автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.18, диссертация на тему:Разработка структурных схем безводильных планетарных передач

На правах рукописи

Колмаков Станислав Витальевич

РАЗРАБОТКА СТРУКТУРНЫХ СХЕМ БЕЗВОДИЛЬНЫХ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ

Специальность: 05.02.18 - «Теория механизмов и машин»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

О1

Курган 2014

СЕН 2014

005552768

Работа выполнена на кафедре «Гусеничные машины и прикладная механика» ФГБОУ ВПО «Курганский государственный университет» (КГУ).

Научный руководитель: Волков Глеб Юрьевич

доктор технических наук, доцент

Официальные оппоненты: Филькин Николай Михайлович

доктор технических наук, профессор кафедры «Автомобили и металлообрабатывающее оборудование», ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова»

Иванов Алексей Генрихович

кандидат технических наук, доцент кафедры «Теоретическая механика и сопротивление материалов», ФГБОУ ВПО «Ижевская государственная сельскохозяйственная академия»

Ведущая организация: ОАО «СКБМ», г. Курган.

Защита состоится 31 октября 2014 года в 14:00 часов на заседании диссертационного совета Д 212.065.01 ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова» по адресу: 426069, г. Ижевск, ул. Студенческая, д. 7, ИжГТУ, корп. 7.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета и на его официальном сайте http://istu.ru. С авторефератом можно ознакомиться по адресу http://vak.ed.цоу.ш.

Отзыв на автореферат в двух экземплярах, заверенный печатью организации, просим направлять по вышеуказанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета. В отзыве указываются фамилия, имя, отчество лица, представившего отзыв на автореферат диссертации, почтовый адрес, телефон (при наличии), адрес электронной почты (при наличии), наименование организации, работником которой является указанное лицо, и должность в этой организации.

Автореферат разослан «_»_2014 г.

Ученый секретарь диссертационного совета,

доктор технических наук, профессор у/^/^е^п^' А.В. Щенятский

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ Актуальность проблемы. Требования, предъявляемые современной техникой к механическим передачам весьма разнообразны. Часть передач рассчитана на постоянную работу с высоким КПД, другие передачи - на кратковременную работу, когда величина КПД не столь важна, но требуются оптимальные массогабаритные характеристики. К ним относятся многие ответственные, но вспомогательные, преимущественно тихоходные приводы в авиации и военной технике. К некоторым приводам предъявляются особые компоновочные требования, например, минимальные «кольцевые» габариты редуктора, расположенного вокруг тяжелонагруженного центрального вала или стержня. Существуют приводы, для которых наиболее важна их малая стоимость (например, механизм привода запорно-регулировочной трубопроводной арматуры, механизм регулировки спинки сиденья автомобиля). Для упомянутых приводов подходят многопоточные зубчатые безводильные планетарные передачи (БПП). БПП не только проще «обычных» планетарных передач по конструкции, в силу отсутствия водила и подшипников сателлитов, в них легче достигается равномерность распределения нагрузки между сателлитами, так как, по данным многих исследований, главным источником погрешностей в планетарных передачах является именно водило. Благодаря большому числу сателлитов, БПП могут иметь весьма высокую нагрузочную способность.

Несмотря на большое количество известных схем БПП, данное семейство механизмов остается относительно мало изученным как с точки зрения структуры, так и с точки зрения параметрических соотношений и технических возможностей. В силу сказанного, исследование, посвященное разработке структурных схем безводильных планетарных передач, является актуальным.

Цель работы - улучшение кинематических, нагрузочных и компоновочных характеристик приводов машин за счет полноты использования многообразия схем безводильных планетарных передач, а также совершенствования методик параметрического исследования этих передач.

Задачи исследования:

1) произвести анализ: структурных схем существующих механизмов, родственных БПП; возможностей формализованного структурного синтеза подобных механизмов; методов параметрических расчетов планетарных передач;

2) выполнить формализованный структурный синтез БПП заданной сложности, произвести сравнительный анализ генерируемых схем, дополнительно провести синтез схем БПП с использованием эвристических приемов;

3) исследовать геометрические условия существования БПП и разработать методику геометрического синтеза БПП различных типов;

4) разработать методики силового расчёта и расчета КПД БПП;

5) произвести экспериментальную проверку принципиальной работоспособности БПП;

6) упорядочить информацию о свойствах БПП разных типов, определить области их применения, привести примеры конструктивной реализации механизмов, выполненных на базе БПП.

Область исследования. Диссертационная работа выполнена в соответствии с пунктами 1. «Методы кинематического и динамического анализа механизмов» и 2. «Синтез структурных и кинематических схем механизмов и обобщенных структурных схем машин, оптимизация параметров» паспорта специальности 05.02.18 - Теория механизмов и машин.

Объект исследования. Безводильные планетарные передачи. Предмет исследования. Структура, геометро-кинематические характеристики, нагруженность элементов и КПД безводильных планетарных передач.

Методы исследования. Использовались комбинаторные методы дискретной математики, методы теоретической механики, теории механизмов и машин, теории зацеплений, информатики и программирования.

Достоверность и обоснованность результатов. Достоверность теоретических положений работы обуславливается использованием классических расчетных методов механики и подтверждается испытанием работоспособных образцов безводильных планетарных передач.

Научную новизну представляют следующие результаты исследования:

- метод и алгоритм формализованного структурного синтеза БПП, включающий в себя этапы: выбора сложности синтезируемой системы, распределения элементов по двум группам, генерации структурных чисел, конкретизации видов связей (получение структурных формул) и перехода от кинематических цепей к механизмам;

- новые схемы зубчатых и зубчато-фрикционных БПП с двумя слоями сателлитов, синтезированные при помощи формализованного метода, которые отличаются улучшенными массогабаритными и компоновочными характеристиками;

- новые схемы БПП с двухзвенными сателлитами (что повышает технологичность), разработанные с использованием эвристических приемов.

Практическая ценность работы заключается в том, что:

- упорядочен массив структур БПП с одним и двумя слоями сателлитов;

- разработан ряд новых конструкций БПП, обладающих преимуществами по сравнению с аналогами, защищенных патентами РФ на изобретения и полезные модели;

- разработана методика инженерного геометрического расчёта БПП нескольких типов;

- разработана методика силового расчёта БПП нескольких типов и предложена универсальная расчетная формула расчета КПД БПП;

- на базе БПП разработаны конструкции механизмов приводов трубопроводной арматуры и механизма натяжения гусеницы, принятые предприятиями ООО «СТЭК» и ОАО «СКБМ» к внедрению в перспективных разработках.

