Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса. цель и задачи исследования 8
1.1. Необходимость установки предохранительных муфт в приводах тяжелонагруженных машин. Основные показатели работы предохранительных муфт, применявмых в приводах тяжелонагруженных машин 8
1.2. Классификация предохранительных муфт с управляющим устройством. Характерные конструкции. Теоретические и экспериментальные исследования 15
1.3. Постановка задачи исследования 35
Глава 2. Силовой расчет рычашых управляющих устройств предохрішительннх фрикционных муфт 37
2.1. Создание применительно к мощным приводам тяжело-нагруженных машин новых предохранительных фрик -ционных муфт с рычажным управляющим устройством 37
2.2. Основные допущения, принятые в силовом расчете 43
2.3. Определение сил, действующих в кинематических парах управляющего устройства реверсивной муфты 45
2.4. Определение оптимального профиля рабочей поверхности двуплечего рычага 53
2.5. Выбор рациональных параметров управляющего устройства реверсивной муфты по критерию максимального кпд 60
2.6. Особенности силового расчета управляющего устройства нереверсивной муфты 67
2.7. Выводы 75
Глава 3. Анализ точности ограничения нагрузки. влияние износа на точность ограничения нагрузки 77
3.1. Влияние основных конструктивных и жесткостных параметров предохранительных фрикционных муфт с управляющим устройством на точность срабатывания 78
3.2. Влияние износа фрикционных дисков на уровень крутящего момента, определяющего зону нечувствительности управляющего устройства реверсивных муфт 94
3.3. Кинематический анализ управляющего устройства нереверсивной муфты с учетом износа фрикционных дисков 110
3.4. Определение допустимого износа фрикционных дисков 115
3.5. Стабилизация уровня момента срабатывания при износе фрикционных дисков 120
3.6. Выводы 130
Глава 4. Исследование динамики модели привода, включающего предохранительную фрикционную муфту с управляющим устройством 133
4.1. Выбор и обоснование расчетной схемы привода 133
4.2. Особенности динамики электропривода тяжелонагруженных машин .. 138
4.3. Описание программы, реализующей динамическую модель привода 144
4.4. Анализ динамических процессов привода в режиме стопорного нагружения 149
4.5. Выводы 152
Глава 5. Экспершлентальные исслщвания приводов, включающих предохранительные фрикционные муфты с управляющим устройством 153
5.1. Цель эксперимента 153
5.2. Описание стендовой установки 154
5.3. Основные результаты экспериментальных исследований на стендовой установке 160
5.4. Защита от перегрева предохранительных фрикционных муфт. Экспериментальное определение постоянной нагрева фрикционных дисков 169
5.5. Выводы 176
Заключение 178
Список литературы 181
Приложения 191
- Классификация предохранительных муфт с управляющим устройством. Характерные конструкции. Теоретические и экспериментальные исследования
- Определение сил, действующих в кинематических парах управляющего устройства реверсивной муфты
- Влияние износа фрикционных дисков на уровень крутящего момента, определяющего зону нечувствительности управляющего устройства реверсивных муфт
- Анализ динамических процессов привода в режиме стопорного нагружения
Введение к работе
Решениями ХХУІ съезда КПСС перед машиностроением определена задача:"Обеспечить рост выпуска машин и агрегатов большой единичной мощности и производительности, высокоэкономичного оборудования, законченных систем машин для комплексной механизации и автоматизации производства", Сюда можно отнести тяжелонагру-женные машины, механизирующие трудоемкие технологические процессы. Наиболее характерными в этом смысле являются мощные роторные экскаваторы, возрастающий выпуск которых связан с освоением и увеличением добычи каменного угля в Экибастузском и Кан-ско-Ачинском бассейнах.
