Содержание к диссертации
Введение
Глава I. Проектирование механизмов с двумя волновыми зубчатыми передачами 10
1.1. Систематизация схем механизмов, составленных из двух волновых передач 10
1.2. Систематизация схем многоскоростных механизмов с волновыми передачами 19
1.3. Анализ многоскоростных механизмов и выбор компоновочной схемы двухскоростной лебедки с волновыми передачами 40
1.4. Обоснование выбора конструктивного исполнения двухскоростной лебедки 55
Глава II. Исследования особенностей высокомоментной волновой зубчатой передачи 66
2.1. Экспериментальные исследования влияния конструктивных особенностей волновой передачи на напряженное состояние гибкого колеса 66
2.2. Исследование влияния погрешностей изготовления деталей радиальной цепи волновой передачи на зазоры в ее волновом зацеплении 79
2.3. Выбор параметров волновой передачи с учетом погрешностей изготовления и деформации ее звеньев 94
Глава III. Экспериментальные исследования двухскоростной лебедки 104
3.1. Программа исследований и испытательный стенд 104
3.2. Основные характеристики лебедки с волновыми зубчатыми передачами 110
3.3. Напряженное состояние гибких колес волновых зубчатых передач 115
3.4. Нагрузки на зубья в волновой передаче 131
Глава IV. Практическое использование результатов исследования высокомоментных волновых зубчатых передач 146
4.1. Уточнения, вносимые в методику расчета высокомоментных волновых передач 146
4.2. Разработанные конструкции механизмов с волновыми передачами 155
4.3. Технико-экономическое обоснование целесообразности использования разработанных конструкций механизмов с волновыми передачами 165
Общие выводы и рекомендации 169
Литература 172
Приложения 186
- Систематизация схем многоскоростных механизмов с волновыми передачами
- Обоснование выбора конструктивного исполнения двухскоростной лебедки
- Исследование влияния погрешностей изготовления деталей радиальной цепи волновой передачи на зазоры в ее волновом зацеплении
- Напряженное состояние гибких колес волновых зубчатых передач
Введение к работе
Основными направлениями развития различных отраслей машиностроения в СССР предусматривается повышать в оптимальных пределах единичные мощности машин и оборудования при одновременном уменьшении их габаритных размеров, металлоемкости и снижении стоимости. Одним из путей решения этой задачи является использование в механизмах машин прогрессивных типов механических передач, к которым относится волновая зубчатая передача (ВЗП).
Волновая передача была изобретена и запантентована Массером (США) в 1959 году [121] и в настоящее время находит все большее применение в механизмах различных машин и оборудования [30,31, 34, 57,61,74,86,104,108,109]. ВЗП, обеспечивающая большое передаточное отношение в одной ступени, имеет значительные преимущества в отношении габаритных размеров, металлоемкости и простоты конструкции по сравнению с другими типами передач Особенности конструктивного исполнения ВЗП и их малые габаритные размеры позволяют совершенствовать конструктивные решения механизмов в целом. При этом встраивание ВЗП в барабаны, шкивы, ходовые колеса машин и другие исполнительные устройства делает механизмы еще более компактными f3I]. Незначительные приведенные зазоры в волновом зацеплении и малая крутильная жесткость ВЗП, в зоне небольших нагрузок, позволяют получать хорошие динамические характеристики механизмов при реверсировании, пуске и торможении, что приводит к уменьшению динамических нагрузок в элементах машин [21, 31,32,78,97j. Кроме того, малые габаритные размеры механизмов с ВЗП позволяют иногда снизить габаритные размеры и металлоемкость всей машины [30,81].
