CC BY
31
21
ІЛД НА СИМПОЗИУМЕ "НЕДЕЛЯ ГОРНЯКА - 2 1ОСКВА.^МГГУ.я31яянваряя-я4яфевраляя2000я-одая
( 2 2 2 і Jc uc + Мc uc Rc)+
J В u В
ft П.А. Горбатов, Е.А. Воролбье 2000
B'
YAK 622.232.72
П.А. Горбатов, Е.А. Воробьев
ОСОБЕННОСТИ СТРУКТУРЫ И ОСНОВНЫХ ЛИНАМИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПОЛСИСТЕМЫ ПРИВОЛА ОЧИСТНОГО КОМБАЙНА ГШ 500
Подсистема привода исполнительных органов (подсистема ПИО) современного очистного комбайна (ОК) ГШ 500 имеет ряд особенностей, существенно отличающих ее от подобных подсистем других серийно выпускаемых комбайнов. Следует отметить соизмеримость длин участков валов между зубчатыми передачами с их диаметрами, что затрудняет получение точных расчетных значений их из-гибных и крутильных деформаций. Короткая кинематическая цепь подсистемы ПИО с приводным электродвигателем (ЭД), ось которого параллельна оси шнека, реализована в виде поворотного блока резания с завершающим силовым элементом - планетарным механизмом с двумя блоками сателлитов. Данный механизм содержит элементы, для точного определения податливостей которых не существует аналитических зависимостей. Так, например, внешнее центральное колесо 2 (см. рис. 2) имеет "окна" 3, геометрические размеры которых не позволяют рассматривать их как простые балки и определять их упругие характеристики с помощью зависимостей сопротивления материалов. Внутреннее центральное колесо 1 выполнено в виде вала-шестерни с длинными зубьями, для которой сложно с необходимой точностью определить расчетом деформации кручения.
На рис. 2: МС_ц и МС2-ц - моменты, действующие на
колесо 1 от сателлитов 1-го и 2-го блоков; М^_в и М2_в - моменты, действующие на колесо 2 от сателлитов 1-го и 2£
го блоков; Мц - крутящий момент, приложенный к колесу 1;
Мн - крутящий момент на выходном валу.
Инерционные характеристики элементов подсистемы ПИО ОК ГШ 500 (значения приведены в [1])определялись по известным зависимостям, в соответствии с конструкторской документацией.
Массовый момент инерции лопасти шнека, как наиболее сложного элемента исполнительного органа, определялся по зависимости, предложенной в [1]. Приведенный к валу внутреннего центрального колеса момент инерции планетарного механизма определялся по приведенной ниже зависимости:
где 3вц , Зс, Зв - соответственно моменты инерции внутреннего централь-
2
ного колеса, сателлита и водила, кг-м ; пС, МС - количество и масса сателлитов; ив = (1 + 7 В • 7 ц1 ) и
и с =(1 _ 7 в ■ 7 С1 ) и в - передаточные числа от внутреннего центрального колеса к водилу и к сателлиту соответственно; 7С, 7ц, 7в - числа зубьев сателлита, внутреннего и внешнего центральных колес;
Яс = 0.5тС (7С + 7ц ) - расстояние
между осью сателлита и осью внутреннего центрального колеса, м; тс - модуль сателлита, м.
Упругие характеристики определялись в два этапа. На первом этапе приближенные оценки податливостей большего числа элементов подсистемы ПИО были найдены расчетом по известным зависимостям. Податливость планетарного механизма еш, как динамически значимого упругого элемента, приведенная к внутреннему центральному колесу определялась по зависимости:
(1)
Здесь: е1ц, е2ц, е1В, е2В - податливости участков (см. рис. 2) внутреннего (индекс Ц) и внешнего (индекс В) центральных колес; Єзпц и е^пв - приве
денные к внутреннему центральному и внешнему центральному колесам крутильные податливости зубчатых передач «внутреннее центральное колесо - сателлит» и «внешнее цен-
епл :
(Z Ц (е
ЗпЦ
2Ц
+ еИН иП )+ ZВ еЗПВ )еИН и П +(z В ) (z Ц ) (е1 В + еЗПВ ) + (
ЗПЦ ,
Z Ц (2 е
ЗПЦ
" е 2 Ц + 2 ■ еИН1
(ZВ )2 (Z
)+ ZВ )е1 В + 2еЗПВ )
Ц
г2 В + е1Ц .
