Удосконалення силових хвильових зубчастих передач вживанням кульового зачеплення

Размещено на http://www.allbest.ru/

СХІДНОУКРАЇНСКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

Імені Володимира Даля

УДК 621.83

УДОСКОНАЛЕННЯ СИЛОВИХ ХВИЛЬОВИХ ЗУБЧАСТИХ ПЕРЕДАЧ ВЖИВАННЯМ КУЛЬОВОГО ЗАЧЕПЛЕННЯ

Спеціальність 05.02.02 - Машинознавство

АВТОРЕФЕРАТ

дисертації на здобуття наукового ступеня

кандидата технічних наук

Просянок Віталій Вікторович

Луганськ 2005

Дисертацією є рукопис.

Робота виконана в Приазовському державному технічному університеті Міністерства освіти і науки України.

Науковий керівник доктор технічних наук, професор Маргуліс Михайло Володимирович, Приазовський державний технічний університет, професор кафедри “Технологія машинобудування”

Офіційні опоненти доктор технічних наук, професор Шишов Валентин Павлович, Східноукраїнський національний університет, професор кафедри “Машинознавство”

кандидат технічних наук, начальник лабораторії акустико-эміссійного контролю ВАТ МК “Азовсталь” Нечепуренко Олександр Васильович

Провідна установа Одеський національний політехнічний університет, кафедра „Теоретична механіка і машинознавство”, Міністерство Освіти і науки України, м.Одеса

Захист відбудеться 10.06.2005 р. о 11 годині на засіданні спеціалізованої вченої ради Д29.051.03 Східноукраїнського національного університету імені Володимира Даля за адресою: 91034, м. Луганськ, кв. Молодіжний, 20а

З дисертацією можна ознайомитися у бібліотеці Східноукраїнського національного університету імені Володимира Даля за адресою: 91034, м. Луганськ, кв. Молодіжний, 20а

Автореферат розісланий 05.05.2005 року.

Вчений секретар

спеціалізованої вченої ради Осенін Ю.І.

Загальна характеристика роботи

передача зчеплення хвильовий кульовий

У машинобудуванні постійно зростають вимоги до навантажувальної здатності, жорсткості та точності механічних приводів при одночасному зменшенні габаритних розмірів, металомісткості, енергоспоживання та вартості. Тому удосконалення приводу є одним з найважливіших напрямів у створенні економічних і високопродуктивних машин.

Актуальність теми. Перспективним напрямом рішення цієї задачі є вживання в привідних механізмах машин прогресивних видів зубчастих передач. При цьому найкращих масогабаритних показників приводу можна досягти, якщо застосовувати хвильові зубчасті передачі (ХЗП). Хвильові зубчасті передачі є елементом високої технології, їх використання ефективно при створенні нової техніки.

ХЗП володіє значними перевагами в порівнянні з іншими типами механічних передач у діапазоні передавальних відносин від 80 і вище. При менших передавальних відносинах ХЗП практично не застосовується через недостатню довговічність гнучкого зубчастого колеса у зв'язку зі збільшенням рівня радіальної деформації та напруженості його.

Проте, використання переваг хвильових передач, таких як: багатопарність зачеплення, висока кінематична точність і плавність роботи, достатньо високий коефіцієнт корисної дії при відносно малій масі та габаритних розмірах передач ініціюють дослідження і створення силової хвильової передачі в діапазоні малих передавальних чисел (u = 20-80), які найбільш часто використовуються в привідних пристроях машин. Тому задача створення силової хвильової передачі з новим видом зачеплення (наприклад, кульовим), забезпечуючим зменшення напруженого стану гнучкого колеса та використання хвильової передачі в діапазоні малих передавальних чисел (u=20-80) є актуальна.

Зв'язок роботи з науковими програмами, планами, темами. Дисертаційна робота підготовлена на кафедрі “Технологія машинобудування” Приазовського державного технічного університету згідно з планом наукових робіт за програмою “Розроблення оптимальних конструкцій хвильових зубчастих передач”, що включає такі теми: “Розробка основ розрахунку і технології виготовлення хвильових передач з кульовим і роликовим зачепленням”; “Розробка основ розрахунку удосконаленої силової хвильової кульової зубчастої передачі і технології її виготовлення” де здобувач був відповідальним виконавцем.

Мета і задачі дослідження. Метою роботи є вдосконалення ХЗП вживанням кульового зачеплення і розробка рекомендацій щодо розрахунку та проектуванню нових високоефективних хвильових передач для приводів машин і механізмів.

Для досягнення поставленої мети в роботі вирішені наступні задачі:

- здійснено аналіз сучасних досліджень ХЗП і на цій основі вибрано напрям роботи зі створенням хвильових передач на базі кульового зачеплення;

- проведені теоретичні дослідження, що дозволили розробити кінематичні та конструктивні схеми силових хвильових передач з кульовим зачепленням на рівні винаходів;

- здійснені теоретичні дослідження, на основі яких побудована математична модель ХЗП з кульовим зачепленням, що дозволяє визначити ії основні параметри, розрахувати напружено-деформований стан гнучкого колеса і провести динамічний аналіз передачі;

- розроблено рекомендації з геометричного та прочностноого розрахункам, з проектуванню ХЗП з кульовим зачепленням;

- виготовлені промислові зразки хвильової передачі з кульовим зачепленням;

- проведена промислова перевірка розроблених рекомендацій, яка підтвердила адекватність теоретичних та експериментальних даних.

Об'єкт дослідження- процеси, які виникають при взаємодії робочих елементів ХЗП з кульовим зачепленням.

Предмет дослідження- функціональний взаємозв'язок між геометричними параметрами ХЗП з кульовим зачепленням і показниками працездатності, що характеризують її міцність, жорсткість, здатність навантаження і динамічні процеси в конструкції.

