutting Li Stress analysis and strength design methods af a trochoidal gear reducer // XI World Congress in Mechanism and Machine Science. Tianjin, China, 15.02.2004. - pp. 575-580.

173. Takeshi Abe et al. Advanced methods for automotive drivetrain system gear whine optimization // Proceedings of JSME International Conference on Motionand Power Transmissions (MPT2009-Sendai)/ No. 09-203. - 13-15.05.2009, Matsushima (Japan). - pp. 1-5.

174. Vetadzokoska E. Application of signal flow graphs to the kinematics analysis of the planetary gear trains // The international conference of power transmissions. Belgrad, 1998. - pp.66-68.

175. Vetadjokoska E. Multicriterian optimization of planetary gear trains // IX World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 1. - Milan, Italy, 29.08.1995. - pp. 470-476.

176. Xutang Wu, Zongtao Zhoa Study on a yew type of swing link speed reducer // IX World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. vol. 1. - Milan, Italy, 29.08.1995. - pp. 476-480.

177. Yan H., Hsien L. Conceptual design of gear differential for automotive vehicles // Journal of Mechanical Design. 1994. №116(2). pp. 565-576.

178. Yano T. An application of graph theory to the kinematics analyses of power transmissions trains / T. Yano, T. Yada. JSME, 1984. - pp.116-119.

179. Zhou Jianjun, Chen Ziehen Creative design of movable tooth gear drive // XI World Congress in Mechanism and Machine Science. Tianjin, China, 15.02.2004.-pp. 410-416.

180. Zhon Youqiang The tooth load capacity of planetary gearing with small tooth difference // IIX World Congress on the Theory of Machines and Mechanisms. -Prague, Czechoslovakia, 26.08.1991. pp. 150-155.

181. Zhuravlev G. A. About Influence of Hydrodynamic Factors to Choice of a Pressure Angle // Proceedings of International Conf. «Mechanical Transmissions and Mechanisms».- Tianjin, China, 1997. p. 554-558.

182. EP 0048593 Motion transmitting devices, Carden John Craven, 1982.

183. EP 0670017 Epicyclic roller gear with two round bodies provided with teeth and segments which may be successively pressed on the teeth, V. Ifrim, 1994.

184. US 2106733 Speed changing mechanism, Thaddeus Goldsborough R., 1938.

185. US 3058372 Harmonic drive, Robinson Hugh A., 1962.

186. US 3192799 Transmission drive elements, James B. Pamplin, 1965.

187. US 3227005 Gearless transmission, Allan Johnson S.1966.

188. US 3468175 Transmission, J.W.Rabek, 1969.

189. US 4050331 Cycloidal gears, Braren J., 1977.

190. US 4078454 Screw extruder, Kenkichi Murakami, 1978.

191. US 4271726 Planetary transmission, Henry Ryffel, 1981.

192. US 4282777 Pancake planetary drive, Henry Ryffel, 1981.

193. US 4554846 Two-piece retainer for epicyclic transmission, Jr. Distin,1985.

194. US 4552037 Retainer for epicyclic transmission, Jr. Distin, et al., 1985.

195. US 4553451 Pin controlled retainer for epicyclic transmission, Jr. Distin, 1985.

196. US 4621543 Planetary torque converter, Gabilondo F., 1986.

197. US 4584904 Epicyclic transmission having free rolling roller driving elements, Jr.Distin R.G., Shaffer J.E., 1986.

198. US 4838741 Method for making an epicyclic speed reducer, Murray S., 1989.

199. US 4841810 Dual orbiting gear planetary drive, Lew S., 1989.

200. US 4884473 Dual epicyclic speed changer, Lew S., 1989.

201. US 5183443 Speed Reducer, Murakami H., Sakaida T., 1993.

202. US 5312306 Speed converter, Folino, 1994.

203. US 5954615 Speed converter, Folino, 1994.

204. US 5607370 Variable output speed converter, Maslow, et al., 1997.

205. US 5600999 Speed converter with reversed output, Folino, 1997.

206. US 5873800 Variable output speed converter, Maslow, et al., 1999.

207. US 5893813 Speed Reducer, Haruhisa Yamamoto, 1999.

208. US 6068573 Pancake motor nested within cam speed converter, Folino,2000.

209. US 6125711 Multi-stage speed converter with idler, Bursal, et al., 2000.

210. Технических предложений по выполнению конструктивных схем редукторов с волновой плунжерной передачей.

211. Экспериментальных данных по исследованию влияния термодинамических процессов, происходящих в газомеханическом генераторе волновой плунжерной передачи, на ее тепловой режим работы.

212. Методик расчета и моделирования плунжерных передач.