Механические системы тяжелонагруженных машин типа роторных экскаваторов обладают высокой энергоемкостью и наряду с приводными двигателями оказывают существенное влияние на формирование нагрузок на рабочих органах. Стопорные нагрузки, возникающие, например, при разработке роторным экскаватором сложно-структурного забоя, способны вызвать аварийные ситуации. Существующие предохранительные устройства не обеспечивают должной защиты приводов тяжелонагруженных машин от возникающих перегрузок. В этих условиях лучшим средством повышения надежности машин является ограничение уровня нагруженности трансмиссий приводов предохранительными муфтами высокой точности, какими являются предохранительные фрикционные муфты (ПФМ) с управляющим устройством (УУ). Муфты подобного типа используются преимущественно в маломощных приводах. Широкое применение ПФМ с УУ в мощных тяжелонагруженных машинах требует выбора их рациональных конструктивных параметров, создания методики расчета, уменьшения влияния вариаций коэффициента трения и износа фрикционных дисков на уровень момента срабатывания. Поэтому исследование, нап - 5 равленное на определение рациональных конструктивных параметров ПФМ с УУ, условий стабилизации их момента срабатывания наряду с созданием новых конструкций предохранительных муфт применительно к тяжелонагружешшм машинам является актуальным.
Целью диссертационной работы является определение рациональных параметров, условий стабилизации уровня ограничения нагрузки и путей конструктивного совершенствования предохранительных фрикционных муфт с управляющим устройством тяжелонаг-руженных машин.
В работе решены следующие основные задачи:
- определены рациональные соотношения геометрических и жесткостных параметров конструктивных элементом муфт с точки зрения точности ограничения нагрузки и обеспечения минимальных потерь энергии;
- исследовано влияние фрикционных дисков на уровень момента срабатывания муфт;
- разработаны алгоритм и программа для исследования на ЭВМ движения упругой модели привода тяжелонагруженной машины с учетом зависимости жесткостеи элементов ПФМ с УУ от величины передаваемого крутящего момента;
- созданы, применительно к мощным приводам тяжелонагружен-ных машин, и исследованы в стендовых инатурных условиях предохранительные фрикционные муфты с рычажным управляющим устройством;
- разработана методика инженерного расчета ПФМ с УУ.
Научная новизна.
Разработаны аналитические основы для определения кпд рычажных механизмов с использованием мгновенных значений линейных передаточных отношений.
Установлена функциональная зависимость коэффициента эффективности ПФМ с УУ отеє геометрических и жесткостных параметров.
Определены области существования рациональных параметров ПФМ с Я с точки зрения точности ограничения нагрузки, обеспечения минимальных потерь энергии и минимального влияния износа фрикционных дисков на момент срабатывания.
Определено условие полной стабилизации момента срабатывания при износе фрикционных дисков и синтезирована на зфавне изобретения ПФМ с УУ, реализующая это условие.
Создана динамическая моделфривода тяжелонагруженной машины, включающего ПФМ с УУ; определена область скоростей относительного скольжения поверхностей трения фрикционных дисков, в которой возникают фрикционные автоколебания в упругих элементах привода.
Основные научные положения работы докладывались и получили положительную оценку на: всесоюзной конференции "Проблемы создания и эффективного использования роторных и цепных экскаваторов для разработки пороц, склонных к образованию кусков при экскавации, и пороц, содержащих крупные включения" /Киев, 1983г./; I Республиканской конференции по повышению надежности и долговечности машин и сооружений /Киев, 1982 г./; научных конференциях профессорско-преподавательского состава Киевского автомобильно-дорожного института Диев, 1978, 1980-1984 гг./; объединенном заседании кафедр технической механики, технологии конструкционных материалов и деталей машин Киевского политехнического института и теории механизмов и деталей машин Киевского ав-томобильно-дорожного института /Киев, 1984 г./. По теме диссертации опубликовано 9 печатных работ, в том числе получено 4 авторских свидетельства на изобретения.
На защиту выносятся:
1. Методика определения коэффициента полезного действия рычажных механизмов с использованием линейных передаточных отношений.
2. Аналитическая зависимость коэффициента эффективности ПФМ с УУ от ее геометрических и жесткостных параметров.
3. Методика определения рациональных параметров ШМ с УУ по критерию максимальной точности ограничения нагрузки, минимальных потерь энергии и минимального влияния износа фрикционных дисков на момент срабатывания и их область существования.
