автореферат диссертации по машиностроению и машиноведению, 05.02.02, диссертация на тему:Синтез асинфазных многопоточных зубчатых передач для ресурсосберегающих силовых приводов машин

005011719

На правах рукописи

ПАШИН Александр Александрович

СИНТЕЗ АСИНФАЗНЫХ МНОГОПОТОЧНЫХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ ДЛЯ РЕСУРСОСБЕРЕГАЮЩИХ СИЛОВЫХ ПРИВОДОВ МАШИН

Специальность

05.02.02 - Машиноведение, системы приводов и детали машин

2 4 НОЯ 2011

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Тула-2011

005011719

Работа выполнена в Федеральном государственном бюджетном образовательном учреждении высшего профессионального образования «Тульский государственный университет» на кафедре «Проектирование механизмов и деталей машин»

Научный консультант: доктор технических наук, профессор

Свдоров Петр Григорьевич

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Тимофеев Геннадий Алексеевич

доктор технических наук, профессор Киреев Сергей Олегович

доктор технических наук, профессор Усенко Николай Антонович

Ведущая организация - институт машиноведения им. A.A. Благонравова РАН

Защита диссертации состоится « » декабря 2011 г. в 14.00 на заседании диссертационного совета Д212.271.10 при Тульском государственном университете по адресу: 300012, г. Тула, пр. Ленина, д. 92

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Тульского государственного университета.

Автореферат разослан « н » ноября 2011 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, доктор технических наук, профессор

В.А. Крюков

Актуальность работы. Инновационный план развития российской экономики, разработанный Правительством Российской Федерации, предусматривает ускоренное перевооружение отечественного машиностроения, модернизацию производства, импортозамещение и создание современных высококонкурентных российских машин мирового уровня.

Образ машины нового поколения во многом определяется типом, техническим уровнем и конструктивным совершенством её привода. Высоко-моментный редукторный электропривод был и остаётся важнейшим элементом энерговооружённых машин. Определяющая роль в создании электроприводов нового технического уровня принадлежит прикладной науке - машиноведению. Однако кризисные явления последних 20-ти лет затормозили её перманентное развитие. На основе действующей, хоть и фундаментальной методологии проектирования и производства, уже трудно создавать современные технические решения на приводы и машины в целом.

Проблема создания новой методологии и инструментария проектирования энергонасыщенных и в то же время ресурсо- и энергосберегающих приводов особенно остро стоит сейчас, при вступлении России в ВТО, в условиях жёсткой конкуренции с зарубежной машиностроительной продукцией как на внутреннем, так и на мировом рынках.

Существующие типы силовых трансмиссий на основе многозвенных рядовых и планетарных трёхсателлитных синфазных зубчатых механизмов практически исчерпали потенциал улучшения габаритно-массовых параметров. Поэтому совершенствование концепции многопоточного подвода механической энергии к технологическим машинам различного отраслевого назначения, создание на её основе метода структурного образования многопоточных передач и новых технических решений на их конструкции, включая инструментарий для проектирования, становятся приоритетными направлениями развития машиноведения как науки и машиностроения как практики производства машин во всех индустриально развитых странах, и Россия не является исключением.

Следовательно, глубокое изучение особенностей и закономерностей строения и функционирования многопоточных передач, выявление отличия их от планетарных механизмов в многосателлитном исполнении чрезвычайно важны, а разработка принципиально новых перспективных высокоэффективных конструкций редукторных приводов является актуальной научно-технической проблемой большой государственной значимости.

Объектом исследования являются силовые многопоточные зубчатые трансмиссии планетарного типа в структуре редукторных приводов машин различного отраслевого назначения.

Предмет исследования — образование простейших многопоточных планетарных передач, закономерности формирования силовых потоков в них, разработка принципиально новых перспективных высокоэффективных конструкций редукторных электроприводов и методологии их проектирования.

Цель работы: повышение технического уровня, качества, конструктивного совершенства и конкурентоспособности механических приводов отечественных машин на новых принципах многомерного синтеза многопоточных передач с многопарными асинфазными зубчатыми зацеплениями.

Идея работы состоит в том, что требуемые по прогнозу уровни производительности, энерговооружённости и конструктивного совершенства различных отраслевых машин при жёстких ограничениях на габариты и материалоёмкость обеспечиваются применением в структуре их механических систем малогабаритных ресурсо- и энергосберегающих многопоточных асин-фазных зубчатых трансмиссий без избыточных связей при условии, что их кинематические схемы, универсальные конструкции и основные параметры удовлетворяют условиям функционирования приводов.

Работа выполнялась в рамках научно-технической программы «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» Министерства образования РФ, подпрограмма 001 "Производственные технологии" (2000-2002 г.г., гос. per. 01.02.022889, 01.200.113813); программы фонда содействия развитию малых форм предприятий в научно-технической сфере (2005-2006 г.г., № 3392р/5788); грантов губернатора Тульской области в сфере науки и техники (2000 г., ГШ 72/Д0014, 2004 г., 65-к-9/305); государственного контракта с администрацией Тульской области (2006-2008 г.г., бО-к-1/38); комплексного проекта с участием российского вуза (2010-2011 г.г., 13.G25.31.0056); НИР по заданию Министерства образования и науки РФ (2011 г. гос. per. 01201155309); госбюджетных тем (20012005 г.г., гос. per. 01.200.118113 и 2006-2010 г.г., гос. per. 01.200.607116), а также ряда хоздоговорных тем с предприятиями Тульской обл. (ОАО "Кран-УМЗ", ЗАО "Тулажелдормаш", ЗАО "Тяжпромарматура", ООО "Стройтех-ника") и др.

Методы исследования базируются на основных положениях классической теории зубчатых зацеплений и профилирования режущего инструмента, теории планетарных зубчатых передач и сложных зубчатых механизмов, механики материалов, теории математического моделирования. Используется теория алгоритмов и методы машинной графики и компьютерного моделирования, программные продукты кафедры ПМДМ ТулГУ по геометрическому синтезу эвольвентных зубчатых зацеплений, а также различное стендовое оборудование ресурсных испытаний механических приводов предприятий ЗАО «Тулаэлектропривод», ОАО «Майкопский редукторный завод» (ЗАРЕМ); ОАО «Кран-УМЗ» и др.

Достоверность и обоснованность научных положений подтверждается корректностью постановки задач и применяемых методов исследования, адекватностью математических моделей реальным физическим процессам, протекающим в многопоточных приводах, проверкой всех основных научных положений компьютерным моделированием и совпадением результатов расчётов и компьютерной визуализации объектов, известными экспериментально проверенными техническими решениями, серийно выпускаемыми промышленностью, результатами экспериментальных исследований и про-

мышленных испытаний предложенных технических решений и, наконец, соответствием научных выводов классической теории проектирования многопоточных зубчатых передач, созданной трудами выдающихся учёных Н.Ф. Руденко, В.А. Гавриленко, Н.И. Колчина, Ф.Л. Литвина, С.И. Лашнева, Л.Н. Решетова, Д.Н. Решетова, В.Н. Кудрявцева, Ю.Н. Кирдяшева, Э.Л. Ай-рапетова, М.Л. Ерихова, И.А. Болотовского, А.Ф. Крайнева, Э.Б. Булгакова, П.Г. Сидорова и многих других.

На защиту выносятся:

1. Усовершенствованный метод структурного образования простейших неделимых планетарных механизмов, отличающийся тем, что схемы на основе известных групп дополнены новыми группами, которые позволили образовать новые планетарные и многопоточные рычажно-зубчатые передачи, включая многовариантный механизм "3к -2g- И" (патент 1Ш № 2402707).

2. Расширенная классификация простейших неделимых планетарных механизмов в одно- и многосателлитном исполнениях, отличающаяся тем, что она впервые классифицирует планетарные передачи не только по числу центральных колёс, но и по числу активных сателлитов, числу планетарных ступеней и числу подвижных звеньев, что расширяет область существования планетарных передач и позволяет вести направленный поиск новых технических решений на их конструкции.

3. Метод формирования асинфазных силовых потоков в многопоточных зубчатых передачах, позволяющий системным подбором чисел зубьев зубчатых звеньев и коэффициента перекрытия увеличивать число потоков и равномерно распределять их по развёртке выходного зубчатого звена.

4. Уточнённый метод многомерного синтеза одноступенчатых многопоточных передач с многорядными сателлитами, с передаточными числами

иЪак =5...7 и нагрузочными моментами до 200...250 кНм в диаметральном

габарите 600...700 мм, отличающихся повышенной нагрузочной способностью за счёт организации асинфазных движений в силовых потоках.

5. Комплекс новых технических решений на конструкции и параметры многопоточной квазидифференциальной двухступенчатой передачи с выходом на большое центральное колесо и её варианты, отличающиеся равенством сумм чисел зубьев центральных колёс в двух ступенях, широким диапазоном воспроизводимого передаточного числа =20...120 и более),

возможностью построения развёрнутых параметрических рядов по скорости и моменту в одном заданном габарите, многопоточностью (до 20 асинфазных потоков), малыми габаритами и удельной массой (не превышающей 0,015 кг/Нм), равными углами во всех рабочих зацеплениях и другими важными свойствами.

6. Взаимосвязи между кинематическими, силовыми и энергетическими характеристиками новой передачи и характеристиками её зубчатых звеньев и рабочих зацеплений, впервые позволяющие варьировать параметрами одной ступени при неизменных параметрах другой и создавать

таким образом универсальные унифицированные приводы многовариантного назначения в одном габарите.

7. Метод построения габарита трансмиссии (aw = const), обоснование семи габаритов и семи параметрических рядов на числа зубьев и передаточные числа первой и второй планетарных ступеней и передачи в целом, позволяющие на стадии проектирования многопоточных передач квалифицированно назначать числа зубьев зубчатых звеньев, суммарное число зубьев центральных колёс, общее передаточное число и его разбивку по ступеням таким образом, что мощностные потоки в приводах передаются на больших скоростях при малых моментах и формируются окончательно в последней ступени на одном выходном звене.

8. Комплекс технических решений на основе трансмиссии "3к -2g-h" на кинематические схемы и параметры асинфазных многопоточных приводов стационарных технологических и транспортных отраслевых машин наземного, воздушного и водного базирования, позволяющий благодаря много-поточности поднять технический уровень, качество, конструктивное совершенство и конкурентоспособность машин российского производства до мирового уровня.

Научная новизна состоит в установлении закономерностей формирования и функционирования многопоточных передач как многопарных зубчатых зацеплений, разработке новых методов их структурного, геометрического и кинематического синтеза и методологии проектирования, позволяющих создавать технические решения и промышленные образцы приводной техники мирового уровня и проектировать их в сжатые сроки.

Практическая полезность работы заключается в создании классификации, методологии проектирования и отдельных видов многопоточных передач, а также семи габаритов с пяти-, девяти, двенадцати-, шестнадцати- и двадцатипоточным исполнением, что позволяет правильно выбрать поточность и нагрузочную способность привода для конкретных условий работы, обосновать его минимальные габариты, массу, передаточное число и его диапазон дискретного изменения, обосновать унификацию деталей привода и определить область его возможного универсального применения, упростить систему комплектации и сервисного обслуживания привода в целом.

Реализация результатов работы выразилась:

- во внедрении девятипоточной одноступенчатой асинфазной трансмиссии в привод рабочего органа шнекового комбайна РКУ-13 мощностью 315 кВт, подтвердившем высокую нагрузочную способность передачи (с моментом до 250 кНм в диаметральном габарите 650 мм);

- во внедрении комбинированного шестипоточного (в выходной ступени) асинфазного электропривода РКМ-315 в структуру щебнеочистительной машины ЩОМ 1200 ПУ;

- во внедрении трёхступенчатого шестипоточного (в выходной ступени) приводного блока РПМ-250 в структуру трёхдвигательного скребкового

конвейера СПЦ-271А с возможностью размещения двигателей мощностью 160 - 250 кВт вдоль и поперек конвейера;

- во внедрении двух образцов пятипоточной двухступенчатой асинфаз-ной трансмиссии в электропривод «мотор-редуктор» 5РПМ-80/31, 5РП-80/62 механизма передвижения мостового крана 20/5-А5-22,5-12,5/14УЗ;

- во внедрении девятипоточного двухступенчатого асинфазного электропривода 7МРЭП-88/115 в запорную арматуру трубопроводного транспорта;

- в привязке асинфазных многопоточных передач к высокоэффективным силовым приводам стационарных технологических и транспортных отраслевых машин наземного, воздушного и водного базирования;

- в использовании ряда положений диссертации и программ расчёта в учебном процессе ТулГУ по дисциплинам подготовки магистров по направлению «Технологические машины и оборудование».

Апробация работы

Материалы исследования докладывались на первой Международной научно-технической конференции «Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач» (Тула, 2000 г.), второй Международной научно-технической конференции «Проектирование, технологическая подготовка и производство зубчатых передач» (Тула, 2005), отчетной конференции-выставке по подпрограмме "Производственные технологии - 2001" (Москва, 2002), 2-й Международной конференции "Проблемы создания экологически рациональных и ресурсосберегающих технологий добычи полезных ископаемых и переработки отходов горного производства" (Тула, 2002 г.), 3-й Международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития горнодобывающей промышленности Подмосковного бассейна» ('Тула, 2002 г.), I и II-м Тульских экономических форумах (2006, 2007 г.г.), I и II-й Всероссийских научно-методических конференциях «Основы проектирования и детали машин - XXI век» (Орел, 2007, 2010 г.г.), Всероссийской научно-технической конференции «Машиноведение и детали машин (к 100-летию Д.Н. Решетова)» (Москва, 2008 г.), Международной научно-технической конференции «Актуальные задачи машиноведения, деталей машин и триботехники» (к 100-летию со дня рождения В.Н. Кудрявцева) (Санкт-Петербург, 2010 г.), на ежегодных научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава Тульского государственного университета (1985-2011 г.г.). Отдельные разделы докладывались на НТС ряда предприятий («Тулаэлектропривод», «Майкопский редукторный завод» (ЗАРЕМ); «Кран-УМЗ», «Стройтехника»).

Практические результаты исследований экспонировались на выставках "Высокие технологии. Инновации. Инвестиции" (Петербург, 2004 г.), 57-й Международной выставке изобретений "IENA-2005" (Германия, г. Нюрнберг, 2005 г.), Московской выставке-ярмарке «Приводы, узлы, детали машин и механизмов MosDrive-2010» (Москва, 2010 г.) и др.

Диссертация в целом докладывалась на расширенном заседании кафедры «Проектирование механизмов и деталей машин» Тульского государственного университета (2011 г.).

Публикации

По теме диссертации опубликовано 36 научных работ, среди которых монографий — 2, патентов — 2; статей в рецензируемых журналах, входящих в "Перечень российских рецензируемых научных журналов, в которых должны быть опубликованы основные научные результаты диссертаций на соискание ученых степеней доктора и кандидата наук", - 18; статей в различных сборниках научно-технических работ -14.

Структура и объём работы

Диссертация состоит из введения, семи глав, заключения, основных выводов и библиографического списка из 154 наименований. Объём работы - 360 стр., в том числе 86 рисунков и 21 таблица.

Автор выражает глубокую благодарность научному консультанту докт. техн. наук, проф. Петру Григорьевичу Сидорову за научно-методическую помощь в работе, а также коллегам за создание условий для подготовки диссертации.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе рассмотрена действующая методология проектирования и практика применения многопоточных зубчатых трансмиссий в силовых редукторных приводах машин.

Наука о зубчатых передачах в России находится в несколько сложном состоянии. Ведущие научные школы страны свернули свои исследования. Закрытие НИИ и испытательных лабораторий, практически полное прекращение финансирования НИОКР отрицательно сказались на появлении прорывных инженерных решений на зубчатые передачи. Затишье в редукторной науке усугубляется проблемами производства, которое базируется на традиционных технологиях и изношенном оборудовании. Количество зубообраба-тывающих станков старше 10 лет составляет 61%, и только 14,9 % предприятий осуществляют технологические инновации в этой отрасли. Это приводит к неудовлетворительному качеству производимых зубчатых колёс и выпуску редукторов образцов 30-40-летней давности, на которые, тем не менее, есть внутренний спрос.

Лишь немногие российские производители зубчатых колёс и редукторов используют современные технологии и оборудование и выпускают действительно качественную конкурентоспособную и относительное дешёвую продукцию.

В то же время зарубежная индустрия зубчатых передач благодаря централизованному финансированию НИОКР развивается чрезвычайно быстрыми темпами, и её продукция активно проникает в Россию. В работе приводятся некоторые данные по мировым лидерам производства и научного исследования зубчатых передач (США, Германия, Япония, Китай, Италия,

Франция, Англия). Отмечается высокое качество зарубежных редукторов. Однако высокие конкурентные преимущества зарубежных приводов определяются скорее качественной технологией производства и наличием современных электронных систем управления, чем наличием прорывных технических решений на силовые трансмиссии. На всех этапах технического развития инженерно-конструкторская мысль в России никогда не отставала от зарубежной. Выполненный автором патентный поиск ещё раз подтвердил этот тезис.

В работе сформулированы технические, конструктивные, технологические и эксплуатационные требования к современной приводной технике и отмечено, что большинство из известных в науке и технике силовых трансмиссий не удовлетворяет полному набору предъявляемых требований. Широко распространенные силовые трансмиссии на основе рядовых зубчатых механизмов и планетарных в трёхсателлитном исполнении, воплощённые в серийно выпускаемые редукторы, практически полностью исчерпали себя по критериям технического уровня и на современном этапе сдерживают создание всех машин нового поколения. Этим объясняется повышенное внимание в России и за рубежом в последние годы к применению многопоточных трансмиссий на основе планетарно-цевочных передач.