Анализ различных систем регулирования скорости приводов [7, 13,15,25,26,45,62,75,89,107] показывает, что в некоторых случаях целесообразно использовать механические системы, в которых осуществляется изменение передаточного отношения. Так как ВЗП является дифференциальным трехзвенным механизмом и обеспечивает большое передаточное отношение в одной ступени, то эту передачу можно использовать для получения большой разности скоростей выходного звена в многоскоростных механизмах; в многодвигательных и многобарабанных лебедках; в ремонтных, вспомогательных и пусковых приводах дробилок, вращающихся печей и конвейеров; в ходо-уменыпителях траншейных экскаваторов; в приводах сварочного и металлургического оборудования и в других механизмах машин [19,3lJ. Однако, до настоящего времени ВЗП в этих механизмах практически не используются. Одной из причин этого является отсутствие данных о многоскоростных механизмах с ВЗП и их кинематических возможностях. Поэтому целесообразно проведение комплекса исследований, направленных на обоснование подхода к выбору многоскоростных механизмов с двумя ВЗП на примере создания двухскоростной лебедки, одна из ВЗП которой по своим силовым и габаритным параметрам является крупнейшей в нашей стране и за рубежом.
В настоящее время требуются многоскоростные механизмы, содержащие малое число скоростей с большой разностью частот вращения выходного звена. Это, в частности, обусловливает целесообразность рассмотрения наиболее простых многоскоростных механизмов с двумя ВЗП. С целью удобства анализа этих механизмов следует их систематизировать. Существующие классификации многоскоростных механизмов,содержащих трехзвенные передачи,осуществляются по числу их скоростей [59,60,77]. При этом отсутствует систематиза-
ция многодвигательных механизмов. В связи с этим требуется совершенствование существующих классификаций многоскоростных механизмов, а также их уточнение с учетом особенностей ВЗП.
На выбор схемы механизма оказывает влияние его конструктивные особенности. Поэтому на основе выбранных рациональных кинематических схем целесообразно производить разработку и анализ различных вариантов компоновочных схем механизмов с двумя ВЗП [27,31].
В нашей стране проведено большое число исследований различных ВЗП [1,8,24,29,31.,.39,41,45,49...58,61,77,79,90...92,97, 115...119J и достигнуты значительные успехи в решении ряда важных задач, связанных с работоспособностью этщ передач для приводов малой и средней мощности. Однако, объем использования высокомо-ментных ВЗП еще крайне низок. Одной из причин этого является недостаточная изученность ряда вопросов, связанных с работоспособностью высокомоментных ВЗП, что требует проведения работ по совершенствованию и обоснованию параметров этих передач. Например, отсутствуют сведения о влиянии горизонтального расположения ВЗП и некоторые другие ее конструктивных параметров на напряженное состояние гибкого колеса; недостаточно изучено влияние некоторых геометрических параметров ВЗП (разности коэффициентов смещения исходных контуров колес и зазоров в волновом зацеплении) на напряженное состояние гибкого колеса и на характер распределения нагрузки в волновом зубчатом зацеплении; отсутствуют данные о напряжениях во впадинах зубьев гибкого колеса натурных образцов ВЗП; отсутствуют надежные рекомендации по расчету зазоров в радиальной цепи (вал генератора-жесткое колесо) ВЗП от погрешностей изготовления ее звеньев, а также рекомендации по учету погрешностей изготовления и деформации звеньев ее радиальной цепи
при определении геометрических параметров ВЗП. Кроме того, до настоящего времени имеются материалы по исследованию ВЗП с номинальным моментом на гибком колесе до 80 кНм и с мощностью привода до 25 кВт [20,31,92,109/, что ниже силовых параметров, требуемых для механизмов ряда кранов и экскаваторов.
Теоретические исследования ВЗП представляют значительные трудности, так как ее гибкое колесо под нагрузкой преобретает сложную форму, на которую оказывает влияние большое число факторов f9,3I,33,57,64,65,70j. Поэтому обоснование расчетных и конструктивных параметров ВЗП целесообразно осуществлять на основе как теоретических, так и комплексных экспериментальных исследований этих передач. При этом важное значение имеет проведение уникальных экспериментальных исследований волнового зацепления на натурном образце ВЗП разрабатываемой лебедки.
Несмотря на большое число конструктивных решений различных механизмов с высокомоментными ВЗП [27,31,87,112J имеются еще значительные возможности по совершенствованию их узлов и по разработке новых вариантов механизмов с использованием волновых передач.
