close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Совершенствование конструкции и методов проектирования карданных передач с шарнирами неравных угловых скоростей

код для вставкиСкачать
Работа выполнена в Сибирском государственном университете науки и
технологий имени академика М. Ф. Решетнева
НАУЧНЫЙ РУКОВОДИТЕЛЬ
Ереско Татьяна Трофимовна
доктор технических наук, доцент,
заведующая кафедрой Основы конструирования
машин ФГБОУ ВО «Сибирский
государственный университет науки и
технологий» имени академика М. Ф. Решетнева
ОФИЦИАЛЬНЫЕ ОППОНЕНТЫ:
Шелофаст Владимир Васильевич
доктор технических наук, доцент,
профессор кафедры Основы конструирования
машин ФГБОУ ВО «Московский
государственный технический университет»
имени Н. Э. Баумана
Кутлубаев Ильдар Мухаметович
доктор технических наук, профессор,
профессор кафедры горных машин и
транспортно-технологических комплексов
ФГБОУ ВО «Магнитогорский государственный
технический университет» имени Г.И. Носова
ВЕДУЩАЯ ОРГАНИЗАЦИЯ
ФГБОУ ВО «Омский государственный
технический университет», г. Омск
Защита диссертации состоится 26 октября 2018 г. в 09-00 часов на
заседании диссертационного совета Д212.018.02 при ФГБОУ ВО «Братский
государственный университет», ауд. 3205, корп.3, по адресу: 665709,
Иркутская область, г. Братск, ул. Макаренко, д.40.
С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ФГБОУ ВО
«Братский
государственный
университет»,
а
также
на
сайте
http://brstu.ru/docs/podrazdeleniya-brgu/disssert-sovet/kukushkin-ev/dissertaciyakukushkin.pdf
Отзывы на автореферат в двух экземплярах с подписью, заверенной
печатью, просим направлять по указанному выше адресу на имя ученого
секретаря диссертационного совета. Для связи с секретарем могут быть
использованы: факс (8-3953) 33-20-08, тел. (8-3953) 32-53-63, e-mail:
efremov@brstu.ru
Автореферат разослан
Ученый секретарь
Диссертационного совета
кандидат технических наук, доцент
И. М. Ефремов
2
ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ
Актуальность работы. Обеспечение надежности и безопасной
эксплуатации транспортно-технологических машин является актуальным
научно-техническим
направлением
в
развитии
современного
машиностроения. В конструкциях транспортно-технологических машин
широко
применяются карданные передачи, включающие карданные
шарниры неравных угловых скоростей, которые в силу множества
конструктивных и эксплуатационных факторов часто выходят из строя.
Разработке теории проектирования и конструкций карданных передач с
целью повышения надежности и долговечности, как передач, так и
транспортно-технологических
машин
и
оборудования
посвящены
исследования Гайдара С. М., Голубева И. Г., Дегтярева М. Г., Дьякова И. Я.,
Егорова Л. А., Ереско С. П., Ереско Т. Т., Ерохина М. Н., Ефимцева А. В.,
Иванова С. Н., Кожевникова С. Н., Лапшина С. А., Лысова М. И., Лялякина
В. П., Малаховского Я. Э., Меновщикова В. А.,Пастухова А. Г., Сигаева А.
М., Тимашова Е. П., Флика Э. П., Харазия Л. В., Цитовича И. С.,
Черноиванова В. И., Чудакова Е. А. и др.
Статистика и характер отказов карданных передач с шарнирами
неравных угловых скоростей в эксплуатации выявили наиболее слабое звено,
а именно карданные шарниры с игольчатыми телами качения. Анализ
результатов эксплуатационных и стендовых испытаний указанных шарниров
выявил наличие секторного износа рабочих поверхностей крестовины
карданного шарнира, обусловленного кинематикой возвратно-вращательного
относительного
движения
трущихся
поверхностей.
Поэтому
в
подшипниковых узлах карданных шарниров неравных угловых скоростей
реализуется лишь 30…60% их потенциального ресурса по критерию износа, а
значит разработка мероприятий, направленных на доиспользование этого
потенциального ресурса, является перспективным направлением.
Основные результаты диссертационного исследования получены
автором при выполнении государственного задания Министерства
образования и науки Российской Федерации № 9.447.2014/к в качестве
исполнителя в сроки обучения в очной аспирантуре ФГБОУ ВО «Сибирский
государственный университет науки и технологий имени М.Ф. Решетнева».
