Вход

Прогрессивные передаточные механизмы с волновым зацеплением

Реферат по технологиям
Дата добавления: 22 августа 2007
Язык реферата: Русский
Word, rtf, 4.4 Мб (архив zip, 976 кб)
Реферат можно скачать бесплатно
Скачать
Данная работа не подходит - план Б:
Создаете заказ
Выбираете исполнителя
Готовый результат
Исполнители предлагают свои условия
Автор работает
Заказать
Не подходит данная работа?
Вы можете заказать написание любой учебной работы на любую тему.
Заказать новую работу


МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ УКРАИНЫ









РЕФЕРАТ

на тему: «Прогрессивные передаточные механизмы

с волновым зацеплением»




Выполнил

Ляшенко Проверил

д. т. н. ***










МАРИУПОЛЬ 2006

Введение


Анализ технико-экономических показателей приводов металлургических, транспортных, горнорудных, грузоподъемных и других машин, выполненный отечественными и зарубежными учёными, показал, что они не соответствуют современным требованиям и должны быть значи­тельно улучшены. Таким образом, совершенствование приводов машин в настоящее время является одной из актуальнейших проблем машиностроения. Это связано с тем, что при­вод является наиболее сложной, трудоёмкой и ответственной частью любой машины. От его качества в большой мере зависит производительность, надёжность, долговечность и экономич­ность машины.

В данном реферате обоснована необходимость улучшения технико – экономических показателей приводов машин посредством разработки новых оптимизированных конструкций по критерию минимальной массы. Показана необходимость применения в разрабатываемых приводах высокооборотных двигателей, высокоэкономичных передаточных механизмов с волновыми передачами.











Общие сведения


Волновая передача основана на принципе преобразования пара­метров движения вследствие волнового деформирования одного из звеньев механизма. Этот принцип впервые был предложен Москвитиным в 1944 г. для фрикционной передачи с электромагнитным гене­ратором волн, а затем Массером в 1959 г. для зубчатой передачи с механическим генератором.

Обладая рядом положительных качеств, волновая передача по­лучила широкое распространение. За последние годы запатентованомного различных конструктивных модификаций волновой передачи. Основное распространение. получили зубчатые передачи. Однако изучение принципа действия целесообразно начать с фрикционной передачи, которая проще.

Рис. 1


Схема волновой передачи изображена на рис. 1. Передача состоит из трех основных элементов: гибкого колеса g; жесткого колеса b; волнового генератора h. Наружный диаметр dg гибкого колеса меньше внутреннего диаметра db жесткого колеса:


(1)


В конструкциях по рис. 1 гибкое колесо выполняют в виде гибкого цилиндра. В передаче по варианту 1 с ведомым валом сое­динено жесткое колесо, по варианту 2 — гибкое колесо. В варианте 1 левый недеформированный конец гибкого цилиндра жестко присое­динен к корпусу. С правого конца в цилиндр вставлен генератор, который представляет собой водило с двумя роликами. Наружный размер по роликам больше внутреннего диаметра цилиндра на 2?0, поэтому с правого конца цилиндр деформирован. Генератор устроен так, чтобы деформированное гибкое колесо прижималось к жесткому колесу с силой, достаточной для передачи нагрузки сила­ми трения.


Рис. 2


На рис. 2 изображен график радиальных переме­щений ? различных точек гибкого цилиндра, вызван­ных его деформированием. За координату по оси абсцисс принят угол ?. Переме­щения отсчитываем от начального положения точки на переформиро­ванном цилиндре. График подобен мгновенной фотографии попереч­ной волны. При вращении генератора волна перемещений бежит по окружности гибкого колеса. Поэтому передачу назвали волновой, а водило h — волновым генератором.

На развертке окружности укладывается две волны. Такую пере­дачу называют двухволновой. Известны передачи с большим числом волн. Например, при трех роликах, расположенных под углом 120°, получим трехволновую передачу.