4. Аналитическая зависимость геометрических и жесткостных параметров ШМ с УУ, обеспечивающих полную стабилизацию момента срабатывания при износе фрикционных дисков.
5. Динамическую модель привода тяжело нагруженной машины, включающего ПФМ с УУ, и результаты исследования влияния скорости относительного скольжения поверхностей трения фрикционных дисков на динамические нагрузки в упругих элементах привода.
Классификация предохранительных муфт с управляющим устройством. Характерные конструкции. Теоретические и экспериментальные исследования
Особый класс устройств, обеспечивающих защиту приводов машин от перегрузок, составляют предохранительные муфты с управ -ляющими устройствами /ПМ с УУ/. Основное назначение таких муфт -более точное, чем в обычных ПМ, ограничение передаваемого кру -тящего момента. Характерным для этих муфт является наличие УУ, обеспечивающего обратную связь /ОС/ между величинами передаваемого крутящего момента / и тормозного момента Тт механизма передачи силового потока /МПСПУ.
Структурная схема ПМ с УУ /рис. I.I/ показывает кинемати -ческую и функциональную связь между составными элементами ПМ с УУ. Крутящий момент ТдЗ , развиваемый двигателем, попадает на звено деления силового потока /ЗДСПУ, где происходит форми -рование основного /0CD/ и управляющего /УСЦ/ силового потока. ОСП посредством упругого звена /УЗ/ передается на МПСП и даль -ше в трансмиссию. УСП проходит через управляющее устройство, обеспечивающее отрицательную или комбинированную / в зависимости от значения / и конструкции УУ/ обратную связь, попадает на суммирующее звено /СЗ/. Окончательное формирование регулирующего воздействия /РВ/ на МПСП осуществляется посредством СЗ, на которое кроме усилия обратной связи поступает усилие упругого звена механизма передачи силового потока /например, пружин зажатия фрикционных дисков/. При превышении моментам сопротив -ления своего допустимого значения РВ достигает величины, необ -ходимой для полного или частичного разрыва силовой связи МПСП между двигателем и рабочим органом.
Для реализации системности в подходе к оценке тех или иных ИМ с 77 необходимо провести классификацию этих муфт.
Классификации муфт посвящен целый ряд работ отечествен -ных и зарубежных ученых. В основу классификации, предложенной ученими ГДР [iOl] положено семь независимых функций муфт, в числе которых - передача вращения и крутящего момента, управ -ление движением, ограничение нагрузки, демпфирование ударных и колебательных нагрузок и т.д. На основе методов математической логики предлагается метод анализа и синтеза новых муфт.
Вопросам классификации предохранительных муфт посвящены работы В.К. Тепинкичиева [77]. Классификации муфт повышенной точности ограничения нагрузки с механической обратной связью с точки зрения их конструктивного исполнения посвящен ряд ра -бот М.К. Афанасьева [5, б].
Анализ конструкций ПМ с УУ и соответствующих им структурных схем позволяет выполнить классификацию названных муфт по следующим конструктивным и функциональным признакам. 1. По типу механизма передачи силового потока: а/ фрикционные, б/ кулачковые. 2. По функциональному назначению: а/ с полным размыканием, Наиболее известными и широко применяемыми Ш, обеспечивающими полный разрыв кинематической цепи после срабатывания, явля -ются муфта с разрушающимися элементами. Недостатки этих муфт, а именно: низкая точность J{ = 1,22...1,35 [67j и необходи -мость замены предохранительных элементов после срабатывания, сужают область применения их особенно в приводах тяжелонагружен-ных машин. Известные кратно-кулачковые муфты, представляющие собой ПМ с шариковым управляющим устройством, имеют низкую нагрузочную способность и характеризуются невысокой точностью срабатывания - )fj = 1,15...1,20 [б]. ПМ с УУ [9б] является одной из первых фрикционных муфт повышенной точности срабатывания, обеспечивающих полный разрыв кинематической цепи. Муфта состоит из ведущего фланца I /рис. 1.2/, ведомого фланца 2, жестко соединенного с корпусом муфты 3. В корпусе установлены ведущие 4 и ведомые 5 фрикционные диски, упорный диск 6, пружины 7 со стержнями 8 и стаканами 9. Узел управления включает кронштейны 10 и II, жестко соединенные