автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Разработка и исследование плунжерного газогидравлического двигателя

На правах рукописи

КАРАКУЛОВ МАКСИМ НИКОЛАЕВИЧ

РАЗРАБОТКА И ИССЛЕДОВАНИЕ ПЛУНЖЕРНОГО ГАЗОГИДРАВЛИЧЕСКОГО ДВИГАТЕЛЯ

Специальность: 05.02.18 -Теория механизмов и машин

АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ижевск - 2005

Работа выполнена в государственном образовательном учреждении высшего профессионального образования "Ижевский государственный технический университет". Научный руководитель:

Кандидат технических наук, доцент Е.Ф. Попков.

Официальные оппоненты:

Доктор технических наук, профессор Плеханов Ф.И.; Кандидат технических наук, доцент Канаев A.C..

Ведущая организация:

ФГУП "Боткинский завод"

Защита состоится " Се*<Ф9$рЯ 2005г. в /'3 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.

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

Автореферат разослан "¿¿3 " О £2 с/с-г^ 2005 г. Ученый секретарь диссертационного совета Д.т.н., профессор А ( ~ В.Г.Осетров

Общая характеристика работы

Актуальность темы. В связи с увеличением добычи природного газа и с расширением ветвей отечественных газовых магистралей, наметилась тенденция к росту спроса со стороны газодобывающих компании на отечественные приводы запорной арматуры газопроводов. Основным преимуществом отечественных приводов остается их относительная дешевизна по сравнению с зарубежными образцами при достижении аналогичного уровня технико-эксплуатационных показателей.

На отечественных магистральных газопроводах в качестве исполнительных механизмов приводов арматуры достаточно часто применяются зарубежные приводы. Несмотря на установленный в приводе обогрев, при низких температурах они дают сбои в работе. Хорошие по надежности в работе, но очень дорогие приводы фирмы "МоЬе1сР (Голландия), установлены на некоторых газокомпрессорных станциях (ГКС).

Для дистанционного управления арматурой магистральных газопроводов сегодня необходимы надежные и недорогие газогидравлические приводы.

Одним из перспективных направлений создания указанных приводов является применение в них плунжерных передач. Оснащение плунжерной передачи газовым генератором волн позволит Применять плунжерный газогидравлические двигатели (ПГД) в качестве мощных быстродействующих приводов-усилителей, инерционность которых во много раз меньше, чем у любых других механизмов прямого действия. В таких приводах посторонний источник энергии создает напор газа под плунжерами, давление регулируется достаточно малым (и, следовательно, малоинерционным) вращающимся золотником. Коэффициент усиления таких приводов может быть достаточно большим.

Применение в плунжерной передаче эвольвентного зацепления позволит существенно упростит ее проектирование, изготовление и эксплуатацию.

Таким образом, выполнение данного исследования следует признать актуальным.

Цель работы. Улучшение качественных и эксплуатационных характеристик плунжерного газогидравлического двигателя.

Для достижения указанной цели в работе решаются следующие задачи:

1. Анализ и выбор наиболее рациональных конструктивных схем ПГД.

2. Исследование особенностей кинематического и силового взаимодействия элементов ПГД.

3. Исследование качественных показателей ПГД и разработка методики их расчета.

4. Исследование и количественная оценка вероятности утыкания

»""«ЩГв

вершин плунжеров в вершины зубьев ко условиях отсутствия жесткой кинематиче! кой с$язи. ;КА

РХ

5. Разработка методов геометрического расчета и проектирования внутреннего плунжерного эвольвентного зацепления.

6. Экспериментальное подтверждение теоретических положений работы.

Общая методика исследования. Теоретические исследования проведены на основе методов зубчатых зацеплений. Алгоритм геометрического расчета и количественнбй оценки качественных показателей ПГД реализован в виде программных приложений для ЭВМ, интегрированных в единую систему автоматизированного 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 производилась 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.

На защиту выносятся:

1. Результаты теоретических исследований:

• по геометрии зацепления в ПГД;

• по качественным показателям ПГД;

• по силовому и кинематическому взаимодействию элементов ПГД.

2. Методы геометрического расчета и проектирования ПГД.

3. Методы и средства экспериментального определения передаточного отношения, коэффициента перекрытия, крутящего момента и КПД ПГД.

4. Конструкции и опытные образцы новых типов плунжерных газогидравлических двигателей.

Научная новизна.

■ Впервые разработана методика определения коэффициента перекрытия плунжерной передачи ПГД.

■ Разработан метод количественной оценки вероятности утыкания вершин плунжеров в вершины зубьев колеса и исследована ее зависимость от геометрических параметров зацепления.

■ Предложены методы прочностного расчета гибкого элемента ПГД, выполненного в виде металлических тросов.

■ Разработаны методы оценки качественных показателей и методы анализа силового взаимодействия элементов ПГД.

■ Получены результаты экспериментального исследования ПГД, направленного на определение КПД, коэффициента перекрытия, передаточ-

ного отношения и крутящего момента на выходном валу.

Практическая ценность.

■ Создан ПГД, использующий в качестве рабочего тела сжатый воздух, способный работать при давлении от 1,0 до 8,0 МПа.

■ Разработаны кинематические схемы и конструкция ПГД, которая защищена положительным решением на патент РФ.

■ Разработаны методы проведения прочностных и геометрических расчетов основных элементов ПГД.

■ Разработан комплекс программ, объединенных в систему автоматизированного проектирования ПГД.

■ Разработаны, изготовлены и испытаны две модификации двигателя.

Реализация работы. Опытный образец ПГД внедрен в качестве исполнительного механизма стенда испытания газонефтепроводной арматуры ФГУП "Боткинский завод".

Результаты исследований, разработанные методики проектирования и оценки качественных показателей ПГД внедрены в учебный процесс в курсах "Теория механизмов и машин" и "Детали машин".

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждались: на научно-методической конференции "Научные и методические проблемы подготовки конкурентоспособных специалистов", г. Воткинск, 2002 г.; на Международной научно-технической конференции "Информационные технологии в инновационных проектах", г. Ижевск, 2003 г ; на научно-методической конференции, посвяшенной 45-ти летию Боткинского филиала ИжГТУ, г. Воткинск, 2003 г.; на международной Научно-технической конференции "Актуальные вопросы промышленности и прикладных наук", г. Ульяновск, 2004 г..

Публикации. Основное содержание диссертационной работы отражено в 8-ми печатных работах, в том числе в положительном решении на изобретение.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения и библиографического списка (93 наименования). Она изложена на 204 страницах машинописного текста, включающих 80 рисунков и 6 таблиц.

Содержание работы

Во введении обосновывается актуальность рассматриваемого вопроса, ставятся цели и задачи исследования, показана преемственная связь диссертации с достижениями науки в данной области исследования, определяется преимущественная область применения разработанных образцов.

В первой главе, на основании обзора и анализа существующих газогидравлических приводов, обоснован выбор ПГД для использования в качестве тихоходного исполнительного механизма привода запорной и отсечной арматуры газопроводов.

Произведен обзор и анализ существующих исследований по данному вопросу. Показана научная преемственность исследований, проведенных в рамках настоящей работы, с исследованиями аналогичных конструкций. Ос-вещйн вклад ведущих отечественных ученых в области исследования планетарных зубчатых передач с малой разницей в числе зубьев и волновых передач с гибкими зубчатыми колесами (ГЗК): в МВТУ им. П.Э.Баумана под руководством Гавриленко В.А. (Скворцова H.A., Семин Ю.А. и др.), в Ижевском механическом институте под руководством Ястребова В.М. (Янченко Т.А., Воронов H.JI., Боровиков Ю.А. и др.).

Первая отечественная публикация, посвященная теоретическому исследованию плунжерной планетарной передачи с радиальным расположением плунжеров, появилась в 1962 году, автором которой 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.