В связи с изложенным решением задач совершенствования схем и обоснования расчетных и конструктивных параметров высокомомент-ных ВЗП, а также расширение области их применения имеет актуальное значение.
Целью настоящей диссертационной работы является выбор схем и обоснование параметров механизмов с высокомоментными ВЗП для кранов и экскаваторов .Для достижения этой цели проведены и выносятся на защиту следующие разработки и исследования: - систематизация кинематических схем механизмов с двумя ВЗП
(раздел I.I), позволяющая осуществлять выбор этих механизмов на первой стадии проектирования, то есть при кинематическом анализе;
систематизация простых обобщенных структурных схем многоскоростных одно- и двухдвигательных механизмов с двумя трехзвенными передачами (раздел 1.2). При этом получен ряд новых схем, учитывающих особенности ВЗП;
разработка и систематизация возможных вариантов кинематических схем многоскоростных двухдвигательных механизмов с двумя ВЗП (раздел 1.2), которые также можно использовать при анализе одно-двигательных многоскоростных механизмов;
определение рациональных схем и разработка вариантов компоновочных схем многоскоростных лебедок с двумя ВЗП (раздел 1.3), которые так же можно использовать при выборе компоновочных схем других механизмов с двумя ВЗП;
обоснование выбора оптимальной схемы и конструктивного исполнения двухскоростной грузоподъемной лебедки монтажного крана КПМ-32 с двумя ВЗП (раздел 1.3 и 1.4);
разработка экспериментального образца механизма поворота разгрузочной консоли экскаватора ЭРП-2500 с волновой передачей, на которой предварительно проведены комплексные исследования влияния горизонтального расположения ВЗП и некоторых других ее конструктивных и геометрических параметров на напряженное состояние гибкого колеса (раздел 2.1);
разработка методики расчета вероятных значений суммарных зазоров в радиальной цепи ВЗП от погрешностей изготовления ее звеньев (раздел 2.2);
разработка рекомендаций по определению геометрических параметров ВЗП с учетом погрешностей изготовления и деформации звеньев ее радиальной цепи (раздел 2.3);
разработка испытательного стенда для исследования экспериментального образца двухскоростной грузоподъемной лебедки (раздел 3.1);
разработка нового метода тарировки участков контрольного зуба жесткого колеса, позволяющего повысить качество экспериментальных исследований распределения нагрузки в волновом зацеплении (раздел 3.4);
исследования влияния разности коэффициентов смещения исходных контуров жесткого и гибкого колес и зазоров в радиальной цепи ВЗП на напряженное состояние гибкого колеса, характер распределения нагрузки в волновом зацеплении и КПД этой передачи (раздел 2.1, 3.2, 3.3, 3.4);
определение характера изменения напряжений во впадинах зубьев гибкого колеса натурного образца ВЗП в зависимости от некоторых ее параметров (раздел 3.3);
-уточнение методики расчета высокомоментных ВЗП (раздел 4.1);
- разработка конструкций редукторов с ВЗП для механизмов поворо
та разгрузочной консоли экскаватора ЭРП-2500 и механизма поворота
монтажного крана КПМ-40 (раздел 4.2).
В целом комплекс выполненных работ представляет собой новое решение актуальной задачи, заключающееся в получении схем многоскоростных механизмов с ВЗП и выявлении взаимосвязи их разновидностей, параметров и конструктивных решений с качественными показателями. Данная задача имеет существенное значение для машиностроения.
Работа проводилась в отраслевой лаборатории механических передач Московского инженерно-строительного института им.В.В.Куйбышева и производственном объединении Шдановтяжмаш.
Систематизация схем многоскоростных механизмов с волновыми передачами
В существующих механизмах требуется малое число скоростей с большой разностью вращения выходного звена. Поэтому в данной работе рассматриваются наиболее простые многоскоростные механизмы с двумя ВЗП. В целях простоты устройства необходимо, что бы многоскоростной механизм содержал наименьшее число звеньев, передач и элементов управления. Этим требованиям соответствуют многоскоростные механизмы с двумя степенями свободы [26,60,67].