Методи дослідження. Задачі дисертаційного дослідження розв'язувались з використанням методів теоретичної механіки і деталей машин (для створення кінематичних і конструктивних схем); теорії ХЗП (для розробки методики розрахунку основних параметрів хвильових кульових передач (ХКП) і створення промислових зразків); теорії опору матеріалів (для розробки методики розрахунку сил, що діють в кульовому хвильовому зачепленні); методів планування експерименту, сучасних методів експериментальних досліджень (при розробці і аналізі експериментальних досліджень); загальної моментної теорії циліндрових оболонок і теорії пружності, метода скінчених елементів (для розробки методики розрахунку напружено-деформованого стану гнучкого колеса ХКП; методів математичного аналізу (при математичному моделюванні руху деталей передачі).

Наукова новизна отриманих результатів:

1. Одержала подальший розвиток теорія розрахунку ХЗП з новим видом зачеплення - кульовим, на основі якої вперше показана можливість створення високоефективних хвильових силових передач у діапазоні малих передавальних чисел від 20 до 80.

2. На основі розроблених математичних моделей ХКП запропоновані алгоритми визначення сил діючих в кульовому зачепленні, що дозволило зв'язати геометро-кинематичні параметри передачі, та ії елементів зачеплення з напружено-деформованим станом гнучкого колеса.

3. На основі системного аналізу вперше розроблені кінематичні та конструктивні схеми, на базі яких створені силові хвильові передачі з кульовим зачепленням, що забеспечило зменшення рівня радіальної деформації гнучкого колеса та його напружений стан в 2...2,5 рази.

4. На основі теоретичних досліджень динаміки ХЗП вперше проведено математичне моделювання руху приводу з ХКП, яке дозволяє розрахунково одержати динамічни показники передачі с кульовим зачепленням.

Практичне значення отриманих результатів.

· Вперше створена силова хвильова кульова передача для використання у приводах машин і механізмів у діапазоні малих передавальних чисел 20-80 з габаритними розмірами і масою у 2 і більше разів меншу порівняно з зубчастими передачами загального призначення з аналогічними технічними характеристиками (патент на винахід № 28717 А).

· Розроблені методики геометричного, прочностного і динамічного розрахунків ХКП, дозволяючи створювати раціональні конструкції силових хвильових передач з кульовим зачепленням (впроваджені на ВАТ “Азовсталь” м. Маріуполь).

· Розроблені, виготовлені та упроваджені на виробничій базі ВАТ “Азовмаш” м.Маріуполь випробувальний стенд, технологічне устаткування та промислові зразки приводу з силовими ХКП, що дозволяють проводити експериментальні дослідження основних характеристик приводу у режимах редуктора і мультиплікатора.

· Проведені промислові випробування ХКП при u=30, Т_вих=1500-2250Н.м. в приводі верстату для наплавлення деталей на ДП “АСРЗ” м. Маріуполь, які виявили достатню її працездатність.

Проведене техніко-економічне обґрунтовування показало, що при впровадженні в серійне виробництво хвильової передачі з кульовим зачепленням досягається значний ефект за рахунок зниження маси та габаритних розмірів у порівняні з традиційними зубчастими передачами.

Результати розрахункових та експериментальних досліджень можуть бути використані проектно-конструкторськими організаціями і машинобудівними підприємствами при створенні приводів машин з хвильовою кульовою передачею.

Особистий внесок здобувача:

· постановка задач досліджень [1,8,11];

· розробка нових кінематичних і конструктивних схем ХКП [1,6,11,];

· розробка методики розрахунку сил, діючих у кульовому хвильовому зачепленні [4];

· розробка методики розрахунку напружено-деформованого стану гнучкого колеса ХКП [3,4];

· розробка методики динамічного аналізу ХКП [5];

· розробка методики та стенда для експериментального дослідження промислових зразків приводу з ХКП, проведення експериментальних досліджень з метою виявлення їх відповідності теоретичним дослідженням [2,9].

Апробація результатів дисертації. Основні положення дисертаційної роботи доповідалися, обговорювалися та одержали позитивну оцінку на: регіональних науково-технічних конференціях Приазовського державного технічного університету (1997, 1998, 2003, 2004); засіданнях кафедри „Технологія машинобудування” Приазовського державного технічного університету (1997-2004р.); міжнародній науково-технічній конференції „ЗП-2003” м. Севастополь (вересень 2003р.); міжнародній науково-технічній конференції „Сучасні проблеми машинознавства” м. Луганськ (грудень 2003р.); засіданнях кафедри „Машинознавство” Східноукраїнського національного університету ім. В.Даля 2004р.

Публікації. Основний зміст дисертації висловлено в публікаціях різних видань, у тому числі в 5-ти статтях в збірниках наукових праць, затверджених ВАК України, 2-х патентах України на винахід, двох статтях депонованих в ГНТІ України, 3-х тезах докладів на науково-технічних конференціях.

Структура та обсяг дисертації.

Дисертаційна робота складається зі вступу, 5 розділів, висновків і додатків. Повний обсяг дисертації викладено на 177 сторінках, у тому числи 56 рисунків на 22 сторінках і 11 таблиць на 9 сторінках, 3 додатка на 21 сторінках, 101 літературних джерел на 11 сторінках.

Основний зміст роботи

У вступі обґрунтована актуальність теми, сформульована мета дисертаційної роботи, ціль та задачі досліджень, наукова новизна і практична значимість роботи.