Многопоточная зубчатая передача — это многозвенный центроидный неделимый рычажно-зубчатый механизм с одной степенью свободы с неподвижными и подвижными осями вращения подвижных звеньев, в котором механическая энергия передаётся с входного зубчатого на выходное зубчатое звенья несколькими короткими параллельными кинематическими цепями (потоками) с одинаковой кинематикой их относительного движения. Носителями движения в этих цепях являются внешние и внутренние эвольвентные зубчатые зацепления, сформированные центральными колёсами и сателлитами. Благодаря дублированию активных сателлитов каждая пара сопряжённых зубчатых звеньев нагружена только частью передаваемой нагрузки, а поэтому габариты и масса передачи в целом многократно уменьшаются с ростом числа кинематических цепей (сателлитов). Из определения многопоточной зубчатой передачи следует, что все известные планетарные зубчатые механизмы в многосателлитном исполнении являются разновидностью многопоточных передач.

Теории, синтезу и проектированию известных планетарных механизмов в многопоточном исполнении посвящена довольно обширная научно-техническая литература.

Ведущей является, конечно, школа проф. В.Н. Кудрявцева. Широко известны также труды проф. Н.Ф. Руденко, Ю.Н. Кирдяшева, К.Д. Шабанова, Д.П. Волкова, А.Ф. Крайнева, В.И. Красненькова, А.Д. Вашеца, М.А. Крей-неса, М.С. Розовского, Э.Б. Булгакова, П.Г. Сидорова и многих других. Большой вклад в развитие методов анализа структуры, кинематики и динамики зубчатых механизмов, в том числе многопоточных планетарных, внесли учёные - сотрудники Института машиноведения и МГТУ им. Н.Э. Баумана В.А. Гавриленко, К.В. Фролов, Л.Н. Решетов, Д.Н. Решетов, Э.Л. Айра-

петов, М.Д. Генкин, В.Г. Кудинов, Б.И. Павлов, Г.А. Тимофеев и др.

Усилиями ведущих НИИ, вузов, учёных и конструкторов создана уникальная теория функционирования и методология проектирования известных планетарных многопоточных передач. Однако, несмотря на значительное число работ этого направления, проблема многопоточного подвода энергии от источников к потребителям остаётся нерешённой из-за отсутствия новых прорывных технических решений на многопоточные передачи, а также инструментария для направленного их поиска.

Возникло серьёзное противоречие между необходимостью создания новых высокоэффективных редукторных приводов и сложившейся классической методологией, в которой отсутствует не только строгий метод структурного образования как планетарных, так и многопоточных механизмов, но и новая система синтеза их рабочих зубчатых зацеплений.

Действующая методология геометрического синтеза эвольвентных зубчатых зацеплений, и прежде всего - внутреннего звольвентного зацепления, базируется на двух входных параметрах - коэффициентах смещения исходного контура инструмента при нарезании зубьев двух зубчатых колёс. Это приводит к тому, что множество решений задач синтеза на практике может оказаться пустым. Особенно это касается новых технических решений на приводы с многопарными зубчатыми зацеплениями.

Поэтому создание теории образования многопоточных передач и разработка на её основе принципиально новых перспективных высокоэффективных технических решений на их конструкции, включая методологию их проеюнрования, является исключительно актуальной научно-технической проблемой большой народнохозяйственной значимости. В работе формулируются цель и направления исследования.

Во второй главе рассматриваются строение, усовершенствованный метод структурного образования и новая расширенная классификация простейших неделимых планетарных механизмов в одно- и многосателлитном исполнениях.

В диссертации отмечается, что в основе всех рядовых, планетарных и дифференциальных зубчатых механизмов лежат замкнутые плоские или пространственные рычажно-зубчатые кинематические цепи с одним неподвижным звеном, роль которого выполняет либо рычажное, либо одно из зубчатых звеньев (рис. 1). Подчёркивается, что эти цепи всегда замкнуты и содержат только одно простое или сложное рычажное звено, а все остальные звенья - зубчатые.

Рассмотрены особенности плоских рычажно-зубчатых цепей, их структура, подвижность, уравнения кинематических связей и общие уравнения движения звеньев:

*о4=Л<0; уо4=/2<0;1(1)

<Р4х =/з(0; ?>14 =/4(0- I

Выделение в структуре механизмов зацеплением рычажного звена как структурообразующего элемента и его особая роль как подвижной платформы для размещения и организации зацеплений зубчатых звеньев позволяют по-новому взглянуть на закономерности формирования цен-троидных механизмов и на действующий инструментарий их анализа и синтеза.

Рассмотрены структурные преобразования многозвенной рычажно-зубчатой кинематической цепи в различные простейшие рядовые, планетарные и дифференциальные рычажно-зубчатые механизмы (в зависимости от числа и вида налагаемых связей). Определены число их степеней свободы и частные уравнения движения, получаемые из общих уравнений (1).

Классическое определение планетарного механизма по проф. В.Н. Кудрявцеву: «Механизм, состоящий из зубчатых колес, в котором геометрическая ось хотя бы одного из них подвижна», - только в целом отражает суть этого уникального механизма, но не дает широкого представления о его структуре, механизмообразующих элементах и соединениях, их количестве, взаимосвязях, а также многовариантности структурного и конструктивного исполнения. Подвижность осей одного или нескольких из колёс указывает лишь на сложный характер их движения, в то же время водило как механиз-мообразующее звено в определении даже не упомянуто. Более точным определением представляется следующее: «Механизм, состоящий из зубчатых звеньев, смонтированных на подвижном (рычаге-водиле) и неподвижном (стойке) основаниях, в котором геометрические оси одного или нескольких зубчатых звеньев, именуемых сателлитами, подвижны, параллельны или перпендикулярны оси вращения рычага-водила». Тем самым подчёркивается исключительно важная роль водила. Это не просто конструктивный элемент. Водило несёт на себе сателлиты, формирует вместе с ними кинематические планетарные связи и одновременно является или входным, или промежуточным или выходным звеном для передачи в целом. И не зря именно ось вращения водила названа основной осью всего планетарного механизма.

Роль второго структурного образования выполняет зубчатая группа, состоящая из центральных колес и сателлитов, которую целесообразно назы-

Рис. 1. Четырёхзвенная рычажно-зубчатая кинематическая цепь с одним внешним и одним внутренним зацеплениями

вать планетарной группой из-за её планетарных кинематических связей. Поэтому структурообразующими звеньями всех планетарных механизмов являются стойка (корпус), водило h, центральные колеса к( и сателлиты g,, активно влияющие на кинематику движения механизма в целом.

По аналогии с обозначениями и классификацией планетарных механизмов по числу основных звеньев проф. В.Н. Кудрявцева более полным является их обозначение по виду и числу всех структурообразующих подвижных звеньев, активно влияющих на кинематику: "ik-jg-h". Если, например, в планетарном механизме два центральных колеса (г = 2), один активный сателлит (/ = 1) и одно водило h, то его полное обозначение должно иметь вид "2к -g — h" при одновенцовом активном сателлите и "2к - gj2 - h" — при двухвенцовом.

Во взаимосвязях с водилом и друг с другом зубчатые звенья образуют планетарную группу "ik - jg" - зубчатый механизм на подвижном основании h с параметрами:

«з = ' + /;

Рн=пз=1 + Л (2)

Рв = Pz =из — 1 = + У — 1, где пг - общее число подвижных зубчатых звеньев в группе; рн - общее число низших кинематических пар в группе; рв - общее число высших кинематических пар в группе; pz - число рабочих зацеплений в группе.

Степень относительной подвижности планетарной группы

Wh = 3»з - 2Рп -рв = 3(» + j) ~ 2(i + Л - Р= = 1 • h

Равенство W =1 означает, что планетарная группа, смонтированная на водиле, - это виртуальный многозвенный зубчатый механизм на подвижном основании с одним входным звеном, роль которого выполняет одно из центральных колёс.

При отсутствии независимого относительного движения входного центрального колеса планетарной группы о^ -0^ = 0 все зубчатые звенья никак не проявляют себя относительно водила и вращаются вместе с ним с угловой скоростью переносного движения ае = ю^ как единое целое звено. Если (о^-а^Ф 0, то планетарный механизм складывает два независимых

вращательных движения (со стороны водила h и входного центрального колеса ki), имеет две степени свободы и является дифференциальным планетарным механизмом. По своей структурной природе все планетарные механизмы являются дифференциальными. При са^ =0 входное центральное колесо планетарной группы переходит в разряд опорного. В этом случае механизм имеет один независимый вход и один выход и носит название рядового планетарного механизма (W ■= I). Это наиболее распространенное функциональное назначение планетарных механизмов как силовых зубчатых передач.

Наконец, при ак[ и <У/, = 0 планетарный механизм переходит в разряд

рядового зубчатого механизма с неподвижными осями вращения звеньев.

Изложенное позволило впервые сформулировать важный однозначный вывод, что структурообразующими элементами всех планетарных механизмов являются два неделимых механизма: двухзвенный рычажный (кривошипный) механизм и многозвенный зубчатый механизм на подвижном основании - водиле. Выделить эти структурообразующие элементы в самостоятельные механизмы без разрушения планетарного механизма как единого неделимого структурного образования не представляется возможным из-за общего их звена — водила.

Итак, простейшие (с одним водилом) планетарные и дифференциальные зубчатые механизмы как неделимые рычажно-зубчатые механизмы образуются из рычажного механизма "стойка-водило" первого класса путем наслоения на его ведущее звено — водило И (1к + зубчатых звеньев (/центральных колёс и ] активных сателлитов) с образованием второго многозвенного зубчатого механизма на подвижном основании - планетарной группы " '¡к - jg" в нашей интерпретации - и последующего присоединения её входа либо к независимому источнику движения (дифференциальное исполнение), либо к стойке (рядовое планетарное исполнение).

На рис. 2 приводится пример структурного образования планетарного рычажно-зубчатого механизма "k-g- И' на основе рассмотренного метода.

1

3%

1С _

Двухзвенный Зубчатые Рычажный механизм Четырехзвенный Четырехзвенный

рычажный механизм 1-го класса, IV = \

звенья: &, 14 ■ I = I; У = I

(IV = 1) + двухзвен- дифференциальный планетарный

ная планетарная рычажно-зубчатый рычажно-зубчатый

группа механизм механизм

"к-г" (№">=1; "Л-^-А",

<0,-0,= 0) = Ж = 1(с;,=0)

Рис. 2. Иллюстрация метода структурного образования простейших планетарных рычажно-зубчатых механизмов

Планетарные группы допускают разные комбинации между центральными колесами и сателлитами. Эта новая, не обозначенная до настоящего времени в научно-технической литературе закономерность структурного образования планетарных механизмов позволила рассмотреть возможные их разновидности и изучить кинематические связи в них. В таблице 1 приводятся разновидности, обозначения и характеристики простейших планетарных и

дифференциальных зубчатых механизмов в монопоточном исполнении, образованных на основе разработанного метода.

Таблица 1

Основные характеристики и разновидности простейших планетарных и дифференциальных передач как неделимых структурных образований

№ п/п Основные характеристики передач Разновидности и обозначения

А-Я-А 2к^-И Зк^-Н Зк^-к 3к-38-ь

1. Число рычажных механизмов 1 1 1 1 1 1 1

2. Вид планетарной группы Н 2к-8 2к-28 Зк-я Зк-2ё Зк-3§ 4к-3§

3. Общее число подвижных звеньев, п 3 4 5 5 6 1 8

4. Число основных звеньев, п0 2 3 3 4 4 4 5

5. Число планетарных ступеней 1 1 1 2 2(1) 2 1

6. Обозначение по проф. В.Н. Кудрявцеву к-И 2Ы1 ' ' - Зк - - -

Заметим, что тиражирование активных сателлитов (2</'<аС1) и g2i (2<1 <аС2) при ас[ = йс2 = 2;3;...) в планетарных группах этих механизмов автоматически переводит их в разряд многопоточных передач. В диссертации подробно анализируются структурные образования и схемы кинематических связей как в планетарных группах, так и в передачах в целом. Приводятся соответствующие таблицы. Это позволило разделить простейшие планетарные механизмы на одно- и двухступенчатые передачи. При этом отмечается, что зубчатые звенья могут быть одно- и двухвенцовыми. Использование в группах двухвенцовых сателлитов приводит к появлению среди общих избыточных связей трудноустранимых вредных конструктивных избыточных связей. Показано, что одновенцовые сателлиты позволяют минимизировать или полностью устранить избыточные связи в многопоточных передачах при установке их на низшие кинематические пары третьего класса.

В работе доказано, что известные в науке и технике простейшие планетарные механизмы "k-g-h", "2 к-g-h" и "Зк - g - И" (Зк%е) не охватывают всей возможной их гаммы, а разработанный метод структурного образования является мощным инструментарием для направленного поиска новых технических решений на их конструкции. На рис. 3 и 4 представлены иллюстрация метода образования и новый механизм, полученный на его основе.

а) б)

Рис. 3. Двухзвенный рычажный механизм первого класса и пятизвенная

планетарная группа "ЗА: - , смонтированная на водиле (а), и схема кинематических связей в группе (б)

4? иг л ш

1,

б)

Рис. 4. Новый двухступенчатый шестизвен-иый планетарный механизм "Зк-2% -к" с пятизвенной планетарной группой "Зк-2§" с одним входом а 12 и одним выходом Ь2 (а) и схема кинематических связей в механизме (б)

X

Механизм Планетарные Планетарные

1-го класса — ► механизмы группы

'стойка-водшю" "¿--л?"

Рядовые, И'=1

Монопоточные (односателлитные)

Дифференциальные, (Г=2

Многопоточные (многосателлшные

Одноступенчатые с последовательным соединением зубчатых звеньев

Ич к, 24*;

Двухступенчатые

со смешанным соединением зубчатых звеньев

к2 к.. «и. =И,

к, к Чщ

I

Т©-

Ч «2к-е"

I ФтЕЕЕ

1

"Зк-,

-04

■ОН

чЭ-ШЕ

Рис. 5. Схема формирования и дополненная классификация простейших планетарных механизмов

Двухступенчатое исполнение рядовых неделимых планетарных механизмов расширяет их возможности по воспроизводимым передаточным числам и отодвигает на второй план целесообразность применения в силовых зубчатых многопоточных трансмиссиях известных сложных дифференциальных механизмов с двумя и более степенями свободы на основе трёхзвен-ных дифференциалов. Известные и вновь полученные технические решения

на планетарные механизмы хорошо встраиваются в их дополненную классификацию, представленную на рис. 5.

В третьей главе рассматривается структура, типовые схемы, параметры и методология структурного и кинематического синтеза многопоточных асинфазных зубчатых передач.

Анализ технических решений на их реализацию показывает, что по конструктивным и технологическим требованиям только часть из них может быть рекомендована для работоспособных инженерных конструкций на предприятиях общего машиностроения. Первым ограничением является число избыточных связей в структуре (в существующих конструкциях оно достигает 13-18 при трёхсателлитном исполнении) и наличие среди них неустранимых конструктивных связей. К таким техническим решениям относятся все схемы, содержащие двухвенцовые сателлиты. Поэтому более предпочтительными являются передачи с одновенцовыми сателлитами с низшими кинематическими парами третьего класса.

Второе ограничение накладывается воспроизводимым передаточным числом. В редукгорных приводах современных машин его предпочтительный диапазон составляет 12. ..80 (150). Очевидно, что реализовать этот диапазон в минимальных габаритах могут только двухступенчатые неделимые многопоточные трансмиссии по схеме "3к -2g- h".

Третьим ограничением является выбор входного, а главное — выходного звеньев трансмиссии. При выходе (входе) на водило разгружаются в основном подшипники сателлитов, которые, наряду с рабочими зацеплениями, являются наиболее нагруженными звеньями передачи. Однако габариты передачи зависят в основном от нагрузок в рабочих зацеплениях, и только разгрузка рабочих зацеплений гарантирует минимизацию габаритов передачи. Что касается подшипников сателлитов, то их следует рассматривать на предмет возможности встраиваемости в венцы сателлитов с наперёд гарантированным ресурсом работы.

Таким образом, очевиден вывод, что основным резервом для минимизации габаритно-массовых параметров многопоточных передач является разгрузка рабочих зацеплений в потоках мощности. Это возможно только в передачах, где входом и выходом являются зубчатые звенья, то есть в многопоточных передачах "3к -2g- h". В базовом варианте она содержит четыре основных звена (три центральных колеса и одно водило) при входе на малом а\2 и выходе на большом bj центральных колёсах (рис. 4). В модифицированном варианте схема позволяет в качестве входного звена использовать водило h (рис. 6), а малое центральное колесо перевести в разряд промежуточного звена.

Оба варианта являются принципиально новыми техническими решениями. Несмотря на единую структуру, принцип их работы различный. Главная особенность обоих вариантов состоит в том, что наиболее нагруженными

Я

РПН

МУ

б)

Рис. 6. Многопоточная передача с

входом на водиле И и выходе на большом центральном колесе Ьг (а) и схема кинематических связей в ней (б)

их элементами являются рабочие внутренние зацепления "%и — ¿2" на выходе трансмиссии. Это позволило разработать в диссертации новый метод увеличения числа силовых потоков мощности, основанный на закономерностях формирования геометрии рабочих зацеплений сопряжённых профилей зубьев в многозвенной соосной передаче.