В изученных материалах есть сведения о конструкции аналога ПГД -волнового газового двигателя (ВГД) (Robinson Hugh A., Harmonic drive, патент США'№3058372, 1962), который имеет возможность работать от газа в широком интервале температур.

Исследования, направленные на использование потенциальной энергии

Рис 1 Плунжерный газогидравлический двигатель (ПГД) (Положительное решение на и are in РФ по заявке №2004134038 от 22 11.2004г.)

транспортируемой среды в работе привода, появились еще в 1969 году. В этих трудах приводятся результаты исследований в СТАНКИНе Кареевым В Н., но они, в основном, сводились к использованию газа в качестве смазки, уменьшающей трение между газомеханическим волнообразователем и гибким колесом, а наличие жесткой кинематической связи обеспечивалось наличием кулачкового волнообразователя.

Известна работа по ВГД (A.C. СССР N 461258), где, в целях использования существующих методик расчета геометрии зацепления волновой зубчатой передачи (ВЗП), автор с помощью мультипликатора создал кинематическую связь входного вала ВГД с выходным.

На основании изученной литературы можно выделить два аналога наиболее близких по принципу работы к ПГД: плунжерный планетарный редуктор и волновой газогидродвигатель (Попков Е.Ф., Попков И.Ф. и др., A.C. СССР №1198285).

В результате анализа многочисленных конструктивных схем была разработана конструкция ПГД с плунжерной эвольвентной волновой передачей (Г1ЭВП) (рис. 1).

ПГД работает следующим образом. При подводе рабочего тела из магистрали высокого давления (не показана) через штуцер 12, коллектор 17, осевые каналы 6, кольцевую проточку 10, канавки 11 распределителя 13, радиальные каналы 9 в цилиндры 14, которое заставляет поршни 4 совершать возвратно-поступательное движение и деформировать гибкие металлические тросы 16 с установленными на них плунжерами 18, которые под действием поршней вступают в контакт с подвижным колесом 1 и зубчатой муфтой 2 и создают две диаметрально противоположные зоны зацепления, расположенные в одной плоскости, и при подаче на распределитель 13 от электромеханического преобразователя или управляемой турбины (не показаны) последовательных импульсов, подвижное колесо 1 поворачивается на угол пропорциональный числу командных импульсов. Плунжеры 18, оказавшиеся в зоне слива, воздействуют на поршни 4 силой деформации гибких металлических тросов 16, которые освобождают цилиндры 14 от рабочего тела 'через радиальные каналы 9, полости слива 8 и центральное отверстие 7 распределителя 13 в магистраль низкого давления (на рисунке не показана).

Для сравнения технико-эксплуатационных показателей ПГД с существующими аналогами использовались удельные коэффициенты у - для сравнения с приводами управления и Gy,, - для сравнения с планетарными и волновыми редукторами.

Коэффициент у для упрощения представляется мультипликативной сверткой равнозначных критериев и записывается в виде

т м -кг

где Оу и рр - условный проходной диаметр и рабочее давление, т]п - общий коэффициент полезного действия привода, т - масса привода без рабочей части, а удельный коэффициент Су,, представлялся в виде отношения

(2)

уй гг I J

7\, кг ■ м

О* = ]

«р

где Ткр. - номинальный крутящий момент на выходном валу.

"ч <>

I еО=г.5ЙГ\

Г»0"/ЛИ11 —-

I е0е2 От | >

X, и

0,000 0 006 0,004 0,002 о

Рис 2 К определению зазора в зацеплении: а - метод определения, б - траектория вхождения в зацепление

Результаты расчетов по (1) и (2) показывают, что привод на базе ПГД имеет технико-эксплуатационные характеристики сопоставимые с характеристиками современных отечественных приводов запорной арматуры и с характеристиками планетарных редукторов ведущих производителей.

Как показывает анализ литературы, исследованиям геометрии, прочности и КПД планетарных и волновых передач посвящено множество работ. Однако, результаты их не могут быть перенесены на передачу плунжерного типа, так как наличие плунжеров накладывает отпечаток на геометрические и силовые характеристики исследуемого механизма.

Во второй главе диссертационной работы производится теоретическое исследование кинематики и геометрии плунжерного зацепления ПГД. Основываясь на принципе геометрической вероятности, производится количественная оценка надежности срабатывания ПГД при запуске в условиях отсутствия кинематической связи между золотником и колесом в зависимости от геометрических параметров зацепления.

Для определения угла зацепления вводится предположение о том, что взаимодействие отдельного плунжера и зубчатого колеса можно представить в виде контакта зубчатых колес с переменным межосевым расстоянием, но неизменными размерами основных окружностей. Тогда угол зацепления в

зависимости от угла поворота золотника можно определить из выражения

а'(<р) = arceos

(ZK - ZnK)m (я. + (Ra2 - r(<p)Y eos2 a

2(xi~xi)

tga + inva

+ A

(3)

где а'(<р) = ау~ угол зацепления, Ra2 и Rai - радиусы окружностей выступов

зубчатого колеса и плунжеров соответственно, т - модуль передачи, а - угол исходного профиля инструмента, 2ктл2п- количество зубьев колеса и количество плунжеров соответственно, и х2 - коэффициенты радиального смещения зубчатого колеса и плунжеров, aw - межосевое расстояние, ys - угол наклона плунжера при его посадке в пазы сепаратора, К - кратность передачи, г((р) - закон деформирования, <р - угол поворота золотника.

В отсутствии проскальзывания в зацеплении передаточное отношение

Входные параметры

Z„ ,7.k,m,u,h',c*, i)'t ,xt,

Заданы коэффициенты смещения эквивалентных зубчатых колёс '

| Определение \Расчет геометрических Расчет диаметров

I геометрических ' t параметров эквивалентных

j параметров ^ эквивалентных р зубчатых колес

| передачи зубчатых колес (no | (поГОСТ

1 еон=н'ВпЛ ГОСТ 16532-70) 16532-70)

Ï Определение I межосевого '< расстояния I эквивалентных колес ! (по ГОСТ 16532-70)

Проверка качества зацепления по геометрическим показателям

i Проверка

качественных ] показателей I ПГД

Расчет размеров для контроля взаимного положения разноименных профилей зубьев эквивалентных колес (по ГОСТ 16532-70)

Геометрические

параметры эквивалентных | зубчатых колес по ГОСТ 2 403-75

Рис 3 Принципиальная схема геометрического расчета ПЭВП

между золотником и зубчатым колесом при неподвижном сепараторе может определяться из зависимости

а количество плунжеров из условия собираемости передачи при заданном ,<■ , из выражения

7 - ^ к + ^г .

"" К

Графики распределения зазоров могут быть получены через определение координат точек, принадлежащих профилю плунжера и профилю зуба колеса, образующихся пересечением последних с вспомогательными секу-

щими плоскостями, рассекающими теоретическую картину зацепления, т.е зазор между плунжером и зубом колеса при изменении угла поворота золотника может определяться из зависимости (рис. 2,а)

я,=Х'"(Г"'] •

где Г0,5л-+ - координата профиля плунжера, соот-

ветствующая /-тому положению секущей плоскости; хыц = Хо11 (У] (<р)) - расстояние от траектории движения плунжера до оси координат УаП\ (0,5тг-2х^а _,„„„) - координата профиля зуба колеса с

л к// ~ 2 ^ шуил,,

учетом закона изменения траектории вхождения плунжера в зацепление; у = ¿м пу - координата Уп пересечения профиля плунжера и секущей 2 '

прямой с координатами (ХП,;У,)\ Ую/= Ущ - пУ, - координата УК пересечения

профиля зуба колеса и секущей прямой с координатами (ХК11;У,)\ у = - шаг прохождения секущих прямых, у - положение плун-

г

жера на траектории, / - положение секущей прямой соответствующее у'-ой

точке положения плунжера на траектории, п=1,2,3... - номер секущей прямой, 2 - количество секущих прямых.