Вращение генератора вызывает вращение жесткого колеса с уг­ловой скоростью ?b или гибкого колеса с ?g.

Условимся называть: ?0 — размер деформирования, равный ра­диальному перемещению точки гибкого колеса по большой оси гене­ратора; большая и малая оси генератора — большая и малая оси де­формированного гибкого колеса.

Рис. 3

По структуре волновая передача, так же как и планетарная, является трехзвенным механизмом. Она может работать не только в режиме редуктора или мультипликатора, но и в режиме дифференциала.

Метод Виллиса позволяет просто получить формулы для передаточных
отношений, но не вскры­вает принципа преобразо­вания параметров движе­ния путем деформирования гибкого звена механизма. Для того чтобы выяснить это, рассмотрим движение точек невращагощегося гибкого колеса при его деформировании вращаю­щимся генератором. Отме­тим, что в нашей конст­рукции гибкое колесо подобно оболочке (толщина значительно меньше других размеров).

В теории оболочек обычно рассматривают перемещения точек срединной поверхности (поверхность посредине толщины оболочки) в координатах х, п, t (рис. 3). Начало координат совмещают с положением рассматриваемой точки до деформирования. Компоненты перемещений обозначают: ? — радиальные, V — окружные, и — осевые.

Перемещение и не сказывает влияния на кинематику передачи. В первом приближение не учи­тываем влияние толщины оболочки. Полагаем, что генератор обес­печивает деформирование края цилиндра по форме, для которой


(2)


где


— угловая координата точки на срединной поверхности до деформирования, отсчитываемая от большой оси генератора.

По условиям конструкции функция


должна быть перио­дической (период


) с максимумами в точках А и А' и минимумами в точках В и В'. При эгом независимо от формы деформирования у фрикционных передач


(3)


а значение


изменяется в зависимости от формы.

Сопоставляя структурные схемы волновой передачи и ранее из­вестных передач, можно отметить следующие принципиальные разли­чия: все ранее известные механические передачи являются механиз­мами с жесткими звеньями; волновая передача содержит гибкое зве­но; во всех передачах с жесткими звеньями преобразование движения осуществляется по принципу рычага или по принципу наклонней плоскости; принцип рычага используют в известных зубчатых, фрик­ционных, ременных и цепных передачах; по принципу наклонной плоскости работают червячные и винтовые передачи.

В волновой передаче преобразование движения осуществляется путем деформирования гибкого звена. Этот новый принцип назовем принципом деформирования. Сущность этого принципа в том, что при волновом деформировании гибкого колеса всем его точкам сообщаются окружные скорости. При контакте гибкого колеса с жестким по греб­ням волн окружные скорости волновых перемещений сообщаются жесткому колесу (или гибкому), как ведомому звену передаточного механизма.



2. Передаточное отношение и число зубьев зубчатой передачи


Схема зубчатой передачи подобна фрикционной. Только здесь жесткое колесо имеет внутренние, а гибкое — наружные зубья (рис. 4). Гибкое колесо деформируют так, что в точках В между вершинами зубьев образуется радиальный зазор, а в точках А

Рис. 4

зубья зацепляются на полную рабочую высоту, в точках Е зацепле­ние промежуточное. Для зацепления необходимо равенство модулей зубьев обоих колес.

Передаточное отношение. Положим, что в формулах dg и db делительные диаметры

dg = mzg, db = mzb. (4)

Число зубьев. На рис. 4 изображены различные фазы зацепления. Здесь прямолинейный профиль зубьев принят условно, в целях про­стоты рассуждений. При вращении генератора осуществляется от­носительный поворот колес g и b, при котором зубья колеса g должны переходить из одной впадины колеса в другую. Для этого необходимо расцепление зубьев в точке В. За четверть оборота генератора зубья переходят из положения В в положение А. В окружном направлении они смещаются на полшага. При неподвижном колесе b на полшага поворачивается колесо g. За полный оборот генератора — на два шага. Это может быть, если разность zь—zg=2 или равна числу волн генератора U.