тральное колесо - сателлит», соответственно; еИН - приведенная к крутильной податливость осей сателлитов и их сопряжений с корпусом водила; иП = (ыВ)'1 - передаточное число планетарного механизма от водила к внутреннему центральному колесу. Данная зависимость получена при рассмотрении системы нагрузок, см. рис. 2, действующей на элементы планетарного механизма, и решения статически неопределимой задачи их деформирования. При этом учитывались деформации в зубчатых зацеплениях сателлитов с внутренними центральными колесами, а также деформации подшипниковых опор сателлитов и мест их закрепления в корпусе водила. Планетарный механизм рассматривался как идеальный, элементы которого выполнены без погрешностей.
Как видно из расчетной формулы (1), в нее
входят податливости элементов планетарного механизма, для определения которых по известным зависимостям, кроме е1В, детали механизма аппроксимировались набором простых элементов.
Податливость е1В не может быть рассчитана с помощью известных зависимостей сопротивления материалов в силу приведенных выше особенностей подсистемы ПИО ОК ГШ 500, однако, учитывая динамическую значимость планетарного механизма, как упругого элемента, определению дос-
2
таточно точных значений податливостей его элементов уделено большое внимание.
Поэтому для определения значения податливости е1В, соответствующей нескольким участкам внешнего центрального колеса (конструкция представлена на рис. 2) - двум половинам зубчатых венцов и перемычки между ними с "окнами" 3 для увеличения податливости этого участка, была разработана модель внешнего центрального колеса в пакете программ «Русь», предназначенном для прочностных расчетов конструкций с помощью метода конечных элементов и позволяющем рассматривать большое количество конечных элементов и иметь возможность визуализации результатов.
Данная модель колеса 2 является решением объемной задачи (см. рис. 1), при этом на колесо действует система нагрузок, подобная реальному нагружению (шесть распределенных усилий по длине зубьев 1, см. рис. 1, от зубчатых зацеплений с сателлитами).
При решении этой задачи принимались следующие допущения: зубчатые колеса являются идеальными - выполненными без погрешностей, что обуславливает симметричность нагружения; при деформировании внешнего центрального колеса отсутствует его касание с охватывающей корпусной деталью; элементы колеса рассматриваются как оболочки
Рис. 2. Расчетная схема планетарного механизма и система нагрузок, действующая на его элементы
__ 2 -2
(2) не выполняется, то есть п • е2Ц — 7В • 7ц • еВ (где п
Ф 1 ), прикладываемый к внутреннему центральному колесу момент распределяется неравномерно между блоками сателлитов. В этом случае доля, передаваемая первым блоком сател-
литов, от полного Мц равна:
к =
2 + -
(п _1 )•
'2 Ц
Ц
• е.
+ е 2 ц + е ЗПЦ
(4)
В соответствии с формулой (4), если п > 1 (соответствующий участок внешнего центрального колеса податливее, чем необходимо для эффективной работы планетарного мец
ханизма), большая часть момента М ц передается вторым блоком сателлитов; если п < 1 - первым блоком. Из формулы (4) также видно, что чем меньше значение е 2ц при постоянстве других слагаемых, тем меньше отличается к от 0.5
тонкие оболочки со средними диаметрами и конечными толщинами.