В отдельных зубчатых зацеплениях чередование одно- и двухпарных контактов характеризуется коэффициен-

том перекрытия еа, величина которого преимущественно лежит в пределах 1,2 < еа < 1,6 для внешнего и 1,5 < еа < 1,8 - для внутреннего зацеплений. Это чередование отрицательно сказывается на динамике работы каждого зацепления.

В параллельных потоках многопоточных передач, благодаря их сдвигу по развертке центральных колес, подбором чисел зубьев можно влиять на плосковременное вхождение в зацепление зубьев одного центрального колеса одновременно с несколькими сателлитами, то есть сдвигать фазы зацеплений в соседних потоках, организуя тем самым асинфазные движения в них. На рис. 7 приводится асинфазная трёхсателлитная передача "2к-а на рис. 8 - визуализация формирования её силовых потоков.

Угловой шаг кинематических потоков (сателлитов) у/^., их число ас, угловые шаги та и г^ и числа зубьев входного :а и выходного 2Ь зубчатых звеньев группы связаны между собой равенствами:

(3)

ТЬ ас та ас

где С\ и С2 - постоянные величины, содержащие, в общем случае, целую и дробные части.

Если и С2 - целые числа, кратные числу кинематических потоков ас, то контактные точки силовых потоков в рабочих зацеплениях "a-gj" и

Рис. 7. Визуализация кинематических связей передачи "2 к - %-И' в трёхса-теллитном асинфазном исполнении

точки Kg.fr в зацеплениях " gl — Ь" всегда находятся в одной фазе (зоне) зацепления, на одинаковом расстоянии от полюсов зацеплений "а — g¡"

I ( I

Р\,Р2,Рг и "я, Р\,Р2,Р$ и проходят их одновременно, а многопоточная передача носит название синфазной (синхронной). В этом случае число контактных пар сопряженных профилей зубьев, которыми передается движущий момент с малого центрального колеса на сателлиты, а с сателлитов на большое центральное колесо, равно либо ас, либо 2ас в зависимости от расположения контактных точек АГ12, К22 и и Кц, К2\ и К^ на активной части аЬ линии зацепления Л^Л^.

а) б)

Рис. 8. Визуализация силовых потоков в рабочих зацеплениях асинфазной пятило-точной передачи "2 к - g- И' в трехсателлитном исполнении: а) - внутренние зацепления "¿Г, -6"; б) - внешние зацепления "а-^/' с числами зубьев ":0 -2 -г4"- "16-35-86"

В асинфазных передачах коэффициенты С\ и С2 в (3) содержат целые (кратные ас) и дробные части. Это приводит к сдвигу положений полюсов зацепления Р2, Рт, в сторону движения выходного звена на дополнительный угол перекрытия соответственно 2Aj и где Ai = ть/ас . Контактные точ-

> t 1

ки К12, К22 и Kq и АГц, К2\ и ^31 равномерно смещаются друг относительно друга на целое число угловых шагов плюс угол Д[. На объединённой

I ? —

активной части линий зацеплений а b и ab они следуют друг за другом на расстоянии рь/ас и ра / ас (рис. 8, а,б), где ра и р^ - шаги зацепления по начальным окружностям колёс а и 6.

Суммарное число силовых потоков (контактных пар) при заданном числе кинематических потоков ас, угле перекрытия в рабочем зацеплении <ра и угле дополнительного перекрытия Д[ в передаче определяется как

KF=q>al&l=Eaac. (4)

Как видно из (4), асинфазная многопоточная передача позволяет значительно увеличить число силовых потоков по сравнению с синфазной. Так,

при трёх-, пяти-, семисателлитном вариантах планетарных механизмов передача переходит в разряд пяти-, восьми-, двенадцатипоточных передач. Таким образом, управляя числами зубьев входных и выходных центральных колес, числом кинематических потоков и качественными показателями рабочих зацеплений, можно кардинально улучшать габаритно-массовые характеристики и динамику работы многопоточных передач в целом. Разумеется, при обязательном выполнении ограничений синтеза по условиям сборки, соседства и соосности.

Из выражений (3) и (4) вытекают условия асинфазности движений в кинематических потоках многопоточных зубчатых передач, которые выражаются неравенствами: :а/ас * целому числу и гь/ас * целому числу и равенством {~а + гь)/ас = целому числу. Применительно к асинфазным планетарным многосателлитным и многопоточным передачам эти условия являются обязательными дополнительными ограничениями синтеза.

Анализ кинематических и силовых взаимосвязей в планетарных передачах по схемам "2к - g - И' с входом на малом центральном колесе и выходом на водиле и "3к - 2% - /г" с входом на водиле и выходом на большом центральном колесе подтвердил, что главным требованием для обеспечения оптимальных условий передачи мощности является равенство углов зацепления во всех рабочих зацеплениях. Отклонение от этого требования в реальных условиях требует серьёзного научного обоснования.

На основе уравнений равновесия и баланса мощностного потока установлены взаимосвязи между моментами на всех звеньях передачи. Доказано, что входная мощность с входного звена - водила И по схеме рис. 6,а или малом центральном колесе а12 по схеме рис. 4,а разветвляется на два подпото-ка, уходящих на первую и вторую планетарные ступени, а далее посредством сателлитов второй выходной ступени при организующей роли водила

суммируется на выходном зубчатом звене. Из уравнений кинематических связей

А = 'Ь'*_; и* . =«,* Л ^-, (5)

ЬЬ 2Ьг7ах-2аг^ ^Ьг «12 *Й2 2Д(

следует, что сателлиты не влияют на параметры кинематики. В то же время они играют исключительно важную роль в формировании силового распределения между входным и выходным звеньями. Как механические рычаги они позволяют преодолевать большие силы полезного сопротивления сравнительно малыми движущими силами и воспроизводить при этом большие передаточные числа.

В четвёртой главе рассмотрен многопараметрический синтез одноступенчатых многопоточных передач по схемам "2к - gi - И', "3к - 2g¡ - И' и "4к - 3gi - И" и условия их встраиваемости в лимитированные габариты.

Эти трансмиссии предпочтительны в качестве выходных силовых ступеней в комбинированных высоконагруженных редукторных приводах.

Для воспроизведения наибольшего значения передаточного числа в рассматриваемой передаче целесообразно принимать число кинематических потоков в ряду ас = 3, а многопоточность обеспечивать за счёт нескольких рядов сателлитов 2 < ар < 5. Для равномерности распределения нагрузки по

рядам сателлитов эпицикл выполняется упругим.

На рис. 9 приведена кинематическая схема многопоточной трансмиссии с упругой подвеской венцов многовенцового эпицикла. Поток мощности с плавающего многовенцового малого центрального колеса разветвляется по рядам сателлитов, и в каждом из них — на три сателлита. Таким образом, суммарное число кинематических потоков достигает а%=арас. При асин-

фазности движений в кинематических потоках каждого ряда трансмиссия обеспечивает многопоточную передачу мощности в рабочих зацеплениях "а~8Г и "я, -Ь" с числом силовых потоков Кр =а„ас£п_ и

К= <7рас£а^, что гарантирует высокую нагрузочную способность.

те

¡¡Ж]

С

ТО

#31

777777777777777777"

Рис. 9. Встроенная многопоточная Рис. 10. Конструкция неразборного трёхвен-трансмиссия с тремя рядами сателлитов цового эпицикла с упругой подвеской венцов: и упругой подвеской венцов эпицикла 1 - венцы; 2 - ободы; Ь х И х Д - размеры

перемычек между окнами

На рис. 10 представлена базовая конструкция трёхвенцового упругого эпицикла. Венцы 1 установлены на тонкие ободы 2, в которых по окружности равномерно размещены окна прямоугольной или иной формы. В работе установлены системные взаимосвязи между струюурными параметрами кинематической схемы трансмиссии, геометрическими и прочностными параметрами её зубчатых звеньев, геометрическими параметрами рабочих внешних и внутренних зацеплений, а также кинематическими, силовыми и энергетическими характеристиками привода в целом. Исходя из соображений наилучшей встраиваемости трансмиссии в минимальные габариты, приводятся рекомендации по выбору чисел зубьев зубчатых звеньев, асинфазности дви-

жений в потоках, подбору подшипников сателлитов требуемой грузоподъёмности, определению размеров и числа упругих элементов конструкции эпицикла, гарантирующих надёжную работу упругих кинематических пар третьего класса.

Особое внимание уделено многомерному геометрическому синтезу эвольвентных внешних и внутренних зацеплений и визуализации их параметров в процессе проектирования. Обусловлено это тем, что, несмотря на явные преимущества выпукло-вогнутого контакта в зацеплениях многопоточных передач, в машиностроительной практике по-прежнему наблюдается осторожное внедрение его в силовые зубчатые трансмиссии. Это объясняется, с одной стороны, сложностью синтеза внутренних эвольвентных зацеплений, а с другой - отсутствием чётких рекомендаций по выбору коэффициентов смещения и допустимых значений входных параметров синтеза для реальных передач зацеплением, ограниченной областью решения задач синтеза, отсутствием до последнего времени современного инструментария, что вынуждает конструкторов использовать традиционный метод подбора коэффициентов смещения, основанный на опыте и квалификации.

Новый метод расчёта и программное обеспечение, разработанные на кафедре ПМДМ ТулГУ под руководством П.Г. Сидорова при активном участии автора, рассматривают рабочее зацепление зубчатых звеньев и станочные зацепления их заготовок с инструментом при изготовлении колёс как две подсистемы единой многомерной системы «шестерня-колесо». Они отличаются учётом, наряду с коэффициентами смещения, влияния радиальных зазоров в зацеплении, деформаций зубьев и неточностей изготовления зубчатых колёс на качественные показатели проектируемой передачи, существенно расширяют область существования решений задач синтеза и включают в себя в качестве подмножества область, получаемую на основе действующего ГОСТа 19274-73.

Эта система расчета расширяет возможности конструктора по рациональному назначению коэффициентов смещения и радиальных зазоров проектируемой передачи с выпукло-вогнутым контактом элементов зацепления и дает ему в руки универсальный инструментарий по их назначению. Компьютерная графическая интерпретация результатов расчетов позволяет визуализировать синтезируемый объект в процессе проектирования и воздействовать на этот процесс в желательном направлении.

Синтезированные в настоящей главе многопоточные трансмиссии были внедрены в промышленные образцы электроприводов: пятнадцатипоточного для рабочего органа угольного комбайна РКУ-13 с установленной мощностью в 315 (400) кВт, десятипоточного для приводного блока трёхдвигатель-ного скребкового конвейера СПЦ-271А мощностью (3x250) кВт; десятипоточного для барового органа щебнеочистительного комплекса ЩОМ 1200 ПУ мощностью 315 кВт. При нагрузочных моментах в 250...300 кНм их диаметральный габарит не превысил 550...650 мм. Промышленные испытания и эксплуатация приводов подтвердили их высокий технический уровень и эксплуатационные характеристики.

В пятой главе рассмотрен синтез многопоточных передач планетарного типа с входом на водиле. В отличие от многопоточных передач, рассмотренных в четвёртой главе, в структуре этих передач содержатся четыре основных звена (три независимых центральных колеса а^, Ь\ и ¿>2 и °Дно водило Л). В соответствии с рис. 6,а водило как входное звено раздает передаваемую механическую энергию на два ряда параллельно установленных на нём сателлитов ^¿и кинематически связанных между собой двухвенцо-вым малым центральным колесом а^, также установленном в водиле и играющим роль промежуточного звена. Это центральное колесо связывает все зубчатые звенья в единую планетарную ступень (группу "3к - ) последовательно соединенных зубчатых звеньев пЬ\ - g1¡• -а12 - g2i - с четырьмя активными рабочими зацеплениями "Ьl-g\i", "Еи~а12"> "а12~8и" и "82/ ~"• При этом рабочие зацепления "Ьу - и - а\2 работают как ускоряющая первая многопоточная планетарная ступень, преобразующая параметры первого входного мощностного потока (Р^ ), поступающего на сателлиты , в новые параметры (Та &а[2), поступающие на малое центральное колесо, для того чтобы передать его на сателлиты второго ряда > на которые одновременно поступает второй входной поток с водила

Два потока мощности на сателлитах суммируются рабочими зацеплениями "§21 ~ ^2" и передаются на выходное центральное колесо ¿2 с внутренними зубьями, рабочие зацепления и " 8ц -¿2" работают

как замедляющая вторая планетарная многопоточная ступень.

Таким образом, налицо квазидифференциальный принцип раздачи передаваемой энергии на входе и суммирования её на выходе. На таком принципе не работает ни одна из известных в современной технике трансмиссий. Благодаря замыканию рычажно-зубчатых цепей первой и второй ступеней на общем водиле, трансмиссия "3к -2g- И" работает как единое целое. Её передаточное число определяется в соответствии с формулой Виллиса [первое уравнение системы (5)], которое при равенстве сумм чисел зубьев центральных колес ступеней + г^ = = расположенных в двух параллельных плоскостях, и назначении чисел зубьев центральных колёс из диапазонов 20 < га{ <75(150) и 60 < <125(250) таким образом, что

-*а2) = (гЬ2 -2Ь1) = (2«2 = ^ = 1,2,...,10, (6)

приводится к виду:

Л (7)

^>2 Дг-г£

При воспроизведении требуемого передаточного числа выполняется ряд дополнительных ограничений синтеза, среди которых встраивание транс-

миссии в лимитированные габариты цилиндрического корпуса редуктора с разъемом в диаметральной плоскости; размещение кинематических потоков по развертке центральных колес (условие соседства); простая сборка передачи независимо от числа силовых потоков; асинфазность движений в кинематических потоках; гарантированное сопротивление зубьев контактной и из-гибной усталости; гарантированная контактная и изгибная прочность зубьев; расчётная долговечность подшипников сателлитов; гарантированные коэффициенты перекрытия во внутренних и внешних рабочих зацеплениях; отсутствие всех видов интерференции в рабочих и станочных зацеплениях; соосность и отсутствие конструктивных избыточных связей при одинаковых углах зацепления во всех рабочих зацеплениях и другие.

Основные и дополнительные условия многомерного синтеза формализованы в диссертации в виде единой математической модели. Процесс оптимизации качественных характеристик и параметров рабочих зацеплений многопоточной трансмиссии управляется только коэффициентами смещения исходного контура инструмента при нарезании зубчатых колёс, то есть в станочных зацеплениях заготовок зубчатых колёс с инструментом. Рекомендуемая вариация радиальных зазоров расширяет возможности конструктора при обосновании рациональных параметров.

На рис. 11 приводится редук-торная реализация силовой трансмиссии. Она технологична, нечувствительна к неточностям изготовления и монтажа и упругим деформациям звеньев при работе. Специфика таких редукторов состоит в том, что меньшими по размерам являются сателлиты, особенно в предпочтительном диапазоне изменения передаточных чисел

10 <к^2 <40(80). В работе приводятся типовые базовые конструк-

р„„ п с,„ ~ - Ции основных деталей и узлов

гис. 11. Базовая конструкция многопоточнои ]

трансмиссии с входом на водиле и выходом трансмиссии и методика их проект-на большом центральном колесе ного расчёта.

с внутренними зубьями В совокупности с сателлита-

ми и малым центральным колесом водило образует главную сборочную единицу. При га{ > водило выполняется трехщёковым и только разборной конструкции. Наружный габарит разъёмного цилиндрического корпуса определяется модулем зацепления и суммой чисел зубьев: £>р <(^2 +гЬ2)т.

В диссертации рассмотрен пример синтеза трансмиссии с передаточным числом и^ = 40 для мощности на входе в 250 кВт при частоте вращения входного вала и/, = 1450 об/мин. Наружный габарит цилиндрического корпуса составил 560 мм. В практике отечественного и зарубежного машиностроения отсутствуют технические решения, позволяющие реализовать заданные параметры (7^ =65 кНм) в указанных габаритах.

При числах зубьев малого и большого центральных колёс, значительно превышающих числа зубьев сателлитов, трансмиссии "Ък-lg-h" целесообразно выполнять мелкомодульными (2<т<6 мм) в пяти-, семи и девяти-сателлитном вариантах. По конструктивным и технологическим соображениям малое двухвенцовое центральное колесо целесообразно выполнять разборной конструкции. Это позволяет унифицировать звенья редукторного привода и строить параметрические ряды выходных параметров по скорости и моменту в одном габарите aw = const за счёт изменения чисел зубьев сменных зубчатых колёс быстроходной ступени.

В шестой главе рассмотрен многомерный синтез базовой многопоточной трансмиссии "3к - 2g - h" с входом на малом а^ и выходом на большом ¿>2 Центральных колесах. В этом варианте (рис. 4) входное центральное колесо раздаёт входную мощность по кинематическим асинфазным потокам, в которых преобразуются её параметры по скорости и моменту, а выходное центральное колесо суммирует эти потоки. При этом водило как промежуточное звено выполняет основную функцию силового механизмооб-разующего звена.

Трансмиссия реализует выпуклый контакт звеньев в высших центроид-ных кинематических парах на входе и выпукло-вогнутый - на выходе, что является новым исключительно важным достоинством передачи в целом.

В работе системно проанализированы аналоги и прототипы многопоточных передач, в числе которых варианты последовательного соединения двух одноступенчатых планетарных механизмов 2k — h в трёхсателлитном исполнении; двухступенчатая многопоточная планетарная передача

"3к — g~ h" (Зкде) в трёхсателлитном исполнении; двухступенчатая передача планетарно-дифференциального типа, известная в технической литературе как планетарный редуктор РП-54. Выявлены серьёзные причины, исключающие их широкое внедрение в многопоточные приводы нового поколения.

