Авторефераты по всем темам >>
Авторефераты по разное
на правах рукописи
УДК 621.01
Волков Глеб Юрьевич
СИСТЕМАТИКА И СТРУКТУРНО-ПАРАМЕТРИЧЕСКИЙ СИНТЕЗ МЕХАНИЗМОВ на базе ЗАМКНУТЫХ СИСТЕМ ТЕЛ КАЧЕНИЯ
Специальность: 05. 02.18 - Теория механизмов и машин
АВТОРЕФЕРАТ
диссертации на соискание ученой степени
доктора технических наук
Курган - 2011
Работа выполнена в Курганском государственном университете
Официальные оппоненты: заслуженный деятель науки УР,
доктор технических наук, профессор
Плеханов Фёдор Иванович;
доктор технических наук, профессор
опатин Борис Александрович;
доктор технических наук, профессор
Анфёров Валерий Николаевич.
Ведущая организация: Институт Машиноведения
УРО РАН, г. Екатеринбург.
Защита состоится 27 марта 2012 года в 1400 часов на заседании диссертационного совета Д 212.065.01 ФГБОУ ВПО
Ижевский государственный технический университет по адресу:
426069, Удмуртия, г. Ижевск, ул. Студенческая, д. 7, ИжГТУ, корп. 5.
С диссертацией можно ознакомиться в научной библиотеке ФГБОУ ВПО Ижевский государственный технический университет.
Отзыв на автореферат, заверенный гербовой печатью, просим направлять по указанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета.
Автореферат разослан _____________ февраля 2012 г.
Ученый секретарь диссертационного совета,
Доктор технических наук, профессор Щенятский А. В.
Общая характеристика работы
Актуальность проблемы. Одним из направлений совершенствования механизмов, улучшения их массогабаритных, энергетических и многих других технических характеристик является замена трения скольжения трением качения. Это, на первый взгляд, очевидное направление не исчерпывается только использованием подшипников качения во вращательных кинематических парах. Существует целый класс устройств, которые не содержат (или почти не содержат) никаких кинематических пар, кроме центроидных кинематических пар (пар качения). Это концентричные и эксцентричные бессепараторные подшипники, фрикционные и зубчатые планетарные передачи и другие механизмы. Они представляют собой или содержат в качестве основной составной части замкнутую систему тел качения (ЗСТК). Помимо снижения трения конкретные механизмы, построенные на базе ЗСТК, могут иметь достоинства, связанные с упрощением конструкции, возникающим благодаря совмещению функций, устранению нетехнологичных деталей, повышением общей нагрузочной способности и т.д. Решение этих задач особенно остро стоит в условиях жесткой конкуренции машиностроительной продукции, как на отечественном, так и мировом рынках.
В настоящее время известны сотни разнообразных устройств, которые следует отнести к классу ЗСТК. Большинство из них появились как изобретения в различных предметных областях при решении конкретных инженерных задач. Однако направленному, комплексному научному исследованию этот класс механизмов до сих пор не подвергся - не построено стройной теории, позволяющей систематизировать эти механизмы и решать задачи их структурного и параметрического синтеза. Следовательно, глубокое изучение, совершенствование и широкое практическое использование механизмов, построенных на базе ЗСТК, систематизация и синтез новых схем ЗСТК, приводящих к повышению технических характеристик многих машин, является актуальной проблемой.
Цель исследования: Повышение технических характеристик машин на основе разработанной систематики и методологии синтеза новых схем фрикционных и зубчатых механизмов, содержащих замкнутые системы тел качения.
Задачи исследования.
В первой части работы решаются общие теоретические задачи, относящиеся ко всему многообразию плоских замкнутых систем с круглыми телами качения:
- анализ структурных и параметрических свойств, присущих всем ЗСТК, в том числе: условий кинематической и геометрической совместимости звеньев, условий замкнутости кинематических пар ЗСТК;
- разработка единого подхода к формализации структуры механизмов, содержащих ЗСТК, и соответствующего метода ее компактного отображения;
- разработка принципиального алгоритма структурного синтеза ЗСТК.
- систематизация известных механических систем, являющихся разновидностями ЗСТК, в соответствии с принятой формализацией их структуры.
Во второй части работы стереотипные задачи структурного синтеза, параметрического анализа и синтеза, разработки конструкций и проверки их работоспособности решаются для конкретных структурно-функциональных групп (семейств) механизмов:
- бессепараторных подшипников;
- эксцентриковых подшипников и механизмов, построенных на их базе;
- фрикционных и зубчато-фрикционных планетарных передач;
- безводильных зубчатых планетарных передач;
- рабочих механизмов объемных гидромашин, строящихся на базе планетарной системы с двумя плавающими сателлитами.
Объектом исследования являются фрикционные и зубчатые механизмы, построенные на базе замкнутых систем тел качения (ЗСТК).
Предмет исследования Ц общие структурные свойства и условия существования ЗСТК, принцип формализации структуры механизмов на базе ЗСТК, систематизация и методы их структурно-параметрического анализа и синтеза.
Методы исследования базируются на основных положениях классической теории механизмов и машин, а также теории зубчатых зацеплений, системного анализа, методах дискретной математики, аналитических методах кинематического и силового анализа механизмов. При проведении экспериментальных исследований использовалось стендовое оборудование предприятий, на которых внедрялись результаты работы.
Достоверность результатов работы подтверждается корректностью постановки задач и применяемых методов теории механизмов и машин и теории зубчатых зацеплений, адекватностью построения формальных моделей реальным механизмам, соответствием синтезируемых структур известным техническим решениям, экспериментальной проверкой работоспособности и практическим внедрениям разработанных механизмов.
Научную новизну представляют:
- объединение многообразия замкнутых механических систем тел качения (ЗСТК) в особый класс механизмов на основании выявленных общих структурных свойств и параметрических условий существования;
- принцип формализации, составляющий теоретическую основу систематики и структурного синтеза зубчатых и фрикционных механизмов на базе ЗСТК, и метод компактного отображения их структуры с использованием свойства структурной симметрии объектов;
- метод структурного синтеза механизмов на базе ЗСТК, включающий в себя этапы генерации структурных формул и структурных чисел;
- новые структурные схемы механизмов различного функционального назначения, полученные с помощью предложенного метода;
- критерии оценки работоспособности фрикционных механизмов, построенных на базе ЗСТК с гладкими звеньями;
- метод геометрического расчета зубчатых ЗСТК по условиям сборки, основанный на решении систем уравнений, соответствующих замкнутым контурам;
- теорема о полюсе заменяющего механизма зубчатого эксцентрикового подшипника;
- способ модификации закона движения ведомого звена механизмов, содержащих ЗСТК, по принципу сложения двух гармоник.
Практическую ценность работы составляют:
- алгоритмы структурного синтеза ЗСТК, относящихся к конкретным структурно-функциональным семействам;
- упорядоченные массивы структур механизмов, содержащих ЗСТК;
- конструкции механизмов, содержащих ЗСТК, защищенные авторскими свидетельствами СССР, патентами РФ на изобретения и полезные модели, в том числе:
- рациональные конструкции бессепараторных подшипников с гладкими телами качения;
- конструкции фрикционных планетарных механизмов, обладающих повышенной тяговой способностью;
- конструкции безводильных зубчатых планетарных передач, отличающиеся от аналогов повышенной нагрузочной способностью, компактностью и др. компоновочными и технологическими достоинствами;
- ряд конструкций зубчатых эксцентриковых подшипников (ЗЭП), обладающих различными передаточными отношениями и обеспечивающими максимальный эксцентриситет;
- конструкции рычажных механизмов, содержащих ЗЭП, обеспечивающие модификацию закона движения ведомого звена сложением двух гармоник;
- принципиальное устройство и конструкции многорядного планетарного редуктора для скважинного оборудования;
- конструкции рабочих механизмов шестеренных гидрообъемных машин, обладающих увеличенным полезным объемом и улучшенной герметичностью рабочих полостей;
- разработанные методики геометрического, кинематического, силового, прочностного расчетов упомянутых выше механизмов.