соответственно с фланцами I и 2. Между кронштейнами установлена пружина 12 со стаканом 13. Ползун 14 с роликом 15 имеет возможность перемещаться по кронштейну II как по направляющей и свя -зан шарнирно с упорным диском 6 посредством толкателя 16. Меж -ду ведущим I и ведомым 2 фланцами установлено упругое звено 17, состоящее из тангенциально расположенных пружин сжатия. При достижении окружным усилием значения большего усилия предварительной затяжки пружин 17 и 12 происходит поворот фланца I относительно фланца 2 за счет упругой деформации этих пружин. При этом шток 18, с одной стороны шарнирно связанный с ползуном 14/, а с другой - шарнирно опирающийся на кронштейн 10, перемещает ползун 14, а тот в свою очередь, соединенный с ним правый конец толкателя 16 относительно шарнирно закрепленного в упорном диске 6 левого конца. При этом происходит дополнительное сжатие пружин 7. Среднее положение II толкателя 16 соответствует предельному значению передаваемого муфтой крутящего мо -мента. При дальнейшем возрастании момента ползун 14 с роликом под действием усилия сжатия пружин 7, передаваемого через упор ный циск 6 толкателем 16, перемещается вверх цо тех пор /положение Щ /, пока не выбирается зазор между стаканом 9 и упо -ром ограничивающего стержня 8. Шток 18 с упором 19, увлекаемый перемещающимся ползуном 14, проходит полость стакана 13 и упирается в его кольцевой уступ; при этом полностью освобождают -ся фрикционные диски. Для уменьшения хода ползуна 14 из сред -него положения в крайнее верхнее в направляющей кронштейна II выполнен скос. Возврату ползуна в исходное положение препятствует фиксатор 20, который под действием пружины 21 рычажной системы 22 входит в паз ползуна 14. Для возврата муфты в исходное состояние, т.е. в режим пе -редачи крутящего момента, фиксатор 20 посредством рычажной системы 22 выводится из паза ползуна 14. Ползун 14 под действием усилия деформации сжатых пружин 12, воздействующего через ста -кан 13 на упор 19, переместится вниз, увлекая за собой нижний конец толкателя 16, преодолевая при этом усилие, возникающее от сжатия пружин 7. Пройдя среднее положение II, правый конец толкателя 16 уже под действием усилия деформации сжатых пружин 7 займет крайнее нижнее положение.
Определение сил, действующих в кинематических парах управляющего устройства реверсивной муфты
Расчетная схема одного из параллельно установленных механизмов управляющего устройства реверсивной муфты представлена на рис. 2.3. Действующие в кинематических парах реакции опре -деляются из условий равновесия звеньев в момент их силового замыкания / S - /« Рассматривая равновесие звена 2 под дей -ствием силы Р упругой деформации пружин УЗ МПСП и реакций, действующих со стороны ведущего диска с регулируемым упором 4 / Аг /, ползуна 3 / Рзг / и штока I / / /2 / получим еле -дующие условия: Входящие в выражения /2.1/, /2.2/ и /2.3/ реакции условно представлены в виде составляющих: нормальной - направлен -ной по радиусу кривизны профиля элемента кинематической пары и касательной, направленной в сторону противоположную отно -сительной скорости элементов кинематических пар. Касательные составляющие реакций, представляющие собой силы трения в ки -нематических парах, вычисляются по известной формуле: коэффициент трения скольжения материалов сопря -женных звеньев; индекс Lj определяет номер кинематической пары. Ввиду малости угла трения $ ( Ьп$={дУ ) радиус тре -ния р в сферической кинематической паре 1-2 принят равным п я [)4і і где И - радиус элемента кинематической пары. Коэффициент трения р - 10$ в сферической кинематической паре по аналогии с цилиндрической принимается равным /1,3.. Л ,5// , где j - коэффициент трения скольжения материалов элементов кинематической пары 1-2 [l9Jf. Влияние трения каченияздесь не учитывается, поскольку радиусы сопряженных сферических поверхностей звеньев I и 2 практически равны между собой. Плечо силы г z относительно точки 0, выраженное через известные геометрические параметры С , о(/ и оСз : В рассматриваемой расчетной схеме /рис. 2.3/ шток I по мере роста передаваемого муфтой момента движется влево. Сила Foi » направленная против движения штока, совпадает по направлению с силой Р .
