CC BY
61
геометрическое замыкание ее кинематических пар. В результате все зацепления сохраняются при любом расположении звеньев системы.
Рис. 5. Параметрическое вырождение четырехзвенной
системы
Центры всех звеньев рассматриваемой системы (рис. 5) располагаются в вершинах параллелограмма со
сторонами:
_ (Z3 + Z„)m . 0304 _ 2 ;
(Z, -Z2)m , " 2 '
(Z2 + Z3)m " 2
параллелограмме выполняется соотношение: Z1 - Z2 = Z3
+ Z4;
Z1 - Z4 = Z3 + Z2'
В процессе движения звеньев «центровой» параллелограмм в «особом» положении преобразуется в линию О1, О'2, О'3, О'4. Это положение системы удобно использовать для вывода еще одного геометрического условия ее существования - условия сборки [5].
Соединим зубчатые колеса механизма замкнутой «цепью», «надетой» на зубья, как показано на рис. 6. В «особом» положении механизма длины участков цепи, лежащих на зубчатых колесах, равны половинам длин делительных окружностей соответствующих зубчатых колес, таким образом:
ж • Z, • m ж • Z 2
2
2
ж • Z, • m ж • • m - + -
2
2
_ С • ж • m
Z, + Z2 + Z3 + Z4 2
_ C
Длина «цепи» кратна целому числу ее «шагов», поэтому С - целое число.
В случае, когда шестерни 2 и 4 имеют одинаковые числа зубьев (24=22), «центровой» параллелограмм становится ромбом, а условие сборки приобретает «тради-
ционный» [5] вид:
Z, + Z3
_ С (где число сателлитов к = 2).
040i _(Zj Z")m, где m - модуль зубьев. В
Рис. 6. Расчетная схема условия сборки
Такая вырожденная система используется в гидромашине, известной по патенту [3].
Заключение
В результате выполненного анализа установлено, что системы трех круглых зубчатых колес, имеющих по одному зубчатому венцу, при соответствующих параметрах могут иметь мгновенную (локальную) подвижность звеньев (рис. 2). Системы трех круглых зубчатых звеньев, по меньшей мере, два из которых имеют по два зубчатых венца, могут давать параметрические вырождения, приводящие к глобальной аномальной подвижности (рис. 3). Че-тырехзвенная система, содержащая колесо с внутренними зубьями и три колеса с внешними зубьями, обладает глобальной аномальной подвижностью при условии расположения (в начальном положении) центров всех четырех колес на одной линии (рис. 5).
Упорядочение представлений о структуре зубчатых центроидных механизмов с аномальной подвижностью позволило авторам разработать ряд новых схем механизмов гидрообъемных машин [6; 7; 8]. Эти механизмы технологичны и обладают большим полезным объемом. Они могут использоваться в качестве насосов для жидкостей, обладающих смазочными свойствами, вакуумных насосов, компрессоров.
Список литературы
1. Traut E. Cageless bearings technology, the standard for the 1980S.
E. Traut. Sample Journal, V 17, № 2.
2. Патент RU 2340814 F16H1/36 / Л.Т. Дворников, А.В. Шурыгин,
К.С. Чернявский, 2008.
3. Патент GB1158638 F01C1/12 / J.A. Halliwell, D.E. Turnbull, A. G. Read,
1969.
4. Снитко Н.К. Строительная механика.-М.:Высшая школа, 1980. - 488 с.
5. Кудрявцев В.Н. Планетарные передачи.-2-е изд. - Л.: Машинострое-
ние, 1966. - 308 с.
6. Патент на полезную модель RU 104645 F04B19/20 /Г.Ю. Волков,
В.В. Смирнов, 2011.
7. Заявка на изобретение №2010138757 РФ, МПК F04B19/20 /
Г.Ю. Волков, В.В. Смирнов, 2010.
8. Заявка на изобретение №2010117961 РФ, МПК F04C2/08 /
Г.Ю. Волков, В.В. Смирнов, 2010.
УДК 629.1
В.К. Набоков, Г.Ю. Волков, С.В. Колмаков Курганский государственный университет
МЕХАНИЗМ НАТЯЖЕНИЯ ГУСЕНИЦЫ, ПОСТРОЕННЫЙ НА БАЗЕ БЕЗВОДИЛЬНОЙ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Аннотация. Статья содержит анализ конструкций механизмов натяжения гусеницы (МНГ) и описание конструкции, предлагаемой авторами. Главное отличие нового механизма состоит в использовании безводильной планетарной передачи.
