WWW.DISSERS.RU

БЕСПЛАТНАЯ ЭЛЕКТРОННАЯ БИБЛИОТЕКА

   Добро пожаловать!

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

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Тула – 2011

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 Сидоров 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. А.А. Благонравова РАН

Защита диссертации состоится «__» _____________ 2011 г. в ____ часов на заседании диссертационного совета Д212.271.при Тульском государственном университете по адресу: 300012, г. Тула, пр. Ленина, д.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке Тульского государственного университета.

Автореферат разослан «____» __________ 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 е привода. Высокомоментный редукторный электропривод был и остатся важнейшим элементом энерговооружнных машин. Определяющая роль в создании электроприводов нового технического уровня принадлежит прикладной науке – машиноведению. Однако кризисные явления последних 20-ти лет затормозили е 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 жсткой конкуренции с зарубежной машиностроительной продукцией как на внутреннем, так и на мировом рынках.

Существующие типы силовых трансмиссий на основе многозвенных рядовых и планетарных трхсателлитных 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 е 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 могопоточных передач, выявление отличия их от планетарных механизмов в многосателлитном исполнении чрезвычайно важны, а разработка принципиально новых перспективных высокоэффективных конструкций редукторных приводов является актуальной научнотехнической 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, энерговооружнности и конструктивного совершенства различных отраслевых машин при жстких ограничениях на габариты и материаломкость обеспечиваются применением в структуре их механических систем малогабаритных ресурсо- и энергосберегающих многопоточных асинфазных 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. рег. 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. рег. 01201155309.); госбюджетных тем (2001–2005 г.г., гос. рег. 01.200.118113 и 2006-2010 г.г., гос.

рег. 01.200.607116), а также ряда хоздоговорных тем с предприятиями Тульской обл. (ОАО ”Кран-УМЗ”, ЗАО ”Тулажелдормаш”, ЗАО ”Тяжпромарматура”, 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. 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 расчтов 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 учных 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. Айрапетова, М.Л. Ерихова, И.А. Болотовского, А.Ф. Крайнева, Э.Б. Вулгакова, 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 "3k 2g h" (патент RU № 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 колс, 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 развртке выходного зубчатого звена.

4. Уточннный метод многомерного синтеза одноступенчатых многопоточных передач с многорядными сателлитами, с передаточными числами b uah 5...7 и нагрузочными моментами до 200…250 кНм в диаметральном габарите 600…700 мм, отличающихся повышенной нагрузочной способностью за счт 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 е варианты, отличающиеся равенством сумм чисел зубьев центральных колс в двух ступенях, широким диаb пазоном воспроизводимого передаточного числа (ua1 b2 20...120 и более), возможностью построения разврнутых 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 "3k 2g h" и характеристиками е 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 колс, 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 "3k 2g h" на кинематические схемы и параметры асинфазных многопоточных приводов стационарных технологических и транспортных отраслевых машин наземного, воздушного и водного базирования, позволяющий благодаря многопоточности 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 трхступенчатого шестипоточного (в выходной ступени) приводного блока РПМ-250 в структуру трхдвигательного скребкового конвейера СПЦ-271А с возможностью размещения двигателей мощностью 160 - 250 кВт вдоль и поперек конвейера;

– во внедрении двух образцов пятипоточной двухступенчатой асинфазной трансмиссии в электропривод «мотор-редуктор» РПМ 80/31, РП 80/механизма передвижения мостового крана 20/5-А5-22,5-12,5/14У3;

– 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 расчта 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 научнотехнических 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 объм работы Диссертация состоит из введения, семи глав, заключения, основных выводов и библиографического списка из 154 наименований. Объм 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 зубообрабатывающих станков старше 10 лет составляет 61%, и только 14,9 % предприятий осуществляют технологические инновации в этой отрасли. Это приводит к неудовлетворительному качеству производимых зубчатых колс и выпуску редукторов образцов 30-40-летней давности, на которые, тем не менее, есть внутренний спрос.

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

В то же время зарубежная индустрия зубчатых передач благодаря централизованному финансированию НИОКР развивается чрезвычайно быстрыми темпами, и е продукция активно проникает в Россию. В работе приво- дятся 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 ещ 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 трхсателлитном исполнении, воплощнные 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 передатся 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 колсами и сателлитами. Благодаря дублированию активных сателлитов каждая пара сопряжнных 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 научнотехническая 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. Крейнеса, М.С. Розовского, Э.Б. Вулгакова. П.Г. Сидорова и многих других.

