автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Силовая одноволновая зубчатая передача

СХІДНОУКРАЇНСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

\ З с д

НА ПРАВАХ РУКОПИСУ

, : » • ," М V ' ' '

і '< IV*.і

УДК 621.83

Нечепуренко Олександр Васильович СИЛОВА ОДНОХВИЛЬОВА ЗУБЧАСТА ПЕРЕДАЧА

Спеціальність 05.02.02 - Машинознавство

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук

Луганськ - 2000

Робота виконана на кафедрі '"Технологія машинобудування” Приазовського державного технічного університету Міністерства освіти і науки України.

Науковий керівник: доктор технічних наук, професор

Маргуліс Михайло Володимирович,

Приазовський державний технічний університет, професор кафедри “Технологія машинобудування”

Офіційні опоненти: доктор технічних наук, професор Шишов Валентин Павлович,

Східноукраїнський національний університет, м Луганськ, завідуючий кафедрою “Машинознавство”;

кандидат технічних наук, доцент Полєтучий Олександр Іванович,

Державний аерокосмічний університет ім.М.Є.Жуковського “ХАІ” м.Харків, доцент кафедри проектування літаків та вертольотів.

Провідна установа: Одеський державний політехнічний університет Міністерства освіти і науки України.

Захист відбудеться “ 50 ” /¡¿¿'та/гада 2000 р. о ^ годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д29.051.03 Східноукраїнського державного університету за адресою:

91034, м.Луганськ, кв.Молодіжний, 20а

З дисертацією можно ознайомитися у бібліотеці Східноукраїнського державного університету за адресою:

91034, м.Луганськ, кв.Молодіжний, 20а

Автореферат розісланий ‘

2000 року.

Вчений секретар спеціалізованої вченої ради

Осенін Ю.І.

ЗАГАЛЬНА ХАРАКТЕРИСТИКА РОБОТИ

У сучасних умовах переведення всієї економіки країни на ринкові видносини успішний розвиток конкретної галузі господарства повною мірою залежить від рівня досягнення техніко-економічних показників і конкурентної спроможності виробляємо! продукції. Для машинобудування це насамперед мінімізація матеріало-і енергоємністей обладнання при досягненні його надійного функціонування.

Актуальність теми. Перспективним напрямком вирішення цієї задачі є удосконалення приводних механізмів обладнання. Розв'язання проблеми можливо через використання прогресивних видів зубчастих передач.

З усієї різноманітності зубчастих передач вирізняються однохвильові зубчасті передачі (ОХЗП) які мають найбільше передавче відношення у одному ступеню при інших рівних умовах. Але при наявністі незаперечних переваг (найменші масо- і енергоємності, меньша собівартість) ОХЗП мають відчутні недоліки - силова неурівноваженість основних ланок хвильового зачеплення як наслідок наявності однієї зони зачеплення, шо спричиняє віджим генератора хвиль (ГХ) від гнучкого зубчастого колеса (ГЗК) та прослизування деформованої ланки відносно ГХ при передаванні навантаження. Цей недолік не дозволяє використовувати ОХЗП у силових механізмах і значно зменьшує техніко-економічний ефект їх застосування. Таким чином, актуальною стає задача створення силових ОХЗП.

Зв’язок роботи з науковими програмами. Дослідження виконувались у межах робот по програмі “Розроблення оптімальних конструкцій хвильових зубчастих передач” кафедрі "Технологія машинобудування" Приазовського державного технічного університету.

Мета і задачі досліджень.Мета роботи - розроблення засад розрахунку і принСипових конструкцій однохвильових зубчастих передач для приводів тяжконавантажених машин.

Для досягнення постановленої мети у дисертації вирішувалась наступна низка

задач:

• розроблення структурно-кінематичних і конструктивних схем силових ОХЗП;

* розроблення методики розрахунку основних параметрів силових ОХЗП;

• розробка теорії і методики розрахунку напружено-деформованого стану ГЗК ОХЗП;

• розробка методики розрахунку сшг, які діють у хвильовому зачепленні, з урахуванням неосесіметричного прикладання навантаження;

■ розробка методики досліджень стомленості ГЗК на зразках-аналогах;

* дослідження впливу конструктивно-технологічних факторів на стомлену міцність ГЗК;

■ розробка методики динамічного аналізу ОХЗП;

* створення конструкції та дослідного примірника силової ОХЗП;

■ експериментальні випробування дослідно-промислового редуктора з ОХЗП в стендових умовах.

Об'єкт досліджень - створення працездатного тяжконавантаженого високоекономічного приводу.

Предмет досліджень - силова однохвильова зубчаста передача.

Методи досліджень. Для вирішення задач роботи використовувались наступнітеоретичні та експериментальні методи: для створення структурно-кінематичних і конструктивних схем і методики розрахунку основних параметрів силових ОХЗП, а також конструювання промислово-дослідного зразку ОХЗП -методи теоретичної механіки та деталей машин; для розробки теорії і методики розрахунку напружено-деформованого стану ГЗК ОХЗП - загальній моментна теорії циліндричних оболонок В.З.Власова і теорію пружністі; для досліджень стомленості ГЗК - методи опіру матеріалів, насамперед теорія стомленності; для динамічного аналізу ОХЗП - методи динаміки машин; при розробці та аналізі експериментальних досліджень - методи планування експерименту', теорії імовірності та загальної теорії математичної статистики.

Наукова новизна одержаних результатів. Вперше розроблени структурно-кінематичні і конструктивні схеми силових ОХЗП (патенти України №13958 і №21481), використання яких значно знижує масо- і енегроємності приводів у порівнянні з традиційними зубчастими передачами і забеспечує надійну працездатність у порівнянні з неурівноваженими ОХЗП.

Вказано на відмінність у відтворенні зон зачеплення у одно- і багатохвильових передачах, на підставі якої вперше розроблені теоретичні засади напружено-деформованого стану і методика розрахунку на міцність ГЗК ОХЗП.

Запропановані теоретичні засади дослідження стомленості ГЗК за допомогою зразків-аналогів, на підставі яких розроблена методика визначення параметрів стомленості ГЗК за допомогою зразків-аналогів.