Ключевые слова: механизм натяжения гусеницы, безводильная планетарная передача, датчик момента.
к
0i02
О2 о3
m
V.K. Nabokov, G.Y. Volkov, S.V. Kolmakov Kurgan State University
TRACK TIGHTENING DEVICE, BUILT ON PLANETARY GEAR
Annotation. The article contains an analysis of structural mechanisms of track tightening device and the description of the design proposed by the authors. The main difference of the new mechanism is the usage of planetary gear.
Key words: track tightening device, planetary gear, torque sensor.
Введение
Одно из основных направлений улучшения качества гусеничной техники - повышение показателей подвижности, прежде всего, динамических качеств машин. Важные эксплуатационные качества, том числе высокая подвижность, запас хода, проходимость, поворотливость, достигаются оптимальной конструкцией ходовой части гусеничной машины. Повышение характеристик систем подрессоривания невозможно без совершенствования механизма натяжения гусеницы (МНГ) [1].
1. Анализ конструкций существующих МНГ
Существуют различные типы МНГ: кривошипные (в том числе, ручной, электрический, гидравлический) и винтовые.
Устройства с механическим приводом, предназначенные для регулирования натяжения гусениц, выполняются двух типов:
1. Винтовые — с поступательным перемещением оси направ-ляющего колеса;
2. Кривошипные — с перемещением оси направляющего колеса по дуге окружности. При этом поворот кривошипа может осуществляться с помощью червячной пары или винтовой стяжки [2].
Известна конструкция механизма натяжения гусениц БМП-1 [3]. Этот механизм выполнен в виде червячного редуктора с муфтой блокировки кривошипа с натяжным колесом. Он имеет ручной привод. Достоинствами МНГ БМП-1 являются простота конструкции и надёжность работы. Недостатками МНГ являются относительно большие трудоёмкость и длительность ручной регулировки натяжения гусениц, что создаёт затруднения в эксплуатации машин, в особенности военного назначения.
На некоторых машинах [4] применяется гидравлический МНГ. Особенностью конструкции этого МНГ является наличие в его составе исполнительного гидроцилиндра, размещенного внутри корпуса машины и связанного с кривошипом натяжного колеса рычажным устройством. Управление работой гидроцилиндра осуществляется посредством гидропривода, включающего насос высокого давления, трубопроводную и регулирующую арматуру и датчики обеспечения функционирования гидравлической системы натяжения. Недостатком гидравлического МНГ является относительная сложность конструкции и пониженная надёжность работы, связанная с ограниченным ресурсом уплотнений высоконапорной гидравлики. Другим недостатком гидравлического МНГ является использование полезного объёма внутри корпуса машины для размещения МНГ с элементами привода. Отсутствие в конструкции гидравлического МНГ ручного дублера делает невозможным быстрое восстановление работоспособности ходовой части машины в случае выхода гидравлики из строя.
Наиболее близка к предлагаемой нами конструкция механизма натяжения гусениц с электроприводом бронированной ремонтно-эвакуационной машины БРЭМ-Л [5]. МНГ БРЭМ-Л выполнен в виде электродвигателя, понижающего планетарно-винтового редуктора, гидравлического датчика индикации натяжения и ручного дублера натяжения гусеницы. Эта конструкция лишена отмеченных недостатков МНГ БМП-1 и надежна в эксплуатации. Возможность дистанционного регулирования натяжения гусениц с пульта водителя позволяет снизить трудоёмкость и уменьшить время выполнения работ по регулировке натяжения гусениц.
Некоторые недостатки МНГ БРЭМ-Л: относительно большой вес комплекта МНГ; необходимость использования для размещения МНГ полезного объема зоны обитания внутри корпуса машины; неудобство пользования ручным дублером МНГ при выполнении регулировочных работ, обусловленное ограниченным доступом к нему внутри корпуса машины.