Большой вклад в развитие методов анализа структуры, кинематики и динамики зубчатых механизмов, в том числе многопоточных планетарных, внесли учные – сотрудники Института машиноведения и МГТУ им. Н.Э. Баумана В.А. Гавриленко, К.В. Фролов, Л.Н. Решетов, Д.Н. Решетов, Э.Л. Айрапетов, М.Д. Генкин, В.Г. Кудинов, Б.И. Павлов, Г.А. Тимофеев и др.

Усилиями ведущих НИИ, вузов, учных 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 остатся нерешнной из-за отсутствия новых прорывных технических решений на многопоточные передачи, а также инструментария для направленного их поиска.

Возникло серьзное 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 эвольвентного зацепления, базируется на двух входных параметрах – коэффициентах смещения исходного контура инструмента при нарезании зубьев двух зубчатых колс.

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 е основе принципиально новых перспективных высокоэффективных технических решений на их конструкции, включая методологию их проектирования, 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). Подчркивается, 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:

xO4 f1(t); yO4 f2(t);

(1) f3(t); f4(t), 4x 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 поновому взглянуть на закономерности формирования центроидных механизмов и на действующий инструментарий их анализа и синтеза.

Рассмотрены структурРис. 1. Четырхзвенная рычажно-зубчатая ные преобразования многозве кинематическая цепь с одним внешним и одним нной рычажно-зубчатой киневнутренним зацеплениями матической 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 колс указывает лишь на сложный характер их движения, в то же время водило как механизмообразующее 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 подчркивается исключительно важная роль водила. Это не просто конструктивный элемент.

Водило нест 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 называть планетарной группой из-за е планетарных кинематических связей.

Поэтому структурообразующими звеньями всех планетарных механизмов являются стойка (корпус), водило h, центральные колеса ki и сателлиты gi, 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 (i 2), один активный сателлит ( j 1) и одно водило h, то его полное обозначение должно иметь вид "2k g h" при одновенцовом активном сателлите и "2k g12 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:

n3 i j;

pн n3 i j; (2) pв pz n3 1 i j 1, где n3 – общее число подвижных зубчатых звеньев в группе; pн – общее число низших кинематических пар в группе; pв – общее число высших кинематических пар в группе; pz – число рабочих зацеплений в группе.

Степень относительной подвижности планетарной группы h W 3n 2 pн pв 3(i j) 2(i j) pz 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 колс.

При отсутствии независимого относительного движения входного центрального колеса планетарной группы 0 все зубчатые звенья ниk1 h как не проявляют себя относительно водила и вращаются вместе с ним с угловой скоростью переносного движения как единое целое звено. Есе h ли 0, то планетарный механизм складывает два независимых k1 h вращательных движения (со стороны водила h и входного центрального колеса k1), имеет две степени свободы и является дифференциальным планетарным механизмом. По своей структурной природе все планетарные механизмы являются дифференциальными. При 0 входное центральное коkлесо планетарной группы переходит в разряд опорного. В этом случае механизм имеет один независимый вход и один выход и носит название рядового планетарного механизма (W 1). Это наиболее распространенное функциональное назначение планетарных механизмов как силовых зубчатых передач.

Наконец, при 0 и 0 планетарный механизм переходит в разряд k1 h 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 h (ik jg) зубчатых звеньев (i центральных колс и j активных сателлитов) с образованием второго многозвенного зубчатого механизма на подвижном основании – планетарной группы "ik jg" в нашей интерпретации – и последующего присоединения е 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 h" на основе рассмотренного метода.

Двухзвенный Зубчатые Рычажный механизм Четырехзвенный Четырехзвенный рычажный звенья: (W 1) + двухзвен- дифференциальный планетарный механизм ik, jg : ная планетарная рычажно-зубчатый рычажно-зубчатый 1-го класса, группа механизм механизм i 1; j h W 1 "k g h", "k g h", "k g" (W 1;