Новый технический результат достигнут тем, что суммы чисел зубьев центральных колёс в обеих ступенях равны между собой: zj; = (za[ + .z^) = (za2 + z^ ). Из этого равенства следует:

— взаимосвязь между числами зубьев центральных колёс и сателлитов (zat ~za2) = (zb2 -zb])~(zg1 -zgl) = Az = l,2,...,10;l

( (8) = za2 % =zb2 -te; zgl =zg2-Az; J

- взаимосвязь между суммами чисел зубьев малых центральных колёс и сателлитов и разностями чисел зубьев больших центральных колёс и сателлитов

Об, +г8,) = 0;

0*2 о; (9)

- равенство углов зацепления всех рабочих зацеплениях

20° <аи, = а„, = а„, =а№ , <30°; (10)

- взаимосвязь между габаритом трансмиссии - межосевьм расстоянием в модулях зацепления аю и суммарным числом зубьев центральных колёс Г£:

= <а*/я = 0,25г£от; (11)

- взаимосвязь между коэффициентом стандартного межосевого расстояния *

а„,, модулем зацепления по ГОСТу 9563-80 и числами зубьев зубчатых звеньев:

=1002(*б, аз)

- рекомендуемые параметрические ряды чисел зубьев центральных колёс тихоходной ступени в диапазонах:

20<.-аг <80;

для всего ряда модулей зацепления по ГОСТ 9563-80;

60 <:Ь2 <120; < 200; 15йгаг <150; 125<гб2 <250;

(13)

; для мелкомодульных зубчатых звеньев: 1 < т < 5,

<400;

из которых назначаются эти числа так, что они не кратны ас2, при этом их сумма всегда кратна ас2, а половина разности равна числу зубьев сателлитов ^2=0,5 ^Ь2-га2). (14)

К дополнительным особенностям новой двухступенчатой передачи также относятся: выполнение водила многощёковым, чаще всего - разборной конструкции; монтаж сателлитов на общих осях посредством сферических опор; монтаж венцов больших центральных колёс на корпусе или на выходном валу посредством зубчатых карданов, которые в совокупности гарантируют конструктивное совершенство передачи и надёжность её работы в любых условиях нагружения при инвариантности к нагрузке, неточностям изготовления, монтажа и упругим деформациям звеньев при работе.

На рис. 12 представлена редукторная реализация новой передачи. Входной крутящий момент Та с зубчатой полумуфты 20 раздаётся на два

потока: " а^- g■^-bl" и "¿¡2 в которых они разветвляются, в свою

очередь, на подпотоки по числу сателлитов аС{ и аСг в ступенях. В первой быстроходной ступени движение соа[2 и крутящий момент с центрального колеса 2 (щ) через сателлиты 8 (gl¡) и опорный центральный венец 12 (Ьу)

передаются на водило 7 (7г). На вторую тихоходную ступень движение и крутящий момент поступают с двух входов: с водила быстроходной планетарной ступени к и с малого центрального колеса 3 ( ) Через сателлиты 9 (#2/) движение и моменты суммируются на выходном подвижном большом центральном колесе 13 (¿>2) с вы" ходными параметрами по угловой

СКОРОСТИ

'2 =<%2

«12^2

Г

Рис. 12. Редуктор с двухступенчатой многопоточной зубчатой трансмиссией "Зк -2ё~ к"

крутящему моменту

ТЬг = ТЧ2иХ1Ьг]ХтЬ1' ГДе "чг^ ~

общее передаточное число двухступенчатой планетарной передачи, которое определяется:

(15)

Из (15) следует, что на величину общего передаточного числа оказывают влияние только числа зубьев больших центральных колёс. В то же время числа зубьев малых и больших центральных колёс существенно влияют на передаточные числа в планетарных ступенях. Числа зубьев сателлитов не оказывают влияния на передаточные числа.

В работе рассмотрено построение типоразмерных и параметрических рядов асинфазных многопоточных силовых трансмиссий. В их основе лежат

уравнения (9)...(15), играющие роль обобщённой математической модели.

*

В диссертации обоснованы семь габаритов (а№ = 19,5; 24; 30; 35; 40.5;

45; 49,5) и приведены семь параметрических рядов. Фрагмент одного из параметрических рядов представлен в таблице 2.

Разработанная идеология проектирования изменяет сложившиеся в технике стереотипы трёхсателлитного исполнения планетарных механизмов, как правило, с синфазными движениями в потоках, в пользу многопоточных асинфазных передач. Так, например, воспроизвести в редукторном приводе со строго лимитированными габаритами сверхбольшие выходные моменты

Т/,2 >106 Нм в диапазоне передаточных чисел 15 <120 можно за

счет шестнадцати- или двадцатипоточных передач, а для уменьшения в 1,5— 2,0 раза габаритов этих трансмиссий потребуются тридцати- сорокапоточные асинфазные рабочие зацепления в высших их центроидных кинематических ларах.

Таблица 2

Параметрический ряд чисел зубьев и передаточных чисел

в четвертом, двенадцатипоточном базовом габарите_

* Основные габаритные параметры: ам, = = 35; = 140; и^1 , =9,9...99;яс = 7

Число силовых Передаточное число

Числа зубьев потоков в ступе-

зубчатых звеньев нях передачи:

быстро- тихо- 1-й 2-й общее

ходной ходной ступени ступени

12 а7 '2 ёг Чу >Ч2 ^ к} Ъ\ иак П02 и 1 002

44/43 26/27 96/97 12 12 3,18 30,5 97,0

45/43 25/27 95/97 12 12 3,1 15,6 48,4

46/43 24/27 94/97 12 12 3,04 10,6 32,2

47/43 23/27 93/97 12 12 2,98 8,1 24,14

48/43 22/27 92/97 12 12 2,92 6,6 19,3

49/43 21/27 91/97 7 12 2,86 5,7 16,3

50/43 20/27 90/97 12 12 2,8 5,0 14,0

51/43 19/27 89/97 12 12 2,75 4,4 12,1

Рис. 13. Визуализация тихоходной ступени шестнадцатипоточной силовой трансмиссии габарита = 45

Большую помощь конструктору оказывает цифровая форма представления расчетного материала и компьютерная визуализация передачи, фрагмент которой представлен на рис. 13. Выполненная в безразмерной форме, она даёт полное представление как о формах и размерах всех подвижных звеньев, включая корпус, так и об их функционировании в структуре трансмиссии в целом.

В главе рассмотрены вопросы определения модуля зубчатых передач. При большом числе сателлитов они всегда играют роль шестерён во всех внешних и внутренних рабочих зацеплениях. Это означает, что по

контактной и изгибной выносливости именно они являются наиболее нагруженными звеньями и подлежат проверке на эти виды нормативного расчёта. Увеличение числа потоков мощности разгружает зацепления и заставляет отказаться от крупномодульных зубчатых звеньев в многопоточных передачах. Это положительно отразится на технологии и производстве зубчатых колес, уменьшении поводок и искажений формы зубьев при их упрочнении, позволит в ряде случаев повысить надежность зацеплений за счет шлифования зубьев и других финишных операций. Кроме того, увеличение чисел зубьев зубчатых звеньев при одновременном уменьшении их модуля зацепления увеличивает податливость зубьев, выравнивает нагрузку в многопарных зацеплениях, повышает плавность и бесшумность работы редукторного привода и положительно сказывается на динамике работы передачи в целом.

В седьмой главе рассмотрена коммерциализация - внедрение многопоточных передач в структуру высокоэффективных приводов технологических и транспортных машин различного отраслевого назначения.

Структурный и кинематический анализ приводов российских транспортных и грузоподъемных машин наземного, подземного, водного и воздушного базирования подтверждает, что проблема передачи «больших единичных энергий» от источника к потребителям - колёсным и винтовым движителям - не утратила своей научной и практической значимости и на современном уровне, наоборот, резко обострилась. Главным показателем технического уровня редукторного привода таких машин является его низкая удельная масса (0,005...0,015 кг/Нм) при больших величинах воспроизводимого крутящего момента на выходном звене (до 10б Нм и более) и общем передаточном числе в диапазоне ыобщ =30—80(120). Реализовать этот показатель в приводе можно только при его многопоточном исполнении за счёт многопарных асинфазных зацеплений в высших кинематических парах. Такими свойствами наделена только универсальная двухступенчатая неделимая многопоточная передача "3к -2g- И". Она вписывается в конструкцию привода любых машин, что выделяет её в разряд многопоточных зубчатых передач, не имеющих аналогов в науке и технике.

Существующие приводы передвижения мостовых кранов индивидуальны, громоздки и металлоёмки, так как базируются в основном на рядовых зубчатых передачах в различных их комбинациях. Более перспективными являются приводы «мотор-колесо» с привязкой мотор-редуктора к одной из двух букс колесного движителя мостового крана (рис. 14). Эти приводы базируются на многопоточной асинфазной трансмиссии, передаточное число

которой варьирует в диапазоне 302«^^ <70(75). При мощностях

5<Рт <10 кВт на один колесный движитель многопоточный редуктор следует выполнять трехсателлитным пятипоточным, а при мощностях 10 < Рда < 50 кВт предпочтительны пятисателлитные девятипоточные трансмиссии. В обоих приводах модуль зацеплений не превышает 3 мм.

редукторный привод 5РПМ-80/31 редухторный привод 5РП-80/125

колесного движителя мостового крана механизма поворота башенного крана 20/5-А5-22,5-12,5/14УЗ

Майкопским редукторным заводом ЗАО «Зарем» изготовлены два промышленных образца унифицированного регулируемого многопоточного электропривода 5РПМ-80/31 по заданию ООО «Стройтехника» (г. Донской Тульской обл.), испытания которых в заводских условиях подтвердили работоспособность и высокие качественные показатели.

Существующие приводы механизмов поворота башенных кранов также базируются в основном на серийных рядовых трехступенчатых редукторах и реже — планетарных. Серийный привод РП-78-124,8 фирмы «Зарем» на основе планетарной передачи 3к%е по классификации проф. В.Н. Кудрявцева в трёхсателлитном исполнении из-за конструктивной несоосности в первой и второй планетарных ступенях имел многочисленные рекламации и снят с производства. Спроектированный пятипоточный привод 5РП-80/125 на базе передачи "3к -2g— /г" устраняет указанные недостатки и предназначен для замены существующих приводов. На рис. 15 приводится его базовая кинематическая схема.

Главным требованием к редукторам вертолетов является низкая удельная масса (0,003...0,005 кг/Нм) при большой величине воспроизводимого

крутящего момента на воздушном винте (до 106 Нм). В диссертации проанализированы кинематические схемы редукторов серийных российских вертолетов (Ми-2, Ми-6, Ми-8, Ми-14, Ми-26 и других). При общем передаточном числе иобщ = 30...78 главные редукторы ТВД вертолетов - трех- или четырёхступенчатые. Лучший по удельной массе комбинированный редуктор Р-7 содержит на выходе двухступенчатую замкнутую дифференциальную пере-

дачу из двух планетарных механизмов 2к-к. При восьмисателлитном исполнении в дифференциале и десятисателлитном исполнении в механизме отбора мощности передаточное число выходной ступени равно 6,36. Это повлекло за собой необходимость увеличения передаточных чисел в первых двух рядовых ступенях (конической и цилиндрической), что незамедлительно сказалось на габаритно-массовых характеристиках первых двух ступеней и главного редуктора Р-7 в целом (масса редуктора составляет 3,2 т).

На рис. 16 приводится базовая кинематическая схема главного привода тяжелых вертолетов на основе многопоточной трансмиссии "3к -2g- /г". Водило И\2 как единое звено двух неделимых многопоточных планетарных ступеней выполняет роль промежуточного передаточного звена. Передаточное число трансмиссии определяется не суммой передаточных чисел двух ветвей замкнутого контура привода (как в Р-7), а их произведением. Тем самым функции преобразования параметров механической энергии передаются исключительно выходной ступени с передаточным числом 8...30 и большим числом потоков мощности в ней. Рассмотрен вариант выполнения шестна-дцатипоточной выходной ступени с передаточным числом 18,14. Цилиндрическая четырёхпоточная промежуточная ступень "23 -24" имеет передаточное число 1,6, что легко реализуется изменением чисел зубьев зубчатых колес при сохранении их суммы. Таким образом, практически без изменения общей компоновки редуктора Р-7, получена новая, более совершенная и малометаллоёмкая конструкция силовой трансмиссии с передаточным отношением иобщ = 68,3, габарит которой уменьшен, по меньшей мере, на 32,5 %.

Главный привод вертолетов по сосной двухвинтовой схеме при одном входе требует два зависимых выходных звена, которые должны вращаться в противоположных направлениях с одинаковыми по модулю скоростями (Ка-27/28, Ка29, Ка-31, Ка-32, Ка-226, Ка-50, Ка-52, Ка-50-2). В одном из промышленных вариантов привода в водиле размещаются шесть сателлитов, а число двухвенцовых блоков на корпусе - пять (патент № 2309874).

Специфика передачи "Ък И" состоит в том, что она универсальна и позволяет при одной степени свободы и одном входе иметь два зависимых выхода: на водиле и большом центральном колесе. В этом случае уменьшается величина передаточного числа каждой ступени в отдельности до величины передаточного числа одноступенчатой планетарной передачи "2k-g-h" с

выходом на водиле, которое не может выходить из диапазона 4 < и^ <6...7.

Увеличение же числа сателлитов с трёх на большее значение приводит к значительному уменьшению передаточного числа. Компромисс в таких случаях заключается в том, что по габаритно-массовым и конструктивным соображениям целесообразно число потоков мощности в первой ступени увеличивать не за счет числа сателлитов по развертке опорного центрального колеса, а за счет числа их рядов (рис. 17).

Рис. 16. Рекомендуемая кинематическая схема шестнадцатипоточного главного двухдвигательного привода тяжелых вертолетов на основе передачи "3к -2%-И."

Рис. 17. Рекомендуемая кинематическая схема трёхступенчатого главного двухдвигательного привода вертолетов по сосной двухвинтовой схеме

Принимая ас = 3, получаем суммарное число кинематических потоков а1 = Зйр. При двухпоточной конической и четырёхпоточной цилиндрической

ступенях в выходной ступени будет 10-12 потоков мощности.

Достоинствами такого нового применения передачи "Зк А" являются полная преемственность в отработанных и доказавших свою работоспособность технических решениях, заложенных в серийные главные приводы; идеальная синхронизация по передаточным числам в кинематических цепях соосных винтов; отсутствие конструктивной несоосности во всех рабочих зацеплениях; технологичность; отсутствие избыточных связей в трансмиссии. При модуле да = 5,0 мм наружный диаметральный габарит главного редуктора не превысит £>р =800...850 мм при максимальной полезной мощности на выходе привода 4500 кВт.

Гребные винты судов вращаются с меньшей частотой (80...85 мин"1)

при больших нагрузочных моментах (до 5-Ю6 Нм). Реализуются такие моменты рядовыми шевронными передачами с зубчатыми колесами очень большого диаметра, реже - планетарно-дифференциальными механизмами. Поэтому в приводах судовых движителей использование многопоточных трансмиссий даёт особенно большие преимущества.

Двухдвигательный многопоточный привод гребного винта на базе передачи "Ък-2%-К{ (рис. 18) содержит четырехпоточную рядовую цилиндрическую передачу с внутренним зацеплением в быстроходной ступени с передаточным числом в диапазоне 2,5<а12 <4,0 и двухступенчатую многоса-теллитную планетарную трансмиссию с общим передаточным числом 20...30.

При этом первая планетарная ступень содержит 9 или 11 сателлитов, а вторая - 18 или 22. Благодаря разгрузке рабочих зацеплений и подшипников сателлитов привод передаёт 10 ООО кВт при невысоких напряжениях в высших кинематических парах и модуле рабочих зацеплений не больше т = 10 мм, а поэтому габариты и масса главного привода минимальны и не

имеют аналогов в современной технике.

2

Рис. 18. Кинематическая схема комбинированного редуктора главного привода гребного судового винта на основе многопоточной трансмиссии "ЗкИ"

Рис. 19. Конструкция комбинированного

следящего многопоточного привода платформы наведения к роботизированным системам

Главный редуктор привода гребных винтов противоположного вращения включает в себя те же компоненты, что и привод одного винта. Его особенность состоит в том, что одним из выходных высоконагруженных звеньев является водило. Из-за больших нагрузок на подшипники сателлитов в первой планетарной ступени целесообразно устанавливать два ряда сателлитов по пять в каждом. Первая планетарная ступень ограничивает передаточные числа силовых ветвей к винтам и определяет габариты трансмиссии в целом.

Круг технологических машин, в приводах которых многопоточные трансмиссии "3к - - й" нашли или могут найти применение, не ограничивается рассмотренными выше транспортными машинами наземного, воздушного и водного базирования. Следящий вентильный многопоточный привод платформы наведения к роботизированным артиллерийским системам на базе редуктора по схеме "3к -2g-h" (рис. 19) имеет большое передаточное число (и0бщ = 800...1200 и более). Благодаря многопарности и асинфазно-сти рабочих зацеплений на выходной тихоходной ступени гарантируется момент до 360 Нм при мертвом ходе не более 5' и жесткости между входом и

выходом 80^0 Н • м/микрорад.

К группе специальных приводов относятся и многооборотные электроприводы для клиновых и шиберных задвижек запорной арматуры трубопроводного транспорта. Их особенность состоит в пустотелом выходном валу привода, где по технологическим соображениям должен размещаться и двигаться шпиндель (винт) запорного органа. Многообразие сред транспортирования, давлений и диаметров труб предопределяют уникальность таких

приводов для каждой задвижки в отдельности и многообразие их конструктивного исполнения для всей их гаммы (до 500 конструкций).