У першому розділі проведений огляд конструкцій редукторів загальномашиннобудівного вживання з малими передатними відношеннями. Подається огляд опублікованих робіт, авторських свідоцтв і патентів із дослідженнями хвильових передач у діапазоні передавальних чисел u?80. Проведений аналіз конструкцій хвильових передач виявив: в найпоширенішому для механізмів приводів діапазоні передатних чисел (u=20-80) прогресивні хвильові зубчасті передачі практично не створювалися із наступних причин. При значеннях u<80 у хвильових зубчастих передачах відповідно зменшується число зубців хвильового зачеплення, які беруть участь у передачі навантаження, і зростають їх геометричні розміри (модуль, висота зубців). Тому при переміщенні зубців гнучкого колеса щодо зубців жорсткого колеса в процесі хвильового зачеплення істотно росте радіальна деформація. Це приводить до зростання вигібних напруг у западинах зубців гнучкого колеса з урахуванням концентраторів напруг і відповідно зниженню втомної міцності та довговічності при використанні для його виготовлення традиційних матеріалів.

Рішенню питання удосконалення ХЗП присвячени праці відомих вчених (Шувалов С.А., Іванов М.М., Маргуліс М.В., Тростін В.І., Турищев В.А., Сінкевич Ю.Б., Кленніков С.С., Фіногенов В.А., Грінгауз М.А.), які запропонували декілька шляхів збільшення втомної міцності гнучкого зубчастого колеса (ГЗК):

- зменшення висоти зубців хвильового зачеплення;

- збільшення числа зубців;

- поліпшення геометрії зубців;

- удосконалення геометрії гнучкого колеса;

- дослідження напруженого деформованого стану гнучкого колеса;

- зменшення величини радіальної деформації гнучкого колеса;

- застосування не традиційних матеріалів.

Аналіз цих способів показав, що їх використання не призводить до значного зниження напруг у ГЗК, і досліджувані конструкції хвильових передач у більшості - кінематичні, тобто працюють при малих навантаженнях, що не дозволяє розповсюдити результати досліджень на приводи навантажених машин.

На основі аналізу літературних джерел і вивчення передового досвіду досліджень хвильових передач зроблено висновок, що задача створення конструктивних схем, методики розрахунку, виготовлення хвильової передачі з новим видом зачеплення є актуальна.

Запропоновано хвильове кульове зачеплення, використування якого забезпечує поліпшення напруженого деформованого стану гнучкого колеса за рахунок зменшення радіальної деформації та концентраторів напруг, що знижує напружений стан гнучкого колеса та підвищує довговічність і надійність силових хвильових передач з малим передатним числом порівняно з зубчастим ззачепленням.

Визначена мета і задача дослідження.

У другому розділі розроблені нові кінематичні та конструктивні схеми силових ХКП, методики розрахунку сил, діючих у кульовому хвильовому зачепленні, та основних параметрів силових ХКП. Основними критеріями вибору параметрів ХКП є: максимально можливе зменшення габаритних розмірів і маси приводу при порівняно високому коефіцієнті корисної дії та надійності.

Відсутність інформації про досвід створення хвильової передачі з кульовим зачепленням створило певні труднощі при розробці конструкції та виготовленні ХКП, а також методики її експериментальних досліджень.

При конструюванні цього механізму запропонована конструктивна схема де гнучке колесо повинне передавати навантаження в межах Т_вих=1,5…2,5 кН.м. при u = 30. Схема механізму представлена на рисунку 1.

На рисунку прийняті наступні позначення: 1 - корпус; 2 - генератор хвиль; 3 - гнучке колесо; 4 - вихідний вал; 5- жорстке колесо; 6- хвильове зачеплення.

Основною особливістю конструкції ХКП є можливість утворення хвильового зачеплення за допомогою сферичних поглиблень, виконаних за периметром зовнішньої поверхні гнучкого колеса та пальців з кульовою головкою, нерухомо встановлених на внутрішній поверхні жорсткого колеса.

Для проведення силового аналізу механізму досліджені сили, діючі в кульовому зачепленні: нормальна сила P_H, діюча у парі сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою, визначається як: де T_вих - момент на вихідній ланці кульової хвильової передачі; D_ср - середній діаметр гнучкого колеса; z_сп - число сферичних поглиблень на поверхні гнучкого колеса; a = D/d- коефіцієнт площі контакту в парі сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою (D і d тут відповідно діаметри сферичного поглиблення і пальця з кульковою головкою), визначений дослідженням ХКП; к_z - коефіцієнт отриманий експериментально, враховуючий число пар сферичне поглиблення - палець з кульковой головкой, які одночасно передають робоче навантаження, б₀ -кут тиску сили Р_н на майданчику контакту сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою (рис.2).

На рисунку прийняті наступні позначення: Р_н, Р_г, P_о сили в зачепленні;; _н- кут тиску сили Р_г; 1- сферичне поглиблення; 2- гнучке колесо; 3- палець з кульковою головкою.

Результативна сила P_г, діюча на диск генератора хвиль у перерахунку на пару сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою, визначається як:

де Т_г -момент на генераторі хвиль; е - величина ексцентриситету.

Осьова результивна сила P_o, діюча у хвильовій кульовій передачі в перерахунку на пару сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою, визначається як:

P_o = 0,3P_н.. (3)

Сумарне навантаження P, діюче на пару сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою у місці контакту, визначається як:

P = P_н +P_г+P_o. (4)

Визначення діаметра d кулі головки пальця з кульковою головкою виконується з урахуванням недопущення перевищення максимальних значень напруг зминання _зм.max. в зоні контакту пар сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою (з урахуванням їх матеріалів) як:

Матеріал елементів пар сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою в центрі площі контакту працює в умовах об'ємного напруженого стану, що зумовлює їх надійну роботу при високих навантаженнях.