Методика расчета геометрических параметров плунжерного эвольвентного зацепления основывается на стандартном методе геометрического расчета эвольвентных прямозубых зубчатых колес внутреннего зацепления по ГОСТ 1927473. Метод использует термины и обозначения по ГОСТ 16531-70 и ГОСТ 16530-70, а модуль зацепления приводится к требованиям ГОСТ 9563-60. Однако, для того чтобы учесть особенности преобразования движения в передаче ПГД и особенности конструкции двигателя, в методе используются зависимости, позволяющие скорректировать стандартную последовательность расчета и получить работоспособную передачу. Таким образом, разработанная методика может быть представлена в виде принципиальной схемы рис. 3.

Проведенный анализ позволяет выделить 3 случая интерференции в зацеплении ПЭВП: интерференция вершины плунжера с галтелью зуба ко-

Рис 4 К определению условия отсутствия шггерферснции вершин плунжеров с вершинами зубьев колеса

леса, интерференция вершины зуба колеса с галтелью плунжера и интерференция вершины плунжера с вершиной зуба колеса.

Возможность возникновения второго случая интерференции ликвиди-

руется

введением

0,5я- + 2xttga Z„K

+ mva - mva,

условия r < в = S . где

' П пых - "í/nm ,

- нормальная толщина плунжера на диа-

метре dn-da¡-2(2/1*-p'f(\-sinа))т> cosa,, - косинус угла профиля на окружности диаметра d¡¡, d„¡ и dh¡ - диаметр выступов и основной диаметр эквивалентного колеса.

Введенное условие обеспечивает отсутствие на профиле плунжера переходной кривой (рис. 5,6), поэтому актуальной задачей является проверка только первого и третьего условия.

V

УТ

л-л

С

Рис 5 К проверке условия отсутствия интерференции

Для проверки отсутствия первого случая интерференции предлагается использовать метод условных колес, где ПЭВП представляется в виде зацепления зубчатого колеса внутреннего зацепления с зубчатым колесом, обладающим условной кратностью Ку (рис. 4). Тогда условие отсутствия интерференции запишется в виде

íz, -г„к.

^„/^-¿„кХ^-гл;)

где

i

fe-О2

Ат

- кратность условного зубчатого колеса;

0,5'¿„ту /г„2+е0 - вспомогательная величина.

А = //'+*,

Задача проверки отсутствия интерференции по третьему случаю для внутреннего зацепления решена. Поэтому предлагается использовать существующую методику с заменой шестерни колесом с условной кратностью. В этом случае условие примет вид (рис. 5,а)

где

гательные величины, (_ ц^ + .

2

■ - вспомо-

(рис. 4),

-«.У

- т(0,57.цКу + /()

я - условное межосевое расстояние - радиус выступов колеса обладающего

условной кратностью Ку.

Зависимости, использующиеся при этом, соответствуют изготовлению зубчатого колеса с помощью долбяков, а плунжеров с помощью инструмента реечного типа, например, с помощью червячных фрез. Расчет геометрии зубчатого колеса ПГД производится по стандартной методике расчета зубчатого эквивалентного прямозубого колеса с эвольвентным профилем зуба поГОСТ 19274-73.

Третья глава посвящена разработке методов количественной оценки и исследованию качественных и эксплуатационных показателей ПГД.

Собственная кинематическая погрешность ПЭВП определяется разницей длин дуг между плунжерами в крайних положениях (рис. 6), т.е. передаточное отношение в зависимости от угла поворота золотника определяется выражением

С08<?

(сад 5-1)

(4)

где ¿ =

агсып;

2„\г{(р~апК)-г((р){

2я-(0,5<,1+а„ угол между окружностью, проходящей через точку контакта плунжера с зубом колеса и траекторией движения, заданной законом деформирования тросов г(<р) в точке их пересечения. При этом абсолютная величина кинематической

погрешности, вносимая изменением длины дуг определяется из выражения

Рис 6 К определению кинематической погрешности ПГД

V, ■

кг ««¿(р,)-

(5)

гК а2 сое ;

где <р, - угол активного зацепления по дуге жесткого колеса, ^ - количество зон активного зацепления ПЭВП. Расчеты по зависимости (5) показывают, что кинематическая погрешность плунжерной передачи ПГД сопоставима с регламентированной кинематической точностью зубчатых цилиндрических

колес по накопленной кинематической погрешности шага с аналогичным делительным диаметром и по ГОСТ 1643-81 соответствует 10-12 степени по нормам кинематической точности.

Определение коэффициента полезного действия ПГД может быть произведено при рассмотрении статического равновесия плунжера под действием сил, действующих на него со стороны зацепления, газомеханического генератора волн и гибкого элемента. Коэффициент полезного действия, устанавливающий потери мощности на вывод плунжеров из зацепления в свободной зоне, при наличии остаточного давления рабочего тела р(кт под поршнями генератора, может определяться из зависимости

?1п (0,5Д +«„,»

п*

Р'-Р* Р'

= 1

.т

=1-

'ап

£(«*(<),5 Д-«„/))

II 1 ■ : ; 1

II [ 1 1 | !' —

1 \ 1 1 1 ! Т

. 1

где Д - угловой размер зоны высокого давления золотника, ап - угловой шаг между плунжерами, р - давление в магистрали.

ПГД характеризуется механическим КПД г}м, учитывающим потери мощности в механической части двигателя (главным образом потери в ПЭВП, затраченные на преодоление сил трения), объемным КПД 1]„г,, учитывающим объемные потери рабочего тела в местах сопряжения деталей и пневматическим КПД Т]П, учитывающим потери давления в трубопроводе.

Следовательно, общий КПД ПГД, как основная качественная

характеристика привода, может быть определен из выражения

>1 = 1мПооПлП*

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

Рис 7 Значения \\ и для опытного образца ПГД-1

Пм =

еЦР„(\ ~ со5{<ршк2)) 4 еШг(<р-<рЛ-г(<ри)\_,,{(г{<р-1/>,11)-г(<ри)\],к = 1,2,...,я

где

промежуточные точки , и ■

произвольные количество зафиксированных точек на интервале

<Р,„) г(<Р,„)е [0,е„ '"(«'„)]_ _ уГ0Л> определяющий размер активной зоны зацепления, <р - угловая координата в которой определяется величина Пм-

Уточненное значение коэффициента перекрытия е рекомендуется определять с помощью построения графиков распределения зазоров между профилем зуба колеса и профилем плунжера при входе последнего в зацепление (рис. 2, б) с учетом его деформации под действием приложенных нагрузок.

Для определения количества плунжеров, одновременно находящихся в зацеплении, необходимо время нахождения одного плунжера в контакте Т, полученное из графиков распределения зазоров, разделить на время нахождения одного плунжера в контакте /, полученное в предположении о том, что £=1. Затем, умножив числитель и знаменатель на угловую скорость золотника а>1 и учитывая многозонность зацепления, можно выразить коэффициент перекрытия через угол поворота золотника щ и получить зависимость для определения коэффициента перекрытия

9,(0

Удельное скольжение в ПЭВП можно оценить с помощью коэффициентов удельного скольжения и Х2. Коэффициенты и Х2 зависят от угла зацепления и могут оцениваться с помощью зависимостей

4 = 1 + ^-/^ = 1 + /¿гЧЛ = 1 + = 1 + %-2ау ■

'п ук

Результаты расчетов с помощью (6) для опытного образца ПГД-1 представлены на рис. 7.

В четвертой главе решаются задачи, направленные на разработку методов проектирования ПГД, проведения прочностных и геометрических расчетов основных элементов двигателя; а так же, производится анализ силового взаимодействия его звеньев.

