WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

На правах рукописи

ОВСЯННИКОВ АЛЕКСЕЙ ВЛАДИМИРОВИЧ

КИНЕМАТИКА И ПОКАЗАТЕЛИ ПРОЧНОСТИ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИПА K-H-V С РОЛИКОВЫМ МЕХАНИЗМОМ СНЯТИЯ ДВИЖЕНИЯ С САТЕЛЛИТА

Специальность 05.02.18 – «Теория механизмов и машин»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Ижевск – 2012

Работа выполнена в ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова».

Научный консультант: доктор технических наук, профессор Плеханов Федор Иванович

Официальные оппоненты: Умняшкин Владимир Алексеевич, доктор технических наук, профессор, ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова», профессор кафедры «Автомобили и металлообрабатывающее оборудование» Канаев Александр Семенович, кандидат технических наук, доцент, ФГБОУ ВПО «Ижевская государственная сельскохозяйственная академия», доцент кафедры «Теоретическая механика и сопротивление материалов»

Ведущая организация: ОАО «Редуктор» (г. Ижевск)

Защита состоится «21» декабря 2012 года в 1000 часов на заседании диссертационного совета Д212.065.01 на базе ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова» по адресу:

426069, Удмуртская республика, г. Ижевск, ул. Студенческая, 7.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова».

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью организации, просим направлять по вышеуказанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан «___» _____________ 2012 года.

Ученый секретарь диссертационного совета доктор технических наук, профессор А.В. Щенятский

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Зубчатые передачи являются составной частью большинства механизмов, и потребность в эффективных механических приводах растет с каждым годом. В связи с этим значительный интерес представляют зубчатые планетарные передачи типа K-H-V, обладающие такими достоинствами, как простота конструкции, хорошие массогабаритные показатели, высокий КПД, возможность обеспечения большого передаточного отношения в одной ступени и высокая нагрузочная способность. Передачи этого типа эффективны и перспективны, однако необходимость использования в них механизма снятия движения с сателлита при существующих его конструкциях несколько сдерживает их распространение. Большинство из указанных механизмов либо сложны (например, механизмы параллельных кривошипов на подшипниках качения), либо имеют низкий КПД из-за больших потерь мощности на трение (например, цевочные механизмы). Решение этих проблем возможно благодаря использованию механизма снятия движения роликового типа. Конструкция передачи с роликовым механизмом снятия движения проста и в то же время не приводит к большим потерям мощности на трение, так как ролики в процессе ее работы перекатываются по цилиндрическим поверхностям сателлита и дисков.

В работах отечественных и зарубежных ученых достаточно подробно исследованы кинематика, КПД, геометрические и прочностные характеристики наиболее распространенных видов зубчатых планетарных передач. Однако передача типа KH-V с роликовым механизмом снятия движения с сателлита практически не изучена.

В связи с этим исследование передачи данного типа является актуальным.

Целью диссертационной работы является повышение нагрузочной способности планетарной передачи типа K-H-V путем разработки новой ее разновидности, кинематического и силового исследования механизма и выбора рациональных значений его параметров.

Задачами диссертационной работы являются:

1) исследование кинематических характеристик передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения с сателлита;

2) установление влияния кинематических параметров комбинированной планетарной передачи на ее нагрузочную способность;

3) определение рациональных значений геометрических параметров и нагрузочной способности передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения;

4) определение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине ролика;

5) вывод зависимостей для определения закона распределения нагрузки по роликам механизма снятия движения с сателлита;

6) исследование жесткости роликов и ее влияния на распределение нагрузки в зонах сопряжения элементов передачи;

7) экспериментальное определение важнейших эксплуатационных характеристик передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения с сателлита;

8) разработка новых рациональных конструкций планетарной передачи типа K-H-V.

Объектом исследования является зубчатая планетарная передача с роликовым механизмом снятия движения с сателлита.

Предмет исследования – кинематические характеристики передачи типа KH-V с роликовым механизмом снятия движения, ее нагрузочная способность, законы распределения нагрузки по роликам механизма снятия движения и их длине, влияние жесткости роликов на распределение нагрузки в зонах сопряжения элементов передачи.