Передача "ЗА: — — Л" допускает увеличение чисел зубьев (и размеров) малых центральных колес а; и <22 Для вы_ полнения их пустотелыми и пропуска винта внутри трансмиссии в целом. При этом уменьшения передаточного числа не происходит. Наименьшими по размерам и числу зубьев звеньями в этом случае становятся сателлиты первого ряда, поэтому их количество целесообразно назначать 5-7, что даёт 9-12 потоков мощности.

Редукторный привод с многопоточной силовой трансмиссией устанавливается непосредственно на задвижку и не имеет ограничений на габариты, которые определяются в большей степени габаритами приводного двигателя. Он может быть размещён параллельно оси задвижки с дополнительной быстроходной ступенью (рис. 20) или соосно задвижке при специальном электродвигателе с полым ротором (здесь не приводится).

Важно, что эта трансмиссия позволяет строить широкие параметрические ряды выходных параметров по скорости и моменту в одном габарите, что уменьшит номенклатуру приводов запорной арматуры с 500 до 5 или 10. В заданном габарите унифицируются все основные детали привода: корпус, водило, зубчатые звенья тихоходной ступени, подшипники, пустотелый вал входной быстроходной ступени и пустотелый выходной вал тихоходной ступени. Выходные параметры по скорости и моменту изменяются за счёт сменных зубчатых звеньев быстроходной ступени. Такие возможности трансмиссии "3к -2g- к" определяют её реальные перспективы как в приводах трубопроводного транспорта, так и во многих других многооборотных приводах для общепромышленного и специального назначений.

Рис. 20. Кинематическая схема нового многооборотного электропривода запорной арматуры трубопроводного транспорта с многопоточной силовой трансмиссией

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ И РЕЗУЛЬТАТЫ РАБОТЫ

Представленная диссертация является законченной научной квалификационной работой, в которой на базе системных теоретических и экспериментальных исследований, лично выполненных автором и при личном его участии, содержится новое решение актуальной приоритетной научной проблемы - обоснование параметров и создание принципиально новых многопоточных асинфазных зубчатых передач, включая инструментарий на их синтез и проектирование, широкое внедрение которых в редукторные приводы различных технологических машин российского производства имеет исключительно большое значение.

Полученные результаты включают: усовершенствованный метод структурного образования простейших планетарных механизмов и созданные на его основе новые патентозащищённые многовариантные механизмы "Зк -2g- к" и их разновидности "3k-3g-h", Чк^-к"; новую расширенную классификацию простейших неделимых планетарных механизмов; инструментарий формирования асинфазных силовых потоков в многопоточной передаче; уточнённый метод многомерного синтеза одноступенчатых многопоточных передач с ограниченными передаточными числами и нагрузочными моментами; комплекс новых технических решений на конструкции и параметры многопоточной квазидифференциальной двухступенчатой передачи с выходом на большое центральное колесо и её варианты, включая методологию многомерного синтеза и проектирования; установленные закономерности функционирования и взаимосвязи между кинематическими, силовыми и энергетическими характеристиками передачи, параметрами её зубчатых звеньев и рабочих зацеплений; метод построения габаритов трансмиссии; семь габаритов и семь параметрических рядов на числа зубьев и передаточные числа первой и второй ступеней; комплекс технических решений на кинематические схемы и параметры многопоточных редукторных приводов технологических машин наземного, подземного, воздушного и водного базирования с встроенными многопоточными передачами "Зк - 3g- /г".

Результаты исследований взаимоувязаны и обобщены в рамках решённой научно-технической проблемы единой методологией многомерного синтеза и проектирования редукторных зубчатых приводов, что позволяет квалифицировать их как обоснование параметров и создание асинфазных многопоточных зубчатых передач для силовых редукторных приводов технологических машин различного отраслевого назначения.

Основные выводы:

1. Все простейшие планетарные зубчатые передачи относятся к ры-чажно-зубчатым механизмам и содержат в своей структуре двухзвенный рычажный механизм первого класса по Ассуру-Артоболевскому «стойка-водило» и планетарную группу (зубчатый механизм), смонтированную на одном их общем подвижном рычажном звене — водиле.

2. Как неделимые структурные образования, простейшие планетарные рычажно-зубчатые механизмы образуются из рычажного механизма первого класса путём наслоения на первом этапе на его ведущее звено - рычаг h i центральных колёс и j активно влияющих на кинематику сателлитов с образованием второго зубчатого механизма - планетарной группы "ik - jg" на подвижном основании h с одной степенью относительной свободы, а затем присоединения его входа либо к независимому источнику движения (дифференциальное исполнение), либо к стойке (рядовое планетарное исполнение).

3. Известные в науке и технике технические решения на схемы простейших планетарных механизмов, классифицируемые по проф. В.Н. Кудрявцеву только по числу центральных колёс на механизмы к -И, 2к-И и

Ък-h (Зкде), содержат в своей структуре только один активно влияющий на кинематику сателлит, а поэтому не охватывают всей возможной их гаммы. Новая неделимая двухступенчатая планетарная передача '3k-2g-ti\ содержащая в своей структуре два активно влияющих на кинематику сателлита, дополняет и расширяет классификацию простейших планетарных рычаж-но-зубчатых механизмов.

4. Главным показателем технического уровня современного редук-торного привода в технологических машинах нового поколения является его низкая удельная масса (0,005...0,015 кг/Нм) при величинах воспроизводимого крутящего момента на выходе до 5 • 106 Нм и общем передаточном числе в диапазоне 30...80 (150). Реализовать такие показатели можно только при многопоточном исполнении редукторного привода.

5. Многопоточность зубчатой передачи может быть достигнута мно-горядностью передачи; новыми схемами передач на базе планетарных механизмов, позволяющими увеличить число потоков мощности; использованием многопарных асинфазных зацеплений в высших центроидных кинематических парах.

6. Планетарные и многопоточные передачи в многосателлитном исполнении могут быть синфазными и асинфазными. Асинфазность передач гарантирована, если числа зубьев их звеньев некратны числу сателлитов и не имеют общих множителей. Асинфазность передачи увеличивает число потоков мощности в Еа раз и в е£33 уменьшает ее размеры. Соответственно уменьшается удельная масса и обеспечивается конкурентоспособность приводов и машин на их основе.

7. Возможность установки сателлитов на низшие кинематические пары третьего класса делает передачу "3к -2g- h" инвариантной к изменению числа потоков мощности, нечувствительной к точности изготовления, монтажа и упругим деформациям при работе.

8. Важнейшим преимуществом новой передачи является возможность строить параметрические ряды выходных параметров по скорости и моменту в одном заданном габарите, то есть при неизменных параметрах водила, корпуса редуктора и зубчатых звеньев выходной ступени.

9. Важной отличительной особенностью многопоточных редуктор-ных приводов с двухступенчатой силовой трансмиссией "3к - 2g - h" является постоянство основного габарита (межосевого расстояния aw = a*wm = 0,25z^m = const ) во всех рабочих зацеплениях, что позволяет, не нарушая контактной и изгибной прочности зубьев в высших кинематических парах, пропорционально изменять суммарное число зубьев центральных колёс 2i в ступенях и модуль их рабочих зацеплений при сохранении постоянства их произведения и увеличивать или сохранять число силовых потоков в заданном габарите при расширении или сохранении диапазона изменения передаточного числа. Уменьшение модуля зацепления положительно сказывается на производстве и работе зубчатой передачи.

10. На основе проведённых исследований разработаны программные продукты анализа и синтеза рабочих зацеплений и редукгорного привода в целом, которые позволяют конструктору на стадии проектирования не только визуализировать синтезируемый объект, но и воздействовать на его параметры доя выполнения качественных и конструктивных требований.

11. Разработанная методология и программные продукты использованы на предприятиях: ОАО «Кран-УМЗ» (г. Узловая Тульской обл.) при создании многопоточного привода 3 РПМ-250 скребкового конвейера СПЦ-271 А; ЗАО «Тулажелдормаш» при создании многопоточного привода РКМ-315 щебнеочистительного комплекса ЩОМ 1200 ПУ; ОАО «Тяжпромарма-тура» (г. Алексин Тульской обл.) при создании мультипликатора момента РП-130/8; ЗАО «Тулаэлектропривод» при создании мультипликатора момента РП-32/460 и корректировки зацеплений серийного планетарного привода типа А; ОАО «Стройтехника» (г. Донской Тульской обл.) при создании многопоточного привода передвижения мостового крана МРЭП-80/31; ОАО «Майкопский редукторный завод» (ЗАРЕМ) при изготовлении и испытании многопоточных редукторов 5РПМ-80/31, 5РП-80/62; в ООО НТЦ «Инт-КЛАСС» (г. Тула) при создании управляемого многопоточного электропривода МРЭП-1500/62 для запорной арматуры; НОЦ «Приводная техника» (ТулГУ) при создании интеллектуального многопоточного привода запорной арматуры 7МРЭП-88/115. Стендовые и промышленные испытания указанной приводной техники подтвердили её работоспособность и преимущества предлагаемого инструментария её проектирования.

12. Новая многопоточная передача универсальна и может быть внедрена в структуру высокоэффективных приводов технологических и транспортных машин различного отраслевого назначения, открывая возможности глубокой унификации редукторных приводов как самостоятельных машиностроительных изделий и уменьшая их разновидности и номенклатуру.

ОСНОВНОЕ СОДЕРЖАНИЕ ДИССЕРТАЦИИ ИЗЛОЖЕНО В СЛЕДУЮЩИХ ПУБЛИКАЦИЯХ:

Монографии:

1. Многооборотный электропривод трубопроводной арматуры: монография / под ред. В Я. Распопова. - Тула: Изд-во ТулГУ, 2011. - 322 с.

2. Многопоточные зубчатые трансмиссии: теория и методология проектирования. /Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Под ред. П.Г. Сидорова. М. : Машиностроение, 2011. ^ 340 с.

Статьи в изданиях, входящих в «Перечень периодических изданий, рекомендованных ВАК России для опубликования основных результатов диссертаций на соискание учёной степени доктора наук»:

3. Сидоров П.Г., Козлов C.B., Пашин A.A., Оськин А.П. Управление кинематическими, инерционными, жесткостными и силовыми параметрами механических систем высокоэнергонагруженных агрегатов для снижения их динамичности // Известия ТулГУ. Сер. : Машиностроение. Вып. 5. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 258-266.

4. Сидоров П.Г., Козлов C.B., Пашин A.A., Оськин А.П. Управление энергетическими потоками в высоконагруженных многопоточных трансмиссиях с лимитированными габаритами // Известия ТулГУ. Сер. : Машиностроение. Вып 5. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 266-276.

5. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Александров Е.В. Проектирование и внедрение многопоточных зубчатых передач в приводы высоконагруженных машин // Известия ТулГУ. Сер. : Машиноведение, системы приводов и детали машин. Вып. 1 - Тула: Изд-во ТулГУ, 2004. - С. 11-24.

6. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. и др. Силовые планетарные электроприводы запорных органов трубопроводного транспорта нового технического уровня и их проектирование // Известия ТулГУ. Сер. : Машиноведение, системы приводов и детали машин. Вып. 1 - Тула: Изд-во ТулГУ,

2004. - С. 25-34.

7. Панченко И.В., Сидоров П.Г., Пашин A.A. Прогнозирование энергосиловых параметров при проектировании плюсовых планетарных неполно-поворотных электроприводов запорной арматуры трубопроводного транспорта // Известия ТулГУ. Сер. : Машиноведение, системы приводов и детали машин. Вып. 1 - Тула: Изд-во ТулГУ, 2004. - С. 35-41.

8. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. и др. Алгоритм анализа и синтеза и формирование внутренних эвольвентных зубчатых зацеплений с гарантированными характеристиками //Известия ТулГУ. Сер. : Машиноведение, системы приводов и детали машин. Вып. 1 - Тула: Изд-во ТулГУ, 2004. -С. 51-61.

9. Сидоров П.Г., Плясов A.B., Пашин A.A. Формирование внутренних зацеплений с гарантированными параметрами качества в плюсовых планетарных передачах // Известия ТулГУ. Сер. : Машиноведение, системы приводов и детали машин. Вып. 2 - Тула: Изд-во ТулГУ, 2005. - С. 10-16.

10. Капырин Г.О., Пашин A.A. К выравниванию энергетических потоков в многорядных планетарных передачах // Известия ТулГУ. Сер. : Машиноведение, системы приводов и детали машин. Вып. 2 - Тула: Изд-во ТулГУ,

2005.-С. 37-41.

11. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Александров Е.В. Обоснование математической модели регулируемого асинхронного электропривода // Известия

ТулГУ. Сер.: Машиноведение, система приводов и детали машин. Вып. З.Тула: Изд-во ТулГУ, 2006. - С. 35-47.

12. Сидоров П.Г., Ширяев И. А., Пашин А. А., Плясов A.B. Метод образования простейших планетарных механизмов // Известия ТулГУ. Технические науки. Вып. 2.: в 2 ч. Тула: Изд-во ТулГУ, 2009. Ч. II. - С. 3-12.

13. Ширяев И. А., Пашин А. А., Сидоров П.Г. Взаимосвязь габаритов планетарных приводов с параметрами их зубчатых звеньев // Известия ТулГУ. Технические науки. Вып. 2.: в 2 ч. Тула: Изд-во ТулГУ, 2009. Ч. II. -С.37-41.

14. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Плясов A.B., Пашин А. А., Ширяев И.А. Синтез внутренних эвольвентных зацеплений планетарных передач // Вестник машиностроения. М.: Машиностроение, 2009. № 6. - С. 3-8.

15. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Многопоточные зубчатые передачи: структура, образование, кинематические и силовые взаимосвязи, классификация и перспективы применения // Приводная техника, 2010, №4. -С. 25-30.

16. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Метод структурного образования и дополненная классификация простейших планетарных механизмов // Известия ТулГУ. Технические науки. Вып. 2: в 2 ч. Тула: Изд-во ТулГУ,

2010. Ч. I.-C. 39-48.

17. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Что сдерживает внедрение планетарных передач "3к" по классификации проф. В.Н. Кудрявцева в современные приводы машин? // Приводная техника, 2010, №3. - С. 22-27.

18. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Асинфазное движение в потоках мощности как эффективное средство повышения нагрузочной способности планетарных передач // Инженерный журнал. Справочник,

2011,№7.-С. 28-32.

19. Пашин A.A., Сидоров П.Г., Распопов В.Я., Плясов A.B. Базовая кинематическая схема многопоточного квазидифференциального многооборотного электропривода // Инженерный журнал. Справочник, 2011, № 7. - С. 3337.

20. Сидоров П.Г., Распопов В.Я., Пашин A.A., Плясов A.B. Кинематические и силовые зависимости в базовой схеме многопоточного редуктора для многооборотных электроприводов запорной арматуры нового поколения // Инженерный журнал. Справочник, 2011, № 7. - С. 37-41.

Патенты:

21. Патент на изобретение 2402707 Российская Федерация, МПК F16H Двухступенчатая планетарная передача / Сидоров П.Г., Сидоров О.П., Смелов Ю.Е., Пашин A.A., Плясов A.B., Ширяев И.А. № 2008139793/11 ; за-явл. 08.10.2008 ; опубл. 27.10.2010, Бюл. № 30.

22. Патент на изобретение 2307278 Российская Федерация, МПК F16H КЗ 1/05 Сидоров П.Г., Александров Е.В., Лагун В.В., Климов Г.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Управляемый привод (варианты). № 2006115885/09; заявл. 11.05.2006 ; опубл. 27.09.2007, Бюл. № 27.

Публикации в сборниках международных и всероссийских научных конференций и в различных сборниках научных трудов:

23. Колесников К.С., Сидоров П.Г., Пашин A.A. Современные проблемы проектирования зубчатых передач в структуре высоконагруженных систем // Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 4-6.

24. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Козлов C.B. и др. Взаимосвязь и управление параметрами механических систем высокоэнерговооруженных агрегатов для снижения их динамичности // Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 16-22.

25. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Козлов C.B. и др. Управление энергетическими потоками в высоконагруженных многопоточных трансмиссиях // Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. -С. 30-33.

26. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Оськин А.П. и др. Высоконагруженные многопоточные трансмиссии и условия их встраиваемости в лимитированные габариты тяжелых высокопроизводительных машин // Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 34-38.

27. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Пашин A.A., Фишер Г.Г. Структурный и кинематический синтез плюсовых планетарных передач // Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 73-76.

28. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Пашин A.A. Управление и оптимизация параметров внутренних зацеплений // Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 76-79.

29. Сидоров П.Г., Козлов C.B., Пашин A.A., Оськин А.П. Высоконагруженные многопоточные зубчатые трансмиссии в структуре тяжелых высокопроизводительных машин с лимитированными габаритами // Сборник научных трудов ведущих ученых технологического ф-та. Тула: Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 209-217.

30. Сидоров П.Г., Пашин A.A. Создание расчетно-проектной документации и внедрение многопоточных передач в приводы транспортных машин и горношахтного оборудования на предприятиях Тульского региона // Научно-технические работы, выполненные в 1997-2001 г. при финансовой поддержке администрации Тульской области. Тула, изд-во "Власта", 2002. - С. 51-61.

31. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Пашин A.A. Многодвигательный взаимосвязанный привод скребкового конвейера и задачи его динамического анализа и синтеза : тез. докл. отчетной конф.-выставки по подпрограмме "Производственные технологии - 2001", МО РФ, Москва, 2002. - С. 25-28.