Для определения мгновенного значения крутящего момента на выходном валу используется условие статического равновесия плунжера под действием сил, приложенных к нему со стороны генератора волн и сил, возникающих в зацеплении. Тогда, с учетом изменения угла зацепления по мере вхождения плунжера в зацепление, величину крутящего момента можно определить из зависимости

ТКР(Р)

ч>,

й> = Я---

= К £ + '«я )>Р) ■ (Кг + г(<Ро + '«я))]'

где 2 - угол поворота золотника, соответствующий моменту входа

плунжера в зацепление с колесом. В практике перед проектировщиком задача по определению Ткр обычно стоит в обратной постановке, т.е. требуется

определить р при заданном крутящем моменте на выходном валу. Поэтому необходимое давление под поршнями генератора рекомендуется определять из зависимости

871

где

р---^Г---,

■Мо.5

(<Р) = (соеу, [{((ят аг - tgy соиа\)/(сое а\ - ¡ёу 31п а,)) + /£/,)]' - яту)

(7)

коэффициент, учитывающий потери мощности на трение плунжера в зацеплении и пазах сепаратора, с/// - диаметр поршня генератора, кп -количество поршней генератора, взаимодействующих с одним плунжером.

Рис 8 Опытные образцы ПГД (о - ПГД-2, б - ПГД-1)

Прочностной расчет гибкого элемента, выполненного в виде металлических тросов, предлагается производить с использованием решения задачи Л Эйлера для гибкой нерастяжимой нити.

Экспериментально доказано, что теоретическое представление деформированного троса в виде нерастяжимой нити, охватывающей парные блоки с радиусами

. а Ь' } V" V а Я„2+е„

-агЬ

Л

(8)

= а о

а

Т

I

Таблица 1

Технические характеристики опытных образцов ПГД__

Наименование Мо- Число Рабочее Давление, Кру. Вес,

дуль, плунже- Чм, % тело МПа момент, кг

мм ров/кратность Нм

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

Г1ГД-2 2,5 35/2 71,0 Воздух 8,0 231,3 28,0

и, описываемое известным уравнением эллипса с большой осью а=Яа2-> е0 и малой осью Ь=11а2-ео, может использоваться при прочностном расчете гибкого элемента.

а)

б)

Кп'г/

-.к 1

УИг '

- У «,«75 03 ЫУтт

АГ|

Рис 9 К определению коэффициента перекрытия ПЭВП а- к обработке данных, б - экспериментальные данные

В пятой главе приводятся результаты экспериментального исследования и анализ данных, полученных при испытаниях ПГД

Для проведения испытаний были изготовлены опытные образцы ПГД, (рис. 8) расчетные технико-эксплуатационные характеристики которых представлены в таблице 1.

Анализ результатов испытаний опытных образцов ПГД показывает, что в передачах такого типа критерием, регламентирующим работоспособность привода, является контактная прочность профильных поверхностей плунжеров.

Испытания показали, что из-за недостаточной герметичности посадки поршней в цилиндры газомеханического генератора волн, оба испытанных образца имеют большой расход рабочего тела при дросселировании его через зазоры генератора. Введена количественная оценка эффективности использования рабочего тела, позволяющая выявить наиболее эффективный по расходу режим работы ПГД.

Снятие статических характеристик опытных образцов ПГД подтвердило правильность результатов и выводов теоретических исследований по кинема-

в)

Г')

Рис 10 Определение механического КПД ПГД-1 а - результаты определения р и р„„„, б - общий вид стенда

тическому и силовому взаимодействию.

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

Разработана и реализована методика определения фактического коэффициента перекрытия плунжерной волновой передачи ГГГД контактным способом. Для этого в специально профрезерованном пазу плунжера размещался катод из мягкого сплава, а 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. 9, а)

e = Z„

•V-OO

(9)

где

"„„(Г) и

^ - количество записей в файл данных, произведенных за время контакта плунжера и колеса и количество записей соответствующее одному обороту золотника.

Экспериментальное определение коэффициента перекрытия плунжерной передачи ПГД-2 показало (рис. 9, б), что расхождение результатов теоретических и опытных исследований при е[75;500] об!мин не превышает

15%.

Общий КПД ПГД определялся из зависимости

N..... mg-Q.SD,,, яи, At, mgDmm,Mt _ . да,А< i

= вО^рУг,, =

1 -

N..

ЩкрУ'г,

где Т^(р) - экспериментально определенная величина крутящего момента на выходном валу двигателя при известном давлении в магистрали р; У/А!/ - объемный расход рабочего тела, определяемый экспериментально; ц - КПД направляющего блока, который используется в конструкции нагружающего устройства.

! ! .1-

г*

Рис 11 Результаты экспериментального определения общего КПД (а) и крутящего момента на выходном валу ПГД-1 (б)

Полученные результаты экспериментального определения Тч, (р) и щ{р) представлены на рис. 11. Расхождение опытных данных с результатами теоретических исследований при этом составляет не более 27,6%.

Для определения механического КПД экспериментально определялись ц* и

цл Для определения 77*, с помощью установленного в один из каналов подвода рабочего тела датчика давления, определялись р и р,„„ (рис. 10) и по их значению т/*=1-(рпст/р). Объемный КПД определялся из отношения объемных расходов рабочего тела на выхлопе и в коллекторе подачи. В результате, принимая во внимание равенство Ч-ЧЛсПиП*^ тя ПГД-1, при «/=300 об/мин, />=4,0 МПа и Т]1Г=\, механический КПД ПГД принимает значение 66%, т.е. расхождение с результатами теоретических исследований составляет 13,5%.

Основные результаты и выводы

Основные научные и практические результаты, полученные в

диссертационной работе, заключаются в следующем:

1. Преимущественной областью применения приводов с ПГД является применение их в качестве тихоходных (при и/<500об/мин) силовых исполнительных механизмов в областях, в которых имеется воз- , можность использования рабочего тела высокого давления.

2. Основным критерием работоспособности плунжерной передачи ПГД является условие контактной прочности профильных поверхностей плунжера.

3. Удельное скольжение в зацеплении ПЭВП в 4,5 раза больше, чем в волновых передачах с ГЗК с аналогичными эксплуатационными характеристиками.

4. Увеличение коэффициента радиального смещения инструмента при изготовлении плунжеров до величины, соответствующей ^„а1(х/)-0,2т, позволяет уменьшить вероятность появления утыка-ния при запуске привода в 2,5 раза.

5. Диапазон возможных передаточных отношений ПЭВП в 2 раза шире, чем у аналогичных планетарных плунжерных передач.

6. Коэффициент перекрытия плунжерной передачи ПГД принимает значение большее на (5-10)%, чем аналогичный параметр планетарной передачи при одинаковом количестве плунжеров.

7. Коэффициент полезного действия ПЭВП лежит в интервале (60-75)%, а общий КПД ПГД в интервале (10-27)%. Общий КПД ПГД пропорционален давлению в магистрали и достигает максимального < значения при его номинальной величине. С увеличением передаточного отношения КПД ПЭВП уменьшается. Например, при увеличении передаточного отношения на 22% КПД ПГД уменьшился

на 6,9%.

8. Кинематическая погрешность ПЭВП сопоставима с регламентированной кинематической точностью зубчатых цилиндрических колес по накопленной кинематической погрешности шага с аналогичным делительным диаметром и по ГОСТ 1643-81 соответствует 10-12 степени по нормам кинематической точности.

9. Для проведения геометрического расчета ГТЭВП в качестве базового может использоваться метод геометрического расчета эвольвентных зубчатых передач по ГОСТ 16530-83.

10. Для проверки отсутствия интерференции в ПЭВП может использоваться метод эквивалентных колес с условной кратностью и условным межосевым расстоянием.

Основное содержание диссертационной работы изложено в следую-

1. Попков Е.Ф., Попков И.Ф., Каракулов М.Н., Туранин Ю.В. Плунжерный газогидравлический двигатель, Положительное решение на патент РФ от 2.06.2005 по заявке №2004134038 от 22. И .2004г..