На защиту выносятся:

1) зависимости для определения отклонения передаточного отношения передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения от среднего его значения;

2) уравнения связи момента на выходном валу с кинематическими параметрами комбинированной передачи;

3) система уравнений, позволяющая оценить влияние геометрических параметров и чисел зубьев колес на нагрузочную способность планетарного механизма;

4) уравнения для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине ролика;

5) система уравнений совместности перемещений сопрягаемых элементов передачи, позволяющая установить закон распределения нагрузки по роликам механизма снятия движения с сателлита;

6) выражения для оценки влияния жесткости роликов на распределение нагрузки в зонах сопряжения элементов передачи;

7) результаты экспериментального исследования передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения;

8) новые рациональные конструкции планетарной передачи типа K-H-V.

Общая методика исследования. Теоретические исследования основываются на теории зубчатых передач и положениях теории упругодеформированного состояния тел с применением аналитических методов решения систем алгебраических, интегральных и дифференциальных уравнений, а также методов компьютерного моделирования (конечно-элементного анализа).

Экспериментальные исследования проводились с использованием современного оборудования для испытания редукторов, включающего электромагнитный порошковый тормоз, тензометрические датчики крутящего момента, вибродатчик, тензометрическую станцию и анализатор спектра, которые выводят результаты измерений на компьютер для их дальнейшей обработки.

Достоверность и обоснованность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается проверкой основных теоретических результатов экспериментальными исследованиями и частными решениями поставленных задач при помощи конечно-элементного анализа.

Научная новизна диссертационной работы заключается в следующем:

1) получены зависимости для определения мгновенного передаточного отношения передачи типа K-H-V с различными конструкциями роликового механизма снятия движения с сателлита;

2) выведены уравнения, позволяющие оценить нагрузочную способность механического привода в зависимости от кинематических и геометрических параметров передачи;

3) получены уравнения для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине ролика;

4) определен закон распределения нагрузки по роликам механизма снятия движения с сателлита;

5) получены зависимости, позволяющие оценить влияние жесткости роликов на распределение нагрузки в зонах сопряжения элементов передачи.

Практическая ценность работы заключается в следующем:

1) проведено исследование кинематики различных конструкций передачи типа K-H-V, на основе которого разработаны рекомендации по выбору рационального механизма снятия движения, а при двухступенчатом исполнении планетарного механизма – по осуществлению рациональной разбивки передаточного отношения по ступеням;

2) определены законы распределения нагрузки по роликам механизма снятия движения и их длине и рациональные значения относительных размеров роликов, которые следует учитывать при проектировании передачи;

3) установлены зависимости, позволяющие оценить влияние жесткости роликов на распределение нагрузки в зонах сопряжения элементов передачи и осуществить уточненный прочностной расчет планетарного механизма;

4) предложены новые рациональные конструкции планетарной передачи типа K-H-V, на две из которых получены патенты на изобретения, на одну – положительное решение по заявке на изобретение.

Реализация работы. Результаты выполненных исследований использованы на предприятии ОАО «Реммаш» (г. Глазов) при проектировании и изготовлении планетарного редуктора на базе передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения, предназначенного для привода транспортера, а также в учебном процессе на кафедре «Специальные инженерные науки» Глазовского инженерноэкономического института (филиала) ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова».

Апробация работы. Основные положения диссертационной работы докладывались на научных конференциях «Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития», г. Глазов, 2009, 2010, 2011, 2012 г., на третьем форуме молодых ученых в рамках международной научной конференции «Технические университеты: интеграция с европейскими и мировыми системами образования», г. Ижевск, 2012 г., а также на кафедре «Конструкторско-технологическая подготовка машиностроительных производств» ФГБОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет имени М.Т. Калашникова», г. Ижевск, 2012 г.

Публикации. В рамках диссертационного исследования опубликовано 12 работ, из них четыре в журналах, рекомендованных ВАК РФ («Вестник машиностроения» – 2, «Известия вузов. Машиностроение» – 1, «Вестник ИжГТУ» – 1), две являются патентами на изобретения.

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, библиографического списка (150 наименований), содержит 142 страницы машинописного текста, 70 иллюстраций, 2 таблицы, 2 приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность темы исследования, сформулированы задачи и цель диссертационной работы, описано, в чем заключается ее практическая ценность и научная новизна, представлены общая методика исследования и результаты, выносимые на защиту.