W 2 ( 0 ) W 1 ( 0 ) 0 ) к к к h 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 Основные характеристики и разновидности простейших планетарных и дифференциальных передач как неделимых структурных образований № Основные Разновидности и обозначения п/п характеристики передач k-g-h 2k-g-h 2k-2g-h 3k-g-h 3k-2g-h 3k-3g-h 4k-3g-h 1. Число рычаж- ных механизмов 1 1 1 1 1 1 2. Вид планетар- ной группы k-g 2k-g 2k-2g 3k-g 3k-2g 3k-3g 4k-3g 3. Общее число подвижных зве- 3 4 5 5 6 7 ньев, n 4. Число основных звеньев, nо 2 3 3 4 4 4 5. Число планетар- ных ступеней 1 1 1 2 2 (1) 2 6. Обозначение по проф. k-h 2k-h – 3k – – – В.Н. Кудрявцеву Заметим, что тиражирование активных сателлитов g1i ( 2 i ac1) и g2i ( 2 i ac2) при ac1 ac2 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 планеb тарные механизмы "k g h", "2k g h" и "3k g h"(3kae ) 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) а) б) Рис. 3. Двухзвенный рычажный Рис. 4. Новый двухступенчатый шестизвенмеханизм первого класса и пятизвенная ный планетарный механизм "3k 2g h" с планетарная группа "3k 2g", пятизвенной планетарной группой "3k 2g" с смонтированная на водиле (а), и схема одним входом а12 и одним выходом b2 (а) и кинематических связей в группе (б) схема кинематических связей в механизме (б) 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 трхзвенных 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 трхсателлитном 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 редукторных 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 "3k 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 наперд 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 "3k 2g h". В базовом варианте она содержит четыре основных звена (три центральных колеса и одно водило) при входе на малом a12 и выходе на большом b2 центральных колсах (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 их элементами являются ра бочие внутренние зацепления "g2i b2" на выходе трансмиссии. Это позволило разработать в диссертации новый метод увеличения числа силовых потоков мощности, основанный на закономерностях формирования геометрии рабочих зацеплений сопряжнб) а) ных профилей зубьев в многозвенной сосной передаче.

Рис. 6. Многопоточная передача "3k 2g h" с В отдельных зубчатых входом на водиле h и выходе на большом зацеплениях чередование од центральном колесе b2 (а) и схема но- и двухпарных контактов кинематических связей в ней (б) характеризуется коэффициентом перекрытия, величина которого преимущественно лежит в пределах 1,2 1,6 для внешнего и 1,5 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 трхсателлитная передача "2k g h", а на рис. 8 – визуализация формирования е силовых потоков.

Угловой шаг кинематических потоков (сателлитов), их число ac, угg ловые шаги и и числа зубьев входa b ного za и выходного zb зубчатых звеньев группы связаны между собой равенствами:

zb za g g C1, C2, (3) ac ac b a где C1 и C2 - постоянные величины, содержащие, в общем случае, целую и дробные части.

C1 CЕсли и - целые числа, кратРис. 7. Визуализация кинематических ac ные числу кинематических потоков, связей передачи "2k g h" в трхсато контактные точки силовых потоков теллитном асинфазном исполнении Kagi в рабочих зацеплениях "a gi" и точки Kgib в зацеплениях " g b" всегда находятся в одной фазе (зоне) i зацепления, на одинаковом расстоянии от полюсов зацеплений "a gi" ' P1', P2, P3' и " g b" P1, P2, P3 и проходят их одновременно, а многопоточная i 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 aс, либо 2ac в зависимости от распо' ' ' ложения контактных точек K12, K22 и K32 и K11, K21 и K31 на активной части ab линии зацепления N1N.

а) б) Рис. 8. Визуализация силовых потоков в рабочих зацеплениях асинфазной пятипоточной передачи "2k g h" в трехсателлитном исполнении а) – внутренние зацепления " gi b" б) – внешние зацепления "a g " с числами зубьев " za zg zb" – "16 35 86") ji i В асинфазных передачах коэффициенты C1 и C2 в (3) содержат целые (кратные ac ) и дробные части. Это приводит к сдвигу положений полюсов зацепления P2, P3 в сторону движения выходного звена на дополнительный угол перекрытия соответственно 2 и, где ac. Контактные точ1 1 1 b ' K12, K22 K32 ' ' ки и и K11, K21 и K31 равномерно смещаются друг относительно друга на целое число угловых шагов плюс угол. На объединнной ab активной части линий зацеплений a'b' и они следуют друг за другом на расстоянии pb / ac и pa / ac (рис. 8, а,б), где pa и pb – шаги зацепления по начальным окружностям колс и b.