2. Попков Е.Ф., Каракулов М.Н. Исследование влияния угла наклона клина клиновой передачи на ее эксплуатационные характеристики, Научно-методическая конференция: Научные и методические проблемы подготовки конкурентоспособных специалистов, Изд-во ВФ ИжГТУ, 2002.

3. Каракулов М.Н. Математическое моделирование режима трения в плунжерной передаче плунжерного газового двигателя, Труды IV Международной НТК "Информационные технологии в инновационных проектах", Изд-во ИжГТУ, 2003.

4. Попков Е.Ф., Каракулов М.Н. Определение модуля плунжерной передачи плунжерного газового двигателя, Труды IV Международной НТК "Информационные технологии в инновационных проектах", Изд-во ИжГТУ, 2003.

5. Попков Е.Ф., Каракулов М.Н. Исследование и компьютерное моделирование плунжерной передачи плунжерного газового двигателя, Труды IV Международной НТК "Информационные технологии в инновационных проектах", Изд-во ИжГТУ, 2003.

6. Попков Е.Ф., Попков И.Ф., Каракулов М.Н. Выбор профильной части плунжера, Научно-методич. конференция, посвященная 45-ти летаю ВФ ИжГТУ, Из-во ИжГТУ, 2003.

7. Каракулов М.Н. Определение эффективности использования газогидравлического двигателя на этапах разработки, в сб. "Актуальные вопросы промышленности и прикладных наук" -Ульяновск: УлГТУ, 2004.

8. Попков И.Ф., Каракулов М.Н. Перспективные приводы управления запорно-регулирующей арматурой магистральных газопроводов, в сб. "Актуальные вопросы промышленное™ х наук". -Ульяновск: УлГТУ, 2004.

щих работах:

РНБ Русский фонд

2007^4 8317

Подписано в печать 22.08.05 Формат 60x84/16. Бумага офсетная. Усл.печ.л 1,0 Тираж 80 экз. Заказ 231 Отпечатано в ИжГТУ

онт 2304 \\ч /

Введение.

Глава I. Обзор литературы и постановка задач.

1.1. Анализ существующих газогидравлических приводов и выбор рациональной схемы компоновки плунжерного газогидравлического двигателя.

1.2. Анализ существующих геометрических и силовых исследований аналогов.

1.3. Цели и задачи исследования.

Глава II. Кинематика и геометрия плунжерного эвольвентного зацепления.

2.1. Кинематическое взаимодействие элементов ПГД.

2.1.1. Кинематический анализ и определение числа плунжеров.

2.2. Геометрический расчет плунжерной эвольвентной волновой передачи (ПЭВП).

2.2.1. Выбор коэффициентов смещения плунжеров и зубчатого колеса.

2.2.2. Коэффициенты уравнительного смещения.

2.2.3. Метод геометрического расчета плунжерного эвольвентного зацепления.

2.2.4. Выбор и получение расчетного угла зацепления.

2.2.5. Особенности геометрического расчета ПЭВП с зубчатой муфтой.

2.2.6. Интерференция в зацеплении ПЭВП.

2.3. Определение размеров зоны зацепления.

2.4. Определение толщины плунжера.

2.5. Угол зацепления ПЭВП.

2.6. Положение зубьев в ненагруженной передаче ПГД.

2.7. Эффект утыкания вершин плунжеров в вершины зубьев колеса и его количественная оценка.

Выводы по II главе.

Глава III. Качественные показатели зацепления.

3.1. Коэффициенты удельного скольжения и скорость скольжения в зацеплении ПЭВП.

3.2. Кинематическая погрешность ПЭВП.

3.3. Коэффициент перекрытия ПЭВП.

3.4. Коэффициент полезного действия плунжерной эвольвентной передачи с газомеханическим генератором волн и общий КПД

Выводы по III главе.

Глава IV. Силовое взаимодействие в ПЭВП, прочностные и геометрические расчеты элеметов ПГД.

4.1. Силовое взаимодействие.

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

4.2. Определение модуля зацепления из условия контактной прочности рабочих поверхностей плунжеров.

4.3. Проверочный расчет плунжера на прочность и жесткость.

4.4. Определение расхода рабочего тела.

4.5. Прочностные и геометрические расчеты гибкого элемента. 150 Выводы по IV главе.

Глава V. Экспериментальное исследование ПГД.

5.1. Порядок и методика экспериментальных исследований.

5.2. Экспериментальное определение формы деформирования гибкого элемента.

5.3. Контрольные испытания ПГД.

5.4. Экспериментальное определение передаточного отношения.

5.5. Исследовательские испытания с целью определения коэффициента перекрытия.

5.6. Определение крутящего момента на выходном валу и

Выводы по V главе.

В последнее время в связи с увеличением добычи природного газа и с расширением ветвей отечественных газовых магистралей, что вызвано увеличением спроса на относительно дешевые энергоносители, наметилась тенденция к росту спроса со стороны газодобывающих компании на отечественные приводы управления арматурой газопроводов. Основным преимуществом отечественных приводов остается их относительная дешевизна в сравнении с их зарубежными аналогами при достижении аналогичного уровня технико-эксплуатационных показателей.

Впервые в отечественной науке вопросами энергосбережения при транспортировке газа по газовым магистралям занялся в 1948 году академик М. Миллионщиков [29]. Это направление актуально и сегодня. Идея М. Миллионщикова заключалась в использовании потенциальной энергии транспортируемого по магистрали газа. В то время по магистралям высокого давления газ транспортировался под давлением 1,2 МПа (12 атм.), а для подачи его в топку ТЭЦ необходимо было понижать давление до 0,2 МПа, что осуществлялось с помощью дроссельной заслонки, то есть работа, затраченная компрессорами для сжатия газа на 1,0 МПа, просто расходовалась впустую. Милилионщков предложил вместо дроссельной заслонки устанавливать турбины, которые бы одновременно понижали давление газа и вырабатывали электроэнергию, но в те времена отечественная, да и мировая промышленность не были готовы к осуществлению этого проекта ввиду ряда технических и экономических причин.

В настоящее время на магистральных газопроводах новые построенные линии транспортируют природный газ давлением до 8,0 МПа [65]. (80 атм.) На старых линиях из-за большого отбора по населенным пунктам давление газа падает быстро. Поэтому для пополнения газа в старых газопроводах между ними устанавливаются газораспределительные станции (ГРС), на которых, в целях увеличения надежности срабатывания и повышения ремонтопригодности, монтируют параллельную систему, состоящую из кранов-регуляторов и запирающей арматуры для регулирования количества пропускаемого газа. Одна из основных функций ГРС — это регулирование объема проходящего газа между магистральными трубопроводами и разветвление потока газа по потребителям. Но в города и населенные пункты газ подается под давлением 1,0 МПа, а понижение давления осуществляется также с помощью дроссельных заслонок. Хотя потенциальную энергию газа при установке вместо заслонок газодвигателя можно использовать для выполнения работы по регулированию арматурой и вспомогательными механизмами ГРС.

Эффективность транспортировки газа по трубопроводам во многом определяется эксплуатационными характеристиками применяемых при этом технических средств и, главным образом, характеристиками исполнительных механизмов систем управления арматурой.

В настоящее время на отечественных магистральных газопроводах, достаточно часто, применяются зарубежные приводы. Несмотря на установленный в приводе обогрев, при низких температурах они дают сбои в работе. Хорошие по надежности в работе, но очень дорогие приводы голландской фирмы "Мокуе!^ установлены на некоторых газокомпрессорных станциях (ГКС).