Максимальна напруга в центрі площі контакту визначається як:

де К_хв - коефіцієнт впливу хвильового руху и розмірів сферичного поглиблення в гнучкому колесі рівний (D_cр/zR₂ де z- кількість сферичних поглиблень); P - сумарна сила тиску в парі сферичне поглиблення палець з кульковою головкою; E-модуль подовженьої пружності; R_1, R₂ - відповідно радіуси сферичних головки пальця і сферичного поглиблення.

Контактна міцність зв'язаних поверхонь пари сферичне поглиблення - палець з кульковою головкою тим вище, чим більше площа (пляма) їх контакту. При стисненні опуклої (палець з кульковою головкою) та увігнутої (сферичне поглиблення) сфер пляма контакту має вид еліпса торкання, розміри якого визначаються як:

де a_, b- радіуси кругового майданчика; Р -сила взаємодії; R₁ -радиус пальця з кульковою головкою; R₂- радиус сферичного поглиблення; E₁,E₂ - модулі пружності матеріалів; µ₁,µ₂ - коефіцієнти Пуассона.

Максимальна контактна напруга дорівнює:

де E- модуль пружності матеріалу; d_сп - діаметр сферичного поглиблення; d_пкг - діаметр пальця з кульковою головкою; [у]_к- допустима контактна напруга матеріалу.

У третьому розділі розглянута методика розрахунку напружено-деформованого стану гнучкого колеса ХКП, яке працює у специфічних умовах кульового зачеплення. В основу встановлена моментна теорія циліндрових оболонок В.З.Власова. Гнучке колесо розглядається у вигляді циліндрової кругової оболонки постійної товщини. Збільшення жорсткості та концентрації напруг, пов'язані з наявністю сферичного поглиблення і шліцьового вінця, враховано в розрахунках у вигляді поправочних коефіцієнтів, значення яких визначаються експериментально, або використовуючи приведений коефіцієнт концентраторів напруг для деталей машин. Вплив шліцьового вінця враховано в розрахунковій схемі у вигляді шарнірної опори. Розподілене навантаження від диска генератора хвиль і сил у кульовому зачепленні представлені у вигляді сумарної системи зосереджених сил (Р₁, Р₂, Р₃). На оболонку гнучкого колеса накладаються такі граничні умови: шарнірне закріплення на кінці оболонки, протилежному зоні кульового зачеплення при Х = 0: М₁ = 0; N₁= 0; -незакріплений кінець гнучкого колеса в районі кульового зачеплення при Х=l; M₁=0; N₁=0; S₁=0; M₂₁ =0.

На рисунку прийняті наступні позначення: N₁, N₂ - нормальні сили; Q₁, Q₂ - поперечні сили; S₁, S₂ - зсовуючі сили; M₁, M₂ - згинаючі моменти по перетину перпендикулярному осі оболонки, і по осьовому перетину; Т₁₂, Т₂₁ - крутящи моменти.

Аналіз деформованого стану гнучкого колеса виглядає у вигляді системи рівнянь, де компоненти осьового u, окружного і радіального зміщень представлені залежностями:

де А = _е - максимальна радіальна деформація; к_д- коефіцієнт, враховуючий вплив сферичного поглиблення на деформований стан гнучкого колеса ( к_д= t_cу/t_ст + t_cу/d_cу, t_cу- глибина сферичного углубления, d_cу-диаметр сферичного углубления, t_ст-товщина стінки гнучкого колеса); R - радіус серединної поверхні оболонки гнучкого колеса; - відстань від нульового перетину (місце розташування шарнірного зачеплення) до перетину, в якому визначається деформований стан, де r- коефіцієнт, враховуючий кривизну вигину осі гнучкого колеса (при використовуванні теорії про прямолінійність маємо r=1, у реальних передачах коефіцієнт залежить від податливості оболонки і визначається емпірично або по гіперболічній залежності); L- довжина гнучкого колеса; m - геометрична залежність параметрів амплітудних компонентів зміщення:

n- коефіцієнт пропорційності; cos(sin)ц- положення конкретної крапки в перетині, в якому визначається деформований стан; ц-кут від крапки зачеплення до розрахункової крапки.

Запропонований наступний порядок розрахунку деформованого стану гнучкого колеса такий:

- задаються значення А, L, R; n, m, r;

- визначаються значення зміщень;

- за перетвореними формулами моментной теорії циліндрових оболонок визначаються геометричні параметри деформації;

- за перетвореними формулами моментної теорії циліндрових оболонок визначаються внутрішні силові чинники, відповідні зовнішнім діючим навантаженням і напруженому стану гнучкого колеса при нормальному функціонуванні кульового зачеплення.

Напружений стан оболонки характеризується шістьма компонентами напруг: нормальними у₁, у₂, у₃ і дотичними ф₁₂, ф₂₃, ф₁₃, які пов'язані з деформаціями елемента відомими співвідношеннями закону Гука. Проте, беручи до уваги твердження, згідно якому ф_13, ф₂₃, у₃ не можна пов'язати з переміщеннями і через мале значення цих напруг їх можна не враховувати.

Підставивши раніше отримані значення геометричних параметрів деформації, визначимо значення напруг в оболонці:

де Z - відстань від серединної кулі до розглядаємої.

Порядок визначення напруг наступний:

- задається зміна компонентів зміщення зі встановленими значеннями коефіцієнтів;

- за перетвореними формулами моментной теорії циліндрових оболонок визначаються геометричні параметри деформації оболонок при осесиметричному навантаженні;

- на основі отриманих рівнянь визначаються нормальні і дотичні напруги.

Встановлено, що при рекомендованих відношеннях вирішальними напругами є напруги в зоні хвильового вінця.

Для перевірочного розрахунку запропоновано використовувати наступний алгоритм визначення напруг.

Небезпечним (розрахунковим) є січення І-І в сферичнім поглибленні.