Вперше розроблени теоретичні засади динамічного аналіза ОХЗП, що дозволяє оцінити роботу механізму з ОХЗП у перехідних процесах.

Практичне значення одержаних результатів.По результатам досліджень розроблени основи проектування силових ОХЗП з рухомим і нерухомим ГЗК і методика визначення їх основних параметрів.

Розроблени рекомендації по проектуванню найбільш відповідальної ланки ОХЗП - ГЗК з урахуванням запропанованих теоретичних засад напружено-деформованого стану ГЗК ОХЗП та методики і результатів випробувань на стомленість на зразках-аналогах ГЗК.

Розроблени і виготовлени випробувальний стенд і дослідно-промисловий примірник редуктора з силовою ОХЗП з рухомим ГЗК на виробничої базі ОАО”Азов” (м.Маріуполь), який виявив достатню працездатність під час випробувальних досліджень. Це дозвояює стверджувати про правомірність

з

використання розроблених рекомендацій по проектуванню, розрахунку і технології виготовлення ОХЗП.

Наведені методики використовано у проектних підрозділах ОАО “МК”Азовсталь”, де їм надано схвальних відгуків.

Особистий внесок здобувача. Особистий внесок здобувача складає:

■ теоретичну постановку задач досліджень] 1,3,4];

■ розробку структурно-кінематичних і конструкційних схем силових ОХЗП з рухомим і нерухомим ГЗК[5,6,];

■ удосконалення силового і геометричного розрахунку ОХЗП [7,11,13,14];

• розроблення теоретичних засад напружено-деформованого стану ГЗК ОХЗП на підставі відмінності у відтворення зон зачеплення у одно- і багатохвильових передачах [4,8];

* розробка методики і запровадження досліджень стомленості ГЗК на зразках-аналогах [1,2,10, 12];

■ розроблення методики динамічного аналізу ОХЗП [3];

■ розробку конструкції і створення дослідно-промислового примірника силової ОХЗП, запровадження дослідних випробувань[9,13].

Апробація результатів дисертації. Основні результати дисертаційної роботи доповидались, обговорювались і одержали позитивну оцінку на Всеукраїнській олімпіаді по технології машинобудування (м.Луганськ, 1993, 2-ге місці на конкурсі студентських праць), Регіональних науково-технічних конференціях (м.Маріуполь, 1996,1997,1998), Науково-практичних конференціях молодих фахівців МК”Азовсталь” (м.Маріуполь, 1998,1999), засіданнях кафедри "Технологія машинобудування" Приазовського державного технічного університету (м.Маріуполь, 1994-1998), технічних радах Центральної лабораторії автоматізації і механізації МК”Азовсталь”(м.Маріуполь, 1997-2000).

Публікації.

Основний зміст дисертаційної роботи опублікован у 14 працях, у тому числі

4 статті у збірниках наукових праць, 2 патенти України на винахід, 2 статті депоновані в ОНТІ України, 6 тез доповідей на наукових конференціях.

Структура та обсяг дисертації.

Дисертаційна робота складається з вступу, 6 глав і додатків.

Повний обсяг дисертації викладен на 129 сторінках, 29 малюнків на 26сторінках і 1 таблицю на 1 сторінці, додатки на 22 сторінках, 92 літературних джерела на 9 сторінках.

ОСНОВНИЙ ЗМІСТ РОБОТИ У Розділі 1 “Огляд стану питання дослідження однохвильвих зубчастих передач” здійснений аналіз існуючих теоретичних та експериментальних досліджень однохвильових зубчастих передач.

Значний вклад в створення працездатних ХЗП зробили відомі вчені ВолковД.П., Маргуліс М.В., Гінзбург Є.Г., Шувалов С.І. та інш. Ця робота є продовженням їх досліджень саме для ОХЗП.

З огляду виходить, що однохвильові зубчасті передачі у значной кількості робот розглядаються як окремий випадок багатохвильових (двохвильових) передач, неурівноваженість прикладання навантаження яких ураховується наданням відповідного коефіцієнту запасу. При цьому не розглядаються : напруженно-деформованний стан гнучкого колеса однохвильової передачі, яке працює у спеціфічних умовах; дослідження стомленності гнучкого зубчастого колеса; розрахунок сил у хвильовому зачепленні; динамічний аналіз передачі та інші питання.

Досліджувались, здебільшого, ОХЗП з кулачковим генератором хвиль (по цьому типу найбільша кількість праць), в той час як дисковий, найбільш простий конструктивно і технологічний у виготовленні, розглядається лише у роботах В.П.Гузенкова.

Характерним є те, що усі дослідженні конструкції ОХЗП є кінематичними, тобто працюючи практично без навантаження. Це не дозволяє використовувати висновки наведених досліджень при створенні силових ОХЗП, що значно обмежує галузь їх використання.

У зв’язку з цим актуальним стає завдання створення працездатної конструкції силової ОХЗП на базі розробки методики її розрахунку, технології виготовлення та експериментальних досліджень її працездатності. Така передача у зв’язку з тим, що збільшення передаточного відношення в одному ступеню удвічі дозволяє отримати значний техніко-економічний ефект у порівнянні з двохвильовими передачами.

У Розділі 2 “Створення силової однохвильової зубчастої передачі для приводів важконавантажених машин” розроблені структурно-кінематичні схеми ОЗХП з рухомим та нерухомим гнучкими зубчастими колесами з силовим урівноваженням її основних ланок, а також запропанована методика розрахунку основних параметрів такої передачі.

Для усунення силової неурівноваженості генератора хвиль, збільшення довговічністі та надійністі ГЗК розроблені оригінальні конструктивні рішення ОХЗП.

В основу запропанованих та розроблених конструкцій покладено використання трьохдискового ГХ, у якому для деформування ГЗК застосовується лише один диск , а два інших, які обкатуються по спеціальним біговим доріжкам, виготовленим на жорсткої опорі, відтворюють силове урівноваження. Це забеспечує збільшення жорсткості у зоні хвильового зацепления, а також залишає позитивні якісті трьохдискового генератора хвиль, а саме; просту балансировку обертаючихся груп мас та розвантаження опор вала генератора при незначній віброактивності передачі.

Розроблени конструкції силових ОХЗП з рухомим і нерухомим гнучкими колесами.