В ходе решения
этой задачи были по-
Ц Vе ЗПЦ
"2 Ц
)+ 7В еЗПВ \еИН и П +(7В ) (7Ц ) (е1 В + еЗПВ )+ еЗПЦ )
72 7 Ц
(2 е
ЗПЦ
+ е2Ц + 2 • еИН и П )+ 7В )е 1В + 2еЗПВ ) П + (В ) (Ц ) е 2 В + е1 Ц ;
ЭЛ =(е
7 2
-е У ) + е + е
ЗПВ ' '/2 ЗПЦ е1Ц-
7 Ц
лучены значения податливостей е1В и е2В участков колеса 2 (см. рис. 2), а также значения и характер распределения деформаций колеса в зависимости от неравномерности распределения крутящего момента между блоками сателлитов.
Наличие окон во внешнем центральном колесе, снижающее прочностные характеристики конструкции по сравнению с безоконным вариантом, является необходимым (применительно к реальной конструкции) для получения равномерного распределения крутящего момента между блоками сателлитов, критерием достижения которого является выполнение соотношения:
г2
(2)
и тем меньше неравномерность распределения Мц между
блоками сателлитов.
Податливость планетарного механизма также может быть определена по зависимости (5) если экспериментально установлено значение неравномерности распределения
ц
М Ц между блоками сателлитов (параметр к), например, по
величине пятна контакта или другим методом:
1 Г 2в~
■(е1В + еЗПВ )+ еЗПЦ + еН ■ иП + -2^- ■ е2В + е1Ц.
еПЛ = к
2
еИН • иП +
.7 Ц.
= 7 В
е2Ц —е1В.
2 Ц
Данное выражение можно получить, приравнивая при веденную ниже зависимость (3) для нахождения МЦ -момента, передаваемого первому блоку сателлитов от
(5)
Разрешая уравнение (5) относительно к, получаем еще
одну зависимость, позволяющую определить долюМЦ,
передаваемую первым блоком сателлитов, для случая экспериментального определения податливости еПЛ, исклю-
ц
внутреннего центрального колеса, к значению 0.5 М Ц .
В
2 + -
2Ц
2Ц
случае,
ЗПЦ
(3)
условие
Рис. 1. Объемная модель внешнего солнечного колеса: а) недеформированного, б) деформированного, в) деформированного при фронтальном рассмотрении, г) деформированного при боковом рассмотрении, д) деформации одной перемычки
_ 1
_ 2
е
и
ИН
+
+ ен и
е
1В
е
и
е
ИН
ЗПВ
если
чающего необходимость определения е2ц. к = 7 Ц •(е пл _ е Н 'и П _ е 1 ц )_ 7 в •е 2 В . (6)
7ц •(еИН 'ия + езпц )+ ^ •^ в + еЗПВ )
Расчетное определение (учитывались крутильные, из-гибные и контактные деформации) упругих характеристик подсистемы ПИО ОК ГШ 500, принимая во внимание особенности рассматриваемой подсистемы, хотя и позволяет определить характер распределения податливости по длине валопровода и значение собственной частоты данной подсистемы, является приближенным. Поэтому для получения более точных значения динамических характеристик подсистемы ПИО и проверки адекватности предложенных расчетных зависимостей был запланирован и выполнен в условиях ОАО «Горловский машиностроительный завод» второй этап определения упругих характеристик подсистемы ПИО - натурный эксперимент. Целью эксперимента являлось установление значений полной податливости подсистемы ПИО и еПЛ для двух исполнений поворотного блока резания (ПБР), а также корректировка значений податливостей элементов валопровода при допущении, что характер распределения упругих характеристик подсистемы, по сравнению с расчетным, не изменился.
Наличие двух исполнений (первое исполнение соответствует реальной конструкции, второе - искусственное, получено заменой колеса 1, см. рис. 2, более коротким, что исключает его контакт со вторым блоком сателлитов и обеспечивает передачу крутящего момента только через первый блок сателлитов), позволяет, решив систему Ошибка! Источник ссылки не найден., найти значения податливостей двух любых элементов планетарного механизма при условии, что значения остальных известны.
Разница между расчетными и экспериментальными значениями податливостей обусловлена невозможностью учесть деформации абсолютно всех элементов подсистемы ПИО, в том числе недостаточно жестких корпусных узлов и деталей из-за весьма сложных пространственной конфигурации и силовой картины их нагружения.