Известны приводы, на которых установлены электрические мотор-редукторы. Но, в связи с все большим удалением месторождений природного газа от коммуникаций, применение электрической энергии на ряде газораспределительных станций невозможно из-за их большого удаления от газокомпрессорных станций (ГКС) и населенных пунктов, что усложняет проведение к ним электрических трехфазных сетей. А стандартные электродвигатели с мощностью более 1 кВт во взрывобезопасном исполнении отечественная промышленность изготовляет в основном на 380

-6В. Кроме того арматура с электроприводом на газопроводах применяется редко, так как газ, транспортируемый по магистрали, является доступным и

Рис. 1.1. Преимущественная область применения ПГД с пэвп дешевым источником энергии для управления арматурой с помощью пневмопривода. Кроме того, по данным М.Г. Чиликина и Ю,И, Топчеева [60], в разомкнутом приводе удельная работа, приходящаяся на единицу массы аккумулятора, которая может быть получена в случае применения

Ям газогидравлического двигателя достигает 15000—-, а в случае применения кг электропривода лишь 650^^, что способствует распространению кг газо гидравлических приводов автономного питания.

Поэтому еще одной областью применения газодвигателей могут быть приводы с автономным источником энергии [65]. Они используются для перекрытия газопровода высокого давления при аварии. В данном случае в качестве автономного источника энергии могут быть использованы баллоны со сжатым воздухом, или при оснащении привода отсечным устройством может использоваться энергия самой транспортируемой среды.

Для введения дистанционного управления арматурой магистральных газопроводов сегодня необходимы надежные недорогие газогидравлические приводы.

По результатам проведенных исследований, при применении ПГД в качестве исполнительного механизма приводов управления арматурой газопроводов, можно выделить преимущественную область его использования, которая в виде схемы представлена на рис. 1.1.

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 30 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, или гелиоцентрические [90], передачи, привлекающие к себе пристальное внимание специалистов из различных отраслей промышленности. Основными преимуществами которых являются: наличие нескольких зон зацепления, что приводит к увеличению коэффициента перекрытия и снижению удельной нагрузки на зуб; относительно высокая кинематическая точность, плавность работы и отсутствие люфта выходного вала; достаточно высокий коэффициент полезного действия при относительно малом весе и габаритных размерах передачи; высокая долговечность по отношению к волновым передачам с гибкими зубчатыми колесами; возможность передачи движения в герметичное пространство; возможность работы от различных источников энергии (электроэнергии, сжатого воздуха и жидкости).

Большой вклад в развитие теории плунжерных передач внесли российские ученые В.М.Ястребов [90] и С.Ф. Калабин [43,44,48,38].

Наиболее близким аналогом ПЭВП из ряда зубчатых передач с жесткой связью 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 [80,81,82], В.Н. Кудрявцевым [39,42], Ю.А.Грином [17], В.В. Матвеевым [57], Н.И. Колчиным [41] 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 [28,89], Н.И.Цейтлина и Э.М. Цукермана [85], Д.П.Волкова и А.Ф.Крайнева [10], Б.И.Павлова [66] и В.А.Гавриленко [18]. Неоценимый вклад в развитие теории и практики планетарных и волновых зубчатых передач внесли ученые Ижевского механического института: Ястребов В.М., Янченко Т.А. [90,91], Воронов Н.Л., Боровиков Ю.А., Попков Е.Ф., Попков И.Ф., Калабин С.Ф. и другие.

Результаты теоретических и экспериментальных исследований [43,44,48] подтвердили точку зрения на плунжерные передачи как на новый и прогрессивный вид передач.

Оснащение плунжерной передачи газовым генератором волн позволит применять плунжерные газовые двигатели (ПГД) в качестве мощных быстродействующих приводов-усилителей, инерционность которых во много раз меньше, чем у любых других механизмов прямого действия. В таких приводах посторонний источник энергии создает напор газа под плунжерами, давление регулируется достаточно малым (и, следовательно, малоинерционным) вращающимся золотником. Коэффициент усиления таких приводов может быть достаточно большим.

Применение в плунжерной передаче эвольвентного зацепления позволит сделать конструкцию более технологичной, что существенно упростит ее проектирование, изготовление и эксплуатацию.

В настоящее время накоплен определенный опыт по использованию аналогов ПГД - силовых волновых газовых двигателей (ВГД) общего и специального назначения. Большой вклад в развитие теории и практики волновых газовых двигателей внесли российские ученые Е.Ф. Попков и И.Ф. Попков [67,68,69,70]. Ими разработана методика проектирования и созданы действующие приводы, нашедшие применение в качестве приводов кранов-регуляторов на ГРС в городах Можге (Удм. Респ.) и Горнозаводске (Перм. обл.).

В изученной литературе нет сведений о плунжерных волновых передачах с газомеханическим генератором волн.

Выводы по V главе:

Анализ результатов проведенных экспериментальных исследований ПГД позволяет сделать следующие выводы:

1. Основным лимитирующим критерием работоспособности передачи ПГД является контактная прочность профильных поверхностей плунжера и зуба колеса. Износ пар плунжер-паз сепаратора незначителен и не может использоваться в качестве критерия лимитирующего нагрузочную способность ПГД;

2. Установлено, что результаты теоретических исследований, направленных на определение вероятности утыкания вершин плунжеров в вершины зубьев колеса при запуске ПГД, хорошо сходятся с результатами контрольных испытаний, относительная погрешность между данными при этом составляет 11,7%;

3. Экспериментальное определение передаточного отношения ПГД подтверждает результаты теоретических исследований. Относительная погрешность между данными составляет (8-10)%;

4. Результаты экспериментального определения формы деформирования гибкого элемента ПГД подтвердили гипотезу о возможности представления ее в виде уравнения эллипса при проведении прочностных расчетов. Относительное расхождение между теоретическими и экспериментальными данными в среднем составляет (1,5-3,5)%.

5. Анализ результатов определения коэффициента перекрытия позволяет сделать вывод о хорошей сходимости теоретических и опытных исследований. Относительное расхождение между расчетными данными и экспериментом в интервале п3 е[75;500] об!мин составляет не более 15%. С увеличением частоты вращения золотника коэффициент перекрытия плунжерной передачи

ПГД уменьшается. Так при увеличении частоты вращения золотника в 3,94 раза коэффициент перекрытия уменьшился в 1,49 раза.

6. Сравнение результатов экспериментального и расчетного определения крутящего момента на выходном валу ПГД и общего КПД позволят сделать вывод о хорошей сходимости исследований. Среднее расхождение составило 27,6%.

7. С увеличением давления в магистрали общий КПД ПГД увеличивается и достигает максимального значения при давлении, близком к номинальному. КПД ПЭВП также увеличивается с увеличением нагрузки на выходном валу и принимает максимальное значение при ее номинальном значении. Так увеличение Ткр. с 11 ,ЗНм до 115,1Нм приводит к увеличению КПД с 0,6476 до 0,7707, т.е. на 6%.

Заключение

Данная работа содержит результаты теоретических и экспериментальных исследований нового вида исполнительных механизмов -плунжерного газогидравлического двигателя (ПГД) с плунжерной эвольвентной волновой передачей (ПЭВП).

В результате теоретических и экспериментальных исследований кинематики, силового взаимодействия и качественных показателей ПГД разработана и реализована: а) конструкция нового вида исполнительных механизмов, имеющая технико-эксплуатационные показатели, сопоставимые с известными приводами управления арматурой газопроводов; б) конструкция ПГД, которая может работать на различных энергоносителях, включая потенциальную энергию транспортируемой по газопроводам среды;

Основными результатами теоретических исследований, проведенных в рамках данной работы, можно считать: а) разработку методики определения диапазона, которому может принадлежать размер деформирования передачи; б) разработку методики определения зазора между плунжером и зубом колеса в зацеплении ПЭВП; в) разработку методик определения качественных показателей ПЭВП: коэффициентов удельного скольжения, коэффициента перекрытия, коэффициента полезного действия; г) разработку методики определения коэффициентов смещения эквивалентных колес из условия уменьшения вероятности утыкания вершин плунжеров в вершины зубьев колеса; д) разработку метода силового анализа, в результате анализа которого предложены формулы для определения максимальной величины нормальной составляющей силы в зацеплении и крутящего момента на выходном валу ПГД; е) разработку алгоритма геометрического расчета плунжерной эвольвентной волновой передачи ПГД; ж) исследование возможных случаев интерференции в зацеплении ПЭВП и разработку методов проверки ее отсутствия; з) разработку методов прочностного расчета основных элементов ПЭВП и разработку общего алгоритма проектирования ПГД;

В рамках экспериментальных исследований проведены исследовательские испытания ПГД с целью: а) определения коэффициента полезного действия и максимального крутящего момента на выходном валу ПГД; б) определения зависимости крутящего момента на выходном валу ПГД от давления рабочего тела в магистрали; в) определения передаточного отношения между валом золотника и выходным валом ПГД; г) определения коэффициента перекрытия ПЭВП; полученные результаты экспериментальных исследований обработаны с использованием методов корреляционного и регрессионного анализа при помощи вычислительных машин.