Розрахункові напруги для небезпечного січення І-І: напруга вигину у_у в окружному напрямі, пов'язані з деформацією циліндра за заданою формою; напруга зсуву ф_кр від моменту навантаження, визначені за теорією оболонок для циліндра без хвильового вінця.

Вирішуючи ці рівняння для заданої форми деформації, знаходимо розрахункову залежність напруг з урахуванням впливу розмірів сферичного поглиблення:

у_у = К_н С_у( w_о h_об Е /rІ Y_су); (13)

ф_кр = М / К_кр 2 р rІ h_кр, (14)

де М- номінальний крутячий момент; Е-модуль пружності; r =(D+h_вв)/2 -радіус серединної поверхні;h_кр-- товщина в розрахунковому перетині за хвильовим вінцем h_кр=h_об+h_вв; h_вв- товщина гнучкого колеса з урахуванням висоти хвильового вінця; h_об- товщина гнучкого колеса під сферичним поглибленням; К_н- коефіцієнт навантаження, враховуючий збільшення напруг при спотворенні форми гнучкого колеса під навантаженням;К_кр- коефіцієнт, враховуючий нерівномірність розподілу напруг кручення по колу гнучкого колеса; w_o -величина радіальної деформації; C_у-коефіцієнт, враховуючий тип генератора хвиль; Y_су- коефіцієнт, враховуючий вплив хвильового вінця, який виявляється в тому, що жорсткість гнучкого колеса різна на ділянках хвильового вінця.

При цьому зміна кривизни при деформації хвильового вінця буде також різною на цих ділянках. Зміна кривизни, а отже й величини напруг будуть великим на ділянках розташування сферичного поглиблення.

Формула для визначення значення Y_су:

, (15)

де К_су=d_су/t_су - коефіцієнт співвідношення розмірів сферичного поглиблення.

За формулою 13 міцність гнучкого колеса в значній мірі залежить від коефіцієнта Y_су. Для зменшення напруг у гнучкому колесі необхідно прагнути до збільшення співвідношення К_су.

Для порівняльної оцінки напруженого стану гнучкого колеса використаний метод скінченних елементів і встановлена достатня збіжність одержаних результатів з різницею 10-15% з результатами розрахунку напруженого стану за моментнию теорією циліндрових оболонок. Даний розрахунок дозволив визначити коефіцієнт К_хв, застосований у визначенні напруг в елементах зачеплення.

У четвертому розділі представлений динамічний аналіз ХКП. Динаміка приводу складається з електромагнітних процесів у двигуні, на які робить вплив тип двигуна, його характеристика та система управління, а також механічні властивості передавального механізму, а саме його пружність і інерційність. Динаміка передавальних механізмів і, зокрема, хвильових передач, розглядалася в значній кількості робіт, в той же час динаміка ХКП з новим видом зачеплення не досліджувалася зовсім.

Виконуючи динамичний аналіз, крутильну податливість хвильового кульового зачеплення _хкп можна визначати, враховуючи богатопарність зачеплення, специфіку кінематики та передачі навантаження визначаємо як:

_хкп = 4К/( d_n t_cп d_cп z а), (16)

де d_n - зовнішній діаметр ГК; t_cп - глибина сферичного поглиблення; z - кількість одночасно зв'язаних елементів зачеплення; d_сп -діаметр сферичного поглиблення; а-коефіцієнт площі контакту елементів зачеплення; К- поправний коефіцієнт, враховуючий розмірність; -коефіцієнт впливу гарантованого зазору в зачепленні.

Для спрощенного динамічного аналізу, використовуємо двохмасову динамічну модель ХКП, схема приведена на (рис.6).

Т_вх., Т _вих. - моменти на валу вхідної ланки (електродвигуна) і вихідній ланці (вихідному валу); - узагальнені координати переміщення вхідної і вихідної ланок; - приведені моменти інерції груп вхідних і вихідних ланок; j_пр.- приведена жорсткість приводу з обліком _хкп; - дисипативні коефіцієнти.

Виконавши математичне моделювання руху приводу і задаючи значення характеристик конкретного приводу, задача зводиться до рішення системи диференціальних рівнянь для визначення динамічних показників

(17)

Для уточненого аналізу динамічних процесів у ХКП була розроблена багатомасова схема динамічної моделі ХКП (рис.7).

На 7 рисунку прийняті наступні позначення: J_вх., J_э.в., J_д, J_рст, J_вт., J_вих. - приведені моменти інерції якоря електродвигуна, ексцентрикового валу, диска генератора хвиль, рухомої стінки ЖСТ, зубчатої втулки, вихідних ланок відповідно; m_д., m_рст., m_вт., m_нрс - маси диска, рухомої стіни, зубчатої втулки, нерухомої стінки відповідно; Т_вх., Т_д.б., Т_рст, Т_вх., Т_вих., Р -моменти дисбалансу генератора хвиль, на рухомій стінці, зубчатій втулці, вихідній ланці і радіальна сила, діюча на диски з боку корпусу на плечі h; _вх, _Г, _д1, _д2, _э.в., _рст, _вт., _вих - кути повороту якоря двигуна, генератора хвиль, осей шийок ексцентрикового валу, осі дисків, рухомій стіни, зубчатої втулки, вихідної ланки відповідно; Х₁, Х_д1,, Х_вт, Х_пкг - лінійні переміщення осій шийок ексцентрикового валу, дисків , зубчатої втулки і пальця кульовою головкою; j_кр1, j_кр2, j_кр3 - приведені крутильні жорсткості в з'єднаннях електродвигун - генератор хвиль, гнучке колесо - зубчаста втулка, зубчаста втулка - вихідна ланка відповідно; j_под.д.1, j_под.д.2, j_кол.д.1, j_кол.д.2, j_пкг - приведені радіальні жорсткості підшипників дисків генератора хвиль, зони контакту диск - підкладне кільце, пальці з кульовою головкою відповідно; ?_??- дисипативні коефіцієнти на відповідних ділянках механізму.