На защиту выносятся:

1. Метод структурного синтеза БПП;

2. Результаты структурного синтеза - новые схемы БПП;

3. Алгоритмы геометрического расчёта БПП;

4. Алгоритмы силового расчёта БПП;

5. Результаты анализа КПД и кинематических возможностей БПП.

Личное участие автора в получении результатов научных исследований, изложенных в диссертации:

- с использованием принципиального подхода к формализации структуры центроидных механизмов, разработанного Волковым Г.Ю., автором совместно с Г.Ю. Волковым выполнен формализованный структурный синтез БПП с одним и двумя слоями сателлитов. С участием автора получены патенты на изобретения RU 2442045, RU 2466315, RU 2013150573;

- в результате анализа синтезированных структурных схем БПП с привлечением эвристических приемов, автором предложены усовершенствования их конструкций: БПП с тремя слоями сателлитов; БПП с двухзвенными сателлитами. Они нашли отражение в патентах RU 2517936, RU 2463499, RU 108525;

- лично автором разработаны алгоритмы геометрического расчёта БПП различных типов, в том числе с двумя слоями сателлитов. Методики геометрического расчета планетарных передач, описанные в литературе, на этот тип передач не распространяется. Ранее автором совместно с Г.Ю. Волковым была опубликована методика расчета только одной из таких передач;

- лично автором разработаны алгоритмы силового расчёта БПП различных видов. Новым является наличие в БПП двухпрофильных зацеплений, плавающих сателлитов и фрикционных пар;

- с участием автора разработана методика расчета КПД безводильных передач. Методики определения КПД планетарных передач, описанные в литературе, на этот тип передач не распространяется;

- лично автором проведено экспериментальное определение КПД одной из БПП;

- лично автором разработаны конструкции ручного привода трубопроводной арматуры и привода механизма натяжения гусеницы БМП.

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы обсуждались на Международной научно-практической конференции «Актуальные вопросы современной науки и практики» (Курган, КИЖТ УрГУПС - 10 февраля 2012 г.), на Международной научно-технической конференции «Высокие технологии в машиностроении» (Курган, КГУ - 21-23 ноября 2012 г.), на Всероссийской научно-практической конференции (Ижевск, ИжГТУ имени М.Т. Калашникова - 26 апреля 2013 г.), на Региональном конкурсе на лучшую научную работу среди молодых ученых Курганской области (Курган, 2013, 2014 гг.), на первой и второй Международной научно-практической конференции «Инновации и исследования в транспортном комплексе» (Курган, ЗАО «Курганстальмост» 2013, 2014 гг.), на Выставке-ярмарке инновационных проектов Курганской области (Курган, 23-24 мая 2013 г.), на 3-ей Международной научно-практической конференции «Современное машиностроение. Наука и образование» (С-Петербург, Политехнический ун-т - 20-21 июня 2013 г.), на Международной научной конференции «Роль теоретической механики в решении инженерных задач» (Курган, Курганская ГСХА - 5 декабря 2013 г.), на Региональной научно-технической конференции студентов, аспирантов и молодых ученых «Молодежь Зауралья III тысячелетию» (Курган, 2013, 2014 гг.), на Ме-

ждународном симпозиуме «Теория и практика зубчатых передач» (Ижевск, ИжГТУ имени М.Т. Калашникова - 21-23 января 2014 г.).

Публикации. По теме диссертации опубликовано 27 научных работ, в том числе 5 статей в изданиях, рекомендуемых ВАК РФ, 5 патентов на изобретения и 3 патента на полезные модели.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, общих выводов, библиографического списка из 144 наименований, содержит 153 страницы машинописного текста, 61 иллюстраций, 12 таблиц, 3 приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении обоснована актуальность исследования, указаны объект и предмет исследования, сформулированы цель и задачи диссертационной работы, её научная новизна и практическая ценность, приведены основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе проведен обзор структурных схем существующих механизмов, родственных БПП, а также методов параметрического исследования планетарных передач.

Классификация планетарных передач, получившая широкое распространение в инженерной практике, приведена в монографии В.Н. Кудрявцева. В ней -три основные группы передач: 2К-Н; ЗК и K-H-V. Безводильные планетарные передачи (БПП) появились в результате упрощения передач типа ЗК путем устранения водила. Первая (и наиболее часто применяемая в настоящее время) схема БПП запатентована в 1873 г. J. Webster и J.H. Webster (US 137267). Передача, выполненная по этой схеме (см. рис. 1), содержит три центральных колеса: ведущее колесо 1 с наружными зубьями, два силовых колеса с внутренними зубьями -опорное 2 и ведомое 3, а также плавающие сателлиты 4, расположенные в один слой. В другой БПП (WO 9205372, G. Wagner), имеющей практическое применение, ведущее колесо имеет внутренние зубья, а два силовых колеса - наружные. Анализируя свойства этих передач, отметим два момента: 1 ) если подача и съём движения происходит в осевом направлении, как показано на рис. 1, то сателлит 4 воспринимает и передает на ведущее колесо 1 значительный момент от пары сил, приложенных со стороны силовых колес 2, 3. Проблему перекоса решает выполнение одного из силовых колес, обычно опорного, с двумя одинаковыми зубчатыми венцами, разнесенными на края редуктора. Однако при этом движение нужно подавать на ведущее колесо 1 в радиальном направлении с помощью другой передачи, например, ременной (US 3633441), что усложняет конструкцию. В других симметричных схемах (например, US 3640150) ведомое колесо совершает лишь неполный поворот.

2) В наиболее простых конструкциях БПП применяются сателлиты, имеющие один общий венец, взаимодействующий со всеми тремя центральными колесами (см. рис. 1). При этом максимальное

2

Рисунок 1 - БПП US 3675510

количество сателлитов кратно разности чисел зубьев силовых центральных колес, поэтому увеличение нагрузочной способности за счёт увеличения числа сателлитов влечет уменьшение передаточного отношения. Для того чтобы передача имела максимальную нагрузочную способность при большом передаточном отношении, её сателлиты должны быть двухвенцовыми, т.е. содержать два нетождественных зубчатых венца (с одинаковым числом зубьев, но развёрнутых друг относительно друга в окружном направлении), что сопряжено с технологическими сложностями.