Основные научные и практические результаты, полученные в диссертационной работе, заключаются в следующем:

1. Преимущественной областью применения приводов с ПГД является применение их в качестве тихоходных (при и3<500об/мин) силовых исполнительных механизмов в областях, в которых имеется возможность использования для работы рабочего тела высокого давления, в частности, в приводах запорной арматуры газопроводов.

2. Основным критерием работоспособности ПЭВП ПГД является условие контактной прочности профильных поверхностей плунжера.

-2023. Удельное скольжение в зацеплении ПЭВП в 4 раза больше, чем в волновых передачах с ГЗК с аналогичными эксплуатационными характеристиками.

4. Увеличение коэффициента смещения при изготовлении плунжеров до величины, соответствующей ¡=0,2 т, позволяет уменьшить вероятность появления утыкания при запуске привода в 2,5 раза.

5. Диапазон возможных передаточных отношений ПЭВП в 2 раза шире, чем у аналогичных планетарных плунжерных передач.

6. Коэффициент перекрытия ПЭВП принимает значение большее на (5-10)%, чем аналогичный параметр планетарной передачи, при одинаковом количестве плунжеров. С увеличением частоты вращения золотника коэффициент перекрытия ПЭВП уменьшается. Коэффициент перекрытия ПЭВП пропорционален размеру деформирования и зависит от геометрических параметров зацепления, при прочих равных условиях.

7. Коэффициент полезного действия ПЭВП лежит в интервале (60-75)%, а общий КПД ПГД в интервале (10-27)%. Потери мощности на вывод плунжеров из контакта в свободной зоне зацепления при (Рост./р^ОД в номинальном режиме работы не превышают 8%. Общий КПД ПГД пропорционален давлению в магистрали и достигает максимального значения при его номинальной величине. С увеличением передаточного отношения КПД ПЭВП уменьшается, так согласно экспериментальным данным увеличение передаточного отношения на 22% вызвало уменьшение Т)М на 6,9%.

8. Кинематическая погрешность ПЭВП сопоставима с регламентированной кинематической точностью зубчатых цилиндрических колес по накопленной кинематической погрешности шага с аналогичным делительным диаметром, и по ГОСТу 1643-81 соответствует 11-12 степени по нормам кинематической точности. Собственная кинематическая погрешность ПЭВП пропорциональна размеру деформирования во.

9. Для проведения геометрического расчета ПЭВП, в качестве базовой, может использоваться методика геометрического расчета эвольвентных зубчатых передач по ГОСТу 16530-83.

10. Для проверки отсутствия интерференции в ПЭВП может использоваться методика эквивалентных колес с условной кратностью и условным межосевым расстоянием.

11. Разработаны методы количественной оценки качественных показателей ПГД, методы геометрического расчета ПЭВП и методы прочностных расчетов основных элементов ПГД, с использованием которых спроектированы, изготовлены и испытаны две модификации ПГД с различными кинематическими и силовыми характеристиками.

1. Арнольд Э.Э., Добрынин С.А. Многоканальный измерительный информационный комплекс / Методы решения задач машиноведения на вычислительных машинах. Москва: Наука, 1979.

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

3. Афонин А.Ф., Новоселов О.Н. Основы теории и расчета информационно-измерительных систем. Москва: Машиностроение, 1980.

4. А.С. СССР №564436 от 16.09.1974.5. А.с. СССР N461258, 1979.

5. Болотовский И.А., Б.И. Гурьев и др. Цилиндрические эвольвентные зубчатые передачи внешнего зацепления, М. — Машиностроение, 1974.

6. Башта Н.И. Справочное пособие по гидравлике, Москва, Машиностроение, 1975.

7. Прочность, устойчивость, колебания, Справочник под ред. Биргера, т.З, М. — Машиностроение, 1968.

8. Васильченко В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1983.

9. Волков Д.П., Крайнев А.Ф. Волновые зубчатые передачи. М., 1976.

10. Воднев В.Т. Математический словарь высшей школы, Минск, Высшая школа, 1984

11. Волновые зубчатые передачи /Под. ред. Д.П.Волкова и А.Ф.Крайнева, Киев, Техника, 1976.

12. Власкин Ф.С. Теория и расчет кулачкового редуктора, Диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук, 1944.

13. Власов В.З. Избранные труды, т.1, Москва, 1962.

14. Герц, Крейнин Расчет пневмоприводов, Москва, Машиностроение, 1975.

15. Гинзбург Е.Г. Волновые зубчатые передачи, Л.: Машиностроение, 1969.

16. Грин Ю.А. Определение потерь на трение в эвольвентном внутреннем зацеплении с разностью чисел зубьев равной единице. Труды Тульского механического института выпуск 6, Оборонгиз, Москва, 1953.

17. Гавриленко В.А. Основы теории эвольвентной зубчатой передачи, М.: Машиностроение, 1969.

18. Галашевский А.Н. а.с. СССР №885654 от 20.02.1980

19. Галашевский А.Н. и др. A.C. СССР №885642 от 06.03.1980

20. Д.Ф. Гуревич Трубопроводная арматура/Справочное пособие, Машиностроение, Ленинград, 1981.

21. Дьячков Б.И. и др. A.C. СССР №1160092 16.02.1984

22. А.И. Добролюбов Механизмы на гибких и упругих элементах, Наука и техника, Минск, 1984.

23. Ерасов Ф.Н. A.C. СССР №620653 от 22.04.76

24. Жоховский М.К. Теория и расчет приборов с неуплотненным поршнем, М.: Издательство комитета стандартов, мер и измерительных приборов, 1966.

25. Иосилевич Г.Б. Детали машин, М.: Машиностроение, 1988.

26. Иванов М.Н. Волновые зубчатые передачи, М.: Высшая школа, 1981.

27. Иванов М.Н, Шувалов С.А. и др. Волновые зубчатые передачи. — Изв. ВУЗов. Машиностроение, 1963, №8.29. "Инженер. Наука, промышленность, международное сотрудничество", №84992, Учредитель: Союз научных и инженерных объединений, Тверь, 1992.

28. Истомин С.Н. и др. Кинематическая точность приборных волновых передач, Машиностроение, Москва, 1987.

29. Калабин С.Ф. Коэффициент перекрытия плунжерной передачи /Механические передачи. Ижевск, 1977.

30. Кауфман М.С., Планетарные передачи с гибкими венцами, в сб. Сборник трудов ЛМИ, №23, 1962.

31. Кудрявцев В.Н., Планетарные передачи с цевочным зацеплением. Труды семинара по ТММ, т. VIII, вып. 29, изд. АН ССССР, 1949.

32. Кареев В.Н. Пневмомеханический генератор волновой передачи. В кн.: Волновые передачи. М.: СТАНКИН, 1970.

33. Кареев В.Н., Крахин О.И. Плунжерный пневмомеханический генератор волновых передач. В сб.: Волновые передачи. М.: СТАНКИН, 1975.

34. Кареев В.Н., Корнев О.И. A.C. СССР №371365, БИО №124973.

35. Костин C.B., Саяпин В.В., Самсонович C.JL A.C. СССР №461258 Следящий привод БИО №7*1975

36. Калабин С.Ф. Исследование плунжерных планетарных передач, Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук, Ижевск, 1966.