Обозначив острый угол между линией действия силы Fzt и осью ох через cio , условия равновесия звена I представятся как Условие /2.13/ записано из предположения, что fbt -FztJt /tAa, поэтому знаки слагаемых в этом условии взаимно противоположны. Учитывая опыт реального проектирования, ограничиваемся рассмотрением случая, когда значение угла ds , отсчитываемое от положительного направления оси ОХ , находится в пределах О осз %/2 . С учетом указанного ограничения знаки пер -вых трех слагаемых в выражениях /2.1/ и /2.3/, а также знаки всех слагаемых в выражении /2.2/ определяются однозначно для принятой расчетной схемы. Знаки слагаемых гзг с/ /2.3/ и - 50 гOi /2.3/ являются производными положения звеньев механизма и условий трения в кинематических парах. Тригонометрические функции угла do , выраженные через значения реакций r/z и Fot , с учетом зависимости /2.13/ Для определения знака радикала в выражении /2.15/ оба значения Fot подставляем в выражение /2.9/. Принятой расчетной схеме соответствует значение Fot , при котором Ftz О Установленное таким образом значение реакции подставляем в выражения /2.10/ и /2. II/ и определяем Рзг и F 2 .
Для определения реакции в кинематической паре 3-4 пред -ставим звено 3 и сопряженную с ним часть звена 2 в виде двух-опорной разрезной балки /рис. 2.4/» нагруженной моментом/w /. Силой трения в поступательной кинематической паре 2-3 пренебрегаем ввиду ее малости. Линия действия реакции F/з проходит через точку Ог . При величине зазора в кинематической паре 4-3, соразмерной с радиусом ее сферических элементов, с незначительной погрешностью fl9j принимаем, что вектор / з и линия 00г образуют угол -Я/2. Профиль опорной поверхности двуплечего рычага в точке контакта с упором однозначно определяется расстоянием с и угла -мисд/ и о(з /рис. 2.3/. Определение оптимального значения угла с7\/ при заданном с и слз выполним по критерию минимальной работы сил трения, действующих в кинематических парах уп -равляющего устройства. Силы трения принадлежат к диссипативным силам, при действии которых на систему ее полная механическая энергия всегда убывает. По величине потерь механической энергии в кинематических парах можно судить о степени износа их элемен - 54 тов, а также о долговечности механизма в целом. Поскольку управляющее устройство обладает переменным пе -редаточным отношением,то наиболее приемлемым показателем сте -пени потерь механической энергии является коэффициент полезного действия по Кориолису-Понселе [24]
Влияние износа фрикционных дисков на уровень крутящего момента, определяющего зону нечувствительности управляющего устройства реверсивных муфт
Рычажные управляющие устройства реверсивных ІШ с УУ являются пространственными 5-ти звенными механизмами о одной степенью подвижности. Для выполнения анализа таких пространственных механизмов представим их в виде плоских отображений /рис. 3.7 и 3.8/ цилиндрической поверхности радиуса /?м /рис. 3.1/. Как было показано в главе 2, условию максималь -ного кпд УУ удовлетворяют конический и сферический профили рабочей поверхности двуплечего рычага. Различная форма про -филей и необходимость получения окончательного результата в наиболее простой форме вынуждают проводить исследования для муфт с коническим и сферическим профилями раздельно.
Положение звеньев действительного пространственного меха -низма 77 однозначно определяется относительным перемещением диска 8 и корпуса 7 /рис. 3.1/. В приведенном на рис. 3.7 плоском отображении этого механизма корпус 7 принят неподвиж -ным. Движение ведущего звена 8 представляется прямолинейным. Перемещение Л звена 8, принятое в качестве обобщенной координаты, является функцией деформации пружин упругого звена I. Причем fl= AfiRwRy » где и /г - деформация пружин упругого звена вдоль их геометрических осей, Ry - радиус установки пружин упругого звена.