2. Описание предлагаемой конструкции
Для устранения указанных выше недостатков механизмов натяжения гусеницы авторами статьи предложена конструкция МНГ с электроприводом, включающая безводильную планетарную передачу (рис. 1), известную по патенту [6]. Эта передача содержит три центральных зубчатых колеса и взаимодействующие с ними сателлиты. Одно из центральных колёс является ведущим, другое - ведомым, а третье опорным, т. е. связано с корпусом передачи. Ведомое и опорное колеса выполнены с наружными зубьями, причем ведомое колесо расположено между двух венцов опорного колеса. Зубчатые венцы сателлитов, предназначенные для взаимодействия с ведомым и опорным колесами, в общем случае имеют разное число зубьев. Ведущее центральное колесо имеет внутренние зубья, которые находятся в зацеплении с центральными венцами сателлитов, а также внешние зубья, взаимодействующие с зубчатым ремнем. Сама по себе данная конструкция [6] (рис. 1) не обеспечивает выполнения функций МНГ.
Рис. 1. Безводильная планетарная передача [6]
Конструкция МНГ [7], предлагаемая авторами, представлена на рис. 2 и 3. В корпусе 1 МНГ размещён без-водильный планетарный редуктор, включающий эпициклическое колесо 2, связанное с ведущей шестерней 3, вал которой посредством муфты 4 соединён с валом электродвигателя 5. Плавающие сателлиты 6 образуют зацепления с эпициклическим колесом 2, с опорными колёсами 7 и 8, установленными неподвижно на корпусе 1, а также с ведомым колесом 9, жестко закреплённом на оси кривошипа 10 натяжного колеса гусеницы. Число зубьев одинаковое для опорных колес 7 и 8 отли-
8
ВЕСТНИК КГУ, 2011. №1
чается от числа зубьев ведомого колеса 9, например, на один зуб, что позволяет получить необходимое (достаточно большое) передаточное отношение редуктора при одинаковых числах зубьев всех венцов сателлитов 6.
19 перемещается с полумуфтой 16, при этом подвижный контакт концевого выключателя 20 инициирует световой сигнал на пульте водителя «Блокировка выкл.». После этого включается электродвигатель 5. Движение через муфту 4 передается на ведущую шестерню и далее на эпициклическое колесо 2. Плавающие сателлиты 6, находящиеся в зацеплении с колесом 2, перекатываются по опорным колёсам 7, 8 и колесу 9. при этом кривошип 10, освобождённый от блокировки на корпусе 1 МНГ, поворачивается в нужном направлении. Управление с пульта водителя реверсивным электродвигателем 5 обеспечивает режимы натяжения или ослабления гусеницы. При натяжении гусеницы электродвигатель 5 под действием реактивного момента поворачивается со ступицей 11 в корпусе 1, при этом пружина 14, закрепленная между неподвижной 15 и подвижной (вместе со ступицей 11) опорой 13, деформируется адекватно моменту сопротивления на оси натяжного колеса.
Рис. 2. Механизм натяжения гусеницы
Использование сателлитов с различными числами зубьев венцов, предназначенных для взаимодействия с опорным и ведомым колесами, дает дополнительную возможность увеличения передаточного числа редуктора. Благодаря большому количеству сателлитов (10.. .15), одновременно участвующих в передаче нагрузки, такая передача обеспечивает вращающий момент на установочной оси кривошипа, необходимый для натяжения гусеницы.
Поворотная ступица 11, на которой установлен электродвигатель 5, закреплена в корпусе 1 посредством шарикового фиксатора 12. На торце ступицы 11 установлена опора 13 с пружиной 14, которая свободным концом закреплена на опоре 15, неподвижно установленной на корпусе механизма 1. Зубчатая полумуфта 16, подвижно установленная на шлицах кривошипа 10, под действием пружины 17 входит в зацепление с жестко закреплённой на корпусе 1 полумуфтой 18. Нажимной элемент 19 жестко закреплен на полумуфте 16 и взаимодействует с нажимным элементом концевого выключателя 20, связанного электрокоммутацией с указателем 21 блокировки на пульте водителя. Ручной дублер 22 натяжения гусеницы закреплен на крышке 23 МНГ. Он выполнен в виде вала-шестерни, входящей в зацепление с наружным зубчатым венцом эпициклического колеса 2. МНГ закреплён неподвижно в расточке борта 24 машины. Резисторная катушка 25 неподвижно закреплена в корпусе 1 и взаимодействует с подвижным контактом 26 (рис. 3) электрического указателя 27 натяжения гусеницы. Штуцер 28 соединён с трассой подвода сжатого воздуха из пневмосистемы машины.