37. Кудрявцев В.Н. Планетарные передачи, Машиностроение, Москва, 1966.

38. Колчин Н.И. Зубчатые и червячные передачи: некоторые вопросы геометрии, кинематики, динамики, расчета и производства, JL-: Машиностроение, 1974.

39. Колчин Н.И. Новый тип планетарных редукторов прямого хода с большим передаточным отношением и высоким КПД, сб. докладов научно-технической секции в Ленинграде, ЛОНИТОМАШ, кн. 6, 1948.

40. Кудрявцев В.Н. Зубчатые передачи, Ленинград, Машгиз, 1957.

41. Калабин С.Ф. Кинематический и силовой расчет плунжерной передачи/ Теория передач в машинах, Москва, Машиностроение, 1966.

42. Калабин С.Ф. Силовой расчет и вопросы синтеза плунжерной передачи/ Исследование и расчет механических передач, Ижевск, 1966.

43. X. Кухлинг Справочник по физике, М.: Мир, 1982.

44. Трубопроводная арматура с автоматическим управлением /Справочник / под. ред. С.И. Косых. Л.: Машиностроение, 1982.

45. Калабин С.Ф. Коэффициент перекрытия в плунжерной передаче /в сб. Механические передачи, Ижевск: ИМИ, 1975.

46. Калабин С.Ф. Плунжерная передача со свободным ротором/ Механические передачи, Ижевск, 1977.

47. Куклин В.Б., Шувалов Л.С. Волновые зубчатые передачи. М.: Изд-во МВиССО РСФСР, 1971.

48. Кондрашев Н.Д., С.С. Уринзец A.C. СССР №582416 Рулевая машина, БИО №44'1977.

49. Литвин A.M. Техническая термодинамика. М., Энергоиздат, 1963.

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

51. Лотар 3. Статистическое оценивание. -М.: Статистика, 1976.

52. Левин М.Б., Мамонова Л.А., Одуло А.Б., Розенберг Д.Е. Система обработки экспериментальных данных для ЭВМ ЕС 1010 /Автоматизация научных исследований в области машиноведения, Москва: Наука, 1983.

53. Левин М.Б., Одуло А.Б., Розенберг Д.Е. Пакеты прикладных программ как составная часть автоматизации научных исследований // Автоматизация исследований в динамике машин. Москва: Наука, 1986.

54. Ландау Л.Д. , Лившиц Е.М. , Теория упругости т.VII, Наука, Москва, Главная редакция физико-математической литературы, 1987.

55. Матвеев В.В., Внутреннее зацепление с малой разницей чисел зубьев, Вестник машиностроения, №3, 1968.

56. Мерит X. Зубчатые передачи, Москва, Машгиз, 1947.

57. Матвеев B.B. Способ коррекции цилиндрических зубчатых колес внутреннего эвольвентного зацепления, Авт. Свид. СССР №124262, 1970.

58. Мелкозеров П.С. Приводы в системах автоматического управления, М.: Энергия, 1966.

59. Навороцкий К.JI. Теория и проектирование гидро- и пневмоприводов. — М.: Машиностроение, 1991.

60. Писаренко Г.С. и др. Справочник по сопротивлению материалов, Киев, Научная мысль, 1988.

61. Попков Е.Ф., Каракулов М.Н. Исследование и компьютерное моделирование плунжерной передачи плунжерного газового двигателя, Труды IV Международной НТК "Информационные технологии в инновационных проектах", Ижевск, Изд-во ИжГТУ, 2003.

62. Полетучий Н.В. и др. A.C. СССР №842306, БИО №24' 1981.

63. Попков И.Ф. Разработка и исследование конструкции и технологии изготовления волнового газового двигателя, Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук, Ижевск, 1994.

64. Павлов Б.И. Механизмы приборов и систем управления. М., 1972.

65. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Планетарная передача 2К-Н с радиальными пазами в сателлитах. — В кн.: Механические передачи, Ижевск, Из-во ИМИ, 1977.

66. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Исследование динамики камер пневмогенератора ВГД. — В кн. : Техника: Тезисы докладов. Ижевск, ИМИ, 1980.

67. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Разработка ВГД для привода угла качания механизма штамповочного пресса. В кн. Ученые ИМИ - производству. Ижевск, 1992.

68. Попков Е.Ф., Попков И.Ф. Волновой газогидродвигатель. Положительное решение на патент РФ по заявке №4904749 от 22.01.1991.

69. Правила безопасности при эксплуатации магистральных газопроводов. М.: Машиностроение, 1990.

70. Промышленная трубопроводная арматура. Часть IV. / Центральный институт НТИ и ТЭИ по нефтяному машиностроению, ЦИНТИхимнефтемаш, 1991.

71. Руденко Н.Ф. и др. Курсовое проектирование грузоподъемных машин, М.: Машиностроение, 1971.

72. Самсонович C.JI. Управление расхода рабочего тела для многоплунжерных двигателей. В кн.: Математические модели цифровых следящих систем и элементов. М: МАИ, 19&3.

73. Спиридонов A.A., Васильев Н.Г. Планирование эксперимента, Свердловск, Изд-во УПИ, 1975.

74. Стобецкий В.Н., Сулига С.В. Высокомоментные пневматические шаговые двигатели для тяжелых условий эксплуатации, "Вестник машиностроения" №5, 1988.

75. Саяпин В.В., Самсонович C.J1. Механические характеристики волнового пневмодвигателя с плунжерным волнообразователем. В кн.: Пневматика и гидравлика. Приводы и системы управления. Вып. 6. М.: Машиностроение, 1979.

76. Строительные нормативы и правила. Магистральные газопроводы. СНиП 2.05.06-85.

77. Справочник машиностроителя: Том 3 (Прочность при переменных напряжениях).- М.: Машгиз, 1963.

78. Скворцова H.A. Внутренне зубчатое эвольвентное зацепление при разности чисел зубцов равной единице. Труды семинара по ТММ том VII, вып. 25, изд. АН СССР, 1949.

79. Скворцова H.A. Внутреннее эвольвентное зацепление, для случая, когда разность чисел зубьев колес равна единице. Сб. Расчеты на прочность в машиностроении, МВТУ №11, 1950.

80. Скворцова H.A. Определение коэффициента полезного действия передачи при малой разнице зубьев, Известия ВУЗов, Машиностроение, №10, 1959.

81. Производство зубчатых колес: Справочник /под ред. д.т.н. Тайца Б.А., М.: Машиностроение, 1990.

82. Трощенко В.Г. Усталость и неупругость материалов. Киев, Научная мысль, 1971.

83. Цейтлин Н.И., Цукерман Э.М. Волновые передачи. Машиностроительные материалы, конструкции и расчет деталей машин. Гидропривод, М., 1972.

84. Часовников Л.Д. Передачи зацеплением: зубчатые и червячные, М.: Машиностроение, 1969,485 стр.

85. Чернавский С.А., Снесарев Г.А. и др. "Проектирование механических передач", справочное пособие, -М., Машиностроение, 1984, 560 стр.

86. Шувалов С.А., Волков А.Д. Деформация гибкого зубчатого колеса волновой передачи двумя дисками. "Известия ВУЗов: Машиностроение", №10, 1971.

87. Шувалов С.А. Графо-аналитический метод анализа геометрии зацепления в волновой зубчатой передаче, Изв. ВУЗов, Машиностроение, 1965, №2.

88. Ястребов В.М. Теоретическое исследование плунжерной передачи/ Известия ВУЗов, Москва, Машиностроение, 1962, №8.

89. Янченко Т.А. Исследование планетарных передач типа 2К-Н с двумя внутренними зацеплениями одновенцового сателлита, Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук, Ижевск, 1970.

90. Robinson Hugh A. Harmonic drive, Патент США №3058372, 1962

91. Патент США №2930254, 1958.