На защиту выносятся:
- предложение выделить устройства, содержащие ЗСТК, в единый класс механизмов. Систематизация и результаты комплексного изучения структурных особенностей, условий существования и критериев работоспособности ЗСТК с гладкими и зубчатыми телами;
- метод формализованного отображения структуры механизмов, представляющих собой ЗСТК. Сформированные на базе этого метода массивы схем ЗСТК, относящиеся к различным структурно-функциональным семействам механизмов;
- наиболее перспективные новые схемы ЗСТК и конструкции механизмов, построенных на их основе.
- методы параметрического анализа и синтеза ЗСТК, относящиеся к конкретным семействам механизмов.
Апробация работы. Основные положения работ докладывались на Всесоюзном (1988 г.) и межгосударственных (1993, 1997г.г.) симпозиумах по теории реальных передач зацеплением в Кургане; на Всесоюзном семинаре по ТММ им. академика И.И. Артболевского (Ленинград, 1989 г.); на Всероссийской научно-технической конференции с участием зарубежных представителей Машиноведение и детали машин (Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана - 2008 г.), на научно-технических конференциях с участием зарубежных представителей Теория и практика зубчатых передач и редукторостроения (Ижевск, ИжГТУЦ1998, 2008 гг.); на международной научно-технической конференции Инновационные технологии в автоматизированном машиностроении и арматуростроении (Курган, 2010г.).
Публикации. По теме диссертации опубликовано 59 научных работ, в том числе 32 в изданиях, рекомендуемых ВАК (из них 10 - статьи в рецензируемых журналах, 10 - авторские свидетельства СССР, 12 - патенты РФ на изобретения).
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения, семи глав, заключения, списка литературы (270 наименований) и приложения; включает 151 рисунок, 19 таблиц; общий объем - 300 страниц.
Содержание работы
Во введении обоснована актуальность диссертационной работы, сформулированы ее цель и основные задачи, представлены научная новизна и практическая ценность выполненных исследований.
В первой главе вносится и обосновывается предложение выделить устройства, содержащие ЗСТК, в особый класс механизмов и решаются общие задачи, относящиеся к механизмам этого класса.
История вопроса и уточнение объекта исследования
Первыми устройствами, в которых присутствуют исключительно центроидные пары (пары качения), по-видимому, следует считать: бессепараторный подшипник (Беккер, 1871 г.); безводильную планетарную передачу (Вебстер, 1873 г.); зубчатый подшипник (один их первых патентов - Стилсон, Бредфорд 1902 г.). Десятки схем бессепараторных подшипников и планетарных передач разработаны А.аНасвайтисом в 60-70 г.г. 20 века. Многие новые схемы и обзорные статьи принадлежат Е.аТрауту (80-е г.г.).
Большой вклад в изучение зубчатых центроидных механизмов неэлементарной структуры внесли отечественные ученые: И.И.аАртоболевский, Э.Л.аАйрапетов, АнаИ-Кан, А.Е.аБеляев, В.И.аГольдфарб, Л.Т. Дворников, М.Л.аЕрихов, Х.И.аКетов, Н.И.аКолчин, В.Н.аКудрявцев, Ф.Л.аЛитвин, М.Л.аНовиков, Ф.И.аПлеханов, Л.Н.аРешетов, и др. Среди исследователей фрикционных центроидных механизмов необходимо упомянуть Р.В.аВирабова, В.Н.аБорисова и И.Г.аЛевицкого. Направленное изучение механических систем, содержащих только кинематические пары качения, в России началось в 80-е г.г. 20 века - П.Д.аБалакин, А.В.аБородин, Г.Ю.аВолков, Н.Н.аКрохмаль, позднее - В.Н.аСызранцев, Н.М.аФедченко, Д.А.аКурасов.
Термин ЗСТК впервые использован в статье Волкова, Крохмаля (1988 г.) в отношении систем, состоящих из гладких звеньев (тел качения). Не возникает противоречия и при использовании этого термина применительно к системам с зубчатыми звеньями, в особенности к тем, кинематические пары которых являются центроидными, т.е., помимо тангенциальных воспринимают и радиальные силы.
В данной работе изучаются плоские ЗСТК с круглыми телами качения, но, помимо чистых ЗСТК, состоящих исключительно из тел качения (в том числе зубчатых), рассматриваются и системы, содержащие некоторое количество рычажных звеньев - дополненные ЗСТК. По функциональному назначению гладкие ЗСТК могут быть подшипниками (концентрическими и эксцентриковыми) и фрикционными передачами (с постоянным натяжением и самонатяжением). Зубчатые ЗСТК используются в подшипниках (концентрических и эксцентриковых), в планетарных передачах (с водилом и безводильных), в рабочих механизмах гидромашин.
Структурные и параметрические особенности и формализация ЗСТК
Рассматривая объект в качестве системы, важно рационально выбрать принцип его структурирования. В случае чистых плоских ЗСТК целесообразно принять в качестве элементов системы части звеньев (рис.1.1), а именно: охватываемую начальную окружность - ролик (Р) и охватывающую начальную окружность - кольцо (К). Единственная связь, которая может существовать между такими элементами в ЗСТК - это тангенциальная связь лТ, означающая качение без скольжения (т.е. центроидная кинематическая пара). При этом возможны внешнее взаимодействие двух роликов и внутреннее взаимодействие кольца и ролика. Жесткое концентричное соединение лС кольца и ролика в одно звено предлагается рассматривать как предельный параметрический случай их внутреннего взаимодействия.
Рис.1.1. Формализация структуры ЗСТК
В дополненных ЗСТК могут присутствовать рычажные звенья лН, материальные оси лО и вращательные пары v. Однако основу дополненной ЗСТК составляет ее базисная центроидная структура (БЦС), которая включает только кольца и ролики.
Анализ условий кинематической совместимости элементов в БЦС ЗСТК показывает, что связи в них могут существовать только между элементами, принадлежащими к двум различным группам (А и Б), в одну из которых входят кольца (К), вращающиеся (в системе остановленных осей) по ч.с., и ролики (Р), вращающиеся против ч.с., в другую - кольца и ролики противоположных направлений вращения (рис.1.2).
Отмеченное свойство БЦС ЗСТК позволяет существенно упростить матрицу связей, используемую для отображения структуры механизма. Вместо традиционной квадратной (или треугольной) матрицы смежностей, имеющей размерность mm, где m - общее число звеньев системы, можно использовать сокращенную, прямоугольную матрицу связей. (рис.1.3). Индексы столбцов такой сжатой матрицы соответствуют элементам группы A, индексы строк - элементам группы Б, а размерность: mAmБ, где mA,mБ - числа элементов, принадлежащих группам А, Б.
Рис. 1.3. Построение прямоугольных матриц связей ЗСТК
При переходе от описания БЦС к описанию конкретной ЗСТК, уточняется вид связей лТ: неудерживающая нормальная r (S=1), тангенциальная зубчатая лт (S=1) или центроидная зубчатая w (S=2). Символом л0 (или ло) обозначается отсутствие связи. При наличии в системе дополнительных звеньев лН или лО они также отображаются в матрице связей.
Описание ЗСТК дополнительно упрощается, если учитывать их структурную симметрию. Неповторяющиеся (лцентральные) элементы обозначаем символами К, Р; повторяющиеся элементы - Ко, Ро в случае зеркальной (осевой) симметрии; Кn, Рn или К2, Р2, К3, Р3 - при наличии симметрии вращения n-го порядка. Символы связей между элементами повторяющихся структурных фрагментов снабжаются надстрочным индексом л1 или л2. Обозначение вида Т1 показывает, что данная связь существует не внутри фрагмента, а между соседними фрагментами; обозначение Т2 говорит о том, что связь присутствует как внутри фрагмента, так и между элементами соседних фрагментов (см. рис.1.4).
Рис. 1.4. Структурная симметрия ЗСТК
Системы с крупными повторяющимися фрагментами можно упрощенно обозначить с указанием различных чисел n, k кратности повторений.
Для того, чтобы зашифрованная в матрице кинематическая цепь получила признаки механизма, выделяем звенья с помощью различных скобок: (ведущее), [опорное], {ведомое}.
Обозначения строк и столбцов матрицы связей - ее титульная структура.
Для отбора неизоморфных структур вводится цифровое кодирование:
К => л1, Р => 2, Кn => л3, Рn => 4.