Таким образом, задача повышения долговечности карданных передач за счет
совершенствования конструкции карданных шарниров и способа
технического обслуживания карданных передач, является актуальной
Степень
разработанности
проблемы.
Известные
методики
проектирования карданных передач до настоящего времени не учитывали
существенные конструктивно-режимные факторы, влияющие в итоге на
точность расчетов при проектировании, такие как соотношение параметров
длины, угла излома карданного вала и его угла закручивания при работе под
действием нагрузочных моментов, и не позволяли исследовать
равнопрочность конструкции карданной передачи в целом. Патентные
исследования показывают, что совершенствование конструкций карданных
3
передач и способов их технического обслуживания интенсивно
продолжается.
Цель исследования - совершенствование конструкции и методов
проектирования карданных передач с шарнирами неравных угловых
скоростей, а также способа их технического обслуживания.
Для достижения цели были поставлены следующие задачи
исследования:
1. Усовершенствовать методику расчета и оптимизации конструктивнорежимных параметров карданных передач с шарнирами неравных угловых
скоростей за счет учета неучтенных факторов, а именно угла закручивания
карданного вала в сочетании с переменным углом излома карданной
передачи, переменной длинной, передаваемым вращающим моментом и
частотой вращения карданного вала в условиях ступенчатого нагружения
переменным тормозным моментом.
2. Провести экспериментальные исследования по выявлению влияния
длины карданной передачи, угла излома карданной передачи, тормозного
момента, частоты вращения карданной передачи на угол закручивания вала
карданной передачи с получением соответствующих регрессионных моделей
для введения их в усовершенствованную методику расчета карданных
передач.
3. На основе экспериментально-теоретических исследований вывести
зависимости для определения коэффициента полезного действия карданной
передачи, как критерия оптимизации ее конструктивно-режимных
параметров.
4. Разработать комплекс программ для расчета и оптимизации
конструктивно-режимных параметров карданных передач.
5. Оптимизировать конструктивно-режимные параметры серийных
карданных передач исходя из принципа соблюдения равнопрочности
конструкции.
6. Разработать практические предложения по совершенствованию
конструкций карданных передач и их элементов, а также способов их
технического обслуживания.
7. Провести прогнозные расчеты долговечности и предельного ресурса
предлагаемых новых конструктивных решений карданных передач и способа
их технического обслуживания.
Объектом исследования является карданная передача с карданными
шарнирами неравных угловых скоростей на игольчатых подшипниках,
широко применяемая в трансмиссиях транспортно-технологических машин.
Предметом исследования является процесс проектирования и
эксплуатации карданной передачи с шарнирами неравных угловых скоростей
транспортно-технологических машин.
Научная новизна. Усовершенствованная методика расчета проектных
параметров карданных передач, реализованная в разработанном впервые
комплексе программ, учитывает угол закручивания карданного вала и угол
излома карданной передачи в сочетании с переменными параметрами длины,
4
нагружающего момента и частоты вращения, а также принцип
равнопрочности всех элементов конструкции карданной передачи,
реализованный применением специализированных программ конечноэлементного анализа напряженно-деформированного состояния всех
элементов конструкции, как стандартизированных передач, так и передач
авторской конструкции, запатентованных и имеющих мировой приоритет по
технической новизне.
Разработанное автором и использованное в работе экспериментальное
оборудование, защищенное патентами на полезные модели и изобретения,
позволило ввести новые неучтенные ранее конструктивные параметры, такие
как угол закручивания и угол излома карданной передачи и получить новую
регрессионную зависимость коэффициента полезного действия карданной
передачи от длины карданной передачи, угла излома карданной передачи,
частоты вращения карданного вала и тормозного момента.
На основе исследований предложены новые конструкции элементов
карданных передач и новый способ их технического обслуживания,
защищенные патентами на полезные модели и изобретения.
Разработан уникальный комплекс программ для проектирования
карданных передач всего типоразмерного ряда и их элементов, а также для
оптимизации конструктивно-режимных параметров карданных передач, в
зависимости от нагрузок и условий эксплуатации.