Изучению структуры и конструкций безводильных планетарных передач посвящены работы ученых: Ф.И. Плеханова, B.C. Кузнецова, A.J1. Шпади, Г.Ю. Волкова, Д.А. Курасова, A.L. Nasvytis, J. Webster, G. Castellani, J. Vranish, J.-L. Delevallee, W. Lortz и др. В настоящее время существует возможность структурного синтеза БПП на базе метода формализованного описания центроидных механизмов, разработанного Волковым Г.Ю. Согласно этому методу системообразующими элементами центроидных механизмов считаются собственно центроиды - охватываемая начальная окружность (ролик Р) и охватывающая начальная окружность (кольцо К). В зависимости от направления вращения эти элементы разделены на две группы, причем их взаимодействие возможно только между элементами разных групп. Таким образом, структура любого центроидного механизма описывается двудольным графом (матрицей связей). Характерные виды связей центроидных механизмов: центроидная пара w, образуемая зубчатыми звеньями; высшая пара г, образуемая «гладкими» поверхностями. Центроидные системы, используемые в механизмах, могут быть дополнены элементами и связями других видов. Большинство центроидных механизмов обладают структурной симметрией вращения и-го порядка. Такие механизмы содержат неповторяющиеся (центральные) элементы - кольца К и ролики Р, а также повторяющиеся элементы К" и Р" (чаще всего это сателлиты). Матрица смежности двудольного графа, вершинами которого являются элементы видов К, Р, К", Р", а связями — w, г и др., записанная в строку, названа структурной формулой механизма. Роль звеньев в механизме отображается заключением их символов в скобки: ведущее - «()», ведомое - «{ }», опорное - «[ ]». Код центроидного механизма, содержащий только цифровые символы звеньев (К =>«1», Р => «2», К"=>«3», Р" => «4»), записанные в определенном порядке, назван структурным числом. Структурное число и структурная формула механизма, показанного на рис. 1:

«112.4» - {К3}[К2](Р1)хР"4: www.

Подходы к параметрическому синтезу и анализу планетарных механизмов содержатся в работах ученых В.Н. Кудрявцева, Ю.Н. Кирдяшева, Э.Л. Айрапетова, A.B. Петрова и др.

С геометрических позиций любая планетарная передача должна удовлетворять условиям сборки, соосности и смежности (соседства). Однако существующие методики геометрического расчета планетарных механизмов не позволяют выполнить этот расчет для некоторых типов безводильных планетарных передач, в частности БПП с двумя слоями сателлитов.

Задача силового расчета БПП сложнее, чем расчета «обычных» зубчатых передач с фиксированными межосевыми расстояниями. Для её решения приме-

нимы «классические методы» силового анализа, разработанные в ТММ, главным образом, для рычажных механизмов.

Готовых формул для расчета КПД различных видов безводильных планетарных передач не существует. Общий подход к нахождению КПД механизмов, освещенный в литературе (В.Н. Кудрявцев, Д.Н. Решетов и др.), предполагает определение потерь в отдельных кинематических парах.

Анализ отечественных и зарубежных публикаций подтвердил актуальность темы и позволил уточнить задачи исследования.

Вторая глава посвящена структурному синтезу БПП.

Синтез схем БПП опирался на формализацию структурных элементов центроидных механизмов, предложенную Г.Ю. Волковым, и заключался в составлении возможных комбинаций таких элементов. При этом отбраковка неработоспособных вариантов (запрещенных фигур) производилась, начиная с наиболее абстрактных этапов синтеза.

Этапы формализованного синтеза схем БПП

1. Выбор сложности синтезируемой системы, т.е. количества элементов (три центральных колеса и сателлиты в один или два слоя) и структурных ограничений (сателлит только ролик Р" «4»),

2. Распределение элементов по двум группам. Отбраковка комбинаций по условиям: «нет элементов без связи»; «центральные элементы не взаимодействуют друг С другом». Таблица I. Схемы БПП с двумя слоями сателлитов по системе ЭЭР'-ЭГ

3. Конкретизация вида центральных элементов -кольцо К («1») или ролик Р («2»), Совокупность этих символов составляет структурное число системы (для систем с двумя слоями сателлитов - см. табл. 1).

4. Выбор связей между элементами системы, результат - структуры кинематических цепей.

5. Переход от кинематической цепи к механизму, т.е. выбор ведущего «( )», ведомого «{ }» и опорного, т.е. неподвижного «[ ]» звеньев (см. табл. 1).

Синтез БПП с одним слоем сателлитов дал четыре неповторяющихся структурных варианта:

Структурное число кинематической цени Роли элементов в редукторе Обозначение группы Патент

«П4.14» (1124.14) [K,]{K3}PV(Kj)i>"4 A КШ 05387

!K,)|K,|I*WK,)1"4

(KOiKjiPVlKsJP"« С

«114.24» 3 5 4 2 !/Cf s ■. iKal(K,)l>VMP"5 В SU1M7860

tK;KK,)PV(P,}P\.

(KI![KJ)1>V(PI)P"S

«124.14» 4 5 /kivA-H •С/' л. -г <k2)|p,ipv(k,ip", А №2423634

<K2HP|)PV[Kj)P%

IKaKPiir.J'iKjiP", С

«124.24» 4 5 !K,}(P,)P"4»tP,]l>", А RU2423634

4i Л [KJ](PJ)P"4"|PJP"S

¡К5}|.Р1]Г4*(Р,)Г5 С

«224.14» 3 4 5 аЖ> |1'1КР!)Р,5*!КЗ}Р,4 В

{Р!!1Рл]Р"5х(1С.»Р°4

'wb (Р,Ш>з1Р'^[К-.]1>"4

«224.24» (1224.24) 4 5 !P2!(Pj)P*4»|P,in с

rNfP>|PV(Pi)P"s А RU2442045

iP>HP>! PV(Pi)P"<

«111.4» - (K)[K]{K}*P": www; «112.4» - {К}[К](Р)хР": www;

«122.4» - (К){Р}[Р]хР": www; «222.4» - (Р)[Р]{Р}хр": www. Патентный поиск показал, что все они уже известны.

В результате синтеза зубчатых БПП с двумя слоями сателлитов на уровне структурных чисел получены шесть схем (см. табл. 1):

«114.14»; «114.24»; «124.14»; «124.24»; «224.14»; «224.24».

Из них оказалась известной (SU 1017860) только одна схема: «114.24» -{K}[K]P"x(P)P":oow,www2.