Титульные строка и столбец, записанные подряд, дают лструктурное число БЦС. Правила выбора лучетного структурного числа: 1) числа, записанные в строке и столбце, выбираются минимальными; 2) число в строке больше числа в столбце. При перечислении ЗСТК приоритет отдается меньшим структурным числам, прочитанным без учета разделительного знака (а при полном совпадении - с учетом). Примеры: структурное число схемы №1Ц л12.4; схемы №2 Ц л124.34.
Структурное число не только показывает состав элементов БЦС, но (с учетом того, что элементы уже разделены на две группы) и предопределяет возможные связи между ними Ц это некоторая обобщенная структура целой группы ЗСТК.
Для лаконичного описания структуры конкретных ЗСТК вводим понятие
Структурная формула ЗСТК Ц ее матрица связи, записанная в строку.
Символы неповторяющихся (центральных) дополнительных элементов Н и О ставим впереди элементов, составляющих БЦС, а повторяющихся дополнительных элементов - позади них.
Окончательно структурные числа и структурные формулы механизмов, показанных на рис.1.3, будут выглядеть следующим образом:
№ 1 Ц 12.4 Ц КРРn : ww;
№ 2 Ц л124.34 Ц {H}[K](P)P2 ОK2P2 : cvvo, oowc, vror2.
Предложенная формализация описаний ЗСТК позволяет решать задачи упорядочения многообразия их структур и структурного синтеза.
Для выполнения оценки схем ЗСТК нужно исследовать основные условия их работоспособности. Наиболее общее свойство ЗСТК - условие кинематической совместимости их элементов на структурном уровне (см. рис.1.2) уже легло в основу их формализованного описания. Следствием этого условия является, в частности, обязательно четное число тел качения в каждом замкнутом контуре ими образуемом. Данное условие накладывает ограничения и на диаметры центроид (начальных окружностей) тел качения: передаточное отношение i11 по контуру всегда равно единице. В случае зубчатых тел качения дополнительно возникает требование соблюдения лусловий сборки (т.е. целочисленности количества зубьев в контурах).
Не менее важным является условие гарантированной замкнутости кинематических пар, т.е. устойчивости ЗСТК. Сложности возникают в случае чистых ЗСТК, когда связи между элементами неудерживающие (односторонние).
На уровне математической модели - это условие эквивалентности системы неравенств (1), описывающей связи ЗСТК, соответствующей системе уравнений:
F1(q1,q2..qh) () 0; а11q1 + а12q2Е+ a1hqh 0; a11 U1 + a21 U2 Е+ as1 Us = 0;
F2(q1,q2..qh) () 0; а21q1 + а22q2Е+ a2hqh 0; a12 U1 + a22 U2 Е+ as2 Us = 0;
Fs(q1,q2..qh) () 0. as1q1 + аm2q2Е+ ashqh 0, a1h U1 + a2h U2 Е+ ash Us = 0.
- (2) (3)
При этом, согласно теории неравенств, вариации q обобщенных координат (возможные перемещения узловых точек) в системе (2) должны равняться нулю (q = 0), а неопределенные множители Лагранжа U в системе (3) иметь строгоположительные значения (U>0).
Необходимое (предварительное) условие устойчивости: s > h - число s неравенств связи больше числа h неизвестных обобщенных координат. Другими словами, устойчивая система с неудерживающими связями всегда статически неопределима, т.е. расчетное число степеней ее свободы меньше нуля Wр -1.
На уровне экспресс-анализа структурных свойств ЗСТК методами ТММ применима модифицированная формула Чебышева:
Wр = 3(m Ц 1) Ц 2p5 Ц p4 - Lп ,
где m - общее число элементов; p5, p4 - числа пар 5 и 4 кл.
Lп - число лишних степеней свободы: Lп = Lс+ L;
Lс - число независимых вращений тел относительно собственных осей;
L - число линейных вырождений системы;
В ЗСТК с лгладкими звеньями Lс = m, поэтому:
Wр =2m Ц 3 Ц p4 - L -1
или (для заменяющей стержневой системы):
Wр =2 М Ц 3 Ц S - L -1.
В лзубчатых ЗСТК Lс = 1 - согласованное вращение всех звеньев, поэтому:
Wр = 3(m Ц 1) Ц 2p5 Ц L 0.
Достаточное условие устойчивости ЗСТК - это параметрическая задача, связанная с анализом решений системы неравенств. При этом важно, чтобы система обладала лзапасом устойчивости. В случае гладких ЗСТК этот запас выражается в допустимом уменьшении диаметров тел качения (вследствие их износа или упругой деформации).
Заметим, что ранее, в том числе в работах автора, требование, аналогичное условию устойчивости, называлось условием геометрической неизменяемости системы. Действительно, чистые ЗСТК с гладкими телами качения и фрикционными связями, должны иметь оси звеньев, положение которых относительно некоторой системы отсчета является неизменным. Для них потеря геометрической неизменяемости означает одновременно потерю устойчивости и размыкание кинематических пар. Среди зубчатых ЗСТК существуют чистые ЗСТК, расстояния, между осями круглых зубчатых звеньев которых изменяются в процессе работы механизма.
Возможные подходы к поиску структурных решений в области ЗСТК
Предложенный принцип описания ЗСТК позволяет выполнять формализованный структурный синтез механизмов.
Наиболее универсальным является алгоритм структурного синтеза ЗСТК (таблица 1), основанный на комбинировании простейших (базисных) элементов и связей.
В таблице 3, в качестве примера синтеза на первом уровне, показан массив структурных чисел ЗСТК сложностью до 5 элементов, сформированный с учетом структурной симметрии вращения.
Предварительный отбор структурных чисел происходит в соответствии с тестом (см. таблицу 2). Абсолютный запрет на существование ЗСТК накладывает только невозможность контакта кольца с кольцом (п.5) - черный цвет. Структурные числа, не реализуемые в любых чистых ЗСТК (п.п. 1,4), отмечены штриховкой. В массивах также указаны структурные числа, которые уже использованы в известных гладких (Г), зубчатых (З) или дополненных (Н) системах. Действует правило: структурные числа, осуществимые в варианте (Г), заведомо реализуемы в исполнении (З) и, тем более, (Н).
Таблица 1. Алгоритм структурного синтеза ЗСТК
№ | Выполняемые операции |
Уровень структурных чисел | |
1. | Выбор параметров и формирование массива структурных чисел, соответствующего заданному полю поиска. Устранение изоморфизмов. |
2. | Отбраковка вариантов структурных чисел по тесту предварительного отбора (см. таблицу 2). |
Уровень структурных формул | |
3. | Назначение между элементами связей, виды которых соответствуют принятым ограничениям синтеза. Устранение изоморфизмов. |
4. | Отбраковка вариантов структурных формул по тесту предварительного отбора (см. таблицу 2). |
5. | Проверка вариантов по необходимому условию замкнутости кинематических пар системы с учетом ее линейных вырождений. |
6. | Назначение ведущего л(), опорного л[] и ведомого л{} элементов ЗСТК (звеньев механизма). |
Уровень анализа реализуемости схем | |
7. | Проверка по достаточному (параметрическому) условию замкнутости кинематических пар. Оценка запаса устойчивости системы. |
8. | Неформализованный анализ систем с точки зрения их работоспособности, компактности, технологичности и т.д. |
Таблица 2. Формальные признаки (тест) предварительного отбора ЗСТК
Таблица 3. Массив структурных чисел ЗСТК
В качестве примера синтеза чистых ЗСТК на этапе структурных форму возьмем конкретное структурное число л124.14. Связи, разрешенные тестом на уровне БЦС, указаны в таблице 4; результаты оценки структур по W - в таблице 5. Возможные варианты конкретизации функций звеньев в механизме:
для подшипника: [1][2]4.14, [1]24.[1]4, 1[2]4.[1]4.
для передачи: (1)[2]4.{1}4, [1](2)4.{1}4, [1]{2}4.(1)4,
(1){2}4.[1]4, {1}(2)4.[1]4, {1}[2]4.(1)4.
Таблица 4. Связи, разрешенные тестом (уровень БЦС) | Таблица 5. Результаты оценки структур по W | ||||||||||||||||||||||||
|
| ||||||||||||||||||||||||
В результате оценки выполнения параметрических условий замкнутости кинематических пар, кинематических, конструктивных и технологических свойств механизмов работоспособными признаны устройства, показанные на рис. 1.5 - 1.8. Из них две схемы имеют новизну на уровне изобретений.