Для выполнения регулировки натяжения гусеницы по сигналу с пульта водителя в полость «В» механизма блокировки кривошипа 10 МНГ подаётся сжатый воздух через штуцер 28. Полумуфта 16 под давлением воздуха перемещается, сжимая пружину 17. Нажимной элемент
Рис. 3. Резисторный датчик момента
Подвижный контакт 26 поворачивается вместе со ступицей 11 и скользит по резисторной катушке 25, неподвижно закреплённой на корпусе 1. Переменное сопротивление в электроцепи указателя 27 на пульте водителя, согласованное с моментом сопротивления на оси натяжного колеса, позволяет регистрировать усилие натяжения гусеницы по шкале указателя 27, пронормированное в единицах силы. После окончания натяжения гусеницы по сигналу с пульта водителя полость «В», посредством электропневмоклапана соединяется с атмосферой. Полумуфта 16 под действием сжатой пружины 17 входит в зацепление с полумуфтой 18, обеспечивая блокировку кривошипа 10 на корпус 1. При этом нажимной элемент 19 приводит в действие подвижный контакт концевого выключателя 20, и на пульте водителя сигнализатор 21 свидетельствует о включении устройства блокировки МНГ При выполнении операции ослабления натяжения гусеницы сначала выключается блокировка МНГ и задаётся реверсивное (по отношению к режиму натяжения) вращение кривошипа 10 до завершения операции.
Заключение
Применение в составе механизма натяжения гусеницы с электроприводом компактного малогабаритного безводильного планетарного редуктора позволяет уменьшить габариты и вес комплекта МНГ. Неподвижное закрепление корпуса МНГ на борту машины дает возможность разместить часть его объема за габаритом наружного борта корпуса. Это обеспечивает свободный доступ к приводу ручной регулировки МНГ снаружи машины и уменьшает объем, занимаемый МНГ внутри корпуса машины.
Список литературы
1. Носов Н.А. и др. Расчет и конструирование гусеничных машин. - Л.:
Машиностроение, 1972. - 560 с.
2. Буров С.С. Конструкция и расчёт танков. - М.: Академия бронетанко-
вых войск, 1973. - 602 с.
3. Боевая машина пехоты БМП-1. Техническое описание.-М.: Военное
издательство Министерства обороны СССР, 1972. - 328 с.
4. Боевая машина десантная БМД-1. Техническое описание, Москва.
Военное издательство Министерства обороны СССР, 1973. - 408 с.
5. Бронированная ремонтно-эвакуационная машина БРЭМ-Л. Техничес-
кое описание ЭР 691-сб1 ТО.- Курган, СКБМ. - 372 с.
6. Заявка на патент WO 9205372 F16H1/28, 1/46/ WAGNER GERHARD,
1992.
7. Заявка на изобретение №2011114666 РФ, МПК 62d 55/30 / В.К.
Набоков, Г.Ю.Волков, С.В. Колмаков, 2011.
УДК 621.01
Д.А. Курасов, Г.Ю. Волков
Курганский государственный университет
СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ЗУБЧАТОГО ЭКСЦЕНТРИКОВОГО ПОДШИПНИКА С НЕПОСРЕДСТВЕННЫМ КАСАНИЕМ НАРУЖНОГО И ВНУТРЕННЕГО КОЛЕЦ
Аннотация. Исследуется зубчатый эксцентриковый подшипник, содержащий наружное кольцо с внутренними зубьями и внутренне кольцо с наружными зубьями, непосредственно касающиеся друг друга. В свободное пространство между ними помещены зубчатые тела качения, расположенные в два слоя. Такой подшипник совмещает в себе функции опоры качения, эксцентрика и редуктора. Получено принципиальное решение задачи силового анализа эксцентрикового подшипника в составе кривошипно-ползунного механизма. Разработана инженерная методика определения сил, действующих в кинематических парах.
Ключевые слова: силовой расчёт, зубчатый эксцентриковый подшипник, кривошипно-ползунный механизм.