(7)
В системе уравнений (7) второе соотношение соответствует податливости планетарного механизма при отсутствии второго блока сателлитов, левые части уравнений - полученные в ходе натурного эксперимента значения податливостей планетарного механизма соответственно для первого и второго исполнений ПБР.
Разрешая систему уравнений (7) относительно податливостей е2ц и е1В (достаточно точные расчетные значения которых, как отмечалось выше, определить затруднительно) получаем е1В = 7.34109 рад/Нм, что практически совпадает с величиной 7.3910-9 рад/Нм, полученной с помощью паке-
та программ, использующего метод конечных элементов, и, следовательно, свидетельствует о достаточной адекватности выбранной модели внешнего центрального колеса. Таким образом, результаты, полученные в пакете «Русь» при решении объемной задачи, являются достаточно точными, что позволяет сделать следующие выводы.
По известным значениям податливостей всех элементов планетарного механизма была определена неравномерность распределения крутящего момента к = 0.64 между блоками сателлитов в соответствии с зависимостями (4) или (6). Полученное значение к показывает, что величины е2ц и е1В выбраны недостаточно рационально, что влияет на эффективность работы планетарного механизма и снижает его ресурс из-за неравномерности распределения крутящего момента между блоками сателлитов.
Эффективность работы планетарного механизма также зависит от характера контакта колеса 2 (см. рис. 2) с охватывающей деталью. Контакт колеса с корпусом ПБР возможен в случае, если радиальные деформации колеса превышают величину зазора СВК-К между ним и корпусом. Колесо 2 установлено в корпусе по посадке Н8//9 с
гарантированным зазором (СВК-к = 320 мкм,
СВК-к = 165 мкм ). В качестве расчетного зазора следует принимать его минимальное значение. Максимальная радиальная деформация колеса 2 согласно решению объемной задачи наблюдается в наиболее удаленном от заделки колеса сечении, ее значение численно равно 0.02МГ мкм, где Мг - момент на валу приводного электродвигателя. Выбор зазора происходит при действии в трансмиссии момента, соответствующего моменту на двигателе равному 1.72МУ, где МУ - устойчивый момент приводного электродвигателя. Поэтому существующая посадка обеспечивает отсутствие контактирования колеса 2 с корпусом в широком диапазоне изменения момента в трансмиссии.
Анализ распределения упругих характеристик по длине валопровода показал, что значение еПЛ, приведенное к валу ЭД, составляет около 95 % от полной приведенной податливости подсистемы ПИО. Указанное является важной особенностью динамической структуры подсистемы привода рассматриваемого очистного комбайна.
Собственная частота колебаний механической части подсистемы ПИО ОК ГШ 500 составляет 51.9 Гц, что значительно выше, чем у других очистных комбайнов аналогичного класса.
Полученные в настоящей работе результаты использованы для прогнозирования динамических нагрузок в элементах подсистемы ПИО методом имитационного моделирования.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Горбатов П.А., Игнатов В.И., мы привода исполнительного органа НГАУ, 1999, №2, т.6.
Воробьев Е.А. Динамические характе- комбайна ГШ 500 // Науковий вісник
ристики и расчетные схемы подсисте- НГА України - Днепропетровск:
Файл:
Каталог:
Шаблон:
Заголовок:
Содержание:
Автор:
Ключевые слова: Заметки:
Дата создания:
Число сохранений: Дата сохранения: Сохранил:
Полное время правки: Дата печати:
При последней печати страниц: слов: знаков:
ГОРБАТОВ
в:\С диска по работе в универе\01ЛВ_20\01ЛВ4_00\ВСЕ С:\и8еге\Таня\ЛррБа1а\Коат^\Мюго80й\ШаблоныШогта1Ло1т 7 ОХРАНА ТРУДА
Гитис Л.Х.
19.04.2000 17:36:00 20
04.12.2008 15:39:00 Таня
48 мин.
04.12.2008 16:33:00
3
2 181 (прибл.)
12 432 (прибл.)