Рис. 1. Конструктивна схема силової одно хвильової зубчатої передачі з рухомим гнучким колесом:

1 - корпус;

2 - гнучке зубчате колесо;

3 - жестке зубчате колесо;

4 - проміжна втулка;

5,6,7 - диски генератора хвиль;

8 - ексцентріковий вал;

9 - вихідний вал;

10 - подвійна зубчаста муфта.

Передача з рухомим ГЗК (рис.1) містить корпус 1, у якому встановлені ГЗК 2, виготовлено у вигляді стакана без дна, жорстке зубчасте колесо 3 та генератор хвиль. У корпус 1 встановлена проміжна втулка 4, на внутрішньому боці якої виготовлені бігові доріжки; ГХ є трьохдисковий, у якому крайній диск 5 встановлений з можливістю контакта з внутрішньою поверхнею ГЗК 2, а середній 6 і крайній 7-з біговими доріжками втулки 4. Диски 5,6,7 встановлені на ексцентріковому валу 8 за допомогою радіальних підшипників. ГЗК 2 з’єднано з вихідним валом 9 за допо-могою подвійної зубчастої муфти 10, яка знаходиться у зачепленні зі шліцевими зубчастими вінцами ГЗК 2 та вихідного вала 9.

Передача з нерухомим ГЗК (рис.2) містить корпусні втулки 1, на зовнішньому боці яких встановлено ГЗК 2, яке виготовлено у вигляді тонкостінної цилиндрічної оболонки з хвильовим зубчастим вінцем посередені. Під зубчастим вінцем з

натягом встановлено підкладне кільце 3, внутрішній діаметр якого відрізняється від внутрішнього діаметра корпусних втулок 1 на розмір радіальної деформації ГЗК. На внутрішньої поверхні корпусних втулок 1 виготовлені бігові доріжки. Генератор хвиль є трьохдисковий і встановлений так, що середній диск 4, який зміщений відносно до крайніх у протилежний бік від осі обертання передачі, контактує з підкладним кільцем 3 та забеспечує відтворення зони хвильового зачеплення, а крайні диски 5 і 6, що контактують з біговими доріжками корпусних втулок 1, відтворюють силове урівноваження генератора хвиль. ЖЗК 8 встановлено за допомогою радіальних підшипників, зовнішні кільця яких обпераються на ЖЗК, а внутрішні - на корпусні втулки 1.

Рис. 2. Конструктивна схема силової однохвильової зубчастої передачі з нерухомим гнучким колесом:

1 — корпусні втулки;

2 - гнучке зубчасте колесо;

3 - підкладне кільце;

4, 5, б - диски генератора хвиль;

7 - эксцентриковый вал;

8 - жестке зубчасте колесо,

В обох випадках ГХ розглядається як двообперта балка, у якої навантаження прикладається з боку деформуючого диска та урівноважується у опорах компенсаційних дисків.

Аналіз кінематичних схем запропанованих передач довів відсутність в них збиткових зв’язків, що підтверджує раціональність механізмів.

Розрахунок урівноважених ОХЗП виконано на основі типового алгоритму розрахунку ХЗП з урахуванням специфіки конструкції наведених передач.

При проектуванні ОХЗП було ураховано,що:

• при виборі конструктивної схеми ОХЗП раціонально використовувати схему з рухомим ГЗК для механізмів обертання, а схему з нерухомим ГЗК - для вантажопідйомних механізмів;

• урівноважені ОХЗП доцільно використовувати у діапазоні передаточних відношень у одному ступені і = 300...800;

• розрахунок зовнішнього діаметру диска генератора хвиль тд здійснюється по формулі:

г д = 'А 6 вяуір .и, -е + ие+Да + 0,1 ш + \lsina, (1)

де сі „„утр юл - внутрішний діаметр підкладного кільця ( або ГЗК при відсутністі ПК); е - ексцентріситет вала генератора хвиль;

о е - радіальна деформація ГЗК;

Д V, - сумарний радіальньш зазор у ланцюгу ексцентріковий вал - диск ГХ;

0,1т-радіальний натяг у з’єднанні диск ГХ - ГЗК; j - боковой зазор у зачепленні.

Перевірочний розрахунок ОХЗП вміщує у собі розрахунок на статичну і стомлену міцність, який виконується на підставі теоретичного розглядання напружено-деформованого стану ГЗК, як найбільш навантаженої деталі у передачі, та дослідження стомленості на зразках-аналогах відповідного ГЗК з наступним динамічним розрахунком передачі в цілому на підставі схематизації привіда у повній або зпрощеної моделях.

У Розділі 3 “Розрахунок напруженого і деформованого стану гнучкого зубчастого колеса однохвильової зубчастої передачі” наведен огляд методик по розрахунку напружено-деформованого стану, наведена принципова відміна створення зон деформування у одно- та двохвильових передачах, на підставі якої по загальній моментна теорії циліндричних оболонок В.З.Власова розроблена методика розрахунку гнучкого зубчастого колеса ОХЗП.

У різних виданнях зустрічається більш 30 робіт по цьому питанню, але з наведеного огляду виходить, що при усій різноманітності праць немає методики по розрахунку ГЗК при неосесиметричному прикладанні навантаження, а, відповідно, вони не дійсні для розрахунку ГЗК ОХЗП.

Хвильове зачеплення у ХЗП здійснюється шляхом притискування зубчастого вінця ГЗК до зубчастого вінця ЖЗК деформуючими елементами генератора хвиль

(дисками, катками, кулачками), які контактують з внутрішньою поверхнею ГЗК. При цьому слід підкреслити принціпову відміну у створенні зон хвильового зачеплення дво- і однохвильових передач.

У двохвильових передачах відбувається осесиметричне прикладання навантаження шляхом того, що деформуючі елементи генератора хвиль розміщуються симетрично відповідно осі ГЗК (рис.З). Поперечний переріз ГЗК, яке деформоване ГХ, буде мати форму овала, контур якого визначається по аналітичним залежностям вида О) — (о0 соз2<р або рівненням еліпса у алгебраїчній формі.