Обычно U=2 и тогда



,


(5)


Зубья, на которые набегает генератор (верхняя правая и нижняя левая четверти окружности — рис. 4), входят в зацепление. Зу­бья, от которых убегает генератор (верхняя левая и нижняя правая четверти окружности), выходят из зацепления. При входе в зацеп­ление зубья Е совершают рабочий ход, при выходе Е' — холостой ход.

Число одновременно зацепляющихся зубьев состав­ляет 20...40% и зависит от формы и размера деформирования гибкого колеса, формы профиля зубьев и пр.



3. Относительное движение зубьев, профиль и размер зубьев


Разработано несколько профилей зубьев для волновых передач. Преимущественное распространение получили эвольвентные зубья как наиболее технологичные и обеспечивающие удовлетворительное за­цепление. При большом числе зубьев волновых передач форма эвольвентного зуба близка к трапецеидальному.

При использовании распростра­ненного двадцатиградусного исход­ного контура угол профиля ? варьи­руют путем смещения инструмента при нарезании, приспосабливания его к условиям зацепления. Синтез зацепления выполняют на основе ана­лиза относительного движения зу­бьев.

На рис. 3 изображена траек­тория движения точки срединной по­верхности гибкого колеса. Уравне­ния этой траектории можно исполь­зовать для построения графика отно­сительного движения зубьев в про­цессе зацепления.

На рис. 5 изображено взаимное положение зубьев на малой оси генератора в момент времени t = 0. Штриховой линией изображено по­ложение зуба колеса g до

Рис. 5

деформирования. Здесь r — радиус средин­ной поверхности; ось п совпадает с осями симметрии зубьев; rаb , rаg — радиусы окружностей вершин зубьев; rfg, rfb— радиусы ок­ружностей впадин.

Положение зуба колеса b в осях координат п t определяем по двум точкам, взятым на оси симметрии и соответствующим окружнос­тям вершин и впадин.

Положение зуба колеса g изменяется при повороте генератора.


Уменьшение высоты зубьев, необходимое для устранения интер­ференции, можно получить путем уменьшения высоты головок зубьев жесткого и гибкого колес или только одного из колес. При уменьшен­ной высоте головок соответственно увеличиваются радиальные зазоры во впадинах при полной глубине захода зубьев. Следовательно, можно уменьшить высоты ножек зубьев. Не трудно понять, что уменьшение высоты ножки зуба приводит к увеличению ширины впадины по окружности впадин. Увеличение ширины впадин выгодно для гиб­кого колеса. Оно приводит к увеличению его гибкости, а вместе с тем и к уменьшению напряжений изгиба. Рекомендованные профили зубь­ев изображены на рис. 10.8.

Здесь зубья колеса g имеют только головки, а колеса b соответственно только ножки. Зубья колеса g нарезают модифицированным стандартным инструментом с уменьшен­ной на

Рис. 6

(0,5. . .1,0) m высотой головки режущего зуба. Колесо b на­резают стандартным ин­струментом при соответственном уменьшении глубины врезания.

Большое число зубьев в зацеплении можно получить и в ненагруженной передаче, если профиль зубьев жесткого колеса выполнить по форме, эквидистантной форме траектории точки ag (рис. 7), а профиль зуба гибкого колеса — сопряженным к профилю зуба жест­кого колеса. При этом зуб колеса b должен быть выпуклым. Известно, что внутренние эвольвентные

Рис. 7

зубья имеют вогнутый профиль. Поэто­му они не оптимальны для волновых передач.


