CC BY
67
Список литературы
1. Олендер Л. А. Технология и оборудование шарикового производства. Минск: Вышэйшая школа, 1974. 336 с.
2. Филонов И. П. Механика процессов обкатки. Минск: Наука и техника, 1985. 328 с.
3. Способ чистовой обработки шаров: а. с. 1060428 СССР, МКИ3 В 24 В 11/02 / А.Н. Резников, Б.Г. Яновский; Тольят. политехн. ин-т. № 3476319: заявл. 11.06.82; опубл. 15.12.83. Бюл. № 46. С. 57.
4. Устройство для обработки шариков: пат. 3178771 Япония, МКИ5 В 24 В 37/02. NTN Corp. № 19900204846: заявл. 30.07.90; опубл. 02.08.91. Изобрет. стран мира. № 2. С. 15.
5. Устройство для обработки шариков: пат. 1969 Респ. Беларусь, МПК7 В 24 В 11/02. № 1836; заявл. 29.03.94; опубл. 30.12.97. Бюл. № 4. Ч. 1. С. 120.
6. Щетникович К. Г., Киселев М. Г. Шлифование стеклянных шариков между двумя соосными кольцами и диском // Вестник ГГТУ им. П.О. Сухого. 2007. № 4. С. 3-10.
K. Schetnikovich
Dynamics of the balls during the fine grinding by a coaxial annular tool
The cohesive and sliding-friction forces acting on the balls of fragile materials when performing the fine grinding between the bottom drive plate and two coaxial rings have been determined. The conditions of simultaneous sliding of the balls over the stationary and drive plates in the grinding process have been ascertained. The dependence of the tilt angle of the instantaneous axis of ball’s rotation on the load on the rings has been obtained.
Получено 07.04.09
УДК 621.833.16
И.А. Ширяев, асп., (4872)33-23-80, pmdm@tsu.tula.ru,
А.А. Пашин, канд. техн. наук, доц., (4872)33-23-80, pmdm@tsu.tula.ru,
П.Г. Сидоров, д-р техн. наук., проф., зав. кафедрой,
(4872)33-23-80, pmdm@tsu.tula.ru (Россия, Тула, ТулГУ)
ВЗАИМОСВЯЗЬ ГАБАРИТОВ ПЛАНЕТАРНЫХ ПРИВОДОВ С ПАРАМЕТРАМИ ИХ ЗУБЧАТЫХ ЗВЕНЬЕВ
Изложены фрагменты взаимосвязей габаритно-массовых параметров привода с параметрами их зубчатых звеньев на основе метода обращённого движения. Введен новый параметр - сумма чисел зубьев центральных колёс зубчатой ступени.
Ключевые слова: планетарный электропривод, многопоточные передачи, зубчатые звенья, габариты трансмиссии, конструирование приводов, синтез параметров.
Несмотря на постоянно растущие показатели энерговооружённости, производительности и быстроходности современных технологических ма-
37
шин, основными источниками механической энергии в их структуре должны быть редукторные электроприводы на основе многопоточных передач с выпукло-вогнутым контактом элементов зацепления. Они обладают минимальными габаритно-массовыми характеристиками, высокой энерговооружённостью, повышенной нагрузочной способностью, высоким КПД и другими достоинствами по сравнению с электроприводами на основе рядовых зубчатых механизмов [1].
К основным параметрам редукторного типа относятся:
- параметры кинематической схемы - число подвижных звеньев, число и классы кинематических пар, подвижность и статическая определимость;
- параметры зубчатых звеньев привода - числа зубьев колёс, углы профиля, коэффициенты смещений и модули зацепления;
- параметры многопоточного привода в целом - передаточные числа, углы зацепления и межосевые расстояния в рабочих зацеплениях, габариты корпуса.
Рассмотрим взаимосвязь названных параметров в структуре одноступенчатого трёхпоточного планетарного привода поворотной платформы с одним внешним и одним внутренним зацеплениями. На рис. 1 представлена его кинематическая схема. Привод включает: электрический двигатель М как объект регулирования и источник механической энергии с выходными параметрами по мощности N (кВт) и частоте вращения п (об/мин); передаточный механизм ПМ как объект преобразования параметров вращательного движения по скорости и моменту с передаточным
числом ип м =1 - ) с привязочными размерами по наружному диамет-
ру корпуса Бр и межосевому расстоянию в зацеплениях " а - ц" и "ц - Ь" а^ а,ц = ам; ф, датчики и аппаратуру управления (на рис. 1 не пока-
тановленном водиле; іа, , іь - числа зубьев зубчатых звеньев малого
входного центрального колеса а, сателлитов g и большого опорного центрального колеса Ь.
Исходя из соображений наилучшей вписываемости и минимизации габаритов и массы силовой трансмиссии в конструкции привода, целесообразно числа зубьев центральных колес ограничивать диапазонами:
Для исключения вероятности возникновения конструктивной несо-
циенты смещения исходного контура инструмента при нарезании её зубчатых звеньев назначать из условий [2]: 0,5 < ха = Хц < 0,75, а хь = ха + 2Хц
іа = 12, 13,...,20; іЬ = 50, 51,...,100.