Рис.З .Схема деформації гнучкого колеса у двохвильових зубчастих передачах

61

Рис.4.Схеми деформації гнучкого колеса у ОХЗП

На відміну від двохвильових передач, у яких відтворення двох зон зачеплення відбувається виключно у зв’язку з радіальною піддатливістю ГЗК, в ОХЗГТ можливі наступні випадки відтворення зони зачеплення від дії сили деформування ГХ (рис.4);

• при малій радіальній жорсткості ГЗК у поперечному перерізі в зоні деформування ОраД< і„0,д., де , .Іптл - радіальна і поздовжня жорсткості ГЗК) деформуємий переріз прийме форму ексцентріка, параметри якого визначаються формою і розмірами ГХ (рис.4а);

• при великій радіальній жорсткості ГЗК у поперечному перерізі в зоні деформування (ірад.> Ііюи) відбувається поздовжній вигиб ГЗК при зберіганні первічної форми радіального перерізу(рис.4б);

• при зумірності ПОЗДОВЖНЬОЇ І радіальної жорсткостей Орал/ _Іпозд=ТІ, де п <10) відбувається накладання обох станів деформації з відтворенням сумарної форми поперечного перерізу ГЗК(рис.4в).

Далі доцільно розглядати останній випадок як найбільш повно відбиваючий деформований стан ГЗК ОХЗП.

Розрахунок виконується з використанням загальної моментної теорії циліндричних оболонок В.З.Власова, при цьому для зручності розрахунку виконан лерехід від відносних координат (а,Р) до циліндричних (х,ф).

Рішення знаходиться у вигляді системи рівнень, де компоненти осевого и, окружного і) і радіального о зміщень відбиті залежностями:

m = J A\cos2ip\,

де k - коефіцієнт, що ураховує вплив зубчастого венця на деформований стан ГЗК;

г - ступеневий коефіцієнт, що ураховує кривизну вигибу осі ГЗК;

А, В, С - амплітудні значення компонентов зміщення, де А = ве -максимальна радіальна деформація, необхідна для відтворення хвильового зачеплення і тому доцільно виразити В і С через А.

Співмножник j^yj визначає розташування перерізу, у якому розглядається

деформований стан по довжені ГЗК, тоді як функції cos (sin) визначають розташування конкретної точки в перерізі ГЗК. Тригонометричні функції також відріз-

няються периодами, того що параметри и і со за повний оберт ГХ приймають максимальне значення одии раз, тоді як и - два рази - при вході та виході зубців ГЗК в хвильове зачеплення.

Використував геометрічні залежності, визначаються залежності компонентов В і С від А. Після перетворення система (2) прийме таких вигляд:

со = <4]cos 2^>|;

" = -*[£) flsin<4

и = kxl m\cos2(p\.

(3);

де n - коефіцієнт пропорційності;

N, =

m=^l - cos ^ arcsin — J j - геометрічна залежність параметра C від A. Після діференцирування внутрішні силові фактори матимуть вигляд :

"‘mcos2i) + ^-A^j — cosp + A^-j Асов2<р^-^кг(г-))^-Асо5 2<р —cosp + k^^j Acos2g> + vRkrxr'mcos2<p+-^^-k^~j 4y)cos2pj

(i-v2)ä

Eh

S, =

Rß

Eh 2Ä(l + v)

Eh

2R(] + v)

xr ^ ^ ^ ХГ~^

- 2kxrmsm Txp-Rkr-------------sin gm------2kr------/4sin 2<p

Lrn 12 R Lf

xr~^

-2kxr mw\2ip - Rkr------------sin о і-----2kr—, .-і sin 2c?

ü її 12 R L

M, =-

Eh3

M, =

12йг(і-и3) EhJ

Rkrx' ’mcos2p-2nt^2'j — cos2p-ÄV(r-l)^r-,4cos2p + 4vit^j . ----TJ ~^(у] Acos2<p + vR2r(r-\)k^jj-Acas2<p + k^j^ ^cos2^i|,

u

де h, R - товщина і радіус середньої поверхні оболонки ГЗК;

Ni, Nj - поперечні сили;

Qb Q2 - повздовжні сили;

Si, S2 - здвигаючи сили;

Мі, М2 - гнучи моменти по перерізу, який перпендікулярний осі оболонки , і по осевому перерізу;

Т12Д21 - моменти кручення по осевому перерізу.

Сили, що приводять до деформації оболонки, розглядаються як сумарна зовнішня сила, розкладена на три складові Рь Р2, Р3, котрі в свою чергу знаходяться з рівнень рівноваги оболонки.

Для ОХЗП з дисковим генератором хвиль співвідношення теоретичних та дійсних сил матимуть вигляд:

р, =рд = 0,ЗРг;

Р, = Рср + Рзт sina = рДі + sina- tga,), (5)

Р3 = Рт + Рзт ■ cosa Р, ■ Р., ■ cosa • tga3.

де РА - осіве навантаження;

Рг - сумарне навантаження від генератора хвиль;

Рф - сумарне навантаження від моменту у хвильовому зачепленні; a - угол зсуву фаз ГЗК і диску ГХ;

а, - угол зачеплення зубців.

Напружений стан оболонки характерезується сукупністю нормапьніх Сті, а2, 03

і дотичних Т|2, т2з, Тіз напружень, які пов’язані з деформаціями співвідношеннями закону Гука. Враховуючи малість компонентов тіз. т2і, о?, вони в подальшому не розглядаються.

Після подстановки раніш здобутих значеннь геометричних параметрів деформації значення напружень матимуть вигляд :

Е 1-v

Е

Т|- ~I + v

Е

l-v:

kmrx' 1 cos2ip+v^í-j ^cos 2<p - — |^kr(r - 0~7~ A eos 2ip - j c°s2ip

—Vxr[ —sm2tp + —2kxrmsm2q>-VRl-——sin®-t-4Rki-—Asin2(p ÍZ 2 ( R (xL)' " J 2R1! V n Lr j

k ~ (^ j ^cos2(p- C°5fp j L vkmrxr cos2<p + í-^rl(^j A eos 2tp - vkrfr - A cos2rpjz

де Z — відстань від середнього до розглядаємого шару.

Здобуті значення напружень дозволяють визначити загальний рівень напруженого стану ГЗК за допомогою еквівалентних напружень і оцінити міцність ГЗК по коефіцієнту запаса міцності.