Полученные структуры проанализированы с позиций их кинематических возможностей. Общая формула для определения передаточного отношения передач ЗК, в том числе БПП, имеет вид:

lA-BoC ~1А-НоС Н-ВоС ~ , , . I ,

где индексы А, В и С относятся соответственно к ведущему, ведомому и опорному звеньям, а индекс Н - к мнимому водилу.

Для обеспеченья максимальной редуцирующей способности механизма каждый сомножитель (и-//0с и 1н-вас) должен быть по абсолютной величине больше единицы. Это условие достигается если:

A) в числителе стоит знак «+», а в знаменателе «-». В этом случае условие обеспечивается независимо от соотношения диаметров (чисел зубьев) звеньев. Именно эти схемы представляют наибольший практический интерес;

B) и в числителе и в знаменателе стоят знаки «-». Условие может быть выполнено за счет применения сателлитов с существенно разными начальными диаметрами венцов сателлита. Это обстоятельство несколько ограничивает кинематические возможности механизма, либо делает его более громоздким;

C) и в числителе и в знаменателе стоят знаки «+». Сомножитель \н-вос ни при каких условиях не может быть меньше единицы. Следовательно, данная структура заведомо не рациональна.

В) Если в числителе стоит знак «—», а в знаменателе «+», то схема является мультипликатором. Схемы мультипликаторов могут быть получены путем инверсии ведущего и ведомого звеньев в соответствующих редукторах. Отдельно их рассматривать не будем.

Конструкции новых механизмов с двумя слоями сателлитов, обозначенные в табл. 1, относящиеся к кинематической группе «А», показаны на рисунках 2, 3, 4. Эти механизмы позволяют производить съём и подачу движения в осевом направлении, не нарушая симметрию нагруже-ния. Рисунок 2 - Безводильная планетарная передача 1Ш 2423634.

«124.24» - {К3ИР2]Р5»(Р|)Р": 00«,

С целью снижения уровня статической неопределимости систем был проведен синтез структурных схем БПП, в которых часть зубчатых центроидных кинематических пар и> заменена на фрикционные кинематические пары г. Рассматривая возможность такой замены

применительно к системе ЭЭР"-ЭР", получили несколь- рису ко структурных схем, для которых такая замена является возможной - оценка «+-Н-А» в табл. 2, что означает выполнение условий: а) геометрической неизменяемости системы; б) наличия в силовой цепи только зубчатых пар те; в) обеспечения автоматического самонатяжения в фрикционных парах; принадлежности к кинематической группе А. Наибольший интерес представляет вариант «114.14»-[К]{К}Р2х(К)Р2: 00Г,ММг2, схема Рисунок которого показана на рис. 5а.

Таблица 2. 'Замена зубчатых пар и

4 - Безводильная планетарная передача Ки 2442045. «1224.24» - К6 ;Р2ЛР3]Р;»(Р,)Р;: ооо», галте2

на фрикционные г в системе ЭЭР"-ЭР"

3 - Безводильная планетарная передача 1Ш 105387. «1124.14» - |К.}[К,]Р6Р^(К, )Р": ооо\у. гига™2

№ Система ЭЭР"-ЭР"

Связи 1124.14 ККГЧЮР" 114.24 ККР"хРР° 124.14 (К)РГ-КР" 124.24 К(Р)Р"*РР" 224.14 РРР"*КР" 1224.24 РРР"*(Р)Р"

1 СКУ'.1ПГи" + + + А +++В + - - А Н----А +++ В + + +А

2 ооиучш +........А + + - В + — А 4------А + +~в + -- А

3 (Хт'.И ЛГ +--А + +-В д №■'02013173928 -М— А »'02013173928 + + - в + — А

4 + + + А ---В 4-—А 4--А ---в + + + А

5 (XV. лаг" +- - А + - - в ----А +--А +-- в + — А

6 ООГ, И'ПГ +—А + --В + — А + -- А + — в + --А

7 оолит Ш24Ш15 в + — А + -.....А + + + А

8 <юн. па' ---А — в ---А ---А — в ---А

9 оон\ ю-г ---А — в ----А ----------А -......в ---------А

10 ООП', глГ ---А ..........в ---А ---д ----в -----А

11 оог./пс" ---А — в ---А ---А — в ---А

б)

Рисунок 5 - Зубчато-фрикционные БПП: ажи 2466315 «114.14» - [К;] (К,) )Р_": оог, \v\vr : б)(Ш 2013150573 «1224.4» - (К3)[Р,] ¡Р,

Габлица 3. Схемы БПП с двумя с.тоялш сателлитов по системе '^ЭЭР-Р

Осуществляя аналогичную замену в системе ЭЭЭР"-Р", пришли к схемам, показанным в табл. 3. Практический интерес представляет вариант «1224.4»-(К){Р}[Р]Р'хР": гитплг, схема которого изображена на рис. 56.

Далее поиск рациональных схем БПП производился по эвристическому принципу. Целью соответствующего поиска являлось устранение или уменьшение недостатков схем БПП, известных или полученных в результате формального синтеза.

Так проблему технологичности неодновенцовых сателлитов БПП в схемах, подобных «112.4» (рис. 1), предложено решить за счёт заимствования признака у «родственного» технического решения — использовать «двухзвенный сателлит». В разработанной нами передаче 1Ш2463499, показанной на рис. 6а, «двухзвен-ные сателлиты» состоят из вала-шестерни 4 и боковых шестерен 5, способных свободно вращаться на цилиндрических хвостовиках вала-шестерни (см. рис. 6а).

Структурное число Схема кинематической цепи Роли элементов в релукторе Обозначение группы Патент

«1114.4» (11124.4) 1 1. 1. €Р& 4... 5' В

(К,)[К;]{К5}Г.Г4

(К1){К:][К!]Р"оР"4

«1124.4» Лг> (КзХВДМР'зхЛ С

(К;) ¡^КРОР^-Р^ А

{КЗНКДООР^Л

«1224.4» 3 5 (К.0[Р]]{Р>)Р"."Р"4 А ки '0:3:5057.!