Многоскоростные однодвигательные механизмы с двумя степенями свободы содержат элементы управления, включаемые по одному на каждом режиме работы. Варианты обобщенных структурных схем однодвигательных механизмов с двумя передачами и их рабочие схемы приведены в составленной таблице 1.3.
Каждой группе схем механизмов в табл.1.3, обозначенной одной и той же римской цифрой, характерна общность ведущего и ведомого звеньев. При этом последний механизм из каждой группы схем имеет рабочие схемы, характерные для всей рассматриваемой группы.
Схемы І...ІУ в табл.1.3 получены из общей схемы соединения двух передач (рис.1,а) за счет различного расположения ведущего и ведомого звеньев и элементов управления.
Схемы 1-І и 1-3 обеспечивают работу механизмов при последовательном соединении передач за счет раздельной остановки взаимосвязанных звеньев с помощью элементов управления I и 2. При этом происходит смена связующего звена передач механизма, что соответствует переходу схем каждой строки таблицы 1.3 от варианта 1,а к 1,6, с изменением передаточного отношения. Механизмы 1-3 также содержат муфту 3, которая осуществляет блокирование звеньев передач. Схемы 1-2 соответствуют последовательному соединению передач с управлением одного взаимосвязанного звена и блокированием механизма муфтой 3. Общее число вариантов кинематических схем каждого из механизмов 1-І и 1-3 соответствует 18, а механизма 1-2 - 36.
В схемах П и Ш ведущим и ведомым звеньями являются свободное и взаимосвязанное звенья передач. Элемент управления I этих механизмов обеспечивает остановку взаимосвязанного звена, элемент управления 2 замыкание кинематической цепи передачи П2, а муфта 3 блокирование всего механизма в 3 режиме его работы.
В первом режиме работы механизмов II и Ш в передаче движения от ведущего к ведомому звену участвует только передача Ш. Во втором режиме механизмы II работают по замкнутой схеме с за мыканием П2 на ведомый вал, что соответствует вторым вариантам схем табл.1, а механизмы Ш - с замыканием П2 на ведущий вал, что соответствует третьим вариантам схем табл.1. Общее число вариантов механизмов по каждой из обобщенных схем П и Ш со-ставлет 36.
Для схем ІУ характерно независимое параллельное соединение передач (рис.1.2,а) с раздельным их включением в I и 2 режимах элементами управления I и 2. Кроме этого в схемах ІУ-2 в третьем режиме осуществляется блокирование механизма муфтой 3. Общее число вариантов данных кинематических схем по каждой обобщенной схеме ІУ соответствует 36, т.к. каждая ВЗП имеет по шесть вариантов соединения звеньев [31].
В У строке табл.1.3 приведены схемы с последовательным соединением передач, в которых осуществляется управление передачи ПІ. Элемент управления I служит для блокирования передачи ПІ за счет соединения двух ее звеньев, что обеспечивает вращение передачи ПІ в первом режиме с передаточным отношением равным І. В преобразовании движения в первом режиме участвует только передача П2. Во втором режиме элемент управления 2 включает передачу ПІ за счет остановки ее реактивного звена. При этом общее передаточное отношение механизма определяется по формуле (1.2)
Возможные варианты схем последовательного соединения передач, в которых осуществляется управление передачи П2. Однако использование этих схем при больших передаточных отношениях ПІ и П2 нерационально из-за больших нагрузок на элементах управления.
В столбцах а, б и в таблицы 1.3 приведены разновидности структурных схем, которые отличаются типом элементов управления и местом их расположения. При выборе схемы многоскоростного механизма с ВЗП необходимо учитывать существенное влияние расположения элементов управления на величину нагрузки передаваемую этими элементами. Расположение элемента 2 может оказать также влияние на частоту вращения звеньев передачи П2 при холостом режиме ее работы.
Блокирующий момент, передаваемый муфтой, будет наименьшим в том случае, если муфта поставлена между двумя звеньями, имеющими наибольшую относительную угловую скорость вращения [59, 60]. Например, в схемах У нерационально соединять блокирующей муфтой колеса ВЗП.