В Розділі 4 “Випробування стомленості гнучких зубчастих колес на зразках-аналогах” запропановані конструкції і розрахунок зразків-аналогів ГЗК, а також методика проведення випробувань стомленості цих примірників на пристрої резонансного типу для знаходження впливу конструктивно-технологічних факторів на стомлену міцність ГЗК, наведени результати цих досліджень.

В якості аналога прийнята балка рівного опіру вигибу, яка зазнає повторно-перемінних навантаженнь на вигиб.

р

Рис.5. Зразки-аналоги гнучких зубчастих колес.

Запропановано три різних типа аналогів : гладкий примірник, що приставляє собою балку з трьох ділянок : ділянка шириною Ь, що переходить через ділянку рівного опіру вигибу в ділянку шириною В; сопряжения виконано по радіусу галтелі р (рис.5а);'

• аналогичний першому гладкий примірник, але з наплавленим на нього шаром металу шириною з і вишиною Н, у якому виконаний виріз глибиною Ь і радіусом г, який відтворює поверхню впадин зубців ГЗК(рис.5б);

• аналогичний другому, але на наплавленому шарі нарізані зубці, які є подібними до зубчатого вінця ГЗК(рис.5в) .

Усі аналоги мають яскраво вказані концентратори напруги, тому розрахунок на стомленість виконується по методіці розрахунків конструкцій по характерному розміру у небеспечному перерізу з використанням теорії імовірності.

В експериментальних дослідженнях використовується пристрій резонансного типу з електро-механічним збудженням коливаннь. Пристрій призначений для проведення випробувань щляхом тензометрії на одному зразку-аналозі з частотою коливань навантаження 2(Н50Гц.

Суть методу випробувань міститься в тому, що межа витривалості, яка знайдена експериментальним шляхом на базі випробувань, рівной ИА = 108 циклів, екстраполюється на більшу базу кривой стомленості.

В якості досліджуємого об’єкта було прийнято ГЗК з середнім діаметром Д = 1200 мм при товшині стінки І = 12 мм і числі зубців г=720 . В якості аналогів використовувались зразки трьох конструктивних виконань довжиною Ь = 500 мм і максимальною товщиною стінки 1 = 12 мм ( матеріалом ГЗК і аналогів була сталь 30ХГСА ГОСТ 4543-71 ) з варіюванням параметрів.

У результаті досліджень встановлено :

• коефіцієнт впливу зубців на напружений стан ГЗК склав 0,8, різниця величин напруження у цільнолистовому і зворному примірниках склала близько 15%, при цьому меньш піддавався стомленості примірник з цілого листа;

• рівень напруження у западинах зубців зубчастого вінця вище рівня напружень у оболонці на 25-30%;

• вплив конструктивно-технологичиих факторів виявився незначним, відповідно 10+15% при максимальному розгоні величин.

У Розділі 5 “Динамичний аналіз однохвильової зубчастої передачі" розроблені найбільш повні динамічна і математична моделі однохвильової передачі в цілому, а також при наявності урівноважуючого ланцюга у генераторі хвиль, виконано приведення повної моделі к двомасової для зпрощення інже-нерних розрахунків.

Динамична модель є ідіалізоване відображення приладу з урахуванням його інерційних, кінематичних та жорсткістних якостей.

При створенні моделі використовувались поняття рухомої (РСТ) та нерухомої (НСТ) стінки, що відображує хвилю деформації і вплив корпуса ОХЗП відповідно.

В приладі, де ОХЗП з рухомим гнучким колесом, крутячий момент передається від двигуна на ексцентриковий вал, далі через деформуючий диск на

підкладне ісільцє, яке встановлено у ГЗК. Після перетворення руху у хвильовому зачепленні крутячий момент від ГЗК через подвійну зубчасту муфту передається на вихідний вал. Крім того, у приводі використовується ланцюг ланок, які відтворюють силову урівноваженість генератора хвиль, яка вміщює в себе додатковий диск, який обкатується по беговій доріжці. На схемі розглядається один диск, який еквивалентний усьому урівноважуючому ланцюгу.

Рис.5. Динамична схема силової ОХЗП з рухомим ГЗК.

Працює привод, де ОХЗП з нерухомим гнучким колесом, наступним чином: від двигуна крутячий момент передається на ексцентриковий вал і далі через

деформуючий диск на з’єднання підкладне кільце - ГЗК, а потім через хвильове зачеплення і ЖЗК на вихідну ланку. Цей прилад також має урівноважуючий ланцюг ланок.

На схемах надані наступні позначення:

• Лік, -їев, -Ід, -ІРСТЬ -)рст2, -Іподв.м, ІЦСТ - ЗВЄДЄНІ МОМЄНТИ ІНЄрцІЇ ЯКОрЯ ДВИГуна, ексцентрикового вала, диска генератора, рухомих стінок 1 і 2, подвійної зубчастої муфти, вихідних ланок, нерухомой стінки відповідно;

• тд- треті, горст:, пігюдв.м , тнет - маси диска, рухомих стінок, подвійної зубчастої муфти, нерухомой стінки відповідно; при цьому прийнято, що момент інерції і маса рухомой стінки нескінченно малі ( тРСт->0, Лічл—>0 ), а маса і момент інерції нерухомої стінки - нескінченно великі (ліцст—к°, інсг->°°);

• Твх, Тдб, Треті, ТрсТ2, Тподвм., ТВИХ.,Р - зведені крутячі моменти двигуна, дісбаланса генератора хвиль, на рухомих стінках, подвійної зубчастої муфти, вихідних ланках і радіальна сила, яка діє на диски з боку корпуса на плечі її;

• фі, фг, Фз, фен., фгж, фпода.м., Фвих - угли повороту якоря двигуна, генератора хвиль, осей шеск ексцентрикового вала, осей дисків, рухомих стінок, закручення нерухомого ГЗК, подвійної зубчастої муфти, вихідной ланки відповідно;

• Х|, Х2, Хі - лілейні сміщення осей шеек ексцентрикового вала, дисків і подвійної зубчастої муфти відповідно;

• ./крі.УкріУіфЗ. jrp.rv.jttA - зведені крутячі жорсткості у з’єднаннях двигун - генератор хвиль, рухоме ГЗК - подвійна зубчаста муфта, подвійна зубчаста муфта -вихідна ланка, нерухоме ГЗК - корпус, генератор хвиль - рухоме ЖЗК відповідно;

• jп.д.,jкm.я.jдopл - зведені радіальні жорсткості підшипників дисків, зони контакту диск - підкладне кільце, диск - доріжка качення відповідно;

• аі - дисіпатівні коефіцієнти на відповідних ланках приводу.