За допомогою загальної динамічної схеми з використанням рівняння Лагранжа 2-го роду розроблені математичні моделі руху приводу з ХКП.

(18)

Виконаний динамічний аналіз приводу з досвідчено-промисловим зразком силової ХКП, в результаті якого з урахуванням прийнятих допущень, коефіцієнт динамічності приводу склав К_д =1,7...1,9, що не перевищує даної характеристики для приводів з ХЗП, але значно нижчий ніж у інших типів передач.

Різниця в результаті розрахунку коефіцієнта динамічності за спрощеною и уточненою методикою складає 12-18%, а час на підготовку і розрахунок за багатомасовою схемою значно вище.

У п'ятому розділі приведена методика і результати експериментальних досліджень виготовлених вперше досвідчених промислових зразків ХКП (патент №29664А). З метою визначення дійсних якісних параметрів створених ХКП проведені багатопланові експериментальні дослідження, які дозволили відпрацювати оптимальне конструктивне рішення силової ХКП. Були досліджені ХКП, конструктивно виконані як редуктори загального призначення з нерухомими жорсткими колесами. на стенді загальний вид якого приведений на рис.8.

Стендові дослідження ХКП проводилися в режимах редуктора імультиплікатора при різних моментах на віходному валу (02250Н.м.) і швидкостях обертання валу електродвигуна (n_э=01000об/мин.), при цьому визначалися основні характеристики створеного механізму з хвильовою кульовою передачею (здатність навантаження, КПД, кінематичні параметри зачеплення, крутильна й радіальна жорсткості, плями контакту елементів зачеплення, температурний режим, рівні шуму і вібрації).

Аналіз результатів експериментальних досліджень показав що:

- зі зростанням навантаження до величини, близької до номінальної М_ном = 2000 Нм, основні характеристики передачі значно змінюються, а при подальшому збільшенні навантаження вони практично залишаються незмінними, що пояснюється стабілізацією форми деформації поперечного перетину гнучкого колеса при певному рівні навантаження. Як приклад, на рис.9 приведена залежність КПД від навантаження;

- навантажувальна здатність ХКП визначається як міцністю зв'язаних ланок, так і відсутністю порушень в зачепленні (виходом пальців з кульковою головкою з сферичного поглиблення). Максимальний момент, який був досягнутий зі умови відсутності порушень в зачепленні для випробуваної передачі склав М_max=2550 Нм.;

- для отримання стабільного значення ККД, близького до максимального, необхідно прироблення передачі при поступовому підвищенні навантаження до номінального значення (М_ном);

- досліджені ХКП необхідно приробляти при послідовному збільшенні навантаження в течії близько 20 годин. На рис. 10 показана залежність КПД від часу приробки.

- дослідження вантажної можливості редуктора вказали на спроможність передавати тимчасові перевантаження до 130% від номінальної;

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

- збільшення опору утомленості контактуючих поверхонь досягається вибором оптимальної твердості пальців з кульовою головкою (HRC_э 55…60) і сферичного погліблення (HRC_э50...55), відповідного виду мастила і шорсткості поверхонь (R_a0,32...0,16 мкм);

- для забезпечення поліпшення напружено-деформованого стану гнучкого колеса глибину сферичного поглиблення необхідно виготовляти менше товщині стінки гнучкого колеса на 5-10%.

- для ХКП рекомендуємо масло індустріальне Інд. 30-45 літом і Инд.20 взимку.

У процесі експерементальніх досліджень визначені якісні характеристики приводу:

- температурний режим мастила стабілізувався під час приробки на рівні 50...55 і подальше практично не змінювався;

- рівень шуму при збільшенні навантаження знижувався і склав 72...74дб при номінальних навантаженнях;

- вібрація корпусу редукторів при номінальному режимі роботи була незначною і відповідно склала - 1,45...1,55 м/с²;

- коефіцієнт динамічного навантаження склав К_д=1,7...1,8;

- ККД ХКП після прироблення відповідно склали - _р. = 0.85 і _м. = 0.63.

- максимальне значення ККД при тривалій роботі передачі понад N= 1,5х10⁶ ціклив досягло значення - _р. =0.86.

Проведено порівняння з циліндровими зубчатими передачами (табл.), яке виявило економічну доцільність застосування ХКП в діапазоні передавальних чисел u=(20-80), де необхідно використовувати переваги хвильових передач таких як: багатопарність зачеплення, висока кінематичну точність і плавність роботи, достатньо високий коефіцієнт корисної дії при суттєво менших масі та габаритних розмірах передач

Таблиця

Техніко-економічне порівняння ХКП та редуктора 1Ц2У-200, що випускається серійно

Найменування показника	Одиниці вимірювання	Значення показників
		ХКП	1Ц2У-200
Номінальний крутячий момент, на вихідному валу	Нм	2000	2000
Передавальне відношення	i	30	31
Довжина, ширина, висота	м	0,280х0,300х0,330	0,690х0,243х0,425
Маса	кг	55	170
Коефіцієнт корисної дії	-	0,86	0,92
Удільна матеріаломісткість на 1Нм вихідного моменту	кг/Нм	0,0275	0,068
Ресурс передачі	годин.	7000	10000
Ціна	грн.	2000	3100

Висновки

1. Удосконалення приводу машин є важливою задачею сучасного машинобудування й може бути досягнуте вживанням хвильових зубчастих передач, що створюються на основі принципово нового виду зачеплення, істотно поліпшує технічні характеристики цих передач. Виходячи з аналізу існуючих досліджень ХЗП, обраний напрям створення високонавантажених хвильових передач на базі кульового зачеплення, що забезпечує значне розширення діапозона передавальних чисел таких передач.