(К<НР<ЦР:]Р":-Р"4

[К.>](Р1){Р;|Р"5>.Р"4 с

«2224.4» (12224.4) 3 5 '0во [Р]КР;)',Р:-1Р"' - Р"4 в

а) б)

Рисунок 6 - БПП с двухзвеиными сателлитами:

а) 1Ш 2463499 «1220.44»-(К.)[Р|]{Р3}0°хР"Р°:

б)Яи 108525 «1220.44»+«1142.14» - [К|](К-,!РР;о"х(К3)Р"Р^: ооои'о, \voww4\owwov

Механизм ГШ108525, показанный на рис. 66, представляет собой «гибрид» схем «1124.14»-[К2]{К3}РР"4х(К,)Р"5: ооо^, гил^2 (1Ш 105387) и

Рисунок 7 - БПП (Ш 2517936, «124.244» - {К3}[Р|]Р;«(Р2)Р;Р^: оо№, оту2, \vo\v2

«1220.44»-[Р, ] {Р2} (К3)0"хР"4Р"5: ооыу, ымч/ч (1Ш 2463499).

Если центральное отверстие внутри передачи не используется, то для повыше- ,

ния общего передаточного отношения БПП предлагается (1Ш2517936) разместить в «пустом пространстве» третий слой сателлитов (рис. 7).

Таким образом, в результате структурного синтеза схем получена гамма новых БПП, обладающих полезными свойствами. Часть из этих схем запатентована с участием автора.

Третья глава посвящена геометрическим расчётам безводильных планетарных передач.

Особенностью геометрического расчёта БПП является большое количество одновременно накладываемых условий сборки. Соответствующие им уравнения получаем из условия целочисленности шагов зацепления как абстрактных дискрет в замкнутых контурах. Так, например, для передачи 1Ш 2423634, показанной на рис. 2, рассматриваем три замкнутых контура (см. рис. 8).

Им соответствуют уравнения:

р +ур р —/ .г •

1 и> А1 ' ^^ * и/ а ■ * и/ 1Л — 1ц/ ] з ,

С24; с53.

После преобразований приходим к выражениям: (2з+2,)/к=С13; (22/к)+((24(^25у)/180)=С24; (23/к)+((24р-25у)/180)=С53.

Вычитая из уравнения, содержащего параметр С24, уравнение, содержащее Сг3, получаем: (23 - 22)/к = С23. Это ещё одно условие сборки, связывающее непосредственно числа зубьев 23 и 22 центральных колёс. Условия сборки, содержащие С24 и С53, являются новыми. Они характеризуют замкнутые контуры в передачах с двумя слоями сателлитов при наличии непосредственной связи между соседними структурными фрагментами.

Алгоритм геометрического расчета БПП

1. Ввод исходных данных: число зубьев Ъъ\ коэффициент смещения х3; число пар сателлитов к; модуль зацепления ш.

2. Нахождение расположения сателлитов и предварительное определение 2Ь 22 производится прорисовкой или с использованием подпрограммы. При этом задаются начальные приближения коэффициентов смещения: хь х2, х4, х5.

Рисунок 8 - Замкнутые контуры БПП 1Ш 2423634

3. Уточнение Ъ\, Ъ2 по условиям сборки: (23 + 71)/к = С:з; (23 - 22)/к = С23.

4. Кинематический расчет передачи - определение ¡]-3о2.

5. Выбор Ъц, и отношения коэффициентов смещения сателлитов х4/х5.

6. Ввод целочисленного параметра V, определяющего положение осей сателлитов 4,5. Определение углов у, т и (3.

7. Определение параметров аМ2, аш3, а^, х2, х4, а^^^ц из системы уравнений, которые связывают стороны и углы треугольника О1О4О5:

вшу =втх •

©А 3»45

т(гк±гш) сова

О • о,о.

Бтр = БШТ —5—

шуа„ч =

ОА

2(хк±хш)

tgа + ¡пуа .

: 0,5... 1т,

8. Определение зависимых параметров: аШ], Х|.

9. Проверка условий соседства А > ((аш3-ат2)/т)-((24-25)/2) = где Д - зазор между вершинами колёс.

10. Вывод данных. Оценка показателей качества зацеплений.

Аналогичные алгоритмы геометрического расчета разработаны и для других БПП.

В четвёртой главе решены задачи силового анализа и расчета КПД безво-дильных планетарных передач. Особенностью БПП является наличие в них плавающих сателлитов и двухпрофиль-ных зацеплений (рис. 9). При силовом анализе таких механизмов вначале определяем реакции Я в кинематических парах, включая центроидные, а затем нормальные реакции Яра6 и К.обр, действующие на боковые стороны зубьев.

Схема сил, действующих на звенья механизма Ли 2423634 (рис. 2), показана на рисунке 10. При точном изготовлении деталей передачи силовое взаимодействие между соседними парами сателлитов отсутствует.

Алгоритм силового расчета

1. Ввод исходных данных: чисел зубьев Ъ\, Ъг, 23, Ъь, Ъ^ коэффициентов смещения хь хг, х3, Х4, х5; углов зацеплений а^, Ощ2, аш3, ащ45", модуля зацепления т; передаточных отношений ¡|.2о3, ¡1-3о2; окружной силы

К„=1.

2. Расчет углов давления Х2, Х3 (выполняется аналитически либо графически).

Рисунок 9 - Разложение сил в двухпрофшгьном зацеплении

о, О,, о.

Рисунок ] 0 - Силы действующие в БПП Ш.! 2423634

3. Расчет моментов Т|, Т2, Т3 и окружных сил ¥{2, Ро:

Т,=Р„-(1ш./2; Т2 =1|-2оз'Т|; Тз=Ь_з02'Ть Р,2 = 2Т2/ <1Ш2; Р,з=2Тз/с1юз.

4. Полные результирующие реакции в центроидных парах (отнесенные к Р,,): К. ] 4 ~ Бц/сОв СС(01; = 1*45 = Рд/сОв Х2\ Яз4 = Р(3/С05 Х3.

5. Реакции на боковых сторонах зубьев:

п = р + а,,„). = -аш|)

раб| \ • ' обр| 1 • ~

зт2аи1 зт2аа1

6. Нормальные реакции в зацеплениях:

К-|1|=К|4; Кп2= Краб2+К-обр2; КпЗ= КрабЗ+КобрЗ; Кп45= Rpaб45+Roбp45•

7. Фактические тангенциальные силы на зубьях:

Р(2= Краб2'с08 аш2; Р,3= Крабз'СОБ аюз; Р(45= Кра645'с08 аш45-

8. Вывод данных: Х2, Х3, Р,ь Б,2, Р13, Ть Т2, Т3, 11пЬ К„2, ^з, 1^45, РС2, Ро, Р145-

Аналогичные алгоритмы силового анализа разработаны и для других БПП.