D.A. Kurasov, G.Y. Volkov Kurgan State University
POWER CALCULATION GEAR ECCENTRIC BEARING WITH A DIRECT CONTACT OF EXTERNAL AND INTERNAL RINGS
Annotation. It is investigated gear eccentric bearing containing an external ring with internal teeths and internally a ring with external teeths, directly concerning each other. In free space between them gear rolling-contact elements, located in two layers are placed. Such bearing combines in itself functions of the bearing, eccentric and a reducer. The basic decision of a problem of the power analysis eccentric the bearing in structure slider-crank mechanism is received. The engineering technique of definition of the forces operating in kinematic steams is developed.
Key words: slider-crank mechanism, gear eccentric bearing, power design.
В машиностроении широкое распространение имеют механизмы, преобразующие вращательное движение в возвратно-поступательное. Обычно они используются
10
в сочетании с редуктором. Существуют устройства, позволяющие совместить функции преобразующего механизма и редуктора в одном узле. Они содержат так называемые зубчатые эксцентриковые подшипники (ЗЭП) [1; 2]. Существуют два вида подобных подшипников. В одном случае (рис.1а) наружное и внутреннее зубчатые кольца разделены между собой разновеликими сателлитами, расположенными в один слой - это собственно ЗЭП. В другом случае (рис.1б) наружное кольцо с внутренними зубьями и внутренне кольцо с наружными зубьями непосредственно касаются друг друга, а в свободное пространство между ними помещены зубчатые тела качения, расположенные в два слоя - такую схему будем обозначать ЗЭПН.
На рис.1 а,б эксцентриковые подшипники показаны в составе кривошипно-ползунного механизма. Механизм (рис.1а), включающий ЗЭП, содержит шестерню 1, соосно закреплённую на ведущем валу, наружное кольцо 3 с внутренними зубьями, зубчатые тела качения (сателлиты) разного диаметра 2 (что обеспечивает эксцентриситет ен ), ведомое звено 5 и шатун 4, жёстко связанный с наружным кольцом 3 и шарнирно - с ведомым звеном 5. Зубчатые венцы шестерни 1, кольца 3 и сателлитов 2 выполнены концентрично цилиндрическим беговым дорожкам, диаметры которых равны или близки соответственным начальным диаметрам зубчатых венцов. Механизм (рис.1 б), включающий ЗЭПН, подобно предыдущему содержит шестерню 1, соосно закреплённую на ведущем валу, наружное кольцо 3 с закреплённым на нём шатуном 4, ведомое звено 5. Отличие состоит в том, что наружное кольцо 3 непосредственно касается шестерни 1, а сателлиты 2 расположены в свободном пространстве между наружным кольцом и шестерней в два слоя.
Передаточное отношение механизмов на рис.1 а,б от ведущей шестерни 1 к системе отчёта, связанной с осями сателлитов 2, то есть к условному водилу выражается единой формулой:
Нн =1 - /1з = 1 ± *э/*1 ■ (1)
где /1 3 - передаточное отношение от ведущей шестерни к наружному кольцу при остановленном «водиле»; 2 з и ¿1 - числа зубьев наружного кольца и ведущей шестерни;
знак «+» соответствует схеме ЗЭП (рис.1а), а знак «-» - схеме ЗЭПН (рис.1б).
Для практического использования механизмов, содержащих ЗЭП, нужно располагать методиками их расчёта, в частности силового расчёта. Ранее задача силового анализа была решена [3] для схемы на рис.1а Цель данной статьи - решение задачи силового анализа подшипника с непосредственным касание шестерни и наружного кольца (ЗЭПН) и разработка соответствующей методики инженерного расчёта.
ЗЭПН представляет собой плоскую механическую систему. Её особенность состоит в том, что кинематические пары, которые образуют между собой зубчатые колёса, имеют также контакт по беговым дорожкам, то есть являются центроидными парами и относятся к пятому классу.
В теории механизмов и машин существуют классические методы силового анализа механизмов [4]. С учётом этих методов расчётная схема силового анализа
ЗЭПН на рис.2. Полюс - точка р мгновенного центра скоростей относительного движения для внутреннего зацепления звеньев 1 и 3 лежит на межосевой линии О2О1 вне отрезка 0201. Общая нормаль к профилям зубьев совпадает с линией силового взаимодействия звеньев. Она про-
ВЕСТНИК КГУ, 2011. №1