Обоснование выбора конструктивного исполнения двухскоростной лебедки
На основе выбранной компоновочной схемы [2] произведена разработка конструктивной схемы лебедки. При этом учитывалось, что деформация рамы, опор и барабана лебедки под действием сил натяжения каната, а также неточности изготовления и монтажа оказывают влияние на работоспособность ВЗП. Для уменьшения влияния этих факторов в разрабатываемой лебедке предусматривается самоустановка звеньев ВЗП.
Принцип конструирования механизмов без избыточных связей предложен профессором Л.Н.Решетовым [85J. Подсчет числа избыточных связей в механизме с ВЗП может быть проведен в соответствии с рекомендациями [24,27J.
В выбранной конструктивной схеме лебедки (рис.1.5) исклю чение избыточных связей в ВЗП I и 2, расположенных в барабане б, осуществляется за счет зубчатых муфт 7...10. Радиальные перемещения генератора волн ВЗП I, необходимые для его самоустановки относительно гибкого колеса передачи, обеспечиваются за счет упругой деформации вала 12 и его подшипников II, а также за счет зазоров в этих подшипниках и муфте 10. Тормоза 3...5 служат для остановки барабана и управления лебедкой.
На основе выбранной конструктивной схемы была разработана конструкция двухскоростной двухдвигательной грузоподъемной лебедки с двумя ВЗП для монтажного портального крана КПМ-32-30-10,5 грузоподъемностью 32 тс. Эта лебедка обеспечивает номинальный момент на барабане 220 кН»м [29,30j.
Входной вал I главной ВЗП установлен в полом валу 2 и с помощью зубчатой муфты 21 соединен с генератором валн 10, который содержит три диска, установленные на четырех подшипниках. Такая симметричная схема генератора волн обеспечивает его самоустановку относительно гибкого колеса и является конструктивно уравновешенной, что имеет важное значение в связи с большой, мощностью привода. Диски генератора волн 10 деформируют через промежуточное кольцо 9 гибкое колесо 7, в двух диаметрально противоположных зонах, и вводят его в зацепление с жестким колесом 8, которое установлено в барабане 23. Реактивный момент с гибкого колеса 7 через зубчатый венец 6, зубчатую полумуфту 3 и полый вал 2 передается на опору 22. Осевые силы с гибкого колеса 7 и генератора волн 10 так же замыкаются на опоре 22.
Входной вал 16 ВЗП микропривода установлен в полом валу 18. и соединен с помощью двойной зубчатой муфты 20 с дисковым ге нератором волн 19. Осевая сила генератора волн замыкается через подшипники узла микропривода на опоре 17. Гибкое колесо 13 микропривода соединено с помощью двойной зубчатой муфты II с генератором волн 10 главной ВЗП. Осевая сила с гибкого колеса 13 замыкается через сферическую поверхность упора 12 и входной вал 16 на опору 17 или через муфту II и входной вал I на ппо-ру 22, в зависимости от направления силы.
Жесткое колесо 14 через полый вал 18, установленный в подшипниках крышки 24 барабана, соединено с тормозным шкивом 15 тормоза, который при посадочной скорости вращения барабана передает реактивный момент с ВЗП микропривода на раму лебедки.
Наиболее опасными по возможности возникновения усталостных разрушений являются участки гибкого колеса в районе перехода зубчатого венца волнового зацепления к гладкой части f34J. Для уменьшения напряжений в этой части гибкого колеса в конструкциях ВЗП предусматривается увеличение ширины зубчатого венца гибкого колеса до 1,18 иш, где 6%г- ширина зубчатого венца жесткого колеса, и смещение центров расположения указанных венцов на 0,09 0W, При этом участки зубьев гибкого колеса со стороны его гладкой части являются нерабочими. Результаты экспериментальных исследований напряжений во впадинах зубьев гибкого колеса подтверждают правильность указанного конструктивного решения (см.раздел 3.3).
Крышка 26 микропривода лебедки является также звездочкой цепной передачи, которая соединяет барабан с выключателем, ограничивающим высоту подъема и опускания груза.