2. Вперше проведені теоретичні дослідження, на основі яких розроблені кінематичні схеми силових хвильових передач з кульовим зачепленням із зменшенням радіальної деформації та нагруженого стану гнучкого колеса в 2-2,5 рази.

3. Проведені теоретичні дослідження, що дозволили вперше побудувати математичну модель хвильової передачі з кульовим зачепленням, запропоновані алгоритми визначення сил діючих в кульовому зачепленні, що дозволило зв'язати геометро-кинематичні параметри передачі та ії елементів зачеплення з напружено-деформованим станом гнучкого колеса.

4. Розроблені рекомендації за визначенням напружено-деформованого стану елементів конструкцій гнучкого колеса хвильових передач з кульовим зачепленням, що дозволили створити методики геометричного і прочностного розрахунку таких передач, на основі чого зроблена конструкція хвильових передач з габаритними розмірами і масою в 2 і більше разів меншими порівняно з редукторами загального призначення з аналогічною технічною характеристикою.

5. Складені рівняння для динамічного аналізу хвильових передач з кульовим зачепленням, що дозволили встановити розрахунковий коефіцієнт динамічності приводу з такими передачами рівним 1,7...1,9, що не перевищує даної характеристики для приводів з хвильовими зубчастими передачами.

6. Проведений аналіз напруженого стану гнучкого колеса хвильової передачі з кульовим зачепленням методом скінченних елементів і встановлена достатня збіжність з результатами розрахунку напруженого стану цього колеса за запропонованими в роботі аналітичними залежностями (похибка складає 10-15 %).

7. Розроблений стенд і експериментально досліджені основні характеристики хвильової передачі з кульовим зачепленням в режимі редуктора і мультиплікатора.

Встановлено:

- К.К.Д. в режимі редуктора , в режимі мультиплікатора ;

- можливе короткочасне збільшення навантаження до 130% від номінальної;

- рівень шуму встановлює 65...92 дБ;

- коефіцієнт динамічності складає К_д=1,75...1,85;

- глибину сферичного поглиблення необхідно виконувати на 10-15% менше товщини стінки гнучкого колеса.

8. Результати роботи прийняті до впровадження на ВАТ МК “Азовсталь” і можуть бути використані машинобудівними підприємствами та проектними організаціями при створенні високоефективних приводів машин.

9. Проведені промислові випробування хвильової кульової передачі в приводі верстата для наплавлення деталей на ДП „АСРЗ” м. Маріуполь, які виявили достатню її працездатність і підтвердили адекватність теоретичних і експериментальних даних.

Список опублікованих праць за темою дисертації

1. Просянок В.В., Маргулис М.В. Создание силового передаточного механизма с волновой шариковой передачей // Вестник Приазовского государственного технического университета. Сб.науч.трудов: Мариуполь, 1997. Вып. 3. С. 88-90.

2. Просянок В.В., Маргулис М.В. Экспериментальные исследования силовых волновых шариковых передач // Вестник Приазовского государственного технического университета. Сб.науч.трудов: Мариуполь, 1998. Вып. 6. С. 110-112.

3 Просянок В.В., Маргулис М.В. Методика определения основных параметров силовой волновой шариковой передачи // Вестник Приазовского государственного технического университета. Сб.науч.трудов: Мариуполь, 2000. Вып. 9. С. 138-141.

4. Просянок В.В.,Маргулис М.В. Создание и исследование силовой волновой шариковой передачи // Вістник національного техн. ун-та. Харьков, 2003. Вып. 8. С. 53-59.

5. Просянок В.В., Маргулис М.В. Динамический анализ привода с волновой шариковой передачей // Вістник Східноукраїнського національного університету. Луганск, 2003. №.12(70). C. 208-216.

6. Деклараційний патент на винахід № 28717 А Хвильова передача / Просянок В.В., Маргулис М.В; Приазов.гос.техн.ун-т. Мариуполь; Заявлено 13.02.1998; Опубл. 16.10.2000, Бюл. № 5-11.

7. Деклараційний патент на винахід. №29664 А. Хвильова передача / Маргулис М.В; Просянок В.В., Приазов.гос.техн.ун-т.-Мариуполь; Заявлено 12.07.96; Опубл. 15.11.2000, Бюл. № 6-11.

8. Маргулис М.В., Просянок В.В. Разработка новой конструкции силовой волновой передачи - шариковой // Тез. докл. IV регион. науч.-техн. конф. Том IV - машиностроение. Мариуполь: Приазов.гос.техн.ун-т -1997. С. 10.

9. Просянок В.В., Маргулис М.В. Результаты экспериментального исследования силовых шариковых передач // Тез. докл. V регион. науч.-техн. конф. Том II. Мариуполь: Приазов.гос.техн.ун-т. 1998. С. 11.

10. Просянок В.В., Маргулис М.В. Создание и исследование силовой волновой шариковой передачи // Тез. докл. Х регион. науч.-техн. Конф. Том 1-Мариуполь: Приазов.гос.техн.ун-т.-2003. С. 121.

11. Разработка силового передаточного механизма с волновой шариковой передачей / Маргулис М.В., Просянок В.В.; Приазов.гос.техн.ун-т. Мариуполь, 1996- 6 с. Библиогр.6 назв.: Деп. в ГНТБ Украины от 21.12.96, № 624.

12. Разработка рациональной конструкции гибкого зубчатого колеса силовой волновой передачи / Просянок В.В., Маргулис М.В; Приазов.гос.техн.ун-т. Мариуполь, 1996. 9 с. Библиогр.8 назв.: Деп. в ГНТБ Украины 11.12.96,№ 589.

Анотація

Просянок В.В. Удосконалення силових хвильових зубчастих передач вживанням кульового зачеплення. - Рукопис.