a Суммарное число силовых потоков (контактных пар) при заданном числе кинематических потоков ac, угле перекрытия в рабочем зацеплении и угле дополнительного перекрытия в передаче определяется как KF / ac. (4) Как видно из (4), асинфазная многопоточная передача позволяет значительно увеличить число силовых потоков по сравнению с синфазной. Так, при трх-, 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: za ac целому числу и zb ac целому числу и равенством (za zb ) ac 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 "2k g h" с входом на малом центральном колесе и выходом на водиле и "3k 2g h" 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 серьзного 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 h по схеме рис. 6,а или ма- лом центральном колесе a12 по схеме рис. 4,а разветвляется на два подпотока, уходящих на первую и вторую планетарные ступени, а далее посредством сателлитов g2i второй выходной ступени при организующей роли водила суммируется на выходном зубчатом звене. Из уравнений кинематических связей zb2 za1 za1 zb1 zb2 zab1 b b buhb ; ua1 b2 ua1 huhb, (5) 2 12 12 zb2 za1 za2 zb1 za1 zb2 za1 za2 zbследует, 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 четвртой главе рассмотрен многопараметрический синтез одно"2k gi h" "3k 2gi h" ступенчатых многопоточных передач по схемам, "4k 3gi h" 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 ac 3, а многопоточность обеспечивать за счт нескольких рядов сателлитов 2 aр 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 a aрac. При асинфазности движений в кинематических потоках каждого ряда трансмиссия обеспечивает многопоточную передачу мощности в рабочих зацеплениях "a gi" и "gi b" с числом силовых потоков KF1 aрac ag и KF2 aрac gb, что гарантирует высокую нагрузочную способность.

Рис. 9. Встроенная многопоточная Рис. 10. Конструкция неразборного трхвентрансмиссия с тремя рядами сателлитов цового эпицикла с упругой подвеской венцов:

и упругой подвеской венцов эпицикла 1 – венцы; 2 – ободы; b h – размеры перемычек между окнами На рис. 10 представлена базовая конструкция трхвенцового 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 структурными параметрами кинематической схемы трансмиссии, геометрическими и прочностными параметрами е 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 движений в потоках, подбору подшипников сателлитов требуемой грузоподъмности, определению размеров и числа упругих элементов конструкции эпицикла, гарантирующих наджную работу упругих кинематических пар третьего класса.

Особое внимание уделено многомерному геометрическому синтезу эвольвентных внешних и внутренних зацеплений и визуализации их парамет- ров 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 чтких 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 расчта 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 колс как две подсистемы единой многомерной системы «шестерня-колесо». Они отличаются учтом, наряду с коэффициентами смещения, влияния радиальных зазоров в зацеплении, деформаций зубьев и неточностей изготовления зубчатых колс 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 трхдвигательного скребкового конвейера СПЦ-271А мощностью (3 250) кВт; десятипоточного для барового органа щебнеочистительного комплекса ЩОМ 1200 ПУ мощностью 315 кВт. При нагрузочных моментах в 250…3кНм 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 четвртой главе, в структуре этих передач содержатся четыре основных звена (три независимых центральных колеса a12, b1 и b2 и одно водило h ). В соответствии с рис. 6,а водило как входное звено раздает передаваемую механическую энергию на два ряда параллельно установленных на нм сателлитов g1i и g2i, кинематически связанных между собой двухвенцовым малым центральным колесом a12, также установленном в водиле и играющим роль промежуточного звена. Это центральное колесо связывает все зубчатые звенья в единую планетарную ступень (группу "3k 2g") последовательно соединенных зубчатых звеньев "b1 g1i a12 g2i b2" с четырьмя активными рабочими зацеплениями "b1 g1i", "g1i a12", "a12 g2i" и "g2i b2". При этом рабочие зацепления "b1 g1i" и "g1i a12" работают как ускоряющая первая многопоточная планетарная ступень, преобразующая параметры первого входного мощностного потока ( Fhg VOg ), поступающего на сателлиты g1i, в новые параметры (Ta12 a12 ), поступающие на малое центральное колесо, для того чтобы передать его на сателлиты второго ряда g2i, на которые одновременно поступает второй входной поток с водила ( Fhg VOg ).

Два потока мощности на сателлитах g2i суммируются рабочими зацеплениями "g2i b2" и передаются на выходное центральное колесо b2 с внутренними зубьями, рабочие зацепления "a2 g2i" и "g2i b2" работают как замедляющая вторая планетарная многопоточная ступень.

Таким образом, налицо квазидифференциальный принцип раздачи передаваемой энергии на входе и суммирования е 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 "3k 2g h" работает как единое целое. Е передаточное число определяется в соответствии с формулой Виллиса [первое уравнение системы (5)], которое при равенстве сумм чисел зубьев центральных колес ступеней za1 zb1 za2 zb2 z, расположенных в двух параллельных плоскостях, и назначении чисел зубьев центральных колс из диапазонов 20 za1 75 (150) и 60 zb2 125 (250) таким образом, что (za1 za2 ) (zb2 zb1 ) (zg2 zg1 ) z 1,2,...,10, (6) приводится к виду:

zb2 zabuhb. (7) z z 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 изгибной усталости; гарантированная контактная и изгибная прочность зубьев;

расчтная 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 колс, то есть в станочных зацеплениях заготовок зубчатых колс с инструментом. Рекомендуемая вариация радиальных зазоров расширяет возможности конструктора при обосновании рациональных параметров.