В инженерной практике расчет КПД обычно производится по формулам, выведенным для конкретного типа передач. В технической литературе отсутствуют методики, по которым можно вычислить КПД ряда безводильных передач. Автором выведена формула для расчета КПД БПП различных типов.

Коэффициент полезного действия (КПД) механизма - это отношение полезной Рпол мощности к затраченной Рзат : т) = Рпол / Рзат= Р„ол / (РП0Л+2Рга).

Мощность потерь Рш в двухточечном зацеплении и в присутствии двух-венцовых сателлитов:

рп! = г-ш^.+ЯоврО-Уга - 1Н-0-(1/2Ш1 ± 1/гк1)-кргщ, где £ - расчетный коэффициент трения; К.рай и К,1Йр] — нормальные реакции в 1-ом двухпрофильном зацеплении; V) - окружная скорость на центральном колесе 1; ¡ни - передаточное отношение от водила к данному центральному колесу; Ът - число зубьев шестерни; Ъ^ - число зубьев колеса; кр1 - коэффициент, зависящий от коэффициентов смещений; - коэффициент, равный отношению окружной скорости в ¡-ом зацеплении к окружной скорости V].

Полезную мощность Рпол выразим через расчетные параметры на входе (сила Р(1 взята без учета потерь в передаче): Рпол = Бц ■ V,.

Окончательная расчетная формула для определения КПД механизмов рассматриваемого класса:

X Г ( 1 1 У|

¡=1

где Я'™ - отношение нормальной реакции в ¡-ом зубчатом зацеплении Яп( к силе Бц.

Для ориентировочной сравнительной оценки потерь в различных схемах БПП, предлагается использовать критерий Ып= N1 + 1,5-N2, учитывающий числа однопрофильных N1 и двухпрофильных N2 зацеплений, последовательно включенных в кинематическую цепь, связывающую силовые колеса.

Результаты расчётов КПД различных БПП (при £=0,1; кр|=1) в зависимости от передаточного отношения показаны на рис. 11.

л

0.8 0,6 ОА

0.2

2.6

1 1

• п Vх -2ц

4 8 у 1

О

20

1*0

60

80

120

I - 1)8 137267(112.4, рис. 1) N„=3.5; 2- тоже, но с кольцами (1122.4) N„=2; 3 - \УО 92053724 (122.4) N„=3.5: 4 - то же, но с кольцами (1122.4) N„=2: 5- яи 2442045 (1224.24. рис, 4) Ып=2; 6- 1Ш 105387 (1124.14, рис. 3) N„=2; 7- Ии 2423634 (124.24. рис. 2) Ып=4.5: 8- Яи 2463499 (1220.44, рис.6) N„=4;

А, Б - 124.24. экспериментальные значения Рисунок 11 - Зависимость КПД (г|) от передаточного отношения (¡)

В целом КПД безводильных передач соизмерим с КПД червячных передач. КПД передач (кривые 2, 4, 5, 6) с поддерживающими кольцами или роликами несколько выше, чем без них (кривые 1, 3, 8). Наибольшие потери (кривая 7) имеет передача ГШ 2423634 (рис. 2) с двумя слоями сателлитов, однако, именно эта передача наиболее компактна, а при передаточном отношении \ = 4...6 она имеет приемлемый КПД (свыше г| = 0,8). Несмотря на сравнительно невысокий КПД, безводильные передачи имеют перспективы использования в приводах, рассчитанных на кратковременную работу. Их применение целесообразно в двух параметрических областях:

1) при передаточных отношениях 3...20 (КПД - 0,8...0,9);

2) при передаточных отношениях 15...200, как самотормозящей передачи (КПД-0,3...0,4).

Пятая глава посвящена физическому моделированию ШШ/ШШ&е новых БПП (рис. 12) с целью проверки их принципиальной работоспособности, а также проверки мето- а б в

дики геометрического Рис>™к 12"Молели ппп

расчета по условиям сборки и методики расчета КПД. В этой главе также упорядочены полученные данные о свойствах БПП разных типов и приведены примеры конструктивной проработки БПП применительно к узлам конкретных машин.

Для экспериментального определения КПД были изготовлены опытные образцы передачи 124.24,1Ш2423634 (рис. 2) с параметрами:

1

к=7, г,=66, 22=60, 23=102, 24=25=18 и к=13, 2,=80, 22=76, 23=102, 24=25=11 (рис. 12в).

Эксперимент проводился на стенде (рис. 13). На рычаге 3, связанным с ведомым валом редуктора, закреплялся груз. При этом рычаг 2 медленно поворачивали, измеряя усилие при помощи динамометра. Значения КПД, полученные в результате эксперимента, показаны на рис. 11 (т.т. А, Б). Таким образом, измерения подтвердили правильность разработанной методики расчета КПД БПП в отношении порядка получаемых величин и влияния передаточного отношения.

Для облегчения использования БПП широким кругом конструкторов свойства схем, представляющих наибольший практический интерес, сведены в таблицу 4. Наибольшей простотой и компактностью обладают конструкции БПП со структурными числами 112.4, 122.4, 124.24.

Таблица 4. Свойства основных схем Б11П

1 - редуктор; 2 - рычаг входною вала; 3 - рычаг выходного вала; 4 - стойка Рисунок 13 - Стенд для испытания безводилыюй передачи

Одновременно удовлетворяют требованиям симметрии нагружения и осевого входа-выхода схемы: 124.14, 124.24, 1124.14, 1224.24. Более высокий КПД имеет схема 1122.4 и новые схемы БПП с двумя слоями сателлитов: 1124.14, 1224.24, 1224.4.

В качестве примеров применения БПП в машинах разработаны конструкции ручного привода трубопроводной арматуры и электромеханического привода механизма натяжения гусеницы.

Принципиальная конструкция редуктора привода трубопроводной арматуры показана на рис. 14. Она разработана на базе «простейшей» безводильной планетарной передачи 122.4, известной по патенту ШО 9205372. Привод вклю-

Рисунок 14 - Привод трубопроводной арматуры на ба'зе схемы "122.4" \УО 9205372 чает стойку 9, подвижную втулку 10 с кулачками, предназначенными для взаимодействия с гайкой задвижки, посредством шпонки 11, а также редуктор привода. Редуктор привода содержит ведущее центральное колесо 1, соединенное со штурвалом 6; ведомое центральное колесо 2, жестко связанное с подвижной втулкой 10; опорное центральное колесо 3; сателлиты, венцы 4, 5 которых со- I

единены между собой посредством штифтов-заклёпок. Передаточное число редуктора 4,7. Привод может работать в двух режимах: 1) с включенным редуктором, когда центральное колесо 3 зафиксировано на стойке 9 посредством винтов 8, 2) с отключенным редуктором, когда маховик 6 напрямую связан с ведомым звеном посредством винтов 7. Достоинства нового привода - компактность и технологичность, при использовании 2Д-технологий.