4. К. П. Д. и критерии работоспособности передачи


К. п. д. Исследованиями установлено, что основными составляю­щими потерь мощности в волновой передаче являются потери в зуб­чатом зацеплении и генераторе. Несмотря на значительную нагрузку зацепления, обусловленную большими передаточными отношениями, реализуемыми в одной ступени волновой передачи, потери здесь срав­нительно невелики, так как невелики скорости скольжения. Значи­тельная доля потерь приходится на генератор как элемент конструк­ции, вращающийся с высокой скоростью входного звена и восприни­мающий большие нагрузки выходного звена. Так же как и в простых передачах, к. п. д. растет с увеличением нагрузки и уменьшается с увеличением передаточного отношения. Замечено, что к. п. д. имеет максимум при некотором значении нагрузки. Положение максимума зависит от жесткости звеньев передачи. При увеличении жесткости максимум сдвигается в сторону больших нагрузок (вследствие умень­шения искажения формы звеньев под нагрузкой), что влияет на каче­ство зацепления. Практически значение к. п. д. при i ? 80. . .250 располагается соответственно в пределах 0,9. . .0,8.

Основные критерии работоспособности — прочность гибкого коле­са; прочность гибких подшипников генератора; жесткость генератора и жесткого колеса; износ зубьев. Первые два критерия не требуют до­полнительных пояснений. Чрезмерное деформирование генератора и жесткого колеса приводит к интерференции зубьев при входе в зацеп­ление и вращению (проскакиванию) генератора при неподвижном выходном вале. Износ зубьев при правильно выбранных геометрии за­цепления, материале, термообработке и удовлетворительной смазке незначителен и практически не ограничивает срок службы передачи.



5. Разновидности волновых передач, их оценка и применение


Разработано большое число разновидностей волновых передач: гер­метичные (рис. 8), винтовые (рис. 9), с электромагнитным гене­ратором (рис. 10), с гидравлическими генераторами и др.

Герметичная передача передает движение через герметичную стен­ку, разделяющую пространства А и Б. Глухой гибкий стакан с гиб­ким фланцем герметично закрепляют к стенке (например, привари­вают). Зубчатый венец располагают в средней части стакана.

Ни одна другая передача не может так просто решать эту задачу. Такая пере­дача находит применение в химической, атомной, космической и дру­гих областях техники. Винтовая передача преобразует вращательное движение в

Рис. 8

поступательное. Ее применяют преимущественно в гер­метичном исполнении. Передача с электромагнитным генератором со­четает функции двигателя и передачи. Здесь волновое деформирова­ние гибкого колеса

осуществляют вращающимся электромагнитным полем. Неподвижный генератор имеет ряд электромагнитов (полю­сов). С помощью специального устройства электромагниты включают поочередно.

Магнитный поток замыкается через гибкое колесо и де­формирует его в соответствующих местах. Основное достоинство пере­дачи — весьма малая инерционность. Здесь вращается только гибкое колесо. Вращение медленное, а масса небольшая. Малая инерцион­ность существенна для следящих и других подобных систем. Отрица­тельное свойство передачи — низкий к. п. д. (в известных конструк­циях не более 6. . .8%).

а основе изложенного можно отметить следующие основные ка­чества волновых передач:


  1. Большое передаточное отношение. В одной ступени можно полу­чить i до 300, а в специальных передачах до нескольких десятков ты­сяч.

  2. Большое число зубьев в одновременном зацеплении. Как следствие этого, высокая на­грузочная способность при малых габаритах и массе. В некоторых кон­струкциях масса составляет половину, а объем V, от обычной пла­нетарной передачи.

  1. Уменьшение кинематической погрешности вследствие двухзонности и многопарности зацепления. Известны передачи с кинемати­ческой погрешностью, не превышающей 0,5. . .1,0 мин.

  2. При одинаковых передаточных отношениях к. п. д. волновых передач близок к к. п. д.

Рис. 10

  1. планетарных и многоступенчатых простых передач.

  2. Малые нагрузки на валы и опоры вследствие симметричности конструкции.

  3. Возможность передачи движения в герметизированное прост­ранство (через герметичную стенку).

  4. Малая инерционность при специальном исполнении.

  5. Меньше шум.