32. Козлов C.B., Сидоров П.Г., Пашин A.A., Лунчева Т.В. Управление параметрами механических систем и пути повышения энерговооруженности

горных машин // Проблемы создания экологически рациональных и ресурсосберегающих технологий добычи полезных ископаемых и переработки отходов горного производства. Материалы 2-й Межд. конф. по проблемам рационального природопользования. Тула: Изд-во ТулГУ, 2002. - С. 378-383.

33. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Пашин A.A. Пути улучшения энергетических характеристик плюсовых планетарных передач // Проблемы создания экологически рациональных и ресурсосберегающих технологий добычи полезных ископаемых и переработки отходов горного производства. Материалы 2-й Межд. конф. по проблемам рационального природопользования. Тула: Изд-во ТулГУ, 2002. - С. 400-404.

34. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Пашин A.A., Шинкаренко B.C. Синтез многопоточных зубчатых трансмиссий высоконагруженных машин с лимитированными габаритами // Проблемы и перспективы развития горнодобывающей промышленности Подмосковного бассейна. - Труды 3-й Межд. на-учно-пракг. конф. Тула: Изд-во ТулГУ, 2002. -С. 155-159.

35. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Закономерности формирования потоков мощности в многопоточных зубчатых передачах // Актуальные задачи машиноведения, деталей машин и триботехники. Труды Межд. науч.-техн. конф., 27-28 апреля 2010 г. (к 100-леггию со дня рождения В.Н. Кудрявцева). / Балт. гос. техн. ун-т. - СПб., 2010. - С. 68-74.

36. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Многопоточные передачи - идеология создания машин нового поколения и объект преподавания ма-шиноведческих дисциплин в техническом вузе // Основы проектирования и Детали машин - XXI век.: Материалы II Всероссийской научно-методич. конференции. Орёл: ОрелГТУ, 2010. - С. 32 -40.

Изд. лиц. JIP № 020300 от 12.02.97. Подписано в печать 28.10.2011. Формат 60x84 1/16. Бумага офсетная. Усл. печ. л. 2,1. Уч.-изд. л. 2,0. Тираж 100 экз. Заказ ОНО

Тульский государственный университет 300012 г. Тула, пр. Ленина, 92

Отпечатано в издательстве ТулГУ 300012 г. Тула, пр. Ленина, 95

ВВЕДЕНИЕ

1. ДЕЙСТВУЮЩАЯ МЕТОДОЛОГИЯ ПРОЕКТИРОВАНИЯ И ПРАКТИКА ПРИМЕНЕНИЯ МНОГОПОТОЧНЫХ ЗУБЧАТЫХ ТРАНСМИССИЙ В СИЛОВЫХ РЕДУКТОРНЫХ ПРИВОДАХ МАШИН. ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Краткий обзор состояния науки и практики редукторостроения в современной России и за рубежом

1.2. Требования к перспективным силовым трансмиссиям и редукторным приводам на их основе

1.3. Анализ развития теории построения многопоточных передач

1.4. Актуальность, цель и задачи исследования

2. СТРУКТУРНЫЙ АНАЛИЗ, СИНТЕЗ

И КЛАССИФИКАЦИЯ ПРОСТЕЙШИХ ПЛАНЕТАРНЫХ ЗУБЧАТЫХ МЕХАНИЗМОВ

2.1. Рычажно-зубчатые кинематические цепи - основа рядовых, планетарных и дифференциальных механизмов зацеплением

2.2. Структурообразующие соединения планетарных механизмов, планетарные группы, типовые схемы и классификация

2.3. Метод структурного образования планетарных зубчатых механизмов

2.4. Классификация простейших планетарных механизмов с одним водилом

Выводы

3. МНОГОПОТОЧНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ, 81 ИХ СТРУКТУРА, ТИПОВЫЕ СХЕМЫ, ПАРАМЕТРЫ

И СИНТЕЗ

3.1. Планетарные механизмы в многосателлитном исполнении - основа многопоточных зубчатых передач.

Критерии выбора многопоточных зубчатых передач

3.2. Схемы силовых связей в энерговооруженных многопоточных трансмиссиях и закономерности формирования силовых потоков

3.3. Асинфазное движение в потоках мощности как эффективное средство повышения нагрузочной способности многопоточных передач

Выводы

4. СИНТЕЗ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ МНОГОПОТОЧНЫХ 121 ПЕРЕДАЧ С ВЫХОДОМ НА ВОДИЛО

4.1. Общие положения, задачи многопараметрического синтеза и условия размещения многопоточных передач в лимитированных габаритах

4.2. Синтез параметров упругих кинематических пар и энергетические потоки в многопоточной трансмиссии

4.3. Геометрический синтез рабочих внутренних зацеплений многопоточных передач

4.4. Методология синтеза одноступенчатых многорядных многопоточных трансмиссий с выходом на водило 165 Выводы

5. СИНТЕЗ РЫЧАЖНО-ЗУБЧАТЫХ МНОГОПОТОЧНЫХ 170 ПЕРЕДАЧ С ВХОДОМ НА ВОДИЛО

5.1. Базовая кинематическая схема, её кинематический синтез и конструкция многопоточных трансмиссий с выходом на большое центральное колесо с внутренними зубьями

5.2. Геометрические и компоновочные размеры одноступенчатых многопоточных передач с входом на водиле и выходом на большое центральное колесо 179 Выводы

6. СИНТЕЗ ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ МНОГОПОТОЧНЫХ 201 ПЕРЕДАЧ "3k-2g-h" С ВХОДОМ НА МАЛОМ И

ВЫХОДОМ НА БОЛЬШОМ ЦЕНТРАЛЬНЫХ КОЛЕСАХ

6.1. Обоснование новой базовой кинематической схемы и новой конструкции двухступенчатой асинфазной многопоточной передачи

6.2. Причины, сдерживающие внедрение многосателлитных планетарных передач 3кае по классификации проф.

В.Н. Кудрявцева в современные многопоточные приводы машин

6.3. Разработка типоразмерных и параметрических рядов синфазных и асинфазных многопоточных силовых трансмиссий "3к -2g- И"

6.4. Модуль рабочих зацеплений многопоточных передач и методика назначения чисел зубьев зубчатых звеньев

Выводы

7. КОММЕРЦИАЛИЗАЦИЯ ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ

МНОГОПОТОЧНЫХ ТРАНСМИССИЙ "3к - - /г" В

СТРУКТУРУ ВЫСОКОЭФФЕКТИВНЫХ ПРИВОДОВ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ МАШИН НАЗЕМНОГО, ВОЗДУШНОГО И ВОДНОГО БАЗИРОВАНИЯ РОССИЙСКОГО ПРОИЗВОДСТВА

7.1. Проблемы в предметных областях машиностроения

7.2.Многопоточные передачи в структуре приводов транспортных и грузоподъемных машин наземного базирования

7.3. Многопоточные передачи в структуре приводов транспортных машин воздушного базирования

7.4. Многопоточные передачи в структуре высокоэнерговооружённых приводов транспортных машин водного базирования

7.5. Многопоточные передачи в структуре технологических машин специального назначения

7.6. Многопоточные передачи в структуре многооборотных электроприводов запорной арматуры трубопроводного транспорта

Выводы

Актуальность работы. Инновационный план развития российской экономики, разработанный Правительством Российской Федерации, предусматривает ускоренное перевооружение отечественного машиностроения, модернизацию производства, импортозамещение и создание современных высококонкурентных российских машин мирового уровня (и выше).

Образ машины нового поколения во многом определяется типом, техническим уровнем и конструктивным совершенством её привода. Высоко-моментный редукторный электропривод был и остаётся важнейшим элементом энерговооружённых машин. Определяющая роль в создании электроприводов нового технического уровня принадлежит прикладной науке - машиноведению. Однако кризисные явления последних 20-ти лет затормозили её перманентное развитие. На основе действующей, хоть и фундаментальной методологии проектирования и производства уже трудно создавать современные технические решения на приводы и машины в целом.

Проблема создания новой методологии и инструментария проектирования энергонасыщенных, и в то же время ресурсо- и энергосберегающих приводов особенно остро стоит сейчас, при вступлении России в ВТО, в условиях жёсткой конкуренции с зарубежной машиностроительной продукцией как на внутреннем, так и на мировом рынках.

Существующие типы силовых трансмиссий на основе многозвенных рядовых и планетарных трёхсателлитных синфазных зубчатых механизмов практически исчерпали потенциал улучшения габаритно-массовых параметров. Поэтому совершенствование концепции многопоточного подвода механической энергии к технологическим машинам различного отраслевого назначения, создание на её основе методов структурного образования многопоточных передач и новых технических решений на их конструкции, включая инструментарий для проектирования, становятся приоритетными направлениями развития машиноведения как науки и машиностроения как практики производства машин во всех индустриально развитых странах, и Россия не является исключением.

Поэтому глубокое изучение особенностей и закономерностей строения и функционирования многопоточных передач, выявление отличия их от планетарных механизмов в многосателлитном исполнении чрезвычайно важны, а разработка принципиально новых перспективных высокоэффективных конструкций редукторных приводов является актуальной научно-технической проблемой большой государственной значимости.

Объектом исследования являются силовые многопоточные зубчатые трансмиссии планетарного типа в структуре редукторных приводов машин различного отраслевого назначения.

Предмет исследования - образование простейших многопоточных планетарных передач, закономерности формирования силовых потоков в них, разработка принципиально новых перспективных высокоэффективных конструкций редукторных электроприводов и методологии их проектирования.

Цель работы: повышение технического уровня, качества, конструктивного совершенства и конкурентоспособности механических приводов и машин российского производства на новых принципах многомерного синтеза многопоточных передач с многопарными асинфазными зубчатыми зацеплениями.

Идея работы состоит в том, что требуемые по прогнозу уровни производительности, энерговооружённости и конструктивного совершенства различных отраслевых машин при жёстких ограничениях на габариты и материалоёмкость обеспечиваются применением в структуре их механических систем малогабаритных многопоточных асинфазных зубчатых трансмиссий без избыточных связей при условии, что их кинематические схемы, универсальные конструкции и основные параметры удовлетворяют условиям функционирования последних.

Работа выполнялась в рамках: научно-технической программы «Научные исследования высшей школы по приоритетным направлениям науки и техники» Министерства образования РФ, подпрограмма 001 "Производственные технологии" (2000-2002 г.г., гос. per. 01.02.022889, 01.200.113813); программы фонда содействия развитию малых форм предприятий в научно-технической сфере (2005-2006 г.г., № 3392р/5788); грантов губернатора Тульской области в сфере науки и техники (2000 г., ГШ 72/Д0014, 2004 г., 65-К-9/305); государственного контракта с администрацией Тульской области (2006-2008 г.г., 60-К-1/38); комплексного проекта с участием российского вуза (2010-2011 г.г., 13.G25.31.0056); НИР по заданию Министерства образования и науки РФ (2011 г. гос. per. 01201155309); госбюджетных тем (2001-2005 г.г., гос. per. 01.200.118113 и 2006-2010 г.г., гос. per. 01.200.607116), а также ряда хоздоговорных тем с предприятиями Тульской обл. (ОАО «Кран-УМЗ», ЗАО «Тулажелдормаш», ЗАО «Тяжпромарма-тура», ООО «Стройтехника») и др.

Методы исследования базируются на основных положениях классической теории зубчатых зацеплений и профилирования режущего инструмента; теории планетарных зубчатых передач и сложных зубчатых механизмов; механики материалов, теории математического моделирования и матриц. Используется теория алгоритмов и методы машинной графики и компьютерного моделирования, программные продукты кафедры ПМДМ ТулГУ по геометрическому синтезу эвольвентных зубчатых зацеплений, а также различное стендовое оборудование ресурсных испытаний механических приводов предприятий ЗАО «Тулаэлектропривод», ОАО «Майкопский редуктор-ный завод» (ЗАРЕМ); ОАО «Кран-УМЗ» и др.

Достоверность и обоснованность научных положений подтверждается корректностью постановки задач и применяемых методов исследования, адекватностью математических моделей реальным физическим процессам, протекающим в многопоточных приводах, проверкой всех основных научных положений компьютерным моделированием и совпадением результатов расчётов и компьютерной визуализации объектов, известными экспериментально проверенными техническими решениями, серийно выпускаемыми промышленностью, результатами экспериментальных исследований и промышленных испытаний предложенных технических решений и, наконец, -соответствием научных выводов классической теории проектирования многопоточных зубчатых передач, созданной трудами выдающихся учёных Н.Ф. Руденко, В.А. Гавриленко, Н.И. Колчина, Ф.Л. Литвина, С.И. Лашнева, Л.Н. Решетова, Д.Н. Решетова, В.Н. Кудрявцева, Ю.Н. Кирдяшева, Э.Л. Ай-рапетова, М.Л. Ерихова, И.А. Болотовского, А.Ф. Крайнева, Э.Б. Булгакова, П.Г. Сидорова и многих других.

На защиту выносятся:

1. Усовершенствованный метод структурного образования простейших неделимых планетарных механизмов, отличающийся тем, что схемы на основе известных групп дополнены новыми группами, которые позволили образовать новые планетарные и многопоточные рычажно-зубчатые передачи, включая многовариантный механизм "3к -2g- к" (патент 1Ш № 2402707).

2. Расширенная классификация простейших неделимых планетарных механизмов в одно- и многосателлитном исполнениях, отличающаяся тем, что она впервые классифицирует планетарные передачи не только по числу центральных колёс, но и по числу активных сателлитов, числу планетарных ступеней и числу подвижных звеньев, что расширяет область существования планетарных передач и позволяет вести направленный поиск новых технических решений на их конструкции.

3. Метод формирования асинфазных силовых потоков в многопоточных зубчатых передачах, позволяющий системным подбором чисел зубьев зубчатых звеньев и коэффициента перекрытия увеличивать число потоков и равномерно распределять их по развёртке выходного зубчатого звена.

4. Уточнённый метод многомерного синтеза одноступенчатых многопоточных передач с многорядными сателлитами, с передаточными числами и^ =5.7 и нагрузочными моментами до 200.250 кНм в диаметральном габарите 600.700 мм, отличающихся повышенной нагрузочной способностью за счёт организации асинфазных движений в силовых потоках.

5. Комплекс новых технических решений на конструкции и параметры многопоточной квазидифференциальной двухступенчатой передачи с выходом на большое центральное колесо и её варианты, отличающиеся равенством сумм чисел зубьев центральных колёс в двух ступенях, широким диапазоном воспроизводимого передаточного числа (иJ ^ =20.120 и более), возможностью построения развёрнутых параметрических рядов по скорости и моменту в одном заданном габарите, многопоточностью (до 20 асинфазных потоков), малыми габаритами и удельной массой (не превышающей 0,015 кг/Н-м), равными углами во всех рабочих зацеплениях и другими важными свойствами.

6. Взаимосвязи между кинематическими, силовыми и энергетическими характеристиками новой передачи "3к -2 g - h" и характеристиками её зубчатых звеньев и рабочих зацеплений, впервые позволяющие варьировать параметрами одной ступени при неизменных параметрах другой и создавать таким образом универсальные унифицированные приводы многовариантного назначения в одном габарите.

7. Метод построения габарита трансмиссии (aw = const), обоснование семи габаритов и семи параметрических рядов на числа зубьев и передаточные числа первой и второй планетарных ступеней и передачи в целом, позволяющие на стадии проектирования многопоточных передач квалифицированно назначать числа зубьев зубчатых звеньев, суммарное число зубьев центральных колёс, общее передаточное число и его разбивку по ступеням таким образом, что мощностные потоки в приводах передаются на больших скоростях при малых моментах и формируются окончательно в последней ступени на одном выходном звене.

8. Комплекс технических решений на основе трансмиссии "Зк -2g- h" на кинематические схемы и параметры асинфазных многопоточных приводов стационарных технологических и транспортных отраслевых машин наземного, воздушного и водного базирования, позволяющий благодаря мно-гопоточности поднять технический уровень, качество, конструктивное совершенство и конкурентоспособность машин российского производства до мирового уровня.

Научная новизна состоит в установлении закономерностей формирования и функционирования многопоточных передач как многопарных зубчатых зацеплений, разработке новых методов их структурного, геометрического и кинематического синтеза и методологии проектирования, позволяющих создавать технические решения и промышленные образцы приводной техники высокого мирового уровня и проектировать их в сжатые сроки.

Практическая полезность работы заключается в создании классификации, методологии проектирования и отдельных видов многопоточных передач, а также семи габаритов с пяти-, девяти, двенадцати-, шестнадцати- и двадцатипоточным исполнением, что позволяет правильно выбрать поточность и нагрузочную способность привода для конкретных условий работы, обосновать его минимальные габариты, массу, передаточное число и его диапазон дискретного изменения, обосновать унификацию деталей привода и определить область его возможного универсального применения, упростить систему комплектации и сервисного обслуживания привода в целом.

Реализация результатов работы выразилась:

- во внедрении девятипоточной одноступенчатой асинфазной трансмиссии в привод рабочего органа шнекового комбайна РКУ-13 мощностью 315 кВт, подтвердившем высокую нагрузочную способность передачи (с моментом до 250 кН • м в диаметральном габарите 650 мм); во внедрении комбинированного шестипоточного (в выходной ступени) асинфазного электропривода РКМ-315 в структуру щебнеочистительной машины ЩОМ 1200 ПУ;

- во внедрении трёхступенчатого шестипоточного (в выходной ступени) приводного блока РПМ-250 в структуру трёхдвигательного скребкового конвейера СПЦ-271А с возможностью размещения двигателей мощностью 160 - 250 кВт вдоль и поперек конвейера;

- во внедрении двух образцов пятипоточной двухступенчатой асинфаз-ной трансмиссии в электропривод «мотор-редуктор» РПМ-80/31, РП-80/62 механизма передвижения мостового крана 20/5-А5-22,5-12,5/14УЗ;

- во внедрении девятипоточного двухступенчатого асинфазного электропривода 7МРЭП-88/115 в запорную арматуру трубопроводного транспорта;

- в привязке асинфазных многопоточных передач к высокоэффективным силовым приводам стационарных технологических и транспортных отраслевых машин наземного, воздушного и водного базирования;

- в использовании ряда положений диссертации и программ расчёта в учебном процессе ТулГУ по дисциплинам подготовки магистров по направлению «Технологические машины и оборудование».