Другая конструкция редуктора разработана нами на базе БПП «124.244» 1Ш 2517936. Она предназначена для четвертьоборотного привода трубопроводной арматуры. К этому приводу предъявляется требование самоторможения при малых передаточных отношениях (порядка 15...30).

Редуктор привода рис. 15 содержит ведущее центральное коле-

г. ? 1 I

Рисунок 15 - Четвертьоборотный редуктор привода шюрио-раулируюшен армат уры

набате ВШ1 «124.244» 1Ш 2517936

со 1 с наружными зубьями и два силовых центральных колеса, одно из которых -опорное 2 имеет наружные зубья, а другое - ведомое 3 - внутренние. Между силовыми центральными колесами в два слоя в шахматном порядке расположены силовые сателлиты 4, 5. Ведущее центральное колесо 1 взаимодействуете дополнительными сателлитами 6, которые взаимодействуют с силовыми сателлитами 4 внешнего слоя. Рассматриваемая передача имеет 14 пар силовых сателлитов (к=14) и 7 дополнительных сателлитов.

Передаточное отношение 11_2оз от центрального ведущего колеса 1 к ведомому 2:

¡1-зо2=11-но2'1ц-зо2=(-5,75)'(-4,54)=26,1, где 11-Н02 и ¡н-зо2 _ передаточные отношения от ведущего звена 1 к мнимому водилу Н и от мнимого водила Н к ведомому звену 3 при остановленном опорном звене 2.

Расчетный КПД этой передачи:

Т1*=Л1-Н02'Т1Н-302=0,93-0,45=0,42. Самоторможение редуктора обеспечивается его второй «ступенью» 1н-зо2= -4,54. Причиной высоких значений потерь в этом механизме является наличие трех зубчатых двухпрофильных зацеплений, последовательно включенных в силовую кинематическую цепь между опорным и ведомым колесами.

Достоинства спроектированного редуктора - сравнительно малые габариты и необходимое для четвертьоборотного привода самоторможение.

Конструкция электромеханического привода механизма натяжения гусеницы (МНР) рис. 16 защищена патента ботана на базе безводильной планетарной передачи 1220.44 (рис. 6а). Редуктор содержит корпус 2 с крышкой 3. Центральное опорное колесо редуктора состоит из двух одинаковых зубчатых венцов 5, 6. Ведомое центральное колесо 8 закреплено на валу кривошипа 9 механизма натяжения гусеницы. Ведущее центральное колесо 12 выполнено с тремя внутренними зубчатыми венцами. Сателлиты состоят из вала-шестерни 13 и одинаковых боковых шестерен 14, 15. С венцами ведущего колеса 12 взаимодействуют шестерня электропривода 16 и шестерня ручного дубле-17. Технический результат изобретения - снижение веса МНГ, освобождение части «забронированного объема», улучшение доступа к ручному дублеру.

1ми 1Ш 2464198, Ии 140651. Она разра-

Рисунок 16 - Редуктор механизма натяжения гусеницы Ли 2464198, Ки 140651

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ

Проведенные исследования позволили получить следующие результаты и выводы:

1. Выполнен анализ структурных схем существующих планетарных механизмов и методов их параметрических расчетов. Установлено, что представления о структуре безводильных передачах нуждаются в систематизации. Выбран метод формализованного описания центроидных механизмов, пригодный для осуществления структурного синтеза БПП.

2. Разработан метод и алгоритм формализованного структурного синтеза БПП, включающий в себя этапы: распределения элементов по двум группам; генерации структурных чисел; конкретизации видов связей (получение структурных формул кинематических цепей); перехода от кинематических цепей к механизмам и анализа кинематических возможностей этих механизмов. Метод позволяет генерировать все структурные схемы БПП заданной сложности.

3. В результате проведения формализованного структурного синтеза упорядочен массив структур БПП с одним и двумя слоями сателлитов. Установлено, что работоспособные БПП с одним слоем сателлитов уже известны. Синтезированы новые схемы механизмов с двумя слоями сателлитов, запатентованные с участием автора, в том числе схема (1Ш 2442045), не содержащая внутренних зацеплений и позволяющая осуществлять подачу и съем движения в осевом направлении, а также передачи с фрикционными кинематическими парами (1Ш 2466315,1Ш 2013150573), отличающиеся своей технологичностью.

4. На основании использования эвристических приемов предложен ряд новых схем и конструкций БПП, запатентованных с участием автора: передачи с двухзвенными сателлитами (1Ш 2463499, 1Ш 108525), отличающиеся улучшенной технологичностью; передача с тремя слоями сателлитов (1Ш 2517936), отличающаяся увеличенным передаточным числом.

5. Выбран принципиальный метод геометрического расчёта БПП. Решена задача расчета по условиям сборки БПП с двумя слоями сателлитов при наличии непосредственной связи между соседними структурными фрагментами. Разработаны алгоритмы, которые позволяют выполнить геометрический расчёт основных типов БПП.

6. Решены задачи силового расчета БПП при наличии в них плавающих сателлитов и двухточечных кинематических пар (двухпрофильных зацеплений). Разработаны алгоритмы, позволяющие осуществить силовой расчёта БПП различных типов.

7. Разработана методика расчета КПД безводильных передач. Предложена универсальная расчетная формула. Порядок получаемых значений и характер зависимости КПД от основной кинематической характеристики - передаточного отношения экспериментально подтвержден испытанием опытного образца передачи вида 124.24. Установлено, что КПД БПП соизмерим с КПД червячных передач. Более высокий КПД имеют схемы, характеризующиеся меньшим числом зубчатых зацеплений в силовых контурах и содержащие поддерживающие кольца.

8. Упорядочена информация о свойствах БПП разных типов. Установлено, что наиболее просты и компактны БПП со структурными числами 112.4, 122.4, 124.24, одновременно удовлетворяют требованиям симметрии нагруже-ния и осевого входа-выхода схемы 124.14, 124.24, 1124.14, 1224.24 и лучший КПД имеют схемы 1122.4, 1124.14, 1224.24, 1224.4.