  6. Подобно планетарной передаче она может быть использована не только как редуктор или мультипликатор, но и как дифференци­альный механизм.

  1. Конструкции волновых передач не вызывают особых техноло­гических трудностей при их изготовлении.

  2. Число деталей меньше в несколько раз, а стоимость — пример­но в два раза. Срок службы стандартных передач общего назначения 10 0000 ч.

К недостаткам современных конструкций волновых передач мож­но отнести: сравнительно высокое значение нижнего предела переда­точного отношения imin ? SO; сравнительную сложность изготовления гибкого колеса и генератора волн — требуется специальная оснаст­ка. Это затрудняет индивидуальное производство и ремонтные работы.

Применять волновые передачи целесообразно в механизмах с большим передаточным отношением, а также в устройствах со спе­циальными требованиями к герметичности, кинематической точности, инерционности и пр.


6. Пути совершенствования приводов машин различного назначения


Анализ технико-экономических показателей приводов металлургических, транспортных, горнорудных, грузоподъемных и других машин, выполненный отечественными и зарубежными учёными, показал, что они не соответствуют современным требованиям и должны быть значи­тельно улучшены. Таким образом, совершенствование приводов машин в настоящее время является одной из актуальнейших проблем машиностроения. Это связано с тем, что при­вод является наиболее сложной, трудоёмкой и ответственной частью любой машины. От его качества в большой мере зависит производительность, надёжность, долговечность и экономич­ность машины. Привод обычно включает двигатель, соединительное звено (муфта и т.п.) и пе­редаточный механизм, функционирующий как редуктор (замедлитель) или мультипликатор (ус­коритель). Основными критериями оценки качества привода приняты: удельные массоёмкость (кг/Н.м) и энергоёмкость (кВт-ч/Н.м), габаритные размеры, динамическая, шумовая, темпера­турная характеристики, КПД, надежность, себестоимость изготовления и эксплуатации. Суще­ственное улучшение основных эксплуатационных показателей приводов возможно при разра­ботке новых оптимизированных конструкций их с использованием прогрессивных маломассоёмких высокооборотных электродвигателей и передаточных механизмов, включающих плане­тарные и волновые зубчатые передачи (ВЗП), имеющие в 1,5 – 2,5 меньшую удельную массоём­кость, чем аналогичные цилиндрические, конические и червячные передачи.

С целью уменьшения массоемкости привода и машины в целом рационально использо­вание экономнолегированных высококачественных марок сталей типа З0ХГСА, 35ХГСА, 14Х2ГМР и др. и прогрессивных методов получения заготовок. Кроме того, учитывая вы­сокую стоимость материалов (заготовок) и мехобработки достаточно сложных деталей типа зубчатых колёс, вал-шестерен, корпусных деталей и комплектующих покупных изделий (подшипников качения и др.), снижение массоемкости передаточного механизма с ВЗП, значи­тельно увеличивает экономичность привода как при изготовлении, так и эксплуатации за счёт уменьшения количества необходимых запасных частей. Исследования по оптимизации конст­руктивно-технологических параметров приводов машин, проведенные отечественными и зару­бежными учёными показали, что в качестве функции оптимизации F(Х) целесообразно принимать массу привода Мпр , являющуюся одним из основных показателей рациональности конструкции изделия. Т.о., оптимизация параметров привода сводится к всемерной минимизации его массы при обязательном выполнении заданных технических ограничений. Т.е. функ­ция оптимизации может быть представлена в виде


(6)


где


– масса привода в целом; m1, m2 ... mn – массы двигателя, соединительного звена и составных частей передаточного механизма.

В качестве технических ограничений принимаются функционально необходимые точностные, жесткостные, прочностные, динамические, вибрационные и другие характеристики составных частей привода .которые обеспечат высокие эксплуатационные показатели, приве­денные выше. С учетом изложенного нами была разработана методика конструктивно-технологической оптимизации приводов с ВЗП. На её основе был впервые создан и вне­дрен в действующие машины ряд приводов с высокими технико- экономичными показателями.