Помимо рассмотренного выше основного алгоритма синтеза ЗСТК лиз базисных элементов в работе применялся структурный синтез новых ЗСТК путем интегрирования модулей (подсистем), присутствующих в известных ЗСТК и рычажных механизмах.
[К][Р]Рn КРn: oor, rrr2 | [К][Р]Рn КРn: ocr, rrr2 |
Рис. 1.5. Бессепараторный подшипник (только эксцентриковый) | Рис. 1.6. Бессепараторный подшипник |
(К)[Р]Рn {К}Рn: oow, www2 | |
К[Р]Рn [К]Рn: oow, rww2 | (К){Р}Рn [К]Рn: oow, www2 |
Рис.1.7.Зубчатый эксцентриковый подшипник (патент РФ 2341698) | Рис. 1.8. Безводильная передача (патент РФ 2423634) |
Во второй главе разработанный принцип формализованного описания ЗСТК и критерии предварительной оценки их работоспособности использованы при анализе существующих схем и конструкций механизмов.
В ходе патентного поиска обнаружены десятки существенно различных структурных схем ЗСТК и сотни конструкций, соответствующих им механизмов. Наиболее многочисленным оказалось семейство известных структурных схем бессепараторных подшипников с гладкими телами качения (см. табл.6). Анализ показал, что большая часть этих схем имеет серьезные недостатки. Встречаются запатентованные конструкции, которые не работоспособны (оценка Ц) по достаточному и даже необходимому условиям геометрической неизменяемости. Наиболее удачны решения (оценка л+++), соответствующие структурному числу л124.124 - по ним запатентованы десятки конструкций.
Эксцентриковых подшипников (ни гладких, ни зубчатых) в патентно-технической литературе почти нет. Особенно тщательно был проведен поиск фрикционных планетарных передач с самонатяжением в плоском контуре, зубчатых безводильных передач и различных типов передач, сочетающих зубчатые и фрикционные элементы. Интерес представляют схемы насосов, построенные на базе планетарной системы с аномальной подвижностью звеньев.
Таблица 6 - Известные схемы гладкотельных бессепараторных подшипников
Стр. число | Структурная формула | Оценка |
12.4 | КРРn : rr | +++ |
123.4 | КРКnРn : rrr2 | + |
14.14 | КРnКРn : оr, rr2 | + |
14.24 | КРnРРn : оr, rr2 | - |
123.44 | КРКn Рn Рn : rос, оrr2 КРКn Рn Рn : rrс, оor2 | + ++ |
124.14 | КРРnКРn : ооr, rrr2 КРРnКРn : осr, rrr2 | Ц ++ |
124.24 | КРРnРРn : ооr, rrr2 КРРnРРn : осr, rrr2 | Ц ++ |
124.34 | КРРnКnРn : оrс, rоr2 | + |
124.44 | КРРnРnРn : rrr2, оrr2 | + |
224.14 | РРРnКРn : соr, rrr2 | + |
1233.44 | КРКnКnРnР2n : rrсr, ооrr | ++ |
124.124 | [К]РРn К(P)Рn : осr, ооr, rrr2 [К](Р)Рn КPРn : осr, ооr, rrr2 [К](Р)Рn КPРn : ооr, соr, rrr2 [К](Р)Рn КPРn : ооr, ооr, rrr2 | ++ +++ +++ Ц |
124.134 | [К](Р)Рn ККnРn : ооr, оrс, rоr2 | + |
124.144 | [К](Р)Рn КРnРn : ооr, rоr2,оrr2 | Ц |
124.244 | [К](Р)Рn РРnРn : ооr, rоr2, оrr2 | Ц |
1244.34 | [К](Р)РnРn КnРn : ооrr, rrr2r2 | + |
144.234 | [К]РnРn (Р)КnРn : оrо,осr2,rr2о | + |
1244.124 | [К]Р(Р) Рn КРРn: ооrо, ооr, rrr2r2 | Ц |
1244.144 | [К]Р(Р)Рn КРnРn: осоr,rrоr2,ооrr2 | ++ |
Третья глава посвящена синтезу систем с гладкими телами качения.
Вначале была поставлена задача синтеза гладкотельных структур ЗСТКО (т.е. систем с одной рабочей поверхностью каждого звена) без учета их структурной симметрии и без предопределения функционального назначения. Генерировалась матрица связей и выполнялась оценка реализуемости соответствующей ЗСТКО по тесту предварительного отбора (таблица 2). Две простейшие схемы, прошедшие тест, состояли из 6 элементов (рис.3.1). 7-и элементных схем оказалось 8, но две из них г, и не имели параметрической области, удовлетворяющей достаточному условию геометрической неизменяемости. Схемы б, ж оказались известными ранее, остальные - новыми. Преобразователь движения (рис.3.2), построенный по схеме д, признан изобретением. Достоинством этого механизма является совмещение функций двуплечего кривошипа и редуктора.
6 эл. |
| |||||||||||||||||||||||
а б | ||||||||||||||||||||||||
7 эл. | ||||||||||||||||||||||||
в д е | ||||||||||||||||||||||||
| ж з к |
Рис.3.1. Синтез простейших ЗСТКО с гладкими телами качения
23.44 Ц P1K62P102P82:rr, rr2
Рис. 3.2. Преобразователь движения (А.с. 1610156)
Дальнейшее повышение ранга матрицы связей приводит к резкому возрастанию количества структур, прошедших тест предварительного отбора. Чтобы уменьшить объем работы на этапе анализа полученных схем, целесообразно сузить область поиска, введя дополнительные ограничения, вытекающие из условий применения ЗСТК в конкретных структурно-функциональных семействах механизмах.
Применительно к бессепараторным подшипникам была поставлена задача генерации чистых ЗСТК, обладающих структурной симметрией вращения. Дополнительное условие - наличие центральных кольца и ролика, не взаимодействующих между собой. Тест предварительного отбора прошли (считая по структурным числам) одна 4-элементная и двадцать одна 5-элементная схемы. Анализ этих схем показал, что часть из них не реализуемы по достаточному условию, часть - имеют очевидные недостатки компоновочного характера, а наиболее удачные схемы уже известны. Далее были введены более жесткие ограничения поиска, формулируемые в виде некоторых лэвристических гипотез. Например: Подшипник должен иметь только одно кольцо и один центральный ролик. Проведенный структурный синтез показал, что такому условию отвечают ранее не известные двухслойный (рис.3.3) и трехслойный (рис.3.4) бессепараторные подшипники качения с параллельными рядами роликов. Помимо отсутствия сепаратора, их достоинствами является повышенная радиальная податливость и стойкость к ударам. Другая поисковая гипотеза: Модернизация лучшей из известных систем л124.124 с целью устранения ступенек на роликах привела к схеме - рис.3.5.
244.14 Ц PPkPn КРn : o r r, r r2kr2n; или PPnPn KPnPn: orrr, rrro, rr1rr2.
W = 2М - 3 - S - L = 2(2 + 5n) - 3 - 11 n = 1 - n,
Рис.3.3. Двухслойный бессепараторный подшипник (А.с 1581896)
124.444 Ц КPРn PkPnPn: r r r2k, o r r2n , r o r2n или К2 P1 Р5n Р7n Р3n Р4n Р6n P8n P9n: r r r2о, orrr, r o r r, r o r1r, o r r1r. | 1244.1444 Ц К1P2Р7nР8n К3Р5nР6nP4n: oоrr, orrr, rorr, rrr1r. (W = 3 - 2n). |
Рис.3.4. Трёхслойный бессепараторный подшипник | Рис.3.5. Подшипник (А.с. 1432297) |
В целом, приходится констатировать, что ни известные концентрические бессепараторные подшипники, ни те несколько новых схем, которые удалось выявить, пока не представляют серьезной альтернативы обычным подшипникам качения, освоенным промышленностью. Мотивация применения бессепараторных схем повышается применительно к эксцентриковым подшипникам, которые совмещают в себе функции кривошипа, опоры качения и фрикционной передачи. В таких подшипниках трение тел качения о сепаратор и, в особенности, его износ недопустимы.
Поиск схем эксцентриковых бессепараторных подшипников проводился в нескольких направлениях.
Во-первых, преобразование к эксцентричному виду концентричных схем. Примечательно, что при этом устойчивость некоторых схем (например, показанной на рис.1.5) повышается. По оценке автора, одна из лучших схем бессепараторного эксцентрикового подшипника - рис.3.5.