Исследование влияния погрешностей изготовления деталей радиальной цепи волновой передачи на зазоры в ее волновом зацеплении
Радиальная цепь вал генератора волн - жесткое колесо ВЗП состоят из ряда сопряженных между собой деталей. Погрешности изготовления и деформация звеньев радиальной цепи суммируются и оказывают существенное влияние на величины действительной радиальной деформации гибкого колеса и зазора в волновом зацеплении, которые определяют работоспособность ВЗП [18, 31, 32, 51, 57, 88, 97, НО, 118J . Поэтому исследование влияния погрешностей изготовления деталей на величину зазоров в радиальной цепи ВЗП и учет этих зазоров при расчете и проектировании ВЗП имеет важное значение.
Существующие рекомендации [18, 56, 57, ИЗ] по определению радиальных зазоров в ВЗП от погрешностей изготовления основаны на методе минимума-максимума, при котором предполагается, что в процессе сборки изделия возможны одновременно,самые неблагоприятные сочетания наибольших и наименьших предельных значений размеров деталей. Таким образом, суммарный зазор в радиальной цепи ВЗП определяется путем суммирования предельных значений зазоров в сопряжениях. Этот метод используется для расчета зазоров в ВЗП с кулачковым генератором волн, который имеет малое число сопряженных поверхностей.
В таблице 2.1. приведены данные о возможных погрешностях изготовления деталей радиальной цепи ВЗП с дисковым генератором волн и с самоустановкой звеньев. Эта передача (см.рис.4.2) используется в роторном экскаваторе ЭРП-2500. На основе метода минимума-максимума произведен расчет возможных значений радиальных зазоров в сопряженных звеньях указанной ВЗП от погрешностей изготовления f83J- Расчетная схема ВЗП приведена на рисунке 2.8. Данные расчеты показывают, что величина суммарного зазора в зацеплении ВЗП с ЛІ а 0,6 мм может изменяться в широких пределах от 0,003 до 0,563 мм. В связи с этим затрудняется необходимый учет погрешностей изготовления деталей радиальной цепи при расчете ВЗП.
Уменьшение суммарного зазора в радиальной цепи ВЗП за счет увеличения точности изготовления деталей практически неприемли-мо, так как все детали изготавливаются с наиболее высокой точностью (табл.2.I), рекомендуемой при производстве подъемно-транспортных и горнорудных машин. При изготовлении ВЗП иногда рекомендуют использовать селективную сборку деталей, которая основывается на методе группйвой взаимозаменяемости, или технологический компенсатор, (например, диаметр роликов генератора), размер которого определяется методом пригонки. Однако, применение данных методов усложняет производство и ремонт редукторов.
Допуски зазоров, расчитанные методом минимума-максимума, не согласуются с практическими результатами, так как вероятность появления предельных значений размеров деталей одновременно во всех сопряжениях размерной цепи равна нулю. В связи с этим, для оценки погрешностей изготовления звеньев ВЗП целесообразно использовать теоретико-вероятностный метод расчета [16, 42, 44, 100, 120 J , который основывается на очень малой вероятности (например, 0,27%) получения предельных значений составляющего суммарного зазора.
В общем случае, на основании правила суммирования средних квадратических отклонений независимых случайных величин, допуск на замыкающий размер Т2 определяется путем квадратического суммирования допусков влияющих размеров [44J где Хх и /С/ - коэффициенты относительного рассеивания замыкающего и j -го влияющего размеров; 7} _ допуск влияющего і -го размера; Cj - коэффициент приведения.
Коэффициенты / и /(г характеризуют отличие распределения погрешности } -го и замыкающего размеров от распределения по закону Гаусса. Коэффициент приведения fy определяет направление и степень воздействия влияющего размера на конечный результат.
Формула (2.1) соответствует стандартному значению риска (0,27%) выхода значения замыкающего размера за пределы поля допуска. Изменение степени риска можно учитывать с помощью коэффициента риска [I20J.
Количество сопряженных поверхностей и размеров деталей, влияющих на величину суммарного зазора в радиальной цепи, зависит от конструктивного исполнения ВЗП и, в особенности, от конструкции ее генератора волн. В силовых ВЗП обычно используются дисковые или кулачковые генераторы волн. Рассмотрим расчет зазоров в ВЗП с дисковым генератором волн, который имеет большое число сопряженных поверхностей и соответствует наиболее общему случаю расчета.
