CC BY
17
V. Выводы и заключение
Анализ полученных результатов позволяет сделать выводы, определяющие рекомендации по конструированию гибких колес ВЗП.
1. На напряжения в гибком колесе наиболее существенное влияние из его размеров оказывает толщина 5 j гибкого колеса под зубчатым венцом.
2. В передаче с принятыми параметрами (d = 80 мм; L = 80 мм; b = 16 мм) при нагрузке до 30 Нм предпочтительно принимать минимальные значения толщины 5 1, а при нагрузке более 30Нм предпочтительно принимать наибольшие возможные значения толщины 5 1 (см. табл. 1).
Список литературы
1. Абакумов А. Н. Стенд для испытаний гибких колес волновых зубчатых передач на усталость. М., 1979. 1 с. Деп. в НИИМАШ 1979. № 7-79.
2. Абакумов А. Н., Цейтлин Н. И. Исследование влияния геометрических параметров гибких зубчатых колес на их долговечность в ненагруженной волновой передаче // Известия ВУЗов. Машиностроение. 1980. № 11. С. 74-77.
3. Абакумов А. Н., Цейтлин Н. И. Влияние геометрических параметров гибких зубчатых колес и передаваемой ими нагрузки на их долговечность // Вестник машиностроения. 1982. № 8. С. 50-53.
4. Завьялов В. М. Работоспособность волновых зубчатых передач с точки зрения напряжений в гибком колесе этой передачи // Вестник МГСУ. 2010. № 4. С. 279-284.
5. Flavius A. Ardelean. 3D modeling of the harmonic drive using "CATIA". Annals of the Oradea University. Fa s-cicle of Management and Technological Engineering. 2007. Vol. VI(XVI). P. 882-885.
6. Люминарский И. Е., Люминарский С. Е. Теоретические исследования влияния различных параметров на предельный момент волновой зубчатой передачи // Известия высших учебных заведений. Машиностроение. 2016. № 9. C. 3-9.
7. Иванов М.Н. О напряжениях в зубчатом венце гибкого колеса волновой передачи // Известия вузов. Машиностроение. 1974. № 5. C. 180-183.
8. Шувалов С. А., Полетучий А. И. Предельный крутящий момент, передаваемый волновой зубчатой передачей. Вестник машиностроения. 1976. № 11. C. 16-19.
9. Полетучий А. И., Стеценко Я. А. Оптимизация параметров волновой зубчатой передачи по предельному вращающему моменту // Открытые информационные и компьютерные интегрированные технологии: c6. науч. трудов. 2007. № 37. C. 73-79.
УДК 621.01
АНАЛОГ КРЕЙЦКОПФНОГО ПРИВОДА ПОРШНЕВЫХ МАШИН ANALOGUE CROSSHEAD DRIVE OF RECIPROCATING MASHINES
П. Д. Балакин, В. Н. Бельков, И. П. Згонник
Омский государственный технический университет, г. Омск, Россия
P. D. Balakin, V. N. Bel'kov, I. P. Zgonnik
Omsk State Technical University, Omsk, Russia
Аннотация. Показана принципиальная возможность создания аналога крейцкопфного привода поршневых машин, основным достоинством которого является отсутствие реакции в ресурсоопределя-ющей поступательной паре. Для решения поставленной задачи использовано фундаментальное положение механики о сложении движений твердого тела и доказано, что при сложении двух встречных одинаковых по модулю вращений вокруг параллельных осей получим итоговое поступательное движение, которое можно использовать в прикладном плане для изменения объема рабочей полости энергетической машины. В предлагаемом механическом приводе создаются условия ликвидации боковой реакции в ре-сурсоопределяющей поступательной паре.
Ключевые слова: крейцкопфный привод, минимизация боковой реакции, сложение движений твердого тела.
DOI: 10.25206/2310-9793-2018-6-1-7-10
I. Введение
Механические системы многих энергетических машин построены на основе кривошипно-ползунной схемы, в которой вращательное движение преобразуется в поступательное и наоборот [1-4]. Основным недостатком таких механизмов является неустранимая боковая реакция в поступательной паре. Реакция формируется основным силовым потоком, силами веса звеньев, инерционным нагружением звеньев в движении.
Модуль и характер боковой реакции формируют переменную силу и мощность трения в паре и, как следствие, неравномерный износ активных поверхностей и потерю ими исходной геометрии, а также перекладку зазора в паре с возможной генерацией в зазоре ударного процесса. Эти явления отрицательно сказываются на работоспособности подвижного соединения и ресурса механической системы энергетической машины в целом.
II. Постановка задачи
Поставим и решим задачу разработки схемного решения механизма преобразования движения энергетической машины с минимизацией боковой реакции в поступательной паре.
III. Теория
Известно множество схемных решений механизмов преобразования движения вращательного в поступательное и наоборот [5-6]. Заслуживает внимание успешно реализованная крейцкопфная схема, в которой поступательная пара разнесена на две, при этом крейцкопфная составляющая воспринимает боковую реакцию, но конструктивно оформлена вне зоны рабочего процесса, хорошо охлаждается и обильно принудительно смазывается, а поршневая группа связана с крейцкопфом коротким промежуточным звеном, все точки которого совершают прямолинейное движение с осью, совпадающей с осью рабочего цилиндра, тем самым боковая реакция в поршневой группе исключается. Очевидно, что крейцкопфная схема при ее технической реализации является более сложной и габаритной при сравнении с традиционной кривошипно-ползунной.
Предполагается аналог крейцкопфного привода поршневых машин, кинематическая схема которого обеспечивает преобразование входного вращательного движения водила 3 в прямолинейное движение точки В сателлита 2, а точка В посредством звена 5 передает прямолинейное движение поршню 6 (рис. 1).