Приводы с ВЗП неоднократно экспонировались на выставках и были награждены ме­далями и дипломами почета: на конструктивные и технологические решения при их создании получено свыше 30-ти авторских свидетельств и патентов на изобретения. Как показали исследования силовых приводов с ВЗП, они достаточно работоспособны при больших передаточных числах–U = (60-500 и более), когда деформация гибких зубчатых колёс (ГЗК) невелика.

При малых передаточных числах – U <= 60 возникают большие деформации ГЗК и соответственно предельные значения изгибных напряжений при циклическом нагружении ВЗП, ограничивающие их долговечность. Учитывая большую потребность техники в пере­даточных

Рис. 13 – Привод с волновой зубчатой передачей для

конверторов (1 – двигатель, 2 – ВЗП,

3 – соединительное звено)

механизмах общемашиностроительного назначения с передаточными числами в пределах U = (15-60) , группой исследователей под руководством автора были разработаны, изготовлены, запатентованы и испытаны приводы с волновыми роликовыми (ВРП) и шарико­выми передачами ВШП с малым кинематическим эффектом (U = 25-30). Специфичным для ВРП и ВШП является использование в качестве контактирующих элементов волнового зацеп­ления вместо зубьев роликов и шаров и соответствующих им цилиндрических и шарообразных впадин, у которых практически отсутствуют концентраторы напряжений, характерные для впадин зубвенцов ГЗК и способствующие низкой долговечности их при больших деформациях и циклических нагрузках. Испытания ВРП и ВШП на долговечность были успешными. Параллельно с ВРП и ВШП разрабатывалась новая силовая одноволновая зубчатая передача (ОВЗП), у которой в два раза большее передаточное число в од­ной ступени, чем у двухволновой ВЗП аналогичного эксплутационного назначения и она зна­чительно компактнее. Ранее создавались лишь кинематические ОВЗП, т.к. силовые ОВЗП были неработоспособны из-за силовой неуравновешенности генератора волн и большой виброактив­ности при передаче рабочей нагрузки. Это связано с односторонним (из-за наличия одной вол­ны деформации) неосесиметричным нагружением ГЗК в процессе работы ОВЗП под нагрузкой. Впервые был создан и запатентован привод с силовой ОВЗП ,стендовые испыта­ния которого прошли успешно, а виброактивность практически отсутствовала.

Массо-габаритные параметры ВРП, ВШП, ОВЗП в 2,2 – 2,7 раза ниже чем у традиционных (неволновых) приводов аналогичного эксплуатационного назначения. Т.е., их применение в машинах различного назначения может дать высокий технико-экономический эффект.




Выводы

1.Обоснована необходимость совершенствования приводов машин различного назначения с целью значительного улучшения их технико-экономических показателей и конкурентоспособ­ности.

2.Показано, что основным направлением совершенствования приводов машин является разра­ботка новых оптимизированных по конструктивно-технологическим параметрам приводов с использованием прогрессивных высокооборотных двигателей и передаточных механизмов с планетарными и волновыми (зубчатыми, роликовыми и шариковыми) передачами, обладающи­ми существенными преимуществами перед другими видами передач.

3 Представлены впервые созданные, высокоэкономичные, апробированные на действующих машинах приводы с волновыми зубчатыми передачами, обеспечивающие высокий технико-экономический эффект.

































Список используемой литературы


  1. Маргулис М. В. Снижение материалоемкости машин.–К.:Знание, 1985–64с

  2. Волков Д. П., Крайнев А. Ф., Маргулис М. В. Волновые зубчатые передачи.–К.:Техника,1976–222с

  3. Иванов М. Н. Волновые зубчатые передачи.–М.:Высшая школа, 1981–184с

  4. Сторожев В. П. Механические передачи.– К.:Алерта, 2005–767с


© Рефератбанк, 2002 - 2017