9. Проведена конструктивная проработка БПП применительно к ручному приводу трубопроводной арматуры. Разработана конструкция редуктора механизма натяжения гусеницы (RU 2464198, RU 140651). Предложенные конструктивные решения приняты к внедрению на предприятиях: ООО «СТЭК» и ОАО «СКБМ».

ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ: В рецензируемых научных журналах, рекомендуемых ВАК РФ:

1. Волков Г.Ю. Условия сборки планетарной передачи с двумя слоями сателлитов / Г.Ю. Волков, Э.В. Ратманов, Д.А. Курасов, C.B. Колмаков // Сборка в машиностроении, приборостроении. - М.: Машиностроение, 2010. - № 10 - С. 22-26.

2. Волков Г.Ю. Безводильная планетарная передача с сателлитами на двух уровнях / Г.Ю. Волков, Э.В. Ратманов, Д.А. Курасов, C.B. Колмаков // Вестник машиностроения.-М. : Машиностроение, 2010.-№ 12.-С. 10-12.

3. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Новые конструкции и технические возможности безводильных планетарных передач // Транспорт Урала. 2013. - № 4. С. 75 - 78.

4. Колмаков C.B. Силовой анализ фрикционно-зубчатых безводильных планетарных передач // Омский научный вестник. - Омск. : Изд-во ОмГТУ, 2014. -№ 1 (127).-С. 130-133.

5. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Структурный синтез безводильных планетарных передач // Вестник машиностроения. - М. : Машиностроение, 2014 - № 4,- С. 26-30.

В других изданиях:

1. Набоков В.К. Механизм натяжения гусеницы, построенный на базе безводиль-ной планетарной передачи / В.К. Набоков, Г.Ю. Волков, C.B. Колмаков // Вестник Курганского государственного университета. Серия «Технические науки». — Вып. 6. Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2011. С. 7-11.

2. Волков Г.Ю. Фрикционно-зубчатая безводильная планетарная передача / Г.Ю. Волков, Д.А. Курасов, C.B. Колмаков // Вестник Курганского государственного университета. Серия «Технические науки» . - Вып. 6. Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2011. С. 16-18.

3. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Геометрический расчёт безводильной планетарной передачи // Вестник Курганского государственного университета. Серия «Технические науки». - Вып.7. Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2012. С. 5-9.

4. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Формирование условий сборки безводильных планетарных передач по методу «зубчатых контуров» // Высокие технологии в машиностроении: Материалы Международной научно-технической конференции. - Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2012. — С. 302-306.

5. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Силовой анализ и расчёт кпд безводильных планетарных передач с дополнительными сателлитами // Инновации и исследования в транспортном комплексе: Материалы первой международной научно-практической конференции. - Курган, 2013. - С. 23-26.

6. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Безводильные планетарные передачи. Новые схемы, технические возможности // Автомобилестроение: проектирование, конструирование, расчет и технологии ремонта и производства: материалы Всероссийской научно-практической конференции., Ижевск, 26 апреля 2013 г. -Ижевск : Изд-во ИжГТУ, 2013. - С. 65-71.

7. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Формализация структуры центроидных механизмов и синтез безводильных планетарных передач // Современное машиностроение. Наука и образование: материалы 3-й Международной научно-практической конференции. - СПб. : Изд-во Политех, ун-та, 2013. - С. 301-310.

8. Колмаков C.B. Силовой анализ безводильных планетарных передач с одно-звенными и двухзвенными сателлитами // Современное машиностроение. Наука и образование: материалы 3-й Международной научно-практической конференции. — СПб. : Изд-во Политех, ун-та, 2013. - С. 337-346.

9. Колмаков C.B. Безводильные планетарные передачи с двухзвенными сателлитами // Вестник Курганского государственного университета. Серия «Технические науки». -Вып. 8. Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2013. С. 3-5.

10. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Повышение технических характеристик безводиль-ной планетарной передачи за счёт увеличения коэффициента смещения на внутренних зубьях // Вестник Курганского государственного университета. Серия «Технические науки». — Вып. 8. Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2013. С. 5-9.

11. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Формализация синтеза схем безводильных планетарных передач // Вестник Курганского государственного университета. Серия «Технические науки». - Вып. 8. Курган: Изд-во Курганского гос. ун-та, 2013. С. 10-12.

12. Волков Г.Ю., Колмаков C.B. Алгоритмы расчета безводильных планетарных передач // Вестник Курганской ГСХА. - №4. Курган: Изд-во Курганской ГСХА, 2013. С. 20-23.

13. Волков Г.Ю. Синтез и анализ безводильных планетарных передач / Г.Ю. Волков, C.B. Колмаков, Д.А. Курасов // Теория и практика зубчатых передач : Сборник трудов Международного симпозиума. Ижевск : Изд-во ИжГТУ, 2014. С. 174-180.

14. Волков Г.Ю., Курасов Д.А., Колмаков C.B. Разработка конструкций центроидных механизмов, адаптированных к 20-технологиям // Инновации и исследования в транспортном комплексе. Материалы второй Международной научно-практической конференции. - Курган, 2014. С. 10-12.

Патенты РФ:

1. Безводилъная планетарная передача: патент на полезную модель Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Кол маков C.B., Курасов Д. А. № 108525 от 20 сентября 2011 г.

2. Безводильная планетарная передача: патент на изобретение Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Колмаков C.B. № 2442045 от 10 февраля 2012 г.

3. Безводильная планетарная передача: патент на изобретение Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Колмаков C.B. № 2463499 от 10 октября 2012 г.

4. Безводильная планетарная передача: патент на изобретение Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Колмаков C.B., Курасов Д.А. № 2466315 от 10 ноября 2012 г.

5. Механизм натяжения гусеницы с электроприводом: патент на изобретение Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Колмаков C.B., Набоков В.К. № 2464198 от 20 октября 2012 г.

6. Безводильная планетарная передача: патент на изобретение Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Колмаков C.B. № 2517936 от 22 октября 2013 г.

7. Планетарный редуктор механизма натяжения гусеницы: патент на полезную модель Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Колмаков C.B., Набоков В.К. № 140651 от 8 октября 2013 г.

8. Безводильная планетарная передача: заявка на полезную модель Рос. Федерация / Волков Г.Ю., Колмаков C.B. № 2013150573 от 13 ноября 2013 г.

Подписано в печать . Формат 60x84/16 Усл.печ.л. 1,5 Тираж 100 экз. Заказ № Отпечатано в РИЦ КГУ 640000, г. Курган, ул. Гоголя 25