На рис. 11 приводится редукторная 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 b10 uhb 40 (80). В работе приводятся типовые базовые конструкции основных деталей и узлов Рис. 11. Базовая конструкция многопоточной трансмиссии и методика их проекттрансмиссии с входом на водиле и выходом ного расчта.

на большом центральном колесе внутренними зубьями В совокупности с сателлитами и малым центральным колесом водило образует главную сборочную единицу. При za1 zg1 водило выполняется трехщковым и только разборной конструкции. Наружный габарит разъмного цилиндрического корпуса определяется модулем зацепления и суммой чисел зубьев: Dр (zg2 zb2 )m.

В диссертации рассмотрен пример синтеза трансмиссии с передаточbным числом uhb 40 для мощности на входе в 250 кВт при частоте вращения входного вала nh 1450 об/мин. Наружный габарит цилиндрического корпуса составил 560 мм. В практике отечественного и зарубежного машиностроения отсутствуют технические решения, позволяющие реализовать заданные параметры (Tb2 65 кНм ) в указанных габаритах.

При числах зубьев малого и большого центральных колс, значительно превышающих числа зубьев сателлитов, трансмиссии "3k 2g h" целесообразно выполнять мелкомодульными ( 2 m 6 мм) в пяти-, семи и девятисателлитном 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 счт изменения чисел зубьев сменных зубчатых колс быстроходной ступени.

В шестой главе рассмотрен многомерный синтез базовой многопоточной трансмиссии "3k 2g h" с входом на малом a12 и выходом на большом b2 центральных колесах. В этом варианте (рис. 4) входное центральное колесо раздат входную мощность по кинематическим асинфазным потокам, в которых преобразуются е параметры по скорости и моменту, а выходное центральное колесо суммирует эти потоки. При этом водило как промежуточное звено выполняет основную функцию силового механизмообразующего звена.

Трансмиссия реализует выпуклый контакт звеньев в высших центроидных 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 трхсателлитном исполнении; двухступенчатая многопоточная планетарная передача b "3k g h" (3kae) в трхсателлитном исполнении; двухступенчатая передача планетарно-дифференциального типа, известная в технической литературе как планетарный редуктор РП-54. Выявлены серьзные причины, исключающие их широкое внедрение в многопоточные приводы нового поколения.

Новый технический результат достигнут тем, что суммы чисел зубьев центральных колс в обеих ступенях равны между собой:

z (za1 zb1 ) (za2 zb2 ). Из этого равенства следует:

– взаимосвязь между числами зубьев центральных колс и сателлитов (za1 za2 ) (zb2 zb1 ) (zg2 zg1 ) z 1, 2,...,10;

(8) za1 za2 z; zb1 zb2 z; zg1 zg2 z;

– взаимосвязь между суммами чисел зубьев малых центральных колс и сателлитов и разностями чисел зубьев больших центральных колс и сателлитов (zb1 zg1 ) (za1 zg1 ) 0;

(zb2 zg2 ) (za2 zg2 ) 0;

(9) (za1 zg1 ) (za2 zg2 ) (zb1 zg1 ) (zb2 zg2 );

– равенство углов зацепления всех рабочих зацеплениях 20 wa1g1 wg1 b1 wa2 g2i wg2 b2 30; (10) i i i – взаимосвязь между габаритом трансмиссии – межосевым расстоянием в модулях зацепления a* и суммарным числом зубьев центральных колс z :

w aw a* m 0,25z m; (11) w – взаимосвязь между коэффициентом стандартного межосевого расстояния a*, модулем зацепления по ГОСТу 9563-80 и числами зубьев зубчатых звеw ньев:

(za1 zg1 ) (za2 zg2 ) 2a* 100 (zb1 zg1 ) zb2 ; (12) w – рекомендуемые параметрические ряды чисел зубьев центральных колс тихоходной ступени в диапазонах:

20 za2 80;

60 zb2 120; для всего ряда модулей зацепления по ГОСТ 9563-80;

z 200;

(13) 75 za2 150;

125 zb2 250; для мелкомодульных зубчатых звеньев: 1 m 5, z 400;