Практическая значимость и реализация. Результаты работы
получены и использованы при выполнении исследований по
государственному заданию "Совершенствование конструкций и методов
проектирования систем приводов транспортно-технологических машин" на
2013-2016 годы (номер 9.447.2014/к, руководитель проекта Ереско С. П.).
Результаты научных исследований использованы в учебном процессе
кафедры «Основы конструирования машин» Сибирского государственного
университета науки и технологий имени академика М. Ф. Решетнева, а также
разработана конструкция экспериментального стенда для изучения работы
трансмиссий, который также внедрен в учебный процесс.
Методы исследований. Поставленные задачи решены проведением
теоретических и экспериментальных исследований с использованием
положений системного анализа, планирования эксперимента, регрессионного
анализа, известных соотношений теории прочности и сопротивления
материалов, а также применением сертифицированной программы
«EREGRE», специализированных пакетов программ APM WinMachine, APM
FEM, КОМПАС-3D и авторских программ оптимизации конструктивнорежимных параметров карданных передач, выполненных в среде LabView,
авторское стендовое оборудование и автоматизированные калиброванные
измерительные средства с записью данных на персональный компьютер.
На защиту выносятся следующие положения:
1. Усовершенствованная методика расчета и оптимизации
конструктивно-режимных параметров карданных передач с серийными и
усовершенствованными шарнирами неравных угловых скоростей, за счет
5
учета неучтенных факторов, а именно угла закручивания карданного вала, в
сочетании с переменным углом излома карданной передачи, переменной
длинной, передаваемым вращающим моментом и частотой вращения
карданного вала в условиях ступенчатого нагружения переменным
тормозным моментом, а также оптимизации конструктивных размеров
сменных шипов крестовины.
2. Регрессионные модели угла закручивания вала карданной передачи
и коэффициента полезного действия, зависящие от параметров: длины
карданной передачи, угла излома карданной передачи, тормозного момента и
частоты вращения карданной передачи.
3. Регрессионная модель эквивалентных напряжений σ в опасном
сечении сопряжения сменного шипа с корпусом крестовины, зависящие от
размеров сечения шестигранника Х1 (размер под ключ) и Х2 (длина) сменного
шипа крестовины, полученная на основе вычислительного эксперимента по
определению напряженно-деформированного состояния в среде APM
WinMachine, с использованием модуля APM FEM.
4. Комплекс программ для расчета и оптимизации конструктивнорежимных параметров элементов карданных передач, разработанный в среде
визуального программирования LаbView с выводом файлов обмена с
пакетами прикладных программ КОМПАС-3D для построения 3D моделей
карданных передач, в зависимости от задаваемых проектных параметров
карданной передачи, назначаемых материалов и условий эксплуатации.
Данные научные положения отвечают пп. 1, 2, 3, 5, 7 области
исследований формулы научной специальности: 05.02.13 - Машины,
агрегаты и процессы.
Достоверность научных результатов обеспечивается сходимостью
результатов
экспериментальных
и
теоретических
исследований,
использованием методологических принципов и фундаментальных
положений механики, теории планирования эксперимента, статистической
обработкой экспериментальных данных и их регрессионным анализом,
подтверждающем адекватность полученных регрессионных моделей и
относительную погрешность аппроксимации не превышающую 9%, а также
применением численных методов, реализованных в сертифицированных
пакетах прикладных программ APM WinMachine и программ разработанных
автором на основе полученных адекватных регрессионных моделей и
совпадением расчетных данных с экспериментальными данными других
исследователей.
Апробация работы и результатов. Основные результаты
исследований докладывались, обсуждались и одобрены на ежегодных
международных
научных
конференциях:
«Решетневские
чтения»,
«Актуальные проблемы авиации и космонавтики» (2012-2018), Механики
XXI (2017). По теме диссертации опубликовано 62 печатные работы.
Структура и объем работы. Диссертация состоит из введения,
четырех глав, основных выводов по работе и списка литературы из 147
6
наименований и 4 приложений. Основная часть работы изложена на 170
страницах, содержит 117 формул, 46 рисунков и 29 таблиц.
СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ
Во введении обосновывается актуальность направлений исследования,
связь с научно-техническими проблемами современного машиностроения,
формулируются цель и задачи исследования.
В первой главе приведен обзор источников по тематике исследования.