В зоне нечувствительности 77 / О $ Т Ті / ввиду значительного превышения силы упругой деформации пружин 5 над усилием упругой деформации пружины II, шток 3 остается неподвижным. Рычажный механизм при этом можно рассматривать как 4-х звенный, звенБя которого образуют 4 низших кинематических па-ры./При Т 0 положение рычага 2 на рис. 3.7 и сопряженных с ним звеньев показано линиями видимого контура, а при 7 Т/ « тонкой сплошной/.
Задавшись положением точки Af контакта рабочей поверхности двуплечего рычага 2 и сферической поверхности упора 9, которое определяется значениями размеров с и Roli / /соответствует значению 7= ТІ /, определяем радиус Ri установки упора 9
Выражение /3.39/, устанавливающее зависимость безразмер -ного регулировочного отношения Sth I от конструктивных размеров УУ, представленных в виде безразмерных коэффициентов /(/,.. Кг » Къ и Л » позволяет при заданном значении /?/ , определяющем в конечном итоге уровень момента срабатывания, ус -тановить требуемую величину зазора Si
При износе фрикционных дисков 6 на величину $ шток 3 вместе с нажимным диском 4 переместится под действием пружин 5 вправо, точка 0 займет положение Of . На рис. 3.7 положение звеньев механизма при 6 0 изображено штриховыми линия -ми. Силовое замыкание цепи ведущий диск 8 - нажимной диск 4 происходит при значении /?=/? , точка контакта двуплечего рычага 2 и упора 9 займет положение //2
В системе координат ХОгУ . выбранной таким образом,что направление оси ОгХ совпадает с осью двуплечего рычага при fl= flz положение точки М пересечения образующей рабочей поверхности двуплечего рычага с осью 0г У определяется как
Для рассматриваеной ПФМ с УУ /рис. 3.8/, как и для муфты с коническим рабочим профилем двуплечего рычага, одним из основных геометрических параметров является угол Ыз » опреде -ляющий соотношение реакций кинематических пар и кпд механиз -ма УУ. Поэтому принимаем в качестве исходных размеры Г и Ко , определяющие величину угла Л$ и устанавливающие положение точки Аі контакта двуплечего рычага 2 и упора 9 относительно центра вращения двуплечего рычага. Из & Аібі 0 радиус 1 сферического рабочего профиля двуплечего рычага
Если AiBi= R » то условие максимального кпд Лі оіь- удовлетворяется при iBiAfO- . Поскольку ll\iOBis -(jlz+d5)t a //?/$/#-// и РцО=(Ro-ki) find5 , то радиус /? с учетом выражения /S.5I/
Анализ динамических процессов привода в режиме стопорного нагружения
Динамические явления, возникающие в приводах тяжелонагру -женных машин при срабатывании ШМ с УУ, характеризуются рядом величин. Важнейшей из них, определяющей надежность и долговеч -ность машины, является максимальный упругий момент.
При передаче крутящего момента меньшего уровня срабатыва -ния /режимы движения І, П и Ш/ муфта работает без разрыва кинематической цели. Моменты инерции вращающихся масс муфты составляют 1...5$ от приведенных к ее оси масс электродвигателя и рабочего органа, включая элементы трансмиссии, и не оказывают заметного влияния на формирование динамических нагрузок. При ІУ режйгле движения в результате "разрыва" кинематической цепи проявляется влияние подвижного контакта поверхностей трения. Для количественного анализа значений нагрузок в упругих связях Cm и Стбвл проведен численный эксперимент с использованием ЭВМ. Дяя этого определялись динамические нагрузки в элементах Сиг и Сгп . Четырехмассовая расчетная схема привода /рис. 4.1/ характеризовалась следующими параметрами опытно-промышленного образца нереверсивной муфты привода ротора экскаватора ЭРП-2500 и испытательного стенда /см. гл. 5
Интегрирование дифференциальных уравнений движения 4.2 и 4.9 осуществлялось по разработанной программе /Приложение ІУ/ на ЭВМ ЕС-І022. Начальный шаг интегрирования выбирался исходя из значений первой собственной частоты колебаний системы и составлял не более 0,1 периода или 0,001 с.