из которых назначаются эти числа так, что они не кратны ac2, при этом их сумма всегда кратна ac2, а половина разности равна числу зубьев сателлитов zg2 0,5(zb2 za2 ). (14) К дополнительным особенностям новой двухступенчатой передачи также относятся: выполнение водила многощковым, чаще всего – разборной конструкции; монтаж сателлитов на общих осях посредством сферических опор; монтаж венцов больших центральных колс на корпусе или на выходном валу посредством зубчатых карданов, которые в совокупности гарантируют конструктивное совершенство передачи и наджность е 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 с зубчатой полумуфты 20 раздатся на два Taпотока: "a1 g1 b1" и "a2 g2 b2", в которых они разветвляются, в свою очередь, на подпотоки по числу сателлитов и в ступенях. В первой ac1 acбыстроходной ступени движение и крутящий момент с центрального аколеса 2 ( a1) через сателлиты 8 ( ) и опорный центральный венец 12 (b1) g1i передаются на водило 7 (h ). На вторую тихоходную ступень движение и кру- тящий момент поступают с двух входов: с водила быстроходной планетарной ступени h и с малого центрального колеса 3 ( a2 ) Через сателлиты 9 ( движеg2i ) ние и моменты суммируются на выходном подвижном большом центральном колесе 13 (b2 ) с выходными параметрами по угловой b скорости (ua1 ) и b2 a12 12bкрутящему моменту b b bTh Ta12ua1 b2 a12b2, где ua1 b2 – 12 общее передаточное число двухРис. 12. Редуктор с двухступенчатой многопоступенчатой планетарной передаточной зубчатой трансмиссией "3k 2g h" чи, которое определяется:

b b bua1 b2 ua1huhb zb2 ( zb2 zb1 ). (15) 12 1 Из (15) следует, что на величину общего передаточного числа оказывают влияние только числа зубьев больших центральных колс. В то же время числа зубьев малых и больших центральных колс 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 обобщнной математической модели.

В диссертации обоснованы семь габаритов ( a* 19,5; 24; 30; 35; 40,5;

w 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 трхсателлитного 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 b Tb2 106 Нм в диапазоне передаточных чисел 15 ua1 b2 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 парах.

Таблица Параметрический ряд чисел зубьев и передаточных чисел в четвертом, двенадцатипоточном базовом габарите b Основные габаритные параметры: a* 35; z 140; ua1 b2 9,9...99; ac w Число силовых Передаточное число Числа зубьев потоков в ступезубчатых звеньев нях передачи:

быстро- тихо- 1-й 2-й общее ходной ходной ступени ступени б т b1 b1 bza1 / za2 zg1 / zg2 zb1 / zbKF KF uah uhb uab 2 44/43 26/27 96/97 12 12 3,18 30,5 97,45/43 25/27 95/97 12 12 3,1 15,6 48,46/43 24/27 94/97 12 12 3,04 10,6 32,47/43 23/27 93/97 12 12 2,98 8,1 24,48/43 22/27 92/97 12 12 2,92 6,6 19,49/43 21/27 91/97 7 12 2,86 5,7 16,50/43 20/27 90/97 12 12 2,8 5,0 14,51/43 19/27 89/97 12 12 2,75 4,4 12,Большую помощь конструктору оказывает цифровая форма представления расчетного материала и компьютерная визуализация передачи, фрагмент которой представлен на рис. 13. Выполненная в безразмерной форме, она дат 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 Рис. 13. Визуализация тихоходной ступени они всегда играют роль шестерн во шестнадцатипоточной силовой всех внешних и внутренних рабочих * трансмиссии габарита aw зацеплениях. Это означает, что по контактной и изгибной выносливости именно они являются наиболее нагруженными звеньями и подлежат проверке на эти виды нормативного расчта. 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 – колсным 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 106 Нм и более) и общем передаточном числе в диапазоне uобщ 30...80 (120). Реализовать этот показатель в приводе можно только при его многопоточном исполнении за счт многопарных асинфазных зацеплений в высших кинематических парах. Такими свойствами наделена только универсальная двухступенчатая неделимая многопоточная передача "3k 2g h". Она вписывается в конструкцию привода любых машин, что выделяет е в разряд многопоточных зубчатых передач, не имеющих аналогов в науке и технике.

Существующие приводы передвижения мостовых кранов индивидуальны, громоздки и металломки, 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 b которой варьирует в диапазоне 30 ua1 b2 70 (75). При мощностях 5 Pдв 10 кВт на один колесный движитель многопоточный редуктор следует выполнять трехсателлитным пятипоточным, а при мощностях 10 Pдв 50 кВт предпочтительны пятисателлитные девятипоточные транс- миссии. В обоих приводах модуль зацеплений не превышает 3 мм.