Во-вторых, синтез схем, заведомо не обладающих структурной симметрией вращения, в частности, путем развития (т.е. дополнения) условно-симметричной структуры: КРnЕ PРnЕ: r Е. Одна из синтезированных таким путем схем эксцентриковых подшипников показана на рис.3.6.
144.244 Ц КРnРn PРnРn или
К1 Р3 Р40 Р50 Р2 Р60 Р70 Р80 : r r r r, r r r o, r r o r, r o r r.
Рис.3.6. Эксцентриковый подшипник (А.с. 1719749)
В работе также проанализированы возможности эксцентриковых подшипников, содержащих рычажные элементы, и предложены рациональные конструкции: патент РФ 2315212, полезная модель (П.м.) 59174.
Бессепараторный подшипник с гладкими телами качения является фрикционным механизмом, поэтому его эксцентриситет еmax ограничен расчетной величиной fр коэффициента трения (еmax = dср fр) и при использовании жидких машинных масел не превышает 0,05 от среднего диаметра dср подшипника. Существует возможность увеличить эксцентриситет за счет использования плавающего наибольшего ролика (например, см. рис.3.2). Недостатком таких конструкций является люфт при реверсе нагрузки. Другой способ увеличения эксцентриситета (вдвое) состоит в спаривании двух- или трехслойных подшипников общим слоем роликов А.с. 1370350.
ЗСТК с гладкими телами составляют основу фрикционных передач с самонатяжением в плоском контуре. Такие передачи известны с начала 20-го века, но до настоящего времени недостаточно изучены с теоретических позиций. В основе любой из них лежит контур, содержащий два закрепленных Э1,Э2 и один плавающий Эп элемент: Э1Э2 Эп. - рис. 3.7. Конкретизируя вид этих элементов (кольцо К или ролик Р), получим всего четыре варианта:
а)РРР; б)РРК; в)КРР; г)ККР.
Три из них (а,б,в) заложены в известных фрикционных передачах (рис.3.8), а один - (г) ККР - нигде прежде не использовался. На основании его нами предложены две новые схемы планетарных передач А.с. 1477967 (рис. 3.9) и А.с. 1733770. Эти передачи были изготовлены, испытаны и применены в редукторе пневмодрели (рис.3.10).
а б в г - новая | |
Рис 3.7. Контуры звеньев, обеспечивающие самонатяжение | |
а (hD= 0,2) б (hD= 0,25) в (hD= 4)
Рис. 3.8. Известные схемы передач с самонатяжением
1234. 44 Ц [К3] (Р5) K7n P2n {H1} P7n P8n: voou, orcr, roro
Рис 3.9. Фрикционная планетарная передача (А.с. 1477967) hD = 0,22
Рис.3.10. Пневмодрель с фрикционным редуктором
На основании анализа схем самонатяжения в плоском контуре (рис.3.7) предложен геометрический критерий относительной оценки долговечности соответствующих фрикционных передач. Допустимое изменение h размеров звеньев (вследствие износа или упругой деформации), приведенное к диаметру плавающего тела:
h = ,
где е - эксцентриситет; Ц угол трения;
d1, d2 - диаметры закрепленных тел качения.
Знаки: Ц - для схем ла, б и г; л+ - для схемы в (см. рис. 3.7.)
Пренебрегая малыми величинами приближенно получаем:
для схем ла,б,г - h = fp2 e /2 ;
для схемы в - h = fp2 dср 2 /2e.
Введем безразмерный критерий: hD = h / fp2 D,
где D - характерный габаритный размер (диаметр) механизма.
Таким образом, безразмерный геометрический критерий оценки долговечности фрикционных передач с самонатяжением:
hD = e / 2D, для схем ла ,б, г;
hD = dср 2 / 2eD, для схемы лв;
Согласно оценке по данному критерию, долговечность передач, построенных по схеме в на порядок выше других (см. рис.3.8). Недостатком известной передачи, основанной на схеме в, является эксцентриситет ее центральных звеньев. В работе предложены две новые передачи (А.с.1626024, А.с.1770646), лишенные этого недостатка.
Четвертая глава посвящена зубчатым эксцентриковым подшипникам (ЗЭП). В связи с тем, что ранее ЗЭП не применялись и не изучались, исследование касалось самого широкого круга вопросов.
Работу начали с синтеза схем без учета их структурной симметрии. Простейшая из устойчивых зубчатых ЗСТКО (рис.4.1) состоит всего их 4-х элементов-звеньев. Она не является геометрически неизменяемой: центральная шестерня может двигаться в радиальном направлении, увлекая за собой сателлиты. При этом сохраняется возможность согласованного вращения всех звеньев. На рис.4.1 также показаны 5-и и 6-и элементные схемы зубчатых ЗСТКО.
Для использования в зубчатом эксцентриковом подшипнике (ЗЭП) наиболее подходят схемы б, г (рис.4.1), обладающие структурной симметрией вращения порядка n = 3 и n = 4. Их максимальный эксцентриситет многократно превышает эксцентриситет фрикционных эксцентриковых подшипников.
Матрица связей 22 а | Матрица связей 23.
б в |
Матрицы 24 | Матрицы 33 |
| г д е | ж з и к |
Рис. 4.1. Структурные схемы простейших зубчатых ЗСТКО
Эксцентриситет может быть еще несколько увеличен. Для этого предлагается использовать дополнительное подвешенное кольцо - П.м.73045, РФ 2345256, РФ 2341698. Соответствующие схемы получаем на базе структурных чисел: л14.14 и л124.14.
В другом структурно-кинематическом варианте эксцентрикового подшипника (ЗЭПн) центральная шестерня Р непосредственно взаимодействует с венцом К. Схемы такого механизма получаем путем развития несимметричной структуры: КЕ PЕ: wЕ - см. рис. 4.2.
а б в г д
Рис.4.2. Рациональные схемы ЗЭПН (РФ 2341697):
а) [K1] P3 (P2) P4o : ww, ww; б) [K1] P3o (P2) P4 P5o : ww, ww, ww;
в) [K1] P3 P5o (P2) P4o P6o : wrw, wow, rrr; г) [K1]P3o (P2)P4 H5 : ww, ww, ov;
д) [K1]P3P5oH7 (P2)P4oP6o : wrro, rrro, rorv.
Расчеты ЗЭП потребовали разработки не только новых алгоритмов, но и методов их параметрического анализа и синтеза.
Существенные особенности имеет геометрический расчет ЗЭП. В частности, условие сборки (см. рис.4.3) содержит уравнения вида:
или ,
где ,
составленные для нескольких замкнутых контуров, образуемых разновеликими сателлитами.
Вместо традиционного условия соосности возникает условие (см. рис.4.4) соответствия начальных диаметров колес их расположению, например, в виде системы уравнений:
Рис. 4.3. К условию сборки | Рис.4.4. К условию соответствия начальных диаметров колёс их расположению |
.
.
.
и- целочисленные величины; - монотонно варьируются.
При решении задачи силового анализа системы, содержащей ЗЭП, использовался заменяющий механизм (рис.4.5).
Сформулирована теорема О полюсе ЗЭП:
В механизме, заменяющем ЗЭП, линии всех поводков пересекаются в одной точке, расположенной на межосевом отрезке и делящей его на части пропорционально числам зубьев и .
Рассмотрено несколько конструктивных вариантов реализации центроидной пары ЗЭП: 1)беззазорное эвольвентное зацепление; 2)зацепление Новикова; 3)сочетание зубчатых венцов с дорожками качения. Предпочтение отдано последнему варианту. Для упрощения изготовления деталей предложено использовать внеполюсное зацепление (патент РФ 2331000). При этом дорожки качения центральных элементов совпадают с их начальной поверхностью и лежат на уровне поверхности впадин зубчатых венцов.
Расчетная нагрузочная способность ЗЭП соизмерима с нагрузочной способностью роликового подшипника качения тех же габаритов. Испытания опытных образцов (см. рис.4.7) подтвердили работоспособность ЗЭП.