За допомогою наведених схем з використанням рівнення Лагранжа 2-го ро-ду розроблені математичні моделі руху прилада з ОХЗП.

При цьому для схеми рис.5 маємо:

т„ - і ч,і (ф«.-Фі)-“і(Ф„. -Фі) = °;

л,Др„-Рі)+«і(0„+Тдг. -].а(х, -х2)И-(хі -х'гУ’-а,.,,.(А -І2)к^ап„ (-Ї,-х'г)ії = 0;

ІЛд.(х, -х'2)+аПд.(*, -х:)-го;іІ2 -а„,х’г -Р'И = 0. (7)

Ііт.(х! —Хг) + ал«.(^і -х2)-тд -Хг+Т^ =0;

і-л • *г + ■кг~'}пгг, - & ~ І^щ.' <Рз ~ ««».' <?з ~ РН ~ Л,2 (<Рз ~

-а,(ф,-^,)=0;

Л,2(Рі -«>,*„.)■+ “і(рз ..)+Л.„. • £»... -Лрі(р.».». - р«.)--а3(р«.-. ~^)-тл, і3 =0;

»«. ' Ф™. + Іч.3 (фл.--. -Р.М, )+“< (Ф„. - Ф«„ )- Т„. = 0.

Для схеми рис.6 маємо: т„ --1«. -Ф„. -Іч,і(ф„ -Ф.)-“і(Ф„ — Фі) = 0;

Л,і (?« ~ «»1) - “і (ф~-ф\)~ ТяА - (дг, -х\)И-

~У„ЛХі -*гУ>-а..Лх| -¿іУ>' = 0;

І»ЛХ> -х’і) + “»Л*1 -*0-< X; - І*, -*і -Р'-Ь = 0. (8)

І»д.(х,-х2) + аІІД (х,-)і:2)-ііідх2-іт.гдхг -атлх2 =0;

+а,„0х,_ +ТПСІ, -Упст, -^з -^.)-«з(^з -Ф**)-

~і^к> з-ч>пк)-<*ткФі-Фгж)=

І„з(фз -фш)+аз(фз-ф»«)+-г«хфт -т~« =0;

Ізаи(фі -фпк)+азад(ф5 _Фгзк)~ ^пстгФпк + ^'пот2 _ Іпр.пкФпк ~ агзкФпк ~РЬ = 0.

Використовуя здобуті системи рівнень, маємо змогу з урахуванням дійсних значень інерційно-міцностних характеристик досліджувати динамичні процеси в ОХЗП, при цьому слід підкреслити, що індексом «риса» визначені величини, що відносяться до урівноважуючого ланцюга.

Для спрощення розрахунку система зведена до двомасової, де усі інерцій-но-жорсткостні параметри разнесени на дві групи - вхідних і вихідних ланок.

Система рівнень матиме вигляд:

Т„ -С-Ф„ -.)„(<?„ -ф««)-аг(Ф„ -Ф^)=0;

-іч.(ф„-ф№)+тш-а-(ф~-фм«)-^1,ф-« =°; (9)

Іда-ф»их+“--Ф.т-р-ь = 0,

де - зведені моменти інерції груп вхідних і вихідних ланок.

Далі разроблена методика визначення зведених характеристик, які необхідні для динамичного розрахунку.

У Розділі 6 “Експериментальні випробування дослідно-промислового зразка силової ОХЗП” розроблена конструкція дослідно-промислового зразка редуктора з силовою ОХЗП з рухомим ГЗК і методика випробувань, наведени результати експериментальних досліджень.

Загальна конструкція редуктора розроблена відповідно винахіда (Пат. України № 13958А).

Для дослідження був використаний механізм з наступними параметрами:

• вихідний крутячий момент Т(1ИХ = 15,7 кН-м;

• передавче відношення ц = 370;

• частота обертання вхідного вала пох -1000 об/хв.,

дослідження основних параметрів якого, а саме ККД, вантажної можливості, довговічності, температурного та шумового режимів, було проведено шляхом спостереження, фіксації та аналізу наслідків експериментів роботи передачі.

Випробування виконувались на спеціальному стенді, який створений для досліджень редукторів з горизонтальною вісю обертання, на виробничої базі цеху №17 ПВ”Азовмаш”.

Дослідження виконувались при навантаженнях 0, 30, 50, 75, 100% від номінальної при частотах обертання 30, 50, 100% від номінального.

Під час досліджень отримані наступні результати:

- коефіцієнт корисної дії склав 0,85, при цьому слід відзначити, що під час приробки ККД зріс від 0,78 до 0,85 і подальше практично не змінювався, що свідчить про приробку зубців жорсткого і гнучкого зубчастих колес, а також про покращення шероховатості їх поверхні;

- дослідження ККД при різній частоті обертання вхідного вала показали різницю від 0,87 до 0,85 при 30% і 100% від номінального відповідно, шо пояснюється збільшенням хвидкості прослизування контактуючих ланок та втрат у місцях контакту, а також збільшенням числа циклів навантаження;

- дослідження ККД при різних рівнях навантаження показали різницю від 0,84 до

0,87 при 30% і 100% від номінальної відповідно, що пояснюється стабілізацією форми деформованого гнучкого колеса при досягненні номінального навантаження;

- дослідження ККД під час праці в режимі мультиплікатора вказали на його зниження до 0,65-0,68;

- дослідження вантажної можливості редуктора вказали на спроможність передавати задані навантаження, а також тимчасові перевантаження до 150% від номінальної; .

- температурний режим стабілізувався під час приробки на рівні 50-58° і подальше значно не змінювався;

- рівень шуму при збільшенні навантаження знижувався і склав 72 - 74дб при

номінальних навантаженнях; '

- дослідження на довговічність під час 108 циклів навантаження не виявили порушень у роботі редуктора.