Рис. 14. Регулируемый пятипоточный Рис. 15. Регулируемый пятипоточный редукторный привод 5РПМ-80/31 редукторный привод 5РП-80/1колесного движителя мостового крана механизма поворота башенного крана 20/5-А5-22,5-12,5/14УМайкопским редукторным заводом ЗАО «Зарем» изготовлены два промышленных образца унифицированного регулируемого многопоточного электропривода 5РП-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 осноb ве планетарной передачи 3kae по классификации проф. В.Н. Кудрявцева в трхсателлитном 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 "3k 2g h" 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 uобщ 30...78 главные редукторы ТВД вертолетов – трех- или четырхступенчатые. Лучший по удельной массе комбинированный редуктор Р-содержит на выходе двухступенчатую замкнутую дифференциальную передачу из двух планетарных механизмов 2k h. 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 "3k 2g h".

Водило h12 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 шестнадцатипоточной выходной ступени с передаточным числом 18,14. Цилиндрическая четырхпоточная промежуточная ступень "z3 z4" 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 малометалломкая конструкция силовой трансмиссии с передаточным отношением uобщ 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 (Ка27/28, 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 "3k 2g h" 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 b выходом на водиле, которое не может выходить из диапазона 4 ua1h 6...7.

Увеличение же числа сателлитов с трх 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 Рис. 17. Рекомендуемая кинематическая схема шестнадцатипоточного главного схема трхступенчатого главного двухдвигательного привода тяжелых вер- двухдвигательного привода вертолетов толетов на основе передачи "3k 2g h" по сосной двухвинтовой схеме Принимая ac1 3, получаем суммарное число кинематических потоков a1 3ap. При двухпоточной конической и четырхпоточной цилиндрической ступенях в выходной ступени будет 10–12 потоков мощности.

Достоинствами такого нового применения передачи "3k 2g h" 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 m 5,0 мм наружный диаметральный габарит главного редуктора не превысит Dр 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 5 106 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 дат особенно большие преимущества.

Двухдвигательный многопоточный привод гребного винта на базе передачи "3k 2g h" (рис. 18) содержит четырехпоточную рядовую цилиндрическую передачу с внутренним зацеплением в быстроходной ступени с передаточным числом в диапазоне 2,5 u12 4,0 и двухступенчатую многосателлитную 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 передат 10 000 кВт при невысоких напряжениях в высших кинематических парах и модуле рабочих зацеплений не больше m 10 мм, а поэтому габариты и масса главного привода минимальны и не имеют аналогов в современной технике.

Рис. 18. Кинематическая схема комбиниро- Рис. 19. Конструкция комбинированного ванного редуктора главного привода следящего многопоточного привода гребного судового винта на основе платформы наведения к роботизированным многопоточной трансмиссии "3k 2g h" 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 "3k 2g h" 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 "3k 2g h" (рис. 19) имеет большое передаточное число (uобщ 800...1200 и более). Благодаря многопарности и асинфазности рабочих зацеплений на выходной тихоходной ступени гарантируется момент до 360 Нм при мертвом ходе не более 5 и жесткости между входом и выходом 80 Нм/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 "3k 2g h" допускает увеличение чисел зубьев (и размеров) малых центральных колес a1 и a2 для выполнения 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, Рис. 20. Кинематическая схема нового многообопоэтому их количество целесоротного электропривода запорной арматуры образно назначать 5-7, что дат трубопроводного транспорта с многопоточной 9-12 потоков мощности.

силовой трансмиссией 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 размещн 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 счт сменных зубчатых звеньев быстроходной ступени. Такие возможности трансмиссии "3k 2g h" определяют е реальные перспективы как в приводах трубопроводного транспорта, так и во многих других многооборотных приводах для общепромышленного и специального назначений.

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 патентозащищнные многовариантные механизмы "3k 2g h" и их разновидности "3k 3g h", "4k 3g h"; новую расширенную классификацию простейших неделимых планетарных механизмов;

инструментарий формирования асинфазных силовых потоков в многопоточной передаче; уточннный 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 е варианты, включая методологию многомерного синтеза и проектирования; установленные закономерности функционирования и взаимосвязи между кинематическими, силовыми и энергетическими характеристиками передачи, параметрами е 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 "3k 3g h".