В результате обработки полученных численных значений це -формаций упругих элементов: ty-%. и Ъ % с ЗН етом их жесткое -тей Сиг и Огп установлена зависимость коэффициента динамичности /отношения действующей максимальной нагрузки к ее среднему значению/ соответственно К ЛІ И Каг от значения отсоединяв -мой массы муфты J$ при $ = 60с /рис. 4.6/.
Анализ полученной зависимости показывает, что уменьшение момента инерции Jb ведущей части муфты практически не влияет на нагруженность участка трансмиссии между двигателем и муфтой. При уменьшении в І...І0 раз коэффициент динамичности Кйі на участке между двигателем и муфтой уменьшается на 0... ...5$, а Кд2 - на участке между муфтой и рабочим органом уменьшается на 0...7$.
Решающее влияние на формирование динамических нагрузок оказывает скорость относительного скольжения поверхностей трения фрикционных дисков. Проведенные в режиме полного стопоре -ния / % = 0/ исследования нагруженности элементов привода показали, что в диапазоне рабочих скоростейУ =//#«.У#0/ свойственных тяжелонагруженным машинам и, в частности, роторным экскаваторам, коэффициент динамичности определяется лишь соотношениями масс и жесткостей системы. Изменение скорости отно -сительного скольжения в диапазоне малых значений $= Щ 5J"... 2jJjC",t что соответствует линейной скорости по среднему ра -диусу поверхностей трения Vc /0,4...1,1/ м с"1, приводи -ло к росту коэффициента динамичности на 3...20$ /рис. 4.7/. Рост амплитуды колебаний объясняется наличием падающего участка характеристики коэффициента трения фрикционных пар. Динамический процесс в области малых скоростей относительного скольжения носит автоколебательный характер и при фиксированных значениях указанной скорости происходит при постоянных амплитудах. 1. Создана динамическая модель привода тяжелонагруженной машины, включающего предохранительную фрикционную муфту с уп -равняющим устройством, уравнения которой учитывают изменяющийся в функции относительной скорости скольжения элементов фрикционных пар момент трения; функциональную зависимость нормального давления в зоне контакта от величины передаваемого крутящего момента и упругой податливости элементов управляющего устройства. Модель учитывает упругость звеньев привода, диссипацию энергии, особенности приводных электродвигателей и характер на-гружения. 2. Разработаны алгоритм и программа, реализующие модель привода на ЭВМ. 3. Изучено влияние скорости относительного скольжения трущихся поверхностей фрикционных дисков Vc при срабатывании муфты на динамику привода в стопорном режиме нагружения. Установ -лено, что при Vc і,1мст{ в Упругих элементах привода наблюда -ются фрикционные автоколебания, амплитуда которых с уменыпени -ем Vc возрастает и достигает 20$ от среднего значения момента срабатывания.
Теоретические исследования ПФМ с УУ, выполненные в главах 2, 3 и 4, проводились с использованием ряда допущений, которые вносят определенную погрешность в результаты расчетов. Лдя подтверждения полученных количественных результатов необходима постановка тонкого физического эксперимента. Учет влияния даже небольшого числа факторов влечет за собой весьма сложную техническую задачу - измерение коэффициентов трения в подвижных соединениях муфт, установление закона распределения нагрузки в сферических соединениях при различных зазорах и сочетаниях ма -териалов сопрягаемых деталей и т.п. Большинство допущении, сделанных в статическом и кішетостатическом расчетах муфт общеприняты, тщательно обоснованы и нашли подтверждение в работах це -лого ряда авторов [2, 17, 19, 51, 65 и др.] . Поэтому экспери -ментально исследовались только динамические процессы, происхо -дящие при воздействии на приводы, включающие ПФМ с УУ, стопор -ных нагрузок различной интенсивности нарастания. Основным кри -терием, характеризующим работу ШМ с УУ, принят упругий вращающий момент в валопроводах привода.