Карданная передача - это агрегат транспортно-технологических машин,
предназначенный для передачи вращения между соединяемыми узлами и
другими агрегатами, оси валов которых имеют угловое, радиальное и осевое
смещение или могут изменять свое относительное положение при
эксплуатации, т. е. основная функция применения карданных передач
заключается в передаче потока мощности от двигателя к исполнительным
механизмам, которые расположены в пространстве. Карданные передачи
работают в напряженных условиях, как в кинематических, так и в
динамических режимах, они слабо защищены от воздействия внешней среды.
Исследованиями нагруженности трансмиссий и, в частности
карданной передачи автомобилей, тракторов, занимались Блох З. Ш.,
Болотов А. К., Иванов С. Н., Климов А. А., Кугель Р. В., Лапшин С. А.,
Лунин П. П., Лысов М. И., Меновщиков В. А., Стефанович Ю. С., Стручков
А. В., Цитович И. С., Чудаков Е. А., Эйдинов М. С. и др.
Наиболее перспективными направлениями повышения надежности
карданных передач транспортно-технологических машин является
совершенствование и модернизация элементов конструкции с целью
повышения долговечности, безотказности и ремонтопригодности элементов,
разработка прогрессивных технологий, основанная на рациональных
способах технического обслуживания и ремонта, разработка технических
средств и методик испытаний.
Современные транспортные машины имеют пробег 2,5·105 (3·105) км, а
при средней скорости движения 60 км/ч долговечность составляет L10h =
4,2·103 (5·103) ч. По данным ВНИИПП (РТМ 37.006.299-80), долговечность
составляет L10h = 8·103 (12·103) ч. При расчете по ГОСТ 18855-94
долговечность составляет L10h = 15·103 (20·103) ч. Всё это говорит о том, что
реальные условия работоспособности и эксплуатации не учтены при расчете
и выборе подшипников на стадии проектирования.
На примере базового ресурса подшипника ГПЗ 704702К, вычисленного
с использованием зависимости между ресурсом, выраженным в миллионах
оборотов, и ресурсом в рабочих часах, без учёта осевой нагрузки, дает
результат:
,
,
=
∙
=
∙
= 12021ч
(1)
∙
где Cr – расчетная динамическая грузоподъемность, [H]; m – показатель
степени по долговечности, равен 3,33; Р – расчётная нагрузка, [H]; n –
частота вращения, [мин-1]
При учёте влияния перекоса тел качения:
7
=
∙
=
,
,
,
∙
= 4421ч
∙
(2)
Скорректированный ресурс с учетом влияния смазочного материала
(литол 24):
=
∙
= 1,1 ∙
,
,
,
∙
= 4863ч
∙
(3)
где а1 – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности,
равен 1; а23 – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от
смазки, равен 1,1.
Расчет, выполненный с учетом перекоса тел качения и смежных
явлений, показывает, что долговечность дает результат соответствующий
эксплуатационным испытаниям. Для определения допустимого износа
воспользуемся полученным значением δmax = 0,00092dш = 0,01472 мм (14,72
мкм), трибологический коэффициент по результатам эксперимента aT = 1/ν =
3,34·103, а коэффициент вероятности принимаем aw = 0,9
= ! ∙ " ∙ # $ &% = 14,72 ∙ 0,36 ∙ 10 ∙ 0,9$ ,) = 6159ч
(4)
Расчет долговечности, исходя из зависимости изнашивания рабочих
поверхностей с учетом пластических деформаций, при значениях Ih =6,3·10-9
мкм в час, определяется следующим образом:
+,,2
=
=
= 7534ч
(5)
34
∙./ ∙ ∙01
∙
∙ , ∙
∙ , 2
По результатам исследований расчёт долговечности, основанный на
критерии предельного состояния в виде усталости материала дорожек и тел
качения, дает результат:
=
, ∙
∙6
∙5
789об $
? ∙
<д ∙М
=
, ∙
)
∙
∙@
)
∙ ,
$
8 ,
, ∙A)
B
,
∙ 1,0 ∙ 0,8 ∙
0,33 = 8,17ч (6)
где Сr – динамическая грузоподъемность подшипника, [H]; H – расстояние
между торцами карданного шарнира, [м]; lоб – общая длина иглы, [м]; γ –
угол излома карданной передачи, [град]; Кд – коэффициент динамичности,
определяемый по данным анализа нагруженности в эксплуатации; М –
вращающийся