Радиальная цепь деталей ВЗП имеет замкнутый размерный контур, который является необходимым условием для составления и анализа размерной цепи. Особенностью замкнутого контура радиальной размерной цепи ВЗП является наличие в нем самостоятельных замкнутых контуров сопряженных поверхностей деталей, между которыми может иметь место радиальный зазор Z; или натяг. Индекс j обозначает номер сопряжения. Величины зазоров в размерной цепи ВЗП являются замыкающими размерами.
Другой особенностью радиальной цепи ВЗП является изменение формы ее гибкого колеса под нагрузкой, что приводит к смещению оси деформации генератора волн от зоны зацепления и превращению размерной цепи из линейной в плоскую.
Предварительно рассмотрим вероятные значения зазоров от погрешностей изготовления в радиальной цепи ненагруженной ВЗП, в которой зазоры между сопряженными поверхностями деталей выбираются под действием сил упругости гибкого колеса в одном направлении. Поэтому на основании формулы (2.1) допуск на вероятный зазор в j -ом сопряжении
Напряженное состояние гибких колес волновых зубчатых передач
Целью данных исследований является экспериментальное определение собственных частот колебаний гибких колес для проверки передач на удаленность от резонанса. Определение частот собственных колебаний гибких колес производилось по виброграммам собственных колебаний при ударном возбуждении оболочек [76J . Запись колебаний осуществлялась с помощью тензорезисторов, которые установлены в различных точках гибких колес и служит также для определения их напряженного со стояния. Результаты гармонического анализа записанных колебаний показывают, что низкая собственная частота колебаний (fH ) гибкого колеса главной ВЗП находится в пределах 37...39 Гц, а гибкого колеса ВЗП микропривода - 115...117 Гц. Первая критическая частота вращения генератора волн, при которой напряжения резко повышаются, может быть определена по формуле [28] где К - число волн генератора. На основе зависимости (4.2) первая критическая частота т вращения генератора волн главной ВЗП составляет 119 с , а ВЗП микропривода - 364 с . Действительная частота вращения генера тора волн главной ВЗП составляет 56 с , а ВЗП микропривода -144 Сравнение критической и действительной частот вращения генератора волн показывает, что они отличаются более чем на 30%.
Следовательно, резонансных колебаний гибких колес, за счет совпадения рассматриваемых частот, не будет. прочность гибкого колеса, которое работает в условиях циклического знакопеременного нагружения [4, 20, 31, 45, 53, 90, 103] Теоретическое определение напряжений в гибком колесе представляет значительные трудности, так как практика испытаний показала, что гибкое колесо имеет сложную форму искривления, которая завиоит от большого числа факторов. Поэтому экспериментальные исследования влияния различных факторов на напряженное состояние гибкого колеса представляет значительный интерес для обоснования конструктивных и расчетных параметров ВЗП. Изменение напряжений на гладких поверхностях гибких колес производится методом" электротензометрирования с использованием тензорезисторов f27, 68, 69J. Схема расположения тензорезисторов на гибком колесе главной ВЗП приведена на рис.3.5. Линии на тензорезисторах условно обозначают расположение их решеток и направление замеряемого напряжения. Основное количество датчиков расположено перпендикулярно образующим гибкого колеса, так как данные испытаний [31, 47, 57] показывают, что преобладающими напряжениями в колесе являются напряжения изгиба и растяжения в его осевых сечениях. Определение напряжений на гладких поверхностях гибкого колеса осуществлялось с помощью тензорезисторов типа 2ПКБ-І0-І00 и 2ІЖБ-5-І00 с базой 10 и 5 мм и с сопротивлением 100 ом (тензо-резисторы I...4I). Тензорезисторы I...I2, 24, 30 и 32 использовались для определения характера изменения напряжений по длине гибкого колеса, а тензодатчики І, ІЗ...23 для определения напряжения в различных точках по периметру гибкого колеса.