В первой главе проведен обзор литературы, дан краткий анализ существующих схем и конструкций планетарных передач с одним внутренним зацеплением колес. Отмечен большой вклад таких отечественных и зарубежных ученых, как Айрапетов Э.Л., Анфимов М.И., Бостан И.А., Волков Д.П., Генкин М.Д., Гольдфарб В.И., Державец Ю.А., Заблонский К.И., Крайнев А.Ф., Кудрявцев В.Н., Плеханов Ф.И., Скворцова Н.А., Сызранцев В.Н., Филипенков А.Л., Ястребов В.М. и др., в развитие вопросов исследования зубчатых передач, в том числе и планетарных.

К планетарным передачам с одним внутренним зацеплением колес относятся планетарно-шатунные передачи и передачи типа K-H-V, содержащие ведущее эксцентриковое водило, сателлит, центральное колесо и механизм снятия движения с сателлита или центрального колеса. Передачи типа K-H-V являются более эффективными благодаря малым габаритам, возможности обеспечения теоретически постоянного передаточного отношения при малых потерях мощности на трение и высокой нагрузочной способности. Проведен обзор конструкций таких передач с различными вариантами исполнения механизма снятия движения.

Рассмотрены особенности кинематики и показатели прочности существующих конструкций передач с одним внутренним зацеплением колес, описаны методы расчета зубьев колес планетарных механизмов на контактную и изгибную прочность.

Обоснован выбор в качестве объекта исследования передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения с сателлита, которая практически не изучена.

Во второй главе приведены особенности кинематики планетарной передачи типа K-H-V с различными конструкциями роликового механизма снятия движения с сателлита и дана их оценка.

Составлена кинематическая схема передачи с наклонными пазами механизма снятия движения с сателлита (рис. 1) и определено текущее значение ее передаточного отношения:

i(K 1/ sin ) cos i( ) , (1) cos( ) f (1 i) cos{arcsin[ ] } f где – угол поворота водила, изменяемый в пределах углового шага пазов ;

K 1/ sin K 1/ sin f 1 2 sin( ) ; i – среднее по абсолютной величине зна 1 i 1 i zg zg чение передаточного отношения механизма (, zg – число зубьев сателi z zb zg rT лита, zb – число зубьев неподвижного центрального колеса);

( rT – радиус окK aw ружности, определяющей среднее положение роликов, aw – межосевое расстояние передачи); – угол наклона паза сателлита относительно паза диска; 2 / n – шаг пазов; n – число роликов или пазов сателлита.

Рис. 1. Планетарная передача типа K-H-V с наклонными пазами механизма снятия движения с сателлита и ее кинематическая схема Из выполненных по приведенной зависимости расчетов следует, что передача типа K-H-V с наклонными пазами механизма снятия движения не обеспечивает постоянство передаточного отношения. Минимальное отклонение передаточного отношения (до 7,5%) от его среднего значения имеет место при 15, что необходимо учитывать в процессе проектирования передачи (рис. 2).

Мгновенное передаточное отношение передачи типа K-H-V с одним роликом, расположенным в пазах сателлита и корпусной детали и осуществляющим подвижное соединение этих элементов механизма (рис. 3), определено по формуле zg (1 cos) , (2) i() 1 ze (1 2 cos ) где – угол поворота водила;

aw ( s – расстояние между s опорами); zg и ze – числа зубьев сателлита и ведомого центрального колеса с внутренними зубьями. Рис. 2. Зависимость передаточного Выполненные по этой за- отношения передачи от угла поворота висимости расчеты показывают, водила при n 36, i 20, K 20 :

что при z 2 3 ( z ze zg ) - 15; ·········· - 25 ;

– – – – - 65 и 0,005 отклонение передаточного отношения от среднего его значения составляет 9%33% (рис. 4). Увеличение параметра относительной длины ведет к возрастанию указанного отклонения.