Рис. 1. Схема привода: 1, 6 - стойка; 2, 4 - сателлиты; 3 - водило; 5 - промежуточное звено; 6 - ползун
Как следует из рис. 1, схема содержит стойку 1, исполненную как зубчатое колесо с внутренними зубьями, в зацеплении с которыми находятся разновеликие сателлиты, базирующиеся на водиле 3, кинематический радиус г сателлита 2 равен половине кинематического радиуса Я зубчатого колеса с внутренними зубьями. Второй сателлит 4 имеет меньший размер и выполняет роль противовеса, он создает симметрию сил в зацеплении. На окружности сателлита с кинематическим радиусом г распложен центр кинематической пары В. Схема по рис. 1 плоская, но элементы схемы и, следовательно, траектории точек подвижных звеньев расположены в параллельных плоскостях [7-8].
Преобразование вращательного движения водила 3 в поступательное движение ползуна 6 и наоборот происходит с использованием свойства этой схемы, заключающейся в том, что при обкатывании сателлита по эпициклу с таким соотношением кинематических размеров, центр кривошипной пары В промежуточного звена 5, установленный на кинематическом радиусе г двигается по гипоциклоиде, которая вырождается в диаметрально расположенную прямую линию, траекторию задающей точки В, тем самым боковая реакция в поступательной паре С отсутствует.
Кинематическая модель предлагаемого механического привода основана на реализации фундаментального положения механики, состоящего в том, что при сложении двух вращений твердого тела с равными, но антинаправленными угловыми скоростями вокруг параллельно расположенных осей, получаем мгновенное поступательное движение.
Рис. 2. К составлению кинематической модели механического привода
В нашем случае при обкатке внутренним образом окружности с радиусом г по окружности с радиусом Я=2г точка В образует гипоциклоиду, которая в общем случае в принятой системе координат (рис. 2) описывается уравнением в параметрической форме:
При R=2r получим:
R - r
хВ = (R - r) sinp - r sin(-)p,
r
R-r
yB = (R - r) cos p + r cos(-)p.
r
хв = 0,
y, = R cos p.
Аналогичный результат может быть получен из векторной формы записи кинематической модели:
rB = R + a.
(1)
(2)
(3)
Спроецируем (3) на оси х и у, получим:
= (4)
ув = R cos р.
Скорость движения задающей точки В получим дифференцированием (4) по времени:
y„ = -R sin р— = -Ra sin р. (5)
^ dt 3
IV. Обсуждение результатов
Показана принципиальная возможность создания аналога крейцкопфного привода поршневых машин, основным достоинством которого является отсутствие ресурсоопределяющей реакции в поступательной паре.
V. Выводы и заключение
На основе реализации фундаментального положения механики о сложении движений твердого тела доказано, что при сложении двух встречных одинаковых по модулю вращений вокруг параллельных осей получим итоговое поступательное движение, которое можно использовать в прикладном плане для изменения объема рабочей полости энергетической машины, причем в предлагаемом механическом приводе создаются условия ликвидации боковой реакции в ресурсоопределяющей поступательной паре.
Список литературы
1. Гаппоев Т.Т., Голобоков М. Г. Структурный анализ и классификация устройства преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное и наоборот // Известия ГГАУ. 2013. № 502. С. 186-189.
2. Пат. 2471099 Российская Федерация, МПК F 16 H 19/02; F 16 H 21/16. Устройство преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное и наоборот / Гаппоев Т. Т., Голобоков М. Г. № 2010123163/11; заявл. 07.06.2010; опубл. 27.12.2012, Бюл. № 36.
3. Пат. 2499934 Российская Федерация, МПК F 16 H 19/02; F 16 H 21/16. Устройство преобразования вращательного движения в возвратно-поступательное и наоборот / Гаппоев Т. Т., Голобоков М. Г. № 2012102949/11; заявл. 27.01.12; опубл. 27.11.13, Бюл. № 33.
4. Pat. 8,746,094 B2 US, Int. Cl. F 16 H 21/18. Device for converting rotational movement into translational movement / Stephare Lestienne, Gabriel Ridolfi; Valeo Systemes de Controle Moteur. № 13/517,194; filed 22.12.2010. № W02011/076902; pub. 30.06.2011.
5. Кожевников С. Н., Есипенко Я. И., Раскин Я. М. Механизмы. Справочник. Изд-е 4-е, перераб. и доп. / под ред. С. Н. Кожевникова. М.: «Машиностроение», 1976. 784 с.
6. Артоболевский И. И. Механизмы в современной технике. Т. 4. М. : Наука. 1975. 447 с.
7. Кожевников С. Н. Основания структурного синтеза механизмов. Киев: Наук. думка, 1979. 232 с.
8. Балакин П. Д. Элементы теории реальных механических систем: монография. ОмГТУ: Изд-во ОмГТУ, 2016. 272 с.
УДК 621.01
РАЦИОНАЛЬНЫЕ СХЕМЫ УРАВНОВЕШИВАНИЯ МЕХАНИЗМОВ ОБЩЕГО ВИДА RATIONAL SCHEMES FOR BALANCING MECHANISMS OF A GENERAL TYPE
П. Д. Балакин, О. С. Дюндик
Омский государственный технический университет, г. Омск, Россия
Р. D. Balakin, O. S. Dyundik
Omsk State Technical University, Omsk, Russia
Аннотация. Мировой тенденцией современного машиностроения является повышение удельной мощности создаваемых машин, что выражается в увеличении скорости протекания в них рабочих процессов; при этом инерционное нагружение звеньев и связей механических систем машин возрастает и становится сравнимым с уровнем основного силового потока, трансформируемого механической систе-