Апробация работы

Материалы исследования докладывались на первой Международной научно-технической конференции «Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач» (Тула, 2000 г.), второй Международной научно-технической конференции «Проектирование, технологическая подготовка и производство зубчатых передач» (Тула, 2005), отчетной конференции-выставке по подпрограмме "Производственные технологии - 2001" (Москва, 2002), 2-й Международной конференции "Проблемы создания экологически рациональных и ресурсосберегающих технологий добычи полезных ископаемых и переработки отходов горного производства" (Тула, 2002 г.), 3-й Международной научно-технической конференции «Проблемы и перспективы развития горнодобывающей промышленности Подмосковного бассейна» (Тула, 2002 г.), I и П-м Тульских экономических форумах (2006, 2007 г.г.), I и П-й Всероссийских научно-методических конференциях «Основы проектирования и детали машин - XXI век» (Орел, 2007, 2010 г.г.), Всероссийской научно-технической конференции «Машиноведение и детали машин (к 100-летию Д.Н. Решетова)» (Москва, 2008 г.), Международной научно-технической конференции «Актуальные задачи машиноведения, деталей машин и триботехники» (к 100-летию со дня рождения В.Н. Кудрявцева) (Санкт-Петербург, 2010 г.), на ежегодных научно-технических конференциях профессорско-преподавательского состава Тульского государственного университета (1985-2011 г.г.). Отдельные разделы докладывались на НТС ряда предприятий («Тулаэлектропривод», «Майкопский редукторный завод» (ЗАРЕМ); «Кран-УМЗ», «Стройтехника»).

Практические результаты исследований представлялись на выставках "Высокие технологии. Инновации. Инвестиции" (Петербург, 2004 г.), 57-й Международной выставке изобретений "ПЗЧА-2005" (Германия, г. Нюрнберг, 2005 г.), Московской выставке-ярмарке «Приводы, узлы, детали машин и механизмов Моз0пуе-2010» (Москва, 2010 г.) и др.

Диссертация в целом докладывалась на расширенном заседании кафедры «Проектирование механизмов и деталей машин» Тульского государственного университета (2011 г.).

Публикации

По теме диссертации опубликовано 36 научных работ, среди которых монографий - 2, патентов - 2; статей в рецензируемых журналах, входящих в "Перечень российских рецензируемых научных журналов, в которых должны быть опубликованы основные научные результаты диссертаций на соискание ученых степеней доктора и кандидата наук", - 18; статей в различных сборниках научно-технических работ - 14.

Структура и объём работы

Диссертация состоит из введения, семи глав, заключения, основных выводов и библиографического списка из 154 наименований. Объём работы - 360 стр., в том числе 86 рисунков и 21 таблица.

Основные выводы и результаты работы состоят в следующем:

1. Все простейшие планетарные зубчатые передачи относятся к ры-чажно-зубчатым механизмам и содержат в своей структуре два неделимых механизма: двухзвенный рычажный механизм первого класса по Ассуру-Артоболевскому "стойка-водило" и зубчатый механизм - планетарную группу, смонтированную на одном их общем подвижном рычажном звене -водиле.

2. Как неделимые структурные образования, простейшие планетарные рычажно-зубчатые механизмы образуются из рычажного механизма первого класса путём наслоения на первом этапе на его ведущее звено - рычаг к г центральных колёс и j активно влияющих на кинематику сателлитов с образованием второго зубчатого механизма — планетарной группы "¿к - jg" на подвижном основании к с одной степенью относительной свободы, а затем присоединения входа механизма либо к независимому источнику движения (дифференциальное исполнение), либо к стойке (рядовое планетарное исполнение). Следовательно, структурообразующими звеньями любого простейшего планетарного рычажно-зубчатого механизма являются: водило к, центральные зубчатые колёса с внешними или внутренними зубьями кг- и сателлиты с внешними зубьями gi, - а поэтому целесообразно планетарные механизмы обозначать по проф. В.Н. Кудрявцеву, но в соответствии с количеством всех структурообразующих звеньев как "ik - jg - h".

3. Известные в науке и технике технические решения на схемы простейших планетарных механизмов, классифицируемые по проф. В.Н. Кудрявцеву только по числу центральных колёс на механизмы k-h, 2k-h и и

Зк-h (3кае), содержат в своей структуре только один активно влияющий на кинематику сателлит, а поэтому не охватывают всей возможной их гаммы. Новая неделимая двухступенчатая планетарная передача "Зк -2g - h", содержащая в своей структуре два активно влияющих на кинематику сателлита, дополняет и расширяет классификацию простейших планетарных рычаж-но-зубчатых механизмов.

4. Главным показателем технического уровня современного редук-торного привода в технологических машинах нового поколения является его низкая удельная масса (0,005.0,015 кг/Н м) при величинах воспроизводимого крутящего момента на выходе до 5 • 106 Н • м и общем передаточном числе в диапазоне 30.80 (150). Реализовать такие показатели можно только при многопоточном исполнении редукторного привода.

5. Многопоточность зубчатой передачи может быть достигнута мно-горядностью передачи; новыми схемами передач на базе планетарных механизмов, позволяющими увеличить число потоков мощности; использованием многопарных асинфазных зацеплений в высших центроидных кинематических парах.

6. Планетарные и многопоточные передачи в многосателлитном исполнении могут быть синфазными и асинфазными. Асинфазность передач гарантирована, если числа зубьев их звеньев некратны числу сателлитов и не имеют общих множителей. Асинфазность передачи увеличивает число пото

0 и ков мощности в еа раз и в е^ уменьшает ее размеры. Соответственно уменьшается удельная масса и обеспечивается конкурентоспособность приводов и машин на их основе.

7. Возможность установки сателлитов на низшие кинематические пары третьего класса делает передачу "3к -2g- И" инвариантной к изменению числа потоков мощности, нечувствительной к точности изготовления, монтажа и упругим деформациям при работе.

8. Важнейшим преимуществом новой передачи является возможность строить параметрические ряды выходных параметров по скорости и моменту в одном заданном габарите, то есть при неизменных параметрах водила, корпуса редуктора и зубчатых звеньев выходной ступени.

9. Важной отличительной особенностью многопоточных редуктор-ных приводов с двухступенчатой силовой трансмиссией "3к - 2g - к" является постоянство основного габарита (межосевого расстояния ам> - аЦ!т = 0,25г^т = сот^ во всех рабочих зацеплениях, что позволяет, не нарушая контактной и изгибной прочности зубьев в высших кинематических парах, пропорционально изменять суммарное число зубьев центральных колёс в ступенях и модуль их рабочих зацеплений при сохранении постоянства их произведения и увеличивать или сохранять число силовых потоков в заданном габарите при расширении или сохранении диапазона изменения передаточного числа. Уменьшение модуля зацепления положительно сказывается на производстве и работе зубчатой передачи.

10. На основе проведённых исследований разработаны программные продукты анализа и синтеза рабочих зацеплений и редукторного привода в целом, которые позволяют конструктору на стадии проектирования не только визуализировать синтезируемый объект, но и воздействовать на его параметры для выполнения качественных и конструктивных требований.

11. Разработанная методология и программные продукты использованы на предприятиях: ОАО «Кран-УМЗ» (г. Узловая Тульской обл.) при создании многопоточного привода 3 РПМ-250 скребкового конвейера СПЦ-271 А; ЗАО «Тулажелдормаш» при создании многопоточного привода РКМ-315 щебнеочистительного комплекса ЩОМ 1200 ПУ; ОАО «Тяжпромарматура» (г. Алексин Тульской обл.) при создании мультипликатора момента РП-130/8; ЗАО «Тулаэлектропривод» при создании мультипликатора момента РП-32/460 и корректировки зацеплений серийного планетарного привода типа А; ОАО «Стройтехника» (г. Донской Тульской обл.) при создании многопоточного привода передвижения мостового крана МРЭП-80/31; ОАО «Майкопский редукторный завод» (ЗАРЕМ) при изготовлении и испытании многопоточных редукторов 5РПМ-80/31, 5РП-80/62; в ООО НТЦ «Инт-КЛАСС» (г. Тула) при создании управляемого многопоточного электропривода МРЭП-1500/62 для запорной арматуры; НОЦ «Приводная техника» (ТулГУ) при создании интеллектуального многопоточного привода запорной арматуры 7МРЭП-88/115. Стендовые и промышленные испытания указанной приводной техники подтвердили её работоспособность и преимущества предлагаемого инструментария её проектирования.

12. Новая многопоточная передача универсальна и может быть внедрена в структуру высокоэффективных приводов технологических и транспортных машин различного отраслевого назначения, открывая возможности глубокой унификации редукторных приводов как самостоятельных машиностроительных изделий и уменьшая их разновидности и номенклатуру.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ И ОБЩИЕ ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ

Представленная диссертация является законченной научной квалификационной работой, в которой на базе системных теоретических и экспериментальных исследований, лично выполненных автором, а также НИР и НИОКР, выполненных при личном участии автора, содержится новое решение актуальной приоритетной научной проблемы обоснования параметров и создания принципиально новых многопоточных асинфазных зубчатых передач, включая инструментарий их синтеза и проектирования, широкое внедрение которых в редукторные приводы различных технологических машин российского производства имеет исключительно большое значение.

Полученные результаты включают: усовершенствованный метод структурного образования простейших планетарных механизмов и созданные на его основе новые патентозащищённые многовариантные механизмы "3к -2£ - /г" и их разновидности "3к - - И", "4к - Зg - /г"; новую расширенную классификацию простейших неделимых планетарных механизмов; инструментарий формирования асинфазных силовых потоков в многопоточной передаче; уточнённый метод многомерного синтеза одноступенчатых многопоточных передач с ограниченными передаточными числами и нагрузочными моментами; комплекс новых технических решений на конструкции и параметры многопоточной квазидифференциальной двухступенчатой передачи с выходом на большое центральное колесо и её варианты, включая методологию многомерного синтеза и проектирования; установленные закономерности функционирования и взаимосвязи между кинематическими, силовыми и энергетическими характеристиками передачи, параметрами её зубчатых звеньев и рабочих зацеплений; метод построения габаритов трансмиссии; семь габаритов и семь параметрических рядов на числа зубьев и передаточные числа первой и второй ступеней; комплекс технических решений на кинематические схемы и параметры многопоточных редукторных приводов технологических машин наземного, подземного, воздушного и водного базирования с встроенными многопоточными передачами "3к - 3g - к".

Результаты исследований взаимоувязаны и обобщены в рамках решённой научно-технической проблемы единой методологией многомерного синтеза и проектирования редукторных зубчатых приводов, что позволяет квалифицировать их как обоснование параметров и создание асинфазных многопоточных зубчатых передач для силовых редукторных приводов технологических машин различного отраслевого назначения.

1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы: справочник / под ред. Э. Б. Булгакова. М.: Машиностроение, 1981 - 347 с.

2. Айрапетов Э. Л., М. Д. Генкин. Динамика планетарных механизмов. М. : Наука, 1980. - 256 с.

3. Антонов А. С. Комплексные силовые передачи: теория силового потока и расчет передающих систем. Л. : Машиностроение, 1981. - 496 с.

4. Артоболевский И. И. Механизмы в современной технике: Справочное пособие для инженеров, конструкторов и изобретателей : В 7-ми т. Т.4. Зубчатые механизмы — М. : Наука, 1980 . 592с.

5. Артоболевский И. И. Теория механизмов и машин. М. : Наука, 1975.-639 с.

6. Биргер Н. А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.Б. Расчет на прочность деталей машин: справочник 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1979.-702 с.

7. Болотовский И.А. Цилиндрические эвольвентные передачи внутреннего зацепления / И. А. Болотовский и др.. М. : Машиностроение, 1977.-192 с.

8. Болотовская Т. П. Справочник по корригированию зубчатых колес. Ч. 1 . М. : Машгиз, 1962. - 215с.

9. Буторин В.А. Обоснование и разработка рациональных схем многопоточных комбинированных передач колесных машин : дис. . канд. техн. наук : 05.05.03, 05.02.18 Ижевск, 2006.

10. Вайнсон А. А. Подъемно-транспортные машины. М. : Машиностроение, 1975. - 432 с.

11. И. Вейц В.Л., Коловский М.З., Кочура А.Е. Динамика управляемых машинных агрегатов. М. : Наука, 1984. - 352 с.

12. Вейц В.Л., Кочура А.Е., Мартыненко А.Е. Динамические расчеты приводов машин. Л. : Машиностроение, 1971. - 352 с.

13. Волков Д.П., Крайнев Л.Ф. Трансмиссии строительных и дорожных машин. М. : Машиностроение, 1974. - 420 с.

14. Вибрации в технике: справочник. В 6-ти т. -Ред. совет: В.Н. Че-ломей (пред.). М. : Машиностроение, 1978. - Т.1. Колебания линейных систем/ под. ред. В.В. Болотина, 1978. - 352 с.

15. Вибрации в технике: справочник. В 6-ти т. -Ред. совет: В.Н. Че-ломей (пред.). Т.З. Колебания машин, конструкций и их элементов/ под. ред. Ф.М. Диментберга. М. : Машиностроение, 1980. - 544 с.

16. Булгаков Э.Б. Влияние перекрытий на динамическую нагружен-ность зубчатой передачи. //Вестник машиностроения, 1990. № 1. С. 12-15.

17. Булгаков Э.Б. Соосные зубчатые передачи. М. : Машиностроение, 1987. - 256 с.

18. Булгаков Э.Б. Теория эвольвентных зубчатых передач. М. : Машиностроение, 1995. -320 с.

19. Вульфсон И.И. Динамические расчеты цикловых механизмов. Л.: Машиностроение, 1976. 328 с.

20. Гавриленко В.А. Теория механизмов. М. : Высшая школа, 1973. -511 с.

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

22. Генкин М.Д., Гринкевич В.К., Овчинникова Н.Ф. Многокритериальная задача опимизации виброакустических параметров редуктора во вне-резонансной зоне. // Колебания и динамическая прочность элементов машин. М.: Наука, 1976. С. 29-38.

23. Генкин М.Д., Жирнов A.A., Сергеев В.И., Сухоруков Л.В. Качественное исследование динамической модели планетарных редукторов // Автоматизация решения задач динамики машин. М. : Наука, 1973. С. 43-50.

24. Давыдов Б.Л., Скородумов Б.А. Статика и динамика машин. М. : Машиностроение, 1967.-431 с.

25. Двухступенчатая планетарная передача. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Смелов Ю.Е., Ширяев И.А. Патент на изобретение № 2402707 от 08.10 2008. Опубл. 27.10.2010, бюлл. № 30.

26. Динамика механизмов/ A.A. Головин, Ю.В. Костиков, А.Б. Кра-совский и др./ под ред. A.A. Головина. М. : Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2001.- 192 с.

27. Динамические процессы в механизмах с зубчатыми передача-ми./Сб. научн. тр.-М. : Наука, 1976. 151 с.

28. Ерихов M.JI. Теория элементарных зубчатых механизмов. / Учебное пособие. Ч. 1. -М. : Высшая школа, 1999. 125с.

29. Заблонский К.И. Жесткость зубчатых передач. Киев: Вища школа, 1967.-259 с.

30. Зубчатые передачи: справочник/ Е.Г. Гинзбург, Н.Ф.Голованов, Н.Б. Фирун и др. /под ред. Е.Г. Гинзбурга. Л.: Машиностроение, 1980-416 с.

31. Иванов А.Н. Оценка диаметральных габаритных размеров планетарных коробок передач на стадии проектирования. //Вестник машиностроения, 1990. №7.-С. 16-19.

32. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для машиностр. спец. вузов. -М. : Высш. шк., 1984. 336 с.

33. Иванченко Ф.К., Красношапка В.А. Прикладные задачи динамики машин. Киев : Вища школа, 1983. - 230 с.

34. Иванченко П.Н., Сушков Ю.А., Вашец А.Д. Автоматизация выбора схем планетарных коробок передач. -Л. : Машиностроение, 1974. 232 с.

35. Иосилевич Г.Б. Детали машин: учебник для вузов вузов. М. : Машиностроение, 1988. - 368 с.

36. Исполнительный орган выемочного комбайна/ Сидоров П.Г., Шаев Л.М., Буцык Н.И. и др. Авторское свидетельство № 1244301. СССР. Заявка 3842568 от 07.01.1985 опубл. 15.07.1986.

37. Каганова В.В., Каганов Ю.Т. Оптимизация параметров планетарного редуктора методами математического программирования. //Труды МВТУ № 291. Теория механизмов и машин. Вып. 8. Под ред. К.В. Фролова. М.: Изд-во МВТУ, 1978. С. 49-55.

38. Камнев Г.Ф., Марков В.Г. Планетарные передачи судовых механизмов. Учебное пособие. В 3-х частях. Л. : Изд. ЛКИ, 1970.

39. Каталог редукторов, мотор-редукторов и механизмов. ОАО «Редуктор». Ч. 1. Ижевск : Изд-во Редуктор. 109 с.