Рис. 3. Передача типа K-H-V с одним роликом механизма снятия движения с сателлита Для обеспечения теоретически постоянного передаточного отношения планетарной передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения следует сателлиты и диски механизма снятия движения выполнить с цилиндрическими отверстиями, диаметр которых больше диаметра расположенных в них роликов на величину межосевого расстояния (рис. 5). При z 2 4 передаточное отношение такой зубчатой передачи i 10 100. ВыполРис. 4. Зависимость передаточного нение передачи комбинироотношения передачи от угла поворота ванной с дополнительной водила при z=2 и 0,005: - zg =60;

ступенью типа 2K-H при – – – - zg =80; ------ – zg =1общем для обеих ступеней неподвижном колесе позво- ляет расширить диапазон возможных передаточных отношений до 100 1000 (рис.

6).

Из расчета ступени типа 2K-H на контактную прочность допустимый вращающий момент на выходном валу комбинированной передачи 4V1inw1(i1 2)tgw1 H lim b KHL SH Tпл V1ET1* 106, (3) 0,74(i1 1)2 KH Ei1 где w1 – угол зацепления быстроходной ступени; nw1 – число сателлитов ступени типа 2K-H; Е – модуль упругости первого рода; KH – коэффициент неравномерности распределения нагрузки; V1 bw1db / 4 – объем зубчатых колес быстроходной ступени; bw1 – ширина зубчатого венца солнечной шестерни; db – диаметр делительной окружности центрального колеса с внутренними зубьями; – предел конH lim b тактной выносливости; SH – коэффициент запаса прочности; KHL – коэффициент zb i2 долговечности; i i1 i2 – суммарное передаточное отношение;

i1 1 z 1 – za za передаточное отношение ступени типа 2K-H; zb – число зубьев центрального колеса zgс внутренними зубьями; z – число зубьев солнечной шестерни; i2 – передаa z точное отношение ступени типа K-H-V; zg 2 – число зубьев сателлита тихоходной ступени; z – разность чисел зубьев сателлита тихоходной ступени и центрального неподвижного колеса; – КПД передачи.

Рис. 5. Двухсателлитная передача типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения и постоянным передаточным отношением (i zg ) zg zb Аналогично, из расчета на изгибную прочность зубьев сателлита ступени типа * K-H-V в соответствии с выражениями (5), (6) и рис. 8 Tg Tпл V2ET2 10(V2 bw2db / 4, bw2 – суммарная ширина венцов сателлитов этой ступени).

Тогда вращающий момент на выходном валу передачи, отнесенный к суммарному ее объему, Tпл 106 1 0,185E (i1 1)2i1K * H. (4) T T * (V1 V2 )E 2 106 H limb KHL nw1i(i1 2)tg w SH Рис. 6. Двухступенчатая планетарная передача типа 2K-H + K-H-V На рис. 7 представлены кривые зависимости (4), построенные при 0,9 ;

KH 1,5; nw1 2 ; w1 30 ; KHL 1; 740 МПа; SH 1,4 и позволяющие осущеH lim b ствить рациональную разбивку передаточного отношения по ступеням.

В третьей главе исследованы показатели прочности планетарной передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения с сателлита.

Приведен аналитический метод определения нагрузочной способности планетарной передачи с внутренними зацеплениями колес, основанный на решении уравнений совместности пеРис. 7. Зависимость относительного момента ремещений сопрягаемых на выходном валу комбинированной зубьев и расчете зубьев сапередачи от ее передаточного отношения теллита на изгибную прочпри z 2 : - z 12 ;

a ность:

------- – z 15; – – – - z a a mKFL KFC K y F limb 0 , SFYF KF cos i1 0 Ci1, 0 C, j1 j (5) , in 0 Cin, 0 C, jk jk n k 2Tg nw(0 ) , i j bwdbg i1 j где 0 – допустимая нормальная погонная нагрузка на зуб сателлита; – преF limb дел изгибной выносливости; SF – коэффициент запаса прочности; KFL – коэффициент долговечности; YF – коэффициент формы зуба; – угол профиля исходного контура; KF – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, неравномерность распределения нагрузки по сателлитам и длине зуба; m – модуль зацепления; KFC – коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки; K – коэффициy ент, учитывающий механическую и термическую обработку зубьев, модуль и размеры колеса; i – зазор в i-й паре зубьев справа от пары контактирующих зубьев при отсутствии вращающего момента на сателлите Tg ; – то же в j-й паре слева от j контактирующих зубьев; С – жесткость пары зацепляющихся зубьев (С = 0,075Е);

i и – нормальная погонная нагрузка в соответствующей паре зубьев при налиj чии момента на сателлите; bw – ширина венца одного сателлита; dbg – диаметр основной окружности сателлита; n и k – число контактирующих пар зубьев соответственно справа и слева от наиболее нагруженной пары; nw – число сателлитов.