Дисертація на здобуття наукового ступеня кандидата технічних наук зі спеціальності 05.02.02- Машинознавство. - Східноукраїнський національний університет ім. Володимира Даля, Луганськ, 2005.

Дисертація присвячена рішенню задачі розширення області застосування високоекономічних хвильових передач для передатних відносин у діапазоні менше 80, найпоширенішому для механізмів приводів, де прогресивні ХЗП практично не створювалися. З метою більш повної реалізації переваг, закладених у самій ідеї хвильової передачі, таких як: многопарность зачеплення, висока кінематична точність і плавність роботи, достатньо високий коефіцієнт корисної дії при відносно малих масі й габаритах у діапазоні малих передавальних чисел (u=20-80),якій найбільш часто використовується в привідних пристроях машин, нами був розроблений новий вид хвильової передачі - хвильова кульова передача, на яку отриманий патент. Основною особливістю конструкції ХКП є можливість утворення хвильового зачеплення за допомогою сферичних поглиблень, виконаних на периметру зовнішньої поверхні гнучкого колеса й пальців з кульковою (сферичною) головкою, нерухомо встановлених на внутрішній поверхні жорсткого колеса. Теоретично обґрунтовані конструктивна схема й основні параметри ХКП, на основі яких вперше створена хвильова передача з кульовим зачепленням. З метою перевірки розроблених нами теоретичних положень були створені ХКП з передавальним відношенням i=30 та проведені комплексні експериментальні дослідження. Експериментально визначені й досліджені в режимах редуктора й мультиплікатора основні характеристики створеного механізму з ХКП, які виявили працездатність механізму з хорошими техніко-економічними параметрами (ККД=0.86, довговічність при числі циклів навантажень гнучких ланок N_ц=10⁷, рівень шуму в межі-К_ш=65-92dБ, здатність навантаження М_max=2250Нм). Маса хвильової кульової передачі та її габаритні розміри в вдічі-тричі менші нехвильових редукторів при рівних експлуатаційних параметрах, що, поза сумнівом, доводить економічну доцільність застосування хвильових кулькових передач як передавального механізма загального машинобудівного застосування.

Ключові слова: хвильова кульова передача, хвильове кульове зачеплення, сферичне поглиблення, пальці з кульовою головкою, напружений деформований стан, експериментальні дослідження, динамічний аналіз.

Аннотация

Просянок В.В. Совершенствование силовых волновых зубчастих передач применением шарового зацепления.- Рукопись.

Диссертация на соискание научной степени кандидата технических наук по специальности 05.02.02. - Машиноведение. - Восточноукраинский национальный университет им. Даля, Луганск, 2005.

Одной из основных частей машины является привод. Поэтому совершенствование привода является одним из важнейших направлений в создании экономичных и высокопроизводительных машин. В современных условиях успешное развитие конкретной отрасли хозяйства в полной мере зависит от уровня достигнутых технико-экономических показателей и конкурентной возможности выпускаемой продукции. Для машиностроения это в первую очередь минимизация материало-энергоемкостей оборудования при достижении его надежного функционирования. Перспективным направлением решения этой задачи является усовершенствование приводных механизмов оборудования, и машин. Решение данной проблемы возможно использованием прогрессивных видов передач в приводах машин. В наиболее распространенном для механизмов приводов диапазоне передаточных чисел u=20…80 прогрессивные волновые зубчатые передачи практически не создавались по следующим причинам. При значениях u<80 соответственно уменьшается число зубьев волнового зацепления, участвующих в передаче нагрузки и растут их геометрические размеры (модуль, высота зубьев). При перемещении зубьев гибкого колеса относительно зубьев жесткого колеса существенно растёт радиальная деформация гибкого колеса. Это приводит к росту изгибных напряжений с учётом концентраторов напряжений во впадинах зубьев гибкого колеса и соответственному снижению усталостной прочности и долговечности при использовании для его изготовления традиционных материалов. Задача расширения области применения высокоэкономичных волновых передач связана с разработкой новых надежных конструкций их для передаточных отношений в диапазоне 20-80. Проблема создания таких волновых передач актуальна и данная работа посвящена ее разрешению. С целью более полной реализации преимуществ, заложенных в самой идее волновой передачи, таких как: многопарность зацепления, высокая кинематическая точность и плавность работы, достаточно высокий коэффициент полезного действия при относительном малой массе и габаритах в диапазоне малых передаточных чисел (u=20-80), наиболее часто используемых в приводных устройствах машин нами был разработан новый вид волновой передачи - волновая шаровая передача на конструкцию, которой получен патент. Впервые разработана методика расчета волновых шаровых передач, позволяющая определять конструктивные размеры основных деталей волнового зацепления, выполнять проектирование приводов тяжелонагруженных машин с волновыми шаровыми передачами.

Разработана методика расчёта напряженно-деформированного состояния гибкого колеса волновой шаровой передачи.

Разработана методика динамического анализа волновых шаровых передач.

Созданы опытно-промышленные образцы приводов с силовой волновой шаровой передачей со следующими основными параметрами:

выходной крутящий момент Т_вых =0-2250Н.м;

передаточное отношение u=30;

частота вращения входного вала n=0-1000 об/мин.

Экспериментально определены и исследованы в режимах редуктора и мультипликатора основные характеристики созданных механизмов с волновой шаровой передачею которые выявили работоспособность механизма с хорошими технико-экономическими параметрами (КПД=0.86, долговечность при числе циклов нагружений гибких звеньев Nц=10^7, уровень шума в пределах-Кш=65-92 dБ, нагрузочная способность Мmax=2250Нм., коэффициент динамического нагружения Кд=1,75..1,85, вибрация корпуса редукторов при номинальном режиме работы была незначительной и соответственно составила - 1.5 м/с² ).

...