Результаты исследований взаимоувязаны и обобщены в рамках решнной 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 рычажно-зубчатым механизмам и содержат в своей структуре двухзвенный рычажный механизм первого класса по Ассуру-Артоболевскому «стойкаводило» 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 путм наслоения на первом этапе на его ведущее звено – рычаг h i центральных колс 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 колс на механизмы k h, 2k h и b 3k h (3kae), 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 h", содержащая в своей структуре два активно влияющих на кинематику сателлита, дополняет и расширяет классификацию простейших планетарных рычажно-зубчатых механизмов.

4. Главным показателем технического уровня современного редукторного 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 многорядностью 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 пото0,ков мощности в раз и в 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 "3k 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 редукторных приводов с двухступенчатой силовой трансмиссией "3k 2g h" является постоянство основного габарита (межосевого расстояния aw a* m 0,25z m const ) во всех рабочих зацеплениях, что позволяет, не w нарушая контактной и изгибной прочности зубьев в высших кинематических парах, пропорционально изменять суммарное число зубьев центральных колс z 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 проведнных 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 СПЦ271А; ЗАО «Тулажелдормаш» при создании многопоточного привода РКМ315 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 РПМ 80/31, РП 80/62; в ООО НТЦ «ИнтКЛАСС» (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 е работоспособность и преимущества предлагаемого инструментария е 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 А.А., Плясов А.В. Под ред. П.Г. Сидорова. М.: Машиностроение, 2011. – 336 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 С.В., Пашин А.А., 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: Издво ТулГУ, 2000. – С. 258-266.

4. Сидоров П.Г., Козлов С.В., Пашин А.А., 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 А.А., 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 А.А., Плясов А.В. 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 А.А. Прогнозирование энергосиловых параметров при проектировании плюсовых планетарных неполноповоротных 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 А.А., Плясов А.В. 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 А.В., Пашин А.А. 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 А.А. 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 А.А., Александров Е.В. Обоснование математической модели регулируемого асинхронного электропривода // Известия ТулГУ. Сер. : Машиноведение, система приводов и детали машин. Вып. 3.- Тула: Изд-во ТулГУ, 2006. – С. 35-47.

12. Сидоров П.Г., Ширяев И. А., Пашин А. А., Плясов А.В. 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. 3741.

14. Сидоров П.Г., Крюков В.А., Плясов А.В., 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 А.А., Плясов А.В. 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 А.А., Плясов А.В. 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. – С. 39–48.

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

18. Сидоров П.Г., Пашин А.А., Плясов А.В. Асинфазное движение в потоках мощности как эффективное средство повышения нагрузочной способности планетарных передач // Инженерный журнал. Справочник, 2011, № 7. – С. 28-32.

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

20. Сидоров П.Г., Распопов В.Я., Пашин А.А., Плясов А.В. 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 А.А., Плясов А.В., Ширяев И.А. № 2008139793/11 ; заявл. 08.10.2008 ; опубл. 27.10.2010, Бюл. № 30.

22. Патент на изобретение 2307278 Российская Федерация, МПК F16H K31/05 Сидоров П.Г., Александров Е.В., Лагун В.В., Климов Г.Г., Пашин А.А., Плясов А.В. 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 А.А. 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 А.А., Козлов С.В. 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 А.А., Козлов С.В. 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 А.А., 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 А.А., 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 А.А. Управление и оптимизация параметров внутренних зацеплений // Современные проблемы и методология проектирования и производства силовых зубчатых передач. Тула: Издво ТулГУ, 2000. – С. 76-79.

29. Сидоров П.Г., Козлов С.В., Пашин А.А., 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 А.А. 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 А.А. 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 С.В., Сидоров П.Г., Пашин А.А., 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 А.А. 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 А.А., Шинкаренко В.С. Синтез многопоточных зубчатых трансмиссий высоконагруженных машин с лимитированными габаритами // Проблемы и перспективы развития горнодобывающей промышленности Подмосковного бассейна. – Труды 3-й Межд.

научно-практ. конф. Тула: Изд-во ТулГУ, 2002. –С. 155-159.

35. Сидоров П.Г., Пашин А. А., Плясов А.В. 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-летию со дня рождения В.Н. Кудрявцева). / Балт. гос. техн. ун-т. – СПб., 2010. – С. 68-74.

36. Сидоров П.Г., Пашин А.А., Плясов А.В. Многопоточные передачи – идеология создания машин нового поколения и объект преподавания машиноведческих дисциплин в техническом вузе // Основы проектирования и Детали машин – XXI век.: Материалы II Всероссийской научно-методич.

конференции. Орл: ОрелГТУ, 2010. – С. 32 -40.






© 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.