Из системы уравнений (5) найден допустимый момент, определяющий нагрузочную способность передачи:

n k n k (o i )i cos (o i )zg cos j j i1 j1 i1 jTg VE VE, (6) 0,5z(i 1)2 0,5 (zg z)где V – объем зубчатых колес (V bwnwdb / 4, db – диаметр делительной окружности неподвижного центрального колеса); o, i, – нормальная погонная нагрузка в j парах зубьев, отнесенная к mE.

На рис. 8 приведен график зависимости относительного момента на выходном звене передачи T Tg 106 /VE от zg и z ( SF 1,7 ; K 1; KF 2 ; nw 2; материал y сателлита – легированная сталь, твердость поверхности зубьев 45…55 HRC). Угол зацепления w и глубина захода зубьев приняты из условий отсутствия интерференции их профилей и обеспечения торцового коэффициента перекрытия 1,05 1,1:

40 50 (меньшее значение для z 4 ).

w Из расчетов следует, что при нагрузке, соответствующей уравнениям (5), (6), в зацеплении находятся одновременно от 2 до 5 пар зубьев (большее значение при z 2 ).

Важнейший узел планетарной передачи типа K-H-V – механизм снятия движения, состоящий из жестко связанных с выходным валом дисков и роликов, расположенных в отверстиях сателлита и дисков. РоРис. 8. Зависимость относительного лики являются основными элеменвращающего момента на выходном тами указанного механизма, перезвене передачи от числа зубьев дающими движение от сателлита к сателлита при KF =1,5: - z 2;

ведомому валу. В процессе работы передачи ролики не скользят (как – – – - z 3; – · – · – - z в цевочном механизме), а перекаты- ваются по цилиндрическим поверхностям отверстий сателлита и дисков, чем обеспечиваются низкие потери мощности на трение (см. рис. 5).

Однако деформация ролика приводит к неравномерному распределению нагрузки по его длине, что отрицательно сказывается на нагрузочной способности передачи (рис. 9 а).

Для определения закона распределения погонной нагрузки в зоне сопряжения ролик-сателлит использовались уравнение изгиба ролика под действием момента и поперечной силы и уравнение связи изгибных и контактных деформаций:

x 1 (x) II y (x) M )(x )d K, ( JE FG (7) 0 x yx CH, здесь J и F – момент инерции и площадь поперечного сечения оси; const ; K 1,11;

CH – удельная контактная жесткость (СH =0,25Е по данным экспериментального исследования); G – модуль упругости второго рода.

Решение системы уравнений (7) имеет вид (x) C1sh(x)sin(x) C2ch(x)cos(x), (8) K JECH K JECH CH CH 4 где cos(0,5arccos ) ; sin(0,5arccos ).

JE 2GF JE 2GF Аналогично, в зоне контакта ролика с диском погонная нагрузка q(z) C3sh(z) C4ch(z), (9) KCH здесь .

FG Постоянные интегрирования C1 C4 определялись из уравнений статики и граничных условий.

Кривые распределения нагрузки, отнесенной к среднему ее значению , по длине ролика в зоне сопряжения с сателлитом приведены на рис. 9 б. Из них следует, что отношение суммарной длины ролика планетарной передачи типа K-H-V к его диаметру d не должно превышать трех, так как в противном случае имеет место большой коэффициент неравномерности распределения нагрузки (больше 1,5), и возможно преждевременное изнашивание сопрягаемых элементов механизма.

а) б) Рис. 9. Схема нагруженно-деформированного состояния ролика передачи типа K-H-V (а) и распределение относительной нагрузки по его длине в зоне контакта с сателлитом (б):

– l l / d 0,7 ; --------- – l 1; – – – – - l 1,Для расчета планетарной передачи на прочность важно знать распределение сил по роликам механизма снятия движения (рис. 10).