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

41. Кирдяшев Ю.Н. Многопоточные передачи дифференциального типа. Л. : Машиностроение, Ленинградское отделение, 1982. - 223 с.

42. Киреев С.О. Приложение теории графов к анализу энергетического качества планетарных механизмов // Вестник машиностроения. 1996. №6.-С. 14-18.

43. Киреев С.О., Ершов Ю.В., Ковалев В.Н. Структурный синтез и анализ планетарной передачи К-Н-У с промежуточными телами качения //Изв. Вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2008. № 6. -С. 38-40.

44. Киреев С.О.Теорема о существовании решения задачи структурной оптимизации при отсутствии избыточных связей в механизмах. //Изв. Вузов. Сев.-Кавк. регион. Техн. науки. 2007. Спецвып. -С. 39-43.

45. Киселев С.С. Методы построения рядов зубчатых передач внешнего зацепления. СПб. : СПб ГУ ИТМО, 2007. 111 с.

46. Клусов И.А., Корнюхин И.Ф., Пашин A.A. К вопросу выбора схем привода автоматических роторных линий штамповочного производства. //Кузнечно-штамповочное производство. 1987. -№12. - С. 22-24.

47. Клусов И.А., Корнюхин И.Ф., Пашин A.A. Механические приводы автоматических роторных и роторно-конвейерных линий. //Станки и инструмент. 1986. - № 8. - С. 4-6.

48. Кожевников С.Н. Теория механизмов и машин. М. : Машиностроение, 1973. - 592 с.

49. Кожевников С.Н. Основания структурного синтеза механизмов. -М. : Машиностроение, 1979. -231 с.

50. Кожевников С.Н., Есипенко Я.И., Раскин Я.Н. Механизмы. Справочник. Изд. 4-е. / под ред. С.Н. Кожевникова. М. : Машиностроение, 1976. - 784 с.

51. Колесников К.С. Машиностроение. Т. 1-3. кн. 1. Динамика и прочность машин. М. : Машиностроение, 1994. 534 с.

52. Колесников К.С., Сидоров П.Г., Пашин A.A. Современные проблемы проектирования зубчатых передач в структуре высоконагруженных систем. /Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: ТулГУ, 2000. С. 4-6.

53. Коловский М.З. Динамика машин. JI. : Машиностроение, 1989. - 263 с.

54. Конструирование машин: справочно-методическое пособие: В 2 т. Т. 1/К.В. Фролов, А.Ф. Крайнев, Г.В. Крейнин и др.; под общ. ред. К.В. Фролова. М. : Машиностроение, 1994. - 528 с.

55. Корнюхин И.Ф., Крюков В.А., Пашин A.A. Снижение уровня колебаний механической системы с однотипными возмущениями //Известия вузов. Машиностроение. 1986. - № 6. - С. 30-34.

56. Крайнев А.Ф. Механика машин. Фундаментальный словарь. М.: Машиностроение, 2000. - 904с.

57. Крайнев А.Ф. Словарь-справочник по механизмам. М.: Машиностроение, 1987. - 560 с.

58. Красненьков В.И., Вашец А.Д. Проектирование планетарных механизмов транспортных машин. М. : Машиностроение, 1986. - 271 с.

59. Крейнес М.А., Розовский М.С. Зубчатые механизмы. Выбор оптимальных схем. Изд. 2-е. М. : Наука, 1972. - 428 с.

60. Кудрявцев В.Н. Планетарные передачи: справочник / В.Н. Кудрявцев, Ю.Н. Кирдяшев, Е.Г. Гинзбург и др. // под общей ред. В.Н. Кудрявцева и Ю.Н. Кирдяшева. М. - JI. : Машиностроение, 1977. -536 с.

61. Кудрявцев В.Н. Повышение несущей способности механического привода // под общ. ред. В.Н. Кудрявцева. Л. : Машиностроение, 1973. -224 с.

62. Курсовое проектирование деталей машин/ В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др. /под общ. ред. В.Н. Кудрявцева: Учебное пособие. Л. : Машиностроение, 1984. - 400 с.

63. Литвин Ф.Л. Теория зубчатых зацеплений. М. : Наука, 1958.584 с.

64. Левитский Н.И. Теория механизмов и машин. М. : Наука, 1979.- 576 с.

65. Механика машин: Учеб. Пособие для втузов/И.И. Вульфсон М.Л. Ерихов, М.З. Коловский и др. / под ред. Г.А. Смирнова. М. : Высш. шк., 1996.511 с.

66. Механические передачи вертолетов / под ред. В.Н. Кестельмана

67. М. Машиностроение, 1983. 120 с.

68. Многооборотный электропривод трубопроводной арматуры: монография / под ред. В .Я. Распопова. Тула: Изд-во ТулГУ, 2011. - 322 с.

69. Многопоточные зубчатые трансмиссии: теория и методология проектирования. /Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Под ред. П.Г. Сидорова. М.: Машиностроение, 2011. 340 с.

70. Новые планетарные редукторы ЗП-М и ЗМП-М настоящее и будущее редукторной России //Редукторы и приводы. Новости редукторо-строения из Санкт-Петербурга. Информационно-аналитический журнал. № 1,2 (08). СПб. : Изд-во НП-Принт, 2007. - С. 4-8.

71. Новичков A.A. Вибрация зубчатых передач. Режимы работы зацеплений цилиндрических передач. //Рынок приводной техники. 2005. -№3. - С. 17-19.

72. Пашин A.A., Капырин Г.О. К выравниванию энергетических потоков в многорядных планетарных передачах. //Известия ТулГУ. Серия: Машиноведение, системы приводов и детали машин. Вып. 2 Тула : Изд-во ТулГУ, 2005.-С. 37-41.

73. Петров Э.В., Перевалов B.C. Минимизация приведенного момента инерции двухступенчатых дифференциальных редукторов//Известия вузов. Машиностроение, 1984. -№ 12. С. 33-38.

74. Планетарные, волновые и комбинированные передачи строительных и дорожных машин. Волков Д.П., Крайнев А.Ф. М. : Машиностроение, 1968.-272 с.

75. Планетарные мотор-редукторы Brevem Riduttori. Компактные решения для промышленного оборудования. //Новости приводной техники. -2004. -№7 (39). с. 3.

76. Приводы машин: Справочник / В.В. Длоугий, Т.И. Муха, А.П. Цупиков, Б.В. Януш. 2-е изд., перераб. и доп. - JI. : Машиностроение, Ленингр. отд., 1982. -383 с.

77. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов/С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. 5-е изд., перераб. и доп. - М. : Машиностроение, 1984. - 560 с.

78. Расчет и проектирование зубчатых редукторов: справочник / Кудрявцев В.Н., Кузьмин И.С., Филиппенков А.Л. СПб. : Политехника, 1993.-448 с.

79. Редуктор вертолета сосной схемы. /Ломовцев С.Н. Патент 2309874 Рос. Федерация. № 2006124957/11; заявл. 11.07.06; опубл. 10.11.2007. Бюл. №31.

80. Редукторы. Мотор-редукторы. Планетарные модернизированные. Каталог НТЦ «Редуктор». СПб. : Изд-во НТЦ «Редуктор», 2004. 26 с.

81. Редуктор привода соосных несущих винтов вертолета. /Бондарь A.B., Баканов М.А., Гребенщиков A.B. и др. Полезная модель 69489 Рос. Федерация. № 2007116820/22; заявл. 03.05.07; опубл. 03.05.2007. Бюл. № 36.

82. Редукторы судовых турбоагрегатов. Л. : Судостроение, 1975.271 с.

83. Редукторы энергетических машин: Справочник / Балашов Б.А., Гальнер P.P. и др. // под общ. ред. Ю.А. Державца Л. : Машиностроение, 1985.-232 с.

84. Решетов Д.Н. Детали машин. М .: Машиностроение, 1989. -496 с.

85. Решетов Л.Н. К.п.д. планетарного редуктора с двумя внешними зацеплениями//Труды МВТУ № 291. Теория механизмов и машин. Вып. 8. Под ред. К.В. Фролова. М. : Изд-во МВТУ, 1978. С. 40^18.

86. Решетов Л.Н. К.п.д. планетарного редуктора с одним внешними и одним внутренним зацеплением./ЛГруды МВТУ № 352. Теория механизмов и машин. Вып. 9. /под ред. К.В. Фролова. М. : Изд-во МВТУ, 1978. С. 34-45.

87. Решетов JI.H. Самоустанавливающиеся механизмы: Справочник. -М. : Машиностроение, 1991. 288 с.

88. Руденко В.Н. Планетарные и волновые передачи. Альбом конструкций / В.Н. Руденко. М. : Машиностроение, 1980. -148 с.

89. Руденко Н.Ф. Планетарные передачи. Теория, применение, расчет и проектирование. М. : Машгиз, 1947. - 756 с.

90. Решение задач машиноведения на ЭВМ. / Сб. научн. тр. М.: Наука, 1975.- 163 с.

91. Ряховский O.A. Расчетная оценка ресурса работы цилиндрической прямозубой эвольвентной зубчатой передачи по критерию износа / O.A. Ряховский, В.Г. Павлов // Трение и износ. 2003. - Т. 24. - С. 235-241.

92. Сидоров П.Г. Синтез многопоточных механических передач угольных комбайнов для повышения их надежности: дисс. . докт. техн. наук: 05.05.06 : защищена 10.11.88 : утв. 1989 / Сидоров Петр Григорьевич; Тульский политехи, институт Москва, 1988. - 294 с.

93. Сидоров П.Г., Козлов C.B., Пашин A.A. и др. Управление энергетическими потоками в высоконагруженных многопоточных трансмиссиях с лимитированными габаритами. // Известия ТулГУ. Серия "Машиностроение". Выпуск 5. Тула : Изд-во ТулГУ, 2000. - С. 266-276.

94. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Пашин A.A. Управление и оптимизация параметров внутренних зацеплений. //Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула : ТулГУ, 2000. - С. 76-79.

95. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Пашин A.A. и др. Структурный и кинематический синтез плюсовых планетарных передач. //Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула : ТулГУ, 2000. - С. 73-76.

96. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Плясов A.B., Пашин А. А. и др. Синтез внутренних эвольвентных зацеплений планетарных передач// Вестник машиностроения. М.: Машиностроение, - 2009. - № 6. - С. 3-8.

97. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Плясов A.B. и др. Методология синтеза зубчатых зацеплений с выпукло-вогнутым контактом зубьев // Материалы Всероссийской научно-методической конференции. Орел, 8-10 октября 2007г. Орел : ОрелГТУ, 2007. - С. 239-245.

98. Сидоров П.Г., Пашин A.A. Создание расчетно-проектной документации и внедрение многопоточных передач в приводы транспортных машин и горношахтного оборудования на предприятиях Тульского региона. //

99. Научно-технические работы, выполненные в 1997-2001 г. при финансовой поддержке администрации Тульской области. -Тула : изд-во "Власта", 2002. -С. 51-61.

100. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Александров Е.В. Обоснование математической модели регулируемого асинхронного электропривода. //Известия ТулГУ. Серия: Машиноведение, система приводов и детали машин. Вып. З.Тула : Изд-во ТулГУ, 2006. С. 35-47.

101. Сидоров П.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Асинфазное движение в потоках мощности как эффективное средство повышения нагрузочной спочсобности планетарных передач//Инженерный журнал. Справочник. 2011. № 7. С. 28-32.

102. Сидоров П.Г., Пашин А. А., Плясов A.B. Метод структурного образования и дополненная классификация простейших планетарных механиз-мов.//Известия ТулГУ. Технические науки. Вып. 2: в 2 ч. -Тула : Изд-во ТулГУ, 2010. Ч. I.-C. 39-48.

103. Сидоров П.Г., Пашин А. А., Плясов A.B. Многопоточные зубчатые передачи: структура, образование, кинематические и силовые взаимосвязи, классификация и перспективы применения// Приводная техника, 2010. -№4. С. 25-30.

104. Сидоров П.Г., Ширяев И. А., Пашин А. А., Плясов A.B. Метод образования простейших планетарных механизмов. //Известия ТулГУ. Технические науки. Вып. 2.: в 2 ч. Тула : Изд-во ТулГУ, 2009. ч. II. - С. 3-12.

105. Силовые зубчатые трансмиссии угольных комбайнов. Теория и проектирование / П.Г. Сидоров, C.B. Козлов, В.А. Крюков, Л.П. Полосатов // под общ. ред. П.Г. Сидорова М. : Машиностроение, 1995. - 296с.

106. Сильченко П.Н. Построение объемных блокирующих контуров при расчете зубчатых передач с зацеплением двух и более колес для обеспечения требуемых эксплутационных показателей / П.Н. Сильченко,

107. A.B. Колотов, М.А. Мерко // Технология машиностроения. 2006. - № 9. -С. 57-60.

108. Снесарев Г.А. Резервы общего редукторостроения // Вестник машиностроения, 1990. № 8. С. 30-36.

109. Справочник по геометрическому расчету эвольвентных зубчатых и червячных передач // Под ред. И.А. Болотовского М. : Машиностроение, 1986. -448 с.

110. Судовые энергетические установки. Учебник /Козлов В.И., Титов П.И., Юдицкий Ф.Л. Л. : Судостроение, 1969. - 496 с.

111. Сызранцев В.Н. Новые средства и методы экспериментального исследования зубчатых передач и элементов транспортных машин /

112. B.Н. Сызранцев // Вестник: Академия транспорта. Уральское межрегиональное отделение. Курган, 1998. - С. 54-59.

113. Теория механизмов и механика машин. Учеб. для вузов/К.В. Фролов и др.; под ред. Г.А. Тимофеева. М. : Изд-во МГТУ им. Н.Э Баумана, 2009. - 688 с.

114. Теория механизмов и машин: учеб. пособие / М.З. Коловский, А.Н. Евграфов, Ю.А. Семенов, Слоущ A.B. 2-е изд., испр. - M : Издательский центр «Академия», 2008. - 560 с.

115. Тимофеев Б.П. Редукторостроение в России: опыт прошлого на службу перспективам. // Редукторы и приводы, 2005. № 4, 5. - С. 34-36.

116. Тимофеев Г.А., Панюхин В.В. Анализ критериев самоторможения // Вестник машиностроения, 2002. № 9. С. 3-8.

117. Тимофеев Г.А., Самойлова М.В. Использование метода графов в структурном анализе планетарно-волнового механизма // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2010. № 2 (79). С. 3-14.

118. Тимофеев Г.А., Самойлова М.В. Силовой расчет комбинированного планетарно-волнового механизма с генератором волн внешнего деформирования // Вестник МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2010. № 4 (81). С. 17-22

119. Тимофеев Г.А., Самойлова М.В., Панюхин В.В. Использование тормозящих профилей внеполюсного зацепления для создания высокоэффективных планетарных самотормозящихся передач. // Вестник машиностроения, 2003. №5. С. 11-15.

120. Тимофеев Г.А. Проектирование зубчатых передач и планетарных механизмов с использованием ЭВМ / Г.А. Тимофеев. М. : Изд-во МГТУ им. Н.Э.Баумана, 1993. - 53 с.

121. Управляемый привод (варианты). /Сидоров П.Г., Александров Е.В., Лагун В.В., Климов Г.Г., Пашин A.A., Плясов A.B. Патент 2307278 Рос. Федерация. № 2006115885/09; заявл. 11.05.06; опубл. 27.09.2007. Бюл. № 27.

122. Чекунов К.А. Теория судового электропривода: Уч. пособие для ст-тов вузов. JI. : Судостроение, 1982. 336 с.

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

124. Ширяев И. А., Пашин А. А., Сидоров П.Г. Взаимосвязь габаритов планетарных приводов с параметрами их зубчатых звеньев. //Известия ТулГУ. Технические науки. Вып. 2.: в 2 ч. Тула: Изд-во ТулГУ, 2009. ч. II. - С. 37-41.

125. Яблонский A.A. Курс теоретической механики: Статика, кинематика, динамика. 13-е изд. - М. : Интеграл-Пресс, 2006. - 608 с.

126. ГОСТ 1643-81. Передачи зубчатые цилиндрические. Допуски -Введен в действие с 01.07.1981. М. : Изд-во стандартов, 1989. - 45 с.

127. ГОСТ 9323-79. Долбяки зуборезные чистовые. Технические условия. Введен в действие с 1.01.1981. - М. : Изд-во стандартов, 1981. -73 с.

128. ГОСТ 8032-84. Предпочтительные числа и ряды предпочтительных чисел. Введен в действие с 1.07.1985. - М. : Изд-во стандартов, 1987. -17 с.

129. ГОСТ 16531-83. Передачи зубчатые цилиндрические. Термины, определения и обозначения. Введен в действие с 1.01.1984. - М. : Изд-во стандартов, 1984. -25 с.

130. ГОСТ 16532-70. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвент-ные внешнего зацепления. Расчет геометрии. Введен в действие с 1.01.1972. -М. : Изд-во стандартов, 1975. -23 с.

131. ГОСТ 19274-73. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвент-ные внутреннего зацепления. Расчет геометрии. Введен в действие с 1.01.1975. - М. : Изд-во стандартов, 1975. - 66 с.

132. ГОСТ 21354-87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвент-ные внешнего зацепления. Расчет на прочность Введен в действие с 01.01.1989. -М. : Изд-во стандартов, 1989. - 129 с.360

133. ISO 1328-2:1997. Cylindrical gears ISO system of accuracy - Fart2: Definitions and allowable values of deviations relevant to radial composite deviations and runout information. 01.08.1997. - 16p.

134. Litvin F.L. Development of Gear Technology and Theory of Gearing. Chicago: University of Illinois at Chicago, 1997. - 124 p.