213. Рекомендаций к проектированию плунжерных передач.

214. Внедрения опытно-промышленного образца ПГД-1 с плунжерной передачей, в качестве исполнительного механизма привода управления арматурой испытательного стенда.

215. По результатам совместных разработок получены патенты на изобретение:- "Плунжерный газогидравлический двигатель", патент РФ №2278979 от 22.11.2004;- "Плунжерный редуктор", патент РФ №2370692 от 30.05.2008.

216. Председатель комиссии: Члены комиссии:

217. Туранин Ю.В. / Жалымов Ю.П.1. Ларин П.А.1. УТВЕРЖДАЮ"

218. Технических предложений по выполнению конструктивных схем лебедки, входящей в состав оборудования депарафинизации скважины скребками, оснащенной редуктором с плунжерной передачей.

219. Экспериментальных данных по исследованию силовых характеристик плунжерных редукторов.

220. Методик прочностных расчетов основных элементов плунжерных передач.

221. Рекомендаций к проектированию плунжерных передач с механическим волно-образователем.

222. По результатам совместных разработок получен патент на изобретение: Патент РФ на изобретение №2330196: "Плунжерный газогидродвигатель", приоритет 9.03.2007 (Россия).

223. Использование указанных результатов позволяет- повысить качество проектирования и эффективность приводов, оснащенных плунжерной передачей; сократить затраты на проведение опытно-конструкторских работ и натурных испытаний.

224. Результаты внедрялись при выполнении НИР и ОКР по темам: 1. "Разработка плунжерного волнового редуктора с механическим генератором (ПВР-2)", протокол от 20.02.2008г.

225. Председатель комиссии:/ Куимов В.Б.1. Члены комиссии:1. Суббогин В.Ф.1. Савельев В.М.ш

226. УТВЕРЖДАЮ" Генеральный,директор ООО "Уралреммаш"

227. Технических предложений по выполнению конструктивных схем стендов для испытаний двигателей внутреннего сгорания (ДВС), оснащенных нагрузочным устройством на базе редуктора с плунжерной передачей.

228. Методик холодной обкатки ДВС с помощью стенда, оснащенного плунжерной передачей.

229. Рекомендаций к разработке программ испытаний на стендах, оснащенных редуктором с плунжерной передачей.

230. Внедрения в конструкцию стенда испытаний ДВС редуктора с плунжерной передачей ПВР-2, позволившего проводить холодную обкатку двигателей более эффективно.

231. По результатам совместных разработок получен патент на изобретение:- Патент РФ на изобретение №2370692: "Плунжерный редуктор", приоритет 30.05.2008 (Россия);

232. Использование указанных результатов позволяет: повысить качество и достоверность испытаний; сократить затраты на проведение натурных испытаний; повысить производительность труда при испытаниях ДВС.

233. Председатель комис Члены комиссии:

234. Методов увеличения эффективности холодной обкатки двигателей внутреннего сгорания за счет применения в конструкции стенда редуктора с плунжерной передачей ПВР-2.

235. Рекомендаций к модернизации программ испытаний на стендах, оснащенных редуктором с плунжерной передачей, позволяющих увеличить производительность.

236. По результатам совместных разработок получен патент на изобретение: Патент РФ на изобретение №2334601: " Способ профилирования элементов плунжерного эвольвентного зацепления", приоритет 09.03.2007 (Россия);

237. Использование указанных результатов позволило: повысить качество и эффективность испытаний двигателей внутреннего сгорания (ДВС); сократить затраты на проведение натурных испытаний; повысить производительность труда при испытаниях ДВС.

238. Председатель комиссии: Член комиссии:1. Пиков С.Н. Елькин В.Н.

239. УТВЕРЖДАЮ" ^ Гене.5альный директор1. Елькин В.В.

240. Подтеки масла Незначительные в месте уплотнения выходного вала

241. Посторонние шумы и стуки Отсутствуют

242. Максимальная температура масла в картере редуктора (при контрольных испытаниях) +60иС

243. Заедания выходного и входного валов Отсутствуют

244. Покрытие корпуса редуктора Без изменений

245. Ослабление момента затяжки резьбовых соединений Отсутствует

246. Председатель комиссии Мельников Д.С.

247. Члены комиссии: / Решин А.П.7 Досмухамедов А.К.

248. СОГЛАСОВАНО" Главный инженер ООО "Завод нефтегазового оборудо-ания "Техновек""и,л£ 4'//f ■pf/A1. УТВЕРЖДАЮ"1. Генеральный директор

249. P0t) "Уралреммаш"-/ . ^—"—"""" " '/ / Елькин В.В.1/9