Силы в зонах сопряжения роликов с сателлитом и дисками определялись из уравнений связи их с перемещениями, вызванными деформацией сопрягаемых тел:

P1 lCHR sin, , Pj lCHR sin[ ( j 1)], (10) , Pn / 2 lCHRsin[ (0,5n 1)], n / Рис. 10. К определению сил в зонах Pj Rsin[ ( j 1)] T, j сопряжения роликов с сателлитом и где n – число роликов; 2 / n – угдисками механизма снятия движения ловой шаг отверстий; – элементар- ный угол поворота сателлита, обусловленный суммарной деформацией сопрягаемых тел; Т – передаваемый одним сателлитом момент; – фаза взаимного положения элементов передачи ( 0 ); R – радиус окружности центров отверстий; l b – половина рабочей длины ролика в зоне контакта с сателлитом, равная длине ролика в зоне контакта с диском механизма снятия движения (см. рис. 9 а).

Решение системы уравнений (10) имеет следующий вид:

T sin[ ( j 1)] T * Pj Pj. (11) n / R R sin [ ( j 1)] jТаким образом установлено, что при числе роликов n=8 и фазе взаимного положения ее элементов 0 наиболее нагруженный ролик несет нагрузку, составляющую 50% от приведенной нагрузки T / R (рис. 11), а при n=6 и фазе , соответствующей неблагоприятному распределению нагрузки, – 68%.

Рис. 11. Зависимость относительных сил в зонах сопряжения роликов и сателлита от фазы взаимного положения элементов передачи при n=8: - P1 ; - P2 ; - P3 ; - P4 Погрешности изготовления роликов и сопрягаемых с ними поверхностей, соответствующие погрешностям изготовления передач общемашиностроительного применения, приводят к увеличению указанной нагрузки в 1,52 раза.

Исследование влияния деформации эллиптизации пустотелых роликов на распределение нагрузки по роликам и их длине показало, что при отношении внешнего диаметра ролика к его внутреннему диаметру d* 2 4 эллиптизация на закон распределения нагрузки по длине ролика практически не влияет, а нагрузка на наиболее нагруженный ролик при наличии погрешности изготовления механизма снятия движения снижается на 20%37%.

Для проверки правильности аналитических методов расчета элементов передачи осуществлена оценка напряженно-деформированного состояния ролика механизма снятия движения с помощью компьютерного моделирования и конечноэлементного анализа при использовании программного комплекса Solid Works с приложением COSMOS Works (рис. 12).

Таким образом было установлено, что законы распределения нагрузок и напряжений по длине ролика в зонах контакта с сателлитом и дисками соответствуют полученным теоретическим зависимостям.

а) б) Рис. 12. Напряженное (а) и деформированное (б) состояния ролика в зоне контакта с сателлитом В четвертой главе приведены результаты экспериментального исследования планетарной передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения.

Опытным путем определена контактная податливость сопряжений ролика с элементами механизма снятия движения. В качестве модели сопрягаемых элементов передачи была использована пластина из органического стекла и установленный в ее отверстие ролик из такого же материала (рис. 13). Нагружение ролика осуществлялось посредством грузов, подвешенных на проволоке с двух сторон пластины.

Линейная деформация измерялась механическим индикатором с ценой деления один микрометр, ножка которого упиралась в уголок, приклеенный к торцу ролика.

а) б) Рис. 13. Схема нагружения элементов передачи типа K-H-V (а) и установка для определения их деформации (б) Установлено, что контактная податливость сопряжений ролика с элементами механизма снятия движения 4 / E.

Для экспериментального исследования эксплуатационных характеристик передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения был изготовлен ее опытный образец (i 50; zg =100; z 2 ; m =1,5 мм; nw =2).

Исследования нагрузочной способности, КПД и виброактивности передачи осуществлялись на испытательном стенде, позволяющем задавать различные режимы работы редуктора, получать сигналы с датчиков и осуществлять их обработку при помощи специального программного обеспечения (рис. 14).