Рис. 4.7. Опытные образцы ЗЭП
Зубчатые подшипники не только превосходят фрикционные по величине эксцентриситета, но, что не менее важно, обеспечивают постоянное передаточное отношение от центральной шестерни к мнимому водилу. Это расширяет возможности применения ЗЭП. Так, например, можно блокировать несколько ЗЭП на общем валу. Поставив ЗЭП на ведущий вал, выполненный в виде эксцентрика (см. рис.4.8), можно модифицировать закон движения ведомого звена (например, ползуна) по принципу сложения двух гармоник.
Рис. 4.8. Преобразователь движения (РФ 2352839)
Соответствующие расчетные зависимости получены с использованием методов, используемых при исследовании зубчато-рычажных механизмов:
В результате, получается движение с выстоями, подъем и опускание с разными скоростями и др. циклические кривые (рис.4.9).
Применение ЗЭП целесообразно и в других зубчато-рычажных механизмах - РФ 2365799, П.м. 69178. Последовательное соединение двух эксцентриковых подшипников в одном механизме (А.с.1237833) сообщает ему дополнительные кинематические возможности.
Рис.4.9. Модификация закона движения ползуна кривошипно-ползунного механизма за
счёт применения ЗЭП
Пятая глава посвящена безводильным зубчатым планетарным передачам, новые схемы которых стали одним из важнейших результатов выполненной работы. В ходе патентного поиска обнаружилось, что в известных безводильных передачах используются далеко не все подходящие БЦС, но почти исключительно системы с одним слоем сателлитов.
Первой поисковой гипотезой синтеза безводильных передач стала задача получить все простейшие варианты схем с двумя слоями сателлитов. С формальных позиций эта задача сводится к конкретизации вида лцентральных элементов (Э) обобщенной структуры: ЭЭРnЭРn: ооw, www2.
Их оказалось шесть (см. рис. 5.1 а-е), базисные структурные числа:
114.14, л114.24, л124.14, л124.24, л224.14, л224.24.
Одна из этих схем - лб (наименее ценная) уже известна, зато четыре других ла,в,г,е весьма интересны. Передача, выполненная по схеме г, (см. рис.5.2) содержит два силовых центральных колеса, между которыми в два слоя в шахматном порядке расположены сателлиты. Ведущее центральное колесо своим внешним зубчатым венцом взаимодействует с сателлитами внешнего слоя. Основные силы, действующие в зацеплениях, передаются на силовые центральные колеса, а ведущее колесо разгружено. Подача и съем движения происходит в осевом направлении. Диапазон передаточных чисел 3 - 6.
В передачах, выполненных по схемам рис. 5.1 ла и ле, два силовых колеса, как и в известных безводильных передачах, расположены по одну сторону от сателлитов и имеется гладкое поддерживающее кольцо. Ведущее же колесо взаимодействует с сателлитам другого слоя. Такая конструкция также обеспечивает подвод и съем движения в осевом направлении, но диапазон ее передаточных чисел 15 - 300 и более. Определенным недостатком этих схем является сложность изготовления сборных сателлитов.
Одна из известных планетарных передач, сама па себе излишне сложная, содержит интересный конструктивный модуль (Оn PnPn: v, v) - двухзвенный сателлит. Следующая лэвристическая гипотеза - ввести этот модуль в структурную формулу простейшей безводильной передачи:
ЭЭЭОn PnPn: wwov, wowv
и конкретизировать центральные элементы Э. Получились схемы - рис.5.1 ж, з. Достоинством этих схем является решение технологической проблемы сборных сателлитов. Соединение схем лз и ла - схема рис.5.1 ли, обеспечивает вход и выход механизма в осевом направлении.
Стр. число | Структурная формула | |
Передачи с двумя слоями сателлитов | ||
а | 1142.14 | [K]{K}PnP (K)Pn: oowo, www2r |
б | 114.24 | [K]{K}Pn (P)Pn: oow, www2 |
в | 124.14 | {K}{P}Pn (K)Pn: oow, www2 |
г | 124.24 | {K}{P}Pn (P)Pn: oow, www2 |
д | 224.14 | [P]{P}Pn (K)Pn: oow, www2 |
е | 2241.24 | [P]{P}PnK (P)Pn: oowo, www2r |
Передачи с двухзвенными сателлитами | ||
ж | 1120.44 | [К]{К}(Р)Оn PnPn: wwov, wowv |
з | 1220.44 | (К)[Р]{Р}Оn PnPn: wwov, wowv. |
и | 1220.44+ 1142.14 | [K]{K}PPnОn (K)Pn Pn: ooоwo, wоww2с, owwov |
Зубчато-фрикционная передача | ||
к | 114.14 | {К}[К]P2 (К)P2: oor, wwr2 |
а) П.м. 105387 б) известна
в) РФ 2423634 г) РФ 2423634
д) е) ЗИ 2010128635
ж) ЗИ 2011114671 з) и) П.м. 108525
к) ЗИ 2011120886
Рис.5.1. Структурные схемы безводильных передач
Рис.5.2. Передача типа (г): л124.24 - {K}{P}Pn (P)Pn: oow, www2. (U = 3 6)
Неоднократно встречавшаяся нам БЦС л14.14, дополненная третьим кольцом - л114.14, оказалась полезной и для безводильных передач. На ее основании разработана фрикционно-зубчатая передача - схема рис.5.1 к. В ней силовые центроидные пары зубчатые, а ведущая - фрикционная. Необходимые нормальные силы во фрикционной паре обеспечены радиальными силами, действующими в силовых зацеплениях.
Параметрические исследования выполнены пока только для одной из новых передач: л124.24 - рис. 5.1 г (рис. 5.2). Определенную новизну представляет метод геометрического синтеза этой передачи по условиям сборки.
Условие смежности (соседства): 2,5..3m.
Условие соосности (см. рис. 5.3):
= /к, где к - число пар сателлитов.
Рис.5.3. К условию
соосности
Собственно условие сборки (рис. 5.4):
Согласовать параметры всех зубчатых колес, составляющих такой механизм, не пользуясь подобной методикой расчета, практически невозможно.
Для оценки технических возможностей передачи была решена задача ее силового анализа. КПД вычислялся путем суммирования потерь в зацеплениях. Для двух опытных редукторов различных типоразмеров КПД был измерен экспериментально. Результаты расчетов показаны на рис. 5.5. Вывод: оптимальный диапазон передаточных чисел: 3 - 6; КПД в этом диапазоне 0,7 - 0,9; нагрузочная способность в 1,5 - 2 раза больше, чем у серийной передачи 2КН аналогичных размеров. Основным преимуществом всех предложенных в работе
безводильных передач являются их компоновочная особенность - минимальные кольцевые габариты, т.е. наличие большого центрального отверстия.
В шестой главе исследуются возможности новых применений простейших зубчатых ЗСТК со структурным числом л12.4.
Объектом усовершенствования стала, в частности, объемная гидромашина с планетарным рабочим механизмом (рис.4.1а, структурная формула КРР2: ww). В главе рассмотрены условия глобального и мгновенного параметрического вырождения зубчатых ЗСТК. Условия параметрического вырождения конкретной четырехзвенной системы:
Z1ЦZ2 = Z3+Z4; Z1ЦZ4 = Z3+Z2; ,
Наглядное представление о движениях звеньев такого механизма дает изучение кинематики заменяющего его шарнирного параллелограмма, в частности, ромба - рис.6.1. Причина, по которой этот механизм пока не нашел применения, состоит в наличии мертвых положений сателлитов.
Рис.6.1. Планетарная система с двумя плавающими сателлитами
и ее шарнирная модель
Анализируя варианты соединения данной планетарной системы со схемами простых рычажных механизмов в различных сочетаниях, получили несколько технических решений, направленных на устранение мертвых положений (рис. 6.2 - 6.4
Рис.6.2. Дублирование СДПС механизмом, Рис.6.3. Блокировка двух СДПС,
расположенным внутри ротора ЗИ 2010117961 работающих в противофазах
П.м. 108507, ЗИ 2010138757, П.м. 104645, ЗИ 2011117661
Рис. 6.4. Гидромашины с шатуном
После внесения предлагаемых усовершенствований гидромашины с планетарным рабочим механизмом будут успешно работать в качестве насосов для жидкостей и газов или двигателей. Их достоинства: большой полезный объем, малая чувствительность к засорению среды абразивом, технологичность.
Другая практическая задача, решенная на базе простейшего структурного числа л12.4, заключалась в разработке редуктора для скважин (рис.6.5).