В цілому зразок виявив надійну працездатність при запропалованих навантаженнях на протязі всього терміну досліджень.

ВИСНОВКИ

У межах питання створення вісокоекономічних приводів з передавчим

механізмом з великим передавальним відношенням розв'язано питання

розроблення засад розрахунку і принципових конструкцій однохвильових зубчастих

передач.

Для цього:

1. вперше розв’язано питання створення працездатної силової урівноваженої однохвильової зубчастої передачі (ОХЗП) з рухомим і нерухомим гнучкими зубчастими колесами на підставі силового урівноваження генератора хвиль. Це дозволяє значно зменшити навантаження основних ланок передачі при збереженні мінімальних питомих масо- і енергоємностей механізма і собівартості його виготовлення;

2. удосконалена методика розрахунку ОХЗП, яка дозволяє визначення конструктивні розмери основних ланок хвильового редуктора;

3. вперше розроблено теоретичні засади напружено-деформованого стану ГЗК ОХЗП на підставі принциповой відміни у відтворенні зон хвильового зачеплення при осесиметричному і осенесиметричному навантаженнях ГЗК, а також методика розрахунку на міцність ГЗК ОХЗП;

4. розроблена методика і вперше виконанії дослідження стомленості ГЗК ОХЗП на примірниках-аналогах, які дозволяють оцінити вплив основних конструктивно-технологічних факторів на статичну і стомлену міцність ГЗК;

5. вперше розроблена методика динамічного аналізу ОХЗП на підставі існуючої методики динамичного аналізу ХЗП, яка дозволяє оцінити динамічні характеристики різноманітних конструцій ОХЗП ( з рухомим і нерухомим ГЗК, при наявності урівноважуєчого ланцюга та без нього);

6. на підставі проведених теоретичних і експериментальних досліджень розроблен і створен дослідно-промисловий зразок редуктора з силовою ОХЗП, дослідження якого вказали на достатньо високий рівень техніко-експлуатаційних характеристик, що дозволяє рекомендувити такі механізми для використання в приводах тяжконавантажених машин широкого діапазону.

СПИСОК ОПУБЛИКОВАНИХ РОБІТ ЗА ТЕМОЮ ДИСЕРТАЦІЇ

1. Маргулис М.В., Нечепуренко A.B. Разработка аналогов и методика усталостных испытаний гибких колес волновых зубчатых передач // Вестник ПГТУ. Сб. науч. трудов: -Мариуполь, 1996-Вып.1 -С.133-137.

2. Нечепуренко A.B., Маргулис М.В. Усталостные испытания гибких зубчатых колес на образцах-аналогах // Вестник ПГТУ. Сб. науч. трудов: - Мариуполь, 1999 - Вып.8 - С.93-95.

3. Нечепуренко A.B., Маргулис М.В. Динамический анализ одноволновых зубчатых передач // Защита металлургических машин от поломок. Сб. науч. трудов: - Мариуполь, 1999 - № 4 - С.192-196.

4. Нечепуренко A.B., Маргулис М.В. Методика расчета на прочность гибкого колеса силовой одноволновой зубчатой передачи // Вестник ПГТУ. Сб. науч. трудов: - Мариуполь, 2000 - Вып.9 - С. 110-114.

5. Пат. 13958А Украша, МПК 5 F 16Н 1/00. Однохвильова передача / МаргулюМ.В., Нечепуренко О.В., Алексеев A.C.- № 94040921; Заявл. 24.06.93; Надрук. 25.04.97.

6. Пат. 21481А Украша, МПК 5 F 16Н 1 /04 . Хвильова передача/ МаргулюМ.В., Нечепуренко О.В. - Ха 95031241; Заявл. 20.03.95; Надрук. 16.12.97.

7. Маргулис М.В., Нечепуренко A.B. Разработка новой конструкции и технологии изготовления привода поворота баллера руля теплохода // Деп. в ГНТБ Украины от 22.02.94,- №314 - Ук.94. — ¡4 с.

8. Маргулис М.В., Нечепуренко A.B. Определение напряженного состояния гибкого колеса одноволновой передачи//Деп. в ГНТБ Украины от 13.04.95,-№ 839 - Ук.95. - 14 с.

9. Маргулис М.В., Нечепуренко A.B. Разработка одноволновой зубчатой передачи для приводов тяжелонагруженных машин // Тез. докл . III регион, науч.-техн. конф. Том II - машиностроение,- Мариуполь, 1995 - С.11.

Ю.Маргулис М.В,, Нечепуренко A.B., Гуляев А.К. Разработка аналогов гибких колес для испытаний на усталостную прочность // Тез. докл . III регион, науч.-техн. конф. Том II - машиностроение,- Мариуполь, 1995 - С. 15.

11.Нечепуренко A.B., Маргулис М.В. Особенности расчета уравновешенной одноволновой зубчатой передачи // Тез. докл . IV регион, науч.-техн. конф. Том IV - машиностроение,- Мариуполь, 1997 - С. 12.

12.Нечепуренко A.B., Маргулис М.В. Проведение усталостных испытаний гибких зубчатых колес с использованием образцов-аналогов // Тез. докл . IV регион, науч.-техн. конф. Том IV - машиностроение.- Мариуполь, 1997 - С. 13.

13.Нечепуренко A.B., Маргулис М.В.Разработка оптимизированной конструкции силовой одноволновой передачи // Тез. докл . V регион, науч.-техн. конф. Том II - машиностроение.- Мариуполь, 1998 - С. 11.

14.Нечепуренко A.B. Создание конструкции одноволновой зубчатой передачи для высокомоментного тяжелонагруженного привода металлургических машин // Тез. докл . науч.-техн. конф . молодых специалистов «Азовсталь - 98»,-Мариуполь, 1998 - С.36.

АНОТАЦ1Я

Нечепуренко О.В. Силова однохвильова зубчаста передача. - Рукопис.

Дисертація на здобуття вченого ступеня кандидата технічних наук за спеціальністю 05.02.02 - машинознавство. — Східноукраїнський національний університет, Луганск, 2000 р.