На рис. 15 показана экспериментальная зависимость КПД от величины крутящего момента на выходном валу исследуемой передачи при частоте вращения электродвигателя nэд= 600 мин-1, из которой следует, что КПД передачи при номинальном моменте достигает 0,94. Обратный КПД передачи составляет 0,520,6.

Определение вибрации проводилось в одном положении вибродатчика (на корпусе редуктора) по трем координатным осям. Наибольшего среднего квадратического значения виброскорость достигала при ее измерении в вертикальном направлении (по оси z). Значения указанной виброскорости V =2,1 мм/с 2,2 мм/с в z установившемся режиме работы привода соответствуют зоне В вибрационного состояния механизма. Это свидетельствует о том, что планетарная передача типа K-HV с роликовым механизмом снятия движения согласно ГОСТ ИСО 10816-1-97 пригодна для эксплуатации без ограничения сроков.

Рис. 14. Стенд для испытания передачи типа K-H-V б) а) Рис. 15. Опытный образец передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения (а) и экспериментальная зависимость его КПД от величины крутящего момента на выходном валу (б) ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ 1. Передача типа K-H-V с наклонными пазами механизма снятия движения не обеспечивает постоянство передаточного отношения. В зависимости от числа роликов и геометрических параметров зацепления отклонение передаточного отношения от его среднего значения не ниже 7,5%.

2. Передаточное отношение планетарной передачи с одним роликом, расположенным в пазах сателлита и корпусной детали и осуществляющим подвижное соединение этих элементов механизма, изменяется в процессе ее работы в интервале 9%33%, что недопустимо для большинства передач, использующихся в машиностроении.

3. Конструкции передач с многороликовым механизмом снятия движения, в котором ролики располагаются свободно в цилиндрических отверстиях сателлита и дисков, имеют теоретически неизменное передаточное отношение, зависящее только от числа зубьев зацепляющихся колес и наличия дополнительных ступеней. Пе редаточное отношение одноступенчатой передачи типа K-H-V i 10 100. Двухступенчатая передача типа 2K-H + K-H-V имеет возможность реализации постоянного передаточного отношения в большом диапазоне (1001000), а рациональная его разбивка по ступеням позволяет обеспечить максимальную нагрузочную способность.

4. Работоспособность и прочность передачи типа K-H-V зависят от разности чисел зубьев зацепляющихся колес z и геометрии зацепления. Отсутствие интерференции профилей зубьев и, следовательно, заклинивания передачи при z 2 4 и небольших зазорах между зубьями, влияющих на фактический коэффициент перекрытия, имеет место при угле зацепления w 40 50 (меньшее значение при z 4 ).

5. В исследуемой передаче с малой разностью чисел зубьев колес ( z 2 4 ) при допустимой нагрузке в зацеплении, соответствующей материалу сателлита – легированная сталь с твердостью поверхности зубьев 45…55 HRC, нагрузку несут одновременно до 5 пар зубьев. Причем максимальная нагрузочная способность наблюдается при числах зубьев сателлита 34 zg 44 (меньшее значение zg при z 4, большее – при z 2 ) и лимитируется изгибной прочностью зубьев сателлита.

6. Важнейшим элементом передачи является ролик механизма снятия движения, который в процессе работы передачи деформируется, что приводит к неравномерному распределению нагрузки по его длине. Отношение суммарной длины ролика к его диаметру не должно превышать трех, так как в противном случае имеет место большой коэффициент неравномерности распределения нагрузки (более 1,5), отрицательно влияющий на нагрузочную способность передачи.

7. При рациональном числе роликов механизма снятия движения с сателлита n=6 наиболее нагруженный ролик несет нагрузку, составляющую 68% от приведенной нагрузки T / R (T – момент на тихоходном валу; R – радиус окружности центров отверстий сателлита). Погрешности изготовления механизма, соответствующие передачам общемашиностроительного применения, ведут к увеличению указанной нагрузки в 1,52 раза.

8. При отношении наружного диаметра ролика к диаметру его отверстия dн / dв 2 снижение жесткости сопрягаемых элементов механизма снятия движения благоприятно сказывается на распределении нагрузки между роликами (нагрузка на наиболее нагруженный ролик при наличии погрешности изготовления указанного механизма снижается на 20%37%), а на распределение нагрузки по длине ролика практически не влияет.