Рис. 6.5. Многорядная планетарная передача РФ 2424458 (WO 2011046447)
Основная идея состояла в том, чтобы использовать несколько редукторных секций, установленных соосно, но работающих параллельно. Такая работа секций может быть обеспечена за счет диссипативных связей (т.е. трения.). В одном из вариантов редуктора использована фрикционная планетарная передача с самонатяжением. Фрикционные секции, уступая зубчатой передаче каждая в отдельности, будучи соединены в блок, превосходят по нагрузочной способности существующие зубчатые редукторы. Во втором варианте редуктора для скважин применена зубчато-фрикционная многорядная планетарная передача (рис.6.5). В этой передаче венцы 5 эпициклического колеса установлены на разрезных конических кольцах 6. Пакет венцов и колец сжат осевой силой. В результате, венцы, независимо от длины пакета, самоустанавливаются в нужном угловом положении, компенсируя неточности изготовления и деформации под нагрузкой. Такой редуктор многократно превосходит известные аналоги по крутящему моменту.
Седьмая глава посвящена практическому применению новых механизмов в узлах конкретных машин. В частности, разработаны: конструкция генератора негармонических колебаний ситового сепаратора зерна, в которой использован зубчатый эксцентриковый подшипник; бесшатунный механизм, предназначенный для поршневых машин (РФ 2345259); двухскоростное приводное устройство (П.м. 108540) для запорно-регулирующей трубопроводной арматуры на базе патента РФ 2423634; механизм натяжения гусеницы с электроприводом (ЗИ 2011114666), содержащий безводильную передачу типа (WO 9205372, G. Wagner) или одну из новых передач: П.м. 105387, П.м. 108525, ЗИ 2011114671 - см. гл.5.
ОСНОВНЫЕ ВЫВОДЫ ПО РАБОТЕ
В результате выполнения настоящей диссертационной работы, посвященной разработке теории и практики структурно-параметрического синтеза механизмов на базе замкнутых систем тел качения, получены следующие основные результаты.
1. Выполнено объединение множества видов планетарных передач, подшипников и других механизмов, состоящих исключительно или преимущественно из гладких или зубчатых тел качения, в особый класс механических систем - замкнутых систем тел качения (ЗСТК), обладающих общими структурными свойствами. Указанное объединение позволяет с общих методологических позиций решать задачи анализа известных и синтеза новых механизмов, имеющих улучшенные технические и технико-экономические характеристики.
2. Исследованы общие структурные свойства и сформулированы основные условия существования ЗСТК: а) наиболее общее свойство ЗСТК - структурное условие кинематической совместимости ее элементов; б) параметрические условия геометро-кинематической совместимости элементов, в частности, условия сборки для зубчатых тел качения; в) условия замкнутости кинематических пар, различные для зубчатых и фрикционных ЗСТК, которые в частном случае сводятся к обеспечению геометрической неизменяемости системы в целом.
3. Предложен единый принцип формализации, составляющий теоретическую основу систематики и структурного синтеза зубчатых и фрикционных ЗСТК, согласно которому системообразующими элементами ЗСТК являются охватывающие (кольца) и охватываемые (ролики) поверхности звеньев, связанные между собой центроидными кинематическими парами либо жесткими связями, соединяющими два разноименных элемента в одно звено. Данный принцип формализации распространен и на системы, дополненные рычажными звеньями.
4. Разработана формальная модель, отображающая информацию о структуре ЗСТК в виде структурной формулы, представляющей собой прямоугольную матрицу связей, расписанную в строку, а также в виде структурного числа, содержащего сведения только о составе элементов БЦС и разрешенных связях между ними. Описание схем ЗСТК существенно упрощается при наличии их структурной симметрии, особенно, симметрии вращения n-го порядка.
5. На основании разработанного метода формализованного структурного описания выполнена систематизация многообразия известных схем ЗСТК. Разработан общий алгоритм структурного синтеза механизмов, использующий методы комбинаторики и разработанные критерии оценки существования ЗСТК, включающий этапы генерации их структурных чисел и структурных формул.
6. Поиск структурных схем бессепараторных концентрических и эксцентриковых подшипников с гладкими телами качения показал, что большая часть структурно-симметричных схем сложности до 5-6 элементов уже известна. Используя эвристические гипотезы и устанавливая дополнительные поисковые ограничения, среди более сложных структур удалось выявить новые схемы, имеющие компоновочные и технологические преимущества.
7. Систематизация схем планетарных фрикционных передач с самонатяжением в плоском контуре и применение разработанного геометрического критерия их долговечности позволили выявить лучшие схемы среди известных и предложить ряд новых схем, обладающих полезными свойствами. Конструкторские разработки, проведенные на базе этих схем, привели к созданию высокомоментного фрикционного редуктора для скважинного оборудования и его зубчато-фрикционного аналога.
8. Выполнено комплексное исследование в малоизученной области зубчатых эксцентриковых подшипников (ЗЭП): синтезирован массив простейших структур зубчатых ЗСТК; разработан ряд новых конструкций зубчатых эксцентриковых подшипников; решена принципиальная задача геометрического расчета ЗЭП (по условиям сборки) и разработана соответствующая методика инженерного расчёта; сформулирована теорема о полюсе заменяющего механизма ЗЭП; найден эффективный способ модификации закона движения ведомого звена рычажного механизма по принципу сложения двух гармоник.
9. Синтезирован ряд схем безводильных планетарных передач с двумя слоями сателлитов, а также зубчато-фрикционная передача. Они компактны, имеют высокую нагрузочную способность и большое передаточное число (15-300). Другие новые безводильные передачи - с двухзвенными сателлитами, отличаются улучшенной технологичностью. Передача со структурным числом л124.24, максимально проста в изготовлении, имеет повышенную нагрузочную способность (за счет большого числа сателлитов), обеспечивает передаточные числа пределах 3 - 6 и КПД порядка 0,7 - 0,9.
10. Получен и запатентован ряд работоспособных схем рабочих механизмов гидромашин, построенных на базе планетарной системы л12.4 с двумя плавающими сателлитами. Достоинствами таких гидромашин являются большой полезный объем и отсутствие нагруженных кинематических пар скольжения. Ранее подобные механизмы не находили применения из-за трудностей преодоления сателлитами мертвых положений.
12. Результаты исследований используются рядом организаций:
- фрикционные передачи применены в приводах пневмоинструмента. Испытания их опытных образцов на ряде машиностроительных предприятий г. Кургана показали хорошие результаты;
- устройство модификации закона движения ведомого звена рычажного механизма по принципу сложения двух гармоник, содержащее ЗЭП, принято к использованию в конструкции ситового сепаратора зерна (КСХА);
- на базе предложенных безводильных планетарных передач разработаны двухскоростное приводное устройство для трубопроводной арматуры (Курганспецарматура) и редуктор привода механизма натяжения гусеницы (СКБМ);
- права на использование многорядной планетарной зубчато-фрикционной передачи приобрела норвежская нефтяная компания СтатойГидро АСА. Начато международное патентование изобретения;
- развитые в работе теоретические представления о структуре механизмов используются в учебных курсах ТММ и Прикладная механика, читаемых в Курганском государственном университете.
Основные положения диссертации отражены в публикациях:
1. Волков Г.Ю., Крохмаль H.Н. Закономерности строения фрикционных механизмов, представляющих собой замкнутую систему тел качения // Известия ВУЗов. - 1992. - №10-12. - С. 52-57.
2. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. Модификация закона движения ползуна кривошипно-ползунного механизма за счёт применения зубчатого эксцентрикового подшипника // Вестник машиностроения. - 2008. - № 5.-С. 6-8.
3. Волков Г.Ю., Э.В. Ратманов, Курасов Д.А. Условие сборки зубчатого эксцентрикового подшипника // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2008. - № 8. - С. 3-4.
4. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. Рациональное конструирование ЗЭП с учётом требований их изготовления и сборки // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2009. - № 11. - С. 45-51.
5. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. Силовой расчёт зубчатых эксцентриковых подшипников в кривошипно-ползунном механизме // Справочник. Инженерный журнал. - 2010. - № 2. - С. 19-25.
6. ВолковаГ.Ю., РатмановаЭ.В., КурасоваД.А., КолмаковаС.В. Условия сборки планетарной передачи с двумя слоями сателлитов // Сборка в машиностроении, приборостроении. - 2010. - № 10. - С. 22-26.