осности в трансмиссии
целесообразно коэффи-
при равных углах зацепления в двух её рабочих зацеплениях - внешнем "а - g" и внутреннем "g - Ь" в диапазоне 25° < ам>а = ам/^ь < 28°, что гарантирует повышенную контактную и изломную прочность сопряженных зубьев при малых потерях мощности в зацеплениях.
Рис. 1. Кинематическая схема и центроиды зубчатых звеньев одноступенчатого планетарного привода
На основании широко распространённого метода обращённого движения - остановки звеньев, относительно которых изучается движение подвижных звеньев [3], наружные габариты силовой трансмиссии определяются суммой чисел зубьев её центральных колес в модулях зацепления и межосевыми расстояниями в рабочих зацеплениях а, а^ = а, ^ь:
^р = (га + гЬ = 4а, ag = 4а, gb • С1)
Выразим межосевые расстояния в рабочих зацеплениях через параметры зубчатых звеньев и углы зацепления [1,2]:
га + zg соБа гЬ - zg соБа
а, ag = а, gЬ =т ~ =т ~ , (2)
2 соБа, ^ 2 соБа, ^Ь
где а = 20° - угол профиля исходного контура инструмента; а,а и ам?ё ь - углы зацепления в рабочих зацеплениях "а - g" и "g - Ь" •
Подставляя (2) в (1), получаем взаимосвязь между габаритами планетарного привода и параметрами его зубчатых звеньев:
соБа
-ГУ. • _ . I_________ — 7ш1 7» — 7 I_
-а ^ *Ь) а ^g,
Dp m(za + zb) 2m(za + zg) 2m(zb zg)
cosaw ag cosaw gb
Очевидность и целесообразность такой взаимосвязи между наружными размерами привода и параметрами его зубчатых звеньев особенно актуальна в двухступенчатых силовых трансмиссиях, когда представляется возможным перераспределить передаточные функции между первой быстроходной и второй тихоходной ступенями в пользу быстроходной, т.е. передавать мощности и моменты на больших скоростях в быстроходной ступени с малыми нагрузками на звенья и работать с большими нагрузками на звенья в тихоходной ступени, но уже с другими передаточными функциями.
На рис. 2 представлена конструкция силовой трёхпоточной трансмиссии по схеме привода рис. 1.
N
Рис.2. Общий вид конструкции трёхпоточного привода поворота вертикальной платформы
Малое центральное колесо как вал-шестерня передаёт полный нагрузочный момент с двигателя и испытывает деформацию кручения. Опасным сечением является диаметр окружностей впадин 1а^ входной
шестерни, который легко определить из условия прочности [2]:
<14 > Цта [т]-11/3,
где Ta - крутящий момент, Нм; [т] = 75...85 МПа - допускаемое напряжение материала вала-шестерни на кручение.
Модуль зацепления трансмиссии определяется по величине daf как
m = daf (zm*n + 2 х - 2,5) и округляется до ближайшего большего значения из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60.
Если требуется вписать силовую трансмиссию в заданный габарит Вр (мм), то вначале следует о феделить суммарно е число зубьев центральных колёс из условия их встраиваемости za + zь = Вр / m. Затем устанавливают максимально возможное передаточное число силовой транс-
max
миссии ubah = 1 + Zbmn, где zmax =(za + zb )- zmin. za
Таким образом, вопросы конструирования приводов тесно переплетаются с вопросами синтеза их параметров. Заметим при этом, что открытым остаётся вопрос о величине линейного габарита Ьр, который следует
определять конструктивно в долях наружного диаметра: Ьр = (0,4...0,6)Бр. В приводах поворотных платформ (например, башенных кранов, экскаваторов и т.д.) целесообразно для разгрузки от радиальных нагрузок устанавливать редукторы на посадочные пролёты dр, предусмотренные в несущем корпусе.
Список литературы
1. Синтез внутренних эвольвентных зацеплений планетарных передач/ П.Г. Сидоров [и др.] // Вестник машиностроения. № 6. С. 3-8.
2. Силовые зубчатые трансмиссии угольных комбайнов. Теория и проектирование; под ред. П.Г. Сидорова. М.: Машиностроение, 1995. 296 с.
3. Яблонский А.А. Курс теоретической механики: Статика, кинематика, динамика. 13-е изд. М.: Интеграл-Пресс, 2006. 608 с.
I. Shiryaev, A. Pashin, P. Sidorov
Interrelation of dimensions ofplanetary drives with parameters of their gear links Fragments of interrelations of dimension-mass parameters of driver with parameters of their gear links on the basis of a method of the turned movement are stated. A new parameter - the sum of numbers of teeth of the central wheels of a gear step is entered.
Получено 07.04.09
УДК 658.5
А.Е. Бром, канд. экон. наук, преп. кафедры ИБМ-3, (495) 267-17-32, abrom@yandex.ru,