9. Конечно-элементный анализ конструкции механизма снятия движения показал, что законы распределения нагрузок и напряжений по длине ролика в зонах контакта с сателлитом и дисками соответствуют полученным теоретическим зависимостям.

10. Нагрузочная способность рациональной конструкции планетарной передачи типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения с сателлита на 30%50% выше нагрузочной способности существующей передачи-аналога.

11. Экспериментальным путем полученный КПД передачи исследуемого типа при номинальной нагрузке достигает 94%. Обратный КПД передачи составляет 52%60%.

12. Испытания на виброустойчивость показали, что передача типа K-H-V с роликовым механизмом снятия движения согласно ГОСТ ИСО 10816-1-97 относится к зоне вибрационного состояния B, что свидетельствует о ее пригодности для эксплуатации без ограничения сроков.

13. На базе проведенных исследований созданы новые рациональные конструкции планетарной передачи типа K-H-V, защищенные патентами на изобретения.

14. Результаты научно-исследовательской работы использованы на ОАО «Реммаш» (г. Глазов) при проектировании перспективных приводов сельскохозяйственных машин.

ПУБЛИКАЦИИ ПО ТЕМЕ ДИССЕРТАЦИИ Публикации в изданиях, рекомендованных ВАК РФ 1. Плеханов Ф.И., Овсянников А.В. Исследование нагрузочной способности планетарной передачи с внутренним зацеплением колес // Вестник машиностроения. – 2011. – №9. – С. 3-5.

2. Плеханов Ф.И., Овсянников А.В. Силовой расчет механизма восприятия момента зубчато-роликовой планетарной передачи // Известия вузов. Машиностроение. – 2011. – №3. – С. 26-29.

3. Плеханов Ф.И., Овсянников А.В. Исследование распределения нагрузки по длине ролика зубчато-роликовой планетарной передачи // Вестник машиностроения. – 2011. – №3. – С. 12-14.

4. Овсянников А.В. Исследование влияния передаточного отношения комбинированной планетарной передачи на ее массогабаритные и силовые показатели // Вестник Ижевского государственного технического университета. – 2011. – №4. – С.

31-33.

Патенты на изобретения 5. Пат. 2399813, РФ, МПК F16H 1/32. Планетарная передача / Плеханов Ф.И., Овсянников А.В. – Опубл. 20.09.2010, бюл. № 26.

6. Пат. 2460917, РФ, МПК F16H 1/32. Планетарная передача / Плеханов Ф.И., Овсянников А.В. – Опубл. 10.09.2012, бюл. № 25.

Публикации в прочих изданиях 7. Овсянников А.В. Влияние жесткости ролика на распределение сил в механизме снятия движения зубчато-роликовой планетарной передачи // Научнотехнические и социально-экономические проблемы регионального развития: Сборник научных трудов. – Глазов, 2012. – С. 52-57.

8. Овсянников А.В., Перминов Л.П. Исследование изгибной прочности зубьев сателлита передачи K-H-V // Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития: Сборник научных трудов. – Глазов, 2012. – С. 58-67.

9. Ovsyannikov A.V. Research of Stress-Strain State of the Roller in Unconventional Planetary Transmission K-H-V // Third Forum of Young Researchers. In the framework of International Forum «Education Quality – 2012»: Proceedings. – Izhevsk:

Publishing House of ISTU, 2012. – P. 233-237.

10. Овсянников А.В. Исследование жесткости роликов зубчато-роликовой планетарной передачи // Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития: Сборник научных трудов. – Глазов, 2011. – Выпуск 8. – С.

58-64.

11. Плеханов Ф.И., Овсянников А.В., Казаков И.А. Экспериментальное исследование деформативности элементов планетарных передач // Научнотехнические и социально-экономические проблемы регионального развития: Сборник научных трудов. – Ижевск, 2010. – Выпуск 7.– С. 76-78.

12. Плеханов Ф.И., Овсянников А.В. Кинематика планетарной передачи с нетрадиционным механизмом передачи движения // Научно-технические и социальноэкономические проблемы регионального развития: Сборник научных трудов. – Глазов, 2009. – Выпуск 6. – С. 106-112.




© 2011 www.dissers.ru - «Бесплатная электронная библиотека»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.