Дисертація присвячена розробці засад розрахунку і принципових конструкцій силових однохвильових зубчастих передач для важконавантажених машин.

Під час досліджень розроблено конструкції силових урівноважених однохвильових зубчастих передач на підставі використання трьохдискового генератора хвиль, вказано на принципову відміну у відтворенні зон(и) хвильового зачеплення у одно- і багатохвильових передачах, на підставі якої з використанням загальної моментної теорії циліндричних оболонок розроблени теоретичні засади нагружено-деформованого стану і методика розрахунку на міцність гнучкого зубчастого колеса однохвильової передачі, запропонована методика досліджень стомленості гнучких зубчастих колес за допомогою зразків-аналогів, а також зразки-аналоги різних конструктивних виконань, розроблена методика динамічного аналізу однохвильових передач.

По результатам праці запропоновани засади проектування силових однохвильових передач з рухомим і нерухомим гнучкими зубчастими колесами і методика розрахунку їх основних параметрів. З використанням запропонованих методик створен дослідно-промисловий примірник редуктора з силовою однохвильовою передачею, який під час досліджень виявив високі техніко-експлуатаційні характеристики.

Ключові слова: силова однохвильова зубчаста передача, гнучке зубчасте колесо, напружено-деформований стан, хвильове зачеплення, стомленість, зразки-аналоги, динамічний аналіз.

АННОТАЦИЯ.

Нечепуренко A.B. Силовая одноволновая зубчатая передача,- Рукопись.

Диссертация на получение ученой степени кандадата технических наук по специальности 05.02.02 - машиноведение. - Восточноукраинский национальный университет, Луганск, 2000 г.

В настоящее время одной из наиболее актуальных проблем в машиностроении является задача минимизации материалоемкости и энергоемкости рборудования при надежном его функционировании.

Одним из путей решения данной проблемы является использование прогрессивных видов передач. Из всего многообразия зубчатых передач выделяются одноволновые зубчатые передачи, кгцс обладающие наибольшим

передаточным отношением в одной ступени при прочих равных условиях. Но при наличии неоспоримых преимуществ - наименьшие массо- и энергоемкости, невысокая себестоимость- одноволновые зубчатые передачи обладают существенным недостатком, а именно, силовой неуравновешенностью основных звеньев волнового зацепления, которая возникает вследствие наличия одной зоны зацепления. Данный недостаток приводит к отжатию генератора волн от гибкого зубчатого колеса и проскальзыванию деформируемого звена относительно генератора волн при передаче нагрузки. Это не позволяет использовать одноволновые зубчатые передачи в силовых механизмах и значительно снижает технико-экономический эффект от их использования.

Данная работа посвящена разработке конструкции и созданию методики расчета силовой одноволновой зубчатой передачи для тяжелонагруженных машин.

Впервые разработаны структурно-кинематические и конструкционные схемы силовых уравновешенных одноволновых зубчатых передач ( патенты Украины №13958 и №21481), использование которых снижает массо- и энергоемкость приводов в сравнении с традиционными зубчатыми передачами и обеспечивает надежную работоспособность в сравнении с неуравновешенными одноволновым передачами.

Показано принципиальное различие в образовании зон зацепления в одно- и многоволновых передачах, на основе которого впервые разработана теория напряженно-деформированного состояния и методика расчета на прочность гибкого зубчатого колеса одноволновой передачи.

Предложена методика определения параметров усталости гибких зубчатых колес на образцах-аналогах, что существенно снижает затраты на проведение усталостных успытаний гибких колес при достаточной точности измерений.

Впервые разработана методика динамического анализа одноволновых передач, позволяющая оценить работу привода с одноволновыми передачами различных конструкций в переходных процессах.

По результатам исследований разработаны основы проектирования силовых уравновешенных одноволновых зубчатых передач с подвижным и остановленным гибкими зубчатыми колесами и методика расчета основных параметров этих передач.

Разработаны рекомендации по Проектированию наиболее ответственного звена передачи - гибкого зубчатого колеса с учетом предложенной теории напряженно-деформированного состояния и усталостных испытаний на образцах-аналогах.

Разработан и изготовлен испытательный стенд и опытнопромышленный образец редуктора с силовой уравновешенной одноволновой зубчатой передачей с подвижным гибким колесом .

Для исследований принята одноволновая передача со следующими основными параметрами:

- выходной крутящий момент ТвыХ - 15,7 кН-м;

- передаточное отношение и - 370;

- частота вращения входного вала пвх - 1000 об/мин.,

которая показала хорошую работоспособность в ходе экспериментальных исследований. Это позволяет утверждать о правомерности использования разработанных методик по созданию, разработке и технологии изготовления силовых уравновешенных одноволновых передач.

Ключевые слова : силовая одноволновая зубчатая передача, гибкое зубчатое колесо, напряженно-деформированное состояние, волновое зацепление, усталость, образцы-аналоги, динамичечкий анализ.

The abstract.

Nechepurencko A.V. The force one-wave gearing. - Manuscript.

Thesis for a Candidate of technical science degree, speciality 05.02.02 - science of machines. - East Ukrainian National University. Lugansk, 2000.

The thesis is devoted to the development of calculation’s basis and the principle construction of force one-wave gearing for heavy-loading machines.

By process of researches: the constructions of force balancing one-wave gearing were developed on the basis of application threedisk generator waves, principle difference was showed in formation of zone(s) wave mesh gearing in one- and multi-wave gears, on the basis of which the theoretical foundations stress-distorted state and the calculation’s method on strength of flexible gear-wheel one-wave gear were worked out with used general moment theory of cylindrical casings, the method of research fatigue flexible gear-wheels with help of specimen-analogous was proposed, and the specimen-analogous of various constructive constructions were proposed also, the method of dynamic analysis one-wave gears was developed.

The foundations of project force one-wave gears with mobility and stopping flexible gear-wheels and the method of calculation theirs basis parameters were proposed at work’s results. The experiment-industrial specimen of reduction gear with force one-wave gearing was created with the use proposed methods. This model of reduction gear showed high technical and exploitation characteristics during the tests.

Key words: force one-wave gearing, flexible gear-wheel, stress-distorted state, wave mesh, fatigue, specimen analogous, dynamic analysis.