7. ВолковаГ.Ю., РатмановаЭ.В., КурасоваД.А., КолмаковаС.В. Технические возможности безводильной планетарной передачи с двумя слоями сателлитов // Вестник машиностроения. - 2010. - № 12. - С. 10-12.
8. Волков Г.Ю. Структурные особенности и принципы систематики замкнутых систем тел качения // Справочник. Инженерный журнал. - 2010. - № 10. - С. 50-56.
9. Волков Г.Ю. Формализованное отображение и систематика структур плоских многозвенных зубчатых и фрикционных механизмов // Вестник машиностроения. - 2011. - № 1. - С. 20-23.
10. ВолковаГ.Ю. Анализ симметричных структурных схем бессепараторных подшипников качения Справочник. Инженерный журнал. - 2011. - № 3. - С.14-19.
11. А. с. 1237833 СССР, МКИ F 16 H 21/18. Эксцентриковый подшипниковый механизм / Г. Ю. Волков, А. Ф. Мухин (СССР). - № 3838392/25-28 ; заявл. 03.01.85 ; опубл. 15.06.86, Бюл. № 22. - 3 с.
12. А. с. 1581896 СССР, МКИ F 16 С 19/20. Подшипник качения / Г. Ю. Волков, Н. Н. Крохмаль, А. В. Бородин (СССР). - № 4290776/31-27 ; заявл. 27.07.87 ; опубл. 30.07.90, Бюл. № 28. - 3 с.
13. А. с. 1626024 СССР, МПК F 16 H 13/06. Фрикционная планетарная передача / Г. Ю. Волков, Н. Н. Крохмаль и др. (СССР). - № 4647340 ; заявл. 07.02.89 ; опубл. 07.02.91, Бюл. № 5. - 3 с.
14. А. с. 1770646 СССР, МПК F 16 H 13/06. Фрикционная планетарная передача / Г. Ю. Волков, Н. Н. Крохмаль (СССР). - № 4861976 ; заявл. 23.08.90 ; опубл. 23.10.92, Бюл. № 39. - 5 с.
15. Пат. 2315212 РФ, МПК F 16 С 27/00. Эксцентриковый подшипник качения / Волков Г. Ю., Курасов Д. А. - № 2006122189/11 ; заявл. 21.06.06 ; опубл. 20.01.08., Бюл. № 2.- 9 с.
16. Пат. 2331000 РФ, МПК F 16 С 19/22. Бессепараторный роликовый подшипник качения / Волков Г. Ю., Курасов Д. А. - № 2006145161/11 ; заявл. 18.12.06 ; опубл. 10.08.08., Бюл. № 12. - 9 с.
17. Пат. 2352839 РФ, МПК F 16 H 21/16. Эксцентриковый механизм для преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное или колебательное / Волков Г.Ю., Курасов Д.А. - № 2007127129/11; заявл. 16.07.07; опубл. 20.04.09., Бюл. № 11. - 20 с.
18. Пат. 2423634 РФ, МПК F 16 H 1/36. Безводильная планетарная передача / Волков Г. Ю. - № 2010116770/11 ; заявл.27.04.2010 ; опубл. 10.07.2011, Бюл. №19.- 18с.
19. Волков Г.Ю., Крохмаль Н.Н. Элементы структурного синтеза замкнутых механических систем тел качения // Науч.-техн. конф. Молодые ученые Курганского машиностроительного института - научно-техническому прогрессу: Тез. Докл. - Курган: КМИ, 1988. - С. 8-9.
20. Волков Г.Ю. Варьирование аспектов структурирования в задачах синтеза механизмов. // В сб. Теория механизмов, прочность машин и аппаратов. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 1997. - С. 32-41.
21. Волков Г.Ю. О видах кинематических пар однократного соприкосновения. // В сб. Теория механизмов, прочность машин и аппаратов. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 1997. - С. 41-49.
22. Волков Г.Ю. О построении универсального языка описания механизмов. // В сб. Теория механизмов, прочность машин и аппаратов. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 1997. - С. 49-58.
23. Крохмаль Н.Н., Волков Г.Ю. Анализ схем высокоскоростных механических передач / Труды международной конференции Теория и практика зубчатых передач. - Ижевск: Изд-во ИжГТУ, 1998. - С. 236-239.
24. Волков Г.Ю. О синтезе механизмов из точечных структурных элементов. // В сб. Проблемы исследования, проектирования и изготовления передаточных механизмов. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 2000. - С. 21-30.
25. Волков Г.Ю. Иерархия структурных признаков в систематике плоских механизмов// Вестник УМОРАТ. Вып. 5: Сб. науч. Тр. - Тюмень: ТюмГНГУ, 2005. - С. 94-97.
26. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. Технические возможности механизмов на базе зубчатых эксцентриковых подшипников (ЗЭП) // Машиноведение и детали машин: Тр. всероссийской научно-технической конференции, проводимой с участием зарубежных представителей. - М.: МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2008. - С. 224-226.
27. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. Новые механизмы на базе замкнутых систем зубчатых тел качения // Теория и практика зубчатых передач и редукторостроения: Сб. докладов научно-технической конференции с международным участием. - Ижевск: ИжГТУ, 2008. - С. 282-287.
28. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. О нагрузочной способности центроидных пар, сочетающих зубчатые венцы с опорными дорожками качения // Вестник Курганского государственного университета. Серия Технические науки. Вып. 3. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 2007. - С. 6-7.
29. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. Кинематические возможности механизмов, построенных на базе зубчатых эксцентриковых подшипников (ЗЭП) // Вестник Курганского государственного университета. Серия Технические науки. Вып. 4. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 2008. - С. 5-8.
30. Волков Г.Ю., Курасов Д.А. Структурный синтез простейших замкнутых систем тел качения // Вестник Курганского государственного университета. Серия Технические науки. Вып. 5. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 2010. - С. 7-9.
31. Волков Г.Ю., Смирнов В.В. Параметрические соотношения в планетарных механизмах для гидрообъемных машин // Вестник Курганского государственного университета. Серия Технические науки. Вып. 5. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 2010. - C. 3-4.
32. Волков Г.Ю., Смирнов В.В. Зубчатые механизмы, обладающие аномальной подвижностью // Вестник Курганского государственного университета. Серия Технические науки. Вып. 6. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 2011. - С. 5-7.
33. Набоков В.К.,Волков Г.Ю.,Колмаков С.В. Механизм натяжения гусеницы, построенный на база безводильной планетарной передачи // Вестник Курганского государственного университета. Серия Технические науки. Вып. 6. - Курган: Изд.-во Курганского гос. ун-та, 2011. - C. 8-10.
34. Волков Г.Ю. Структура и метрика механизмов: Учебное пособие.- Курган: Изд-во КГУ, 1998. - 35с.
35. Волков Г.Ю. Методология проектирования и основы инженерного творчества: Учебное пособие. - Курган: Изд-во КГУ, 2007. - 61с.
36. Пат. 104645 РФ, МПК F 04 B 19/20;F 04 C 2/08. Шестеренная гидромашина / Волков Г.Ю., Смирнов В.В. № 2010144722/06; заявл.01.11.2010; опубл. 20.05.2011, Бюл. № 14. - 2 с.
37. Пат. 108540 РФ, МПК F 16 К 31/53. Двухскоростное приводное устройство/ Волков Г.Ю. № 2011108149/06; заявл.02.03.2011; опубл. 20.09.2011, Бюл. № 26. -2 с.
38. Заявка 2011046447 а WO МПК F16H1/28; F16H1/48 Multiple-row epicyclic gear / Volkov Gleb Yurievich [RU]; Ratmanov Eduard Vladimirovich [RU]; заявитель и патентообладатель STATOIL AS [NO]. - WO2010NO00362;а заявл. 14.10.2010; опубл. 21-04-2011.
А также А.с. СССР: 1370350, 1432297, 1477967, 1610156, 1719749, 1733770;
патенты РФ на изобретения: 2341697, 2341698, 2345255, 2345256, 2345259, 2365799, 2424458, 2433326;
полезные модели РФ: 59174, 63476, 69178, 73045, 105387, 108507, 108525.
Авторефераты по всем темам >>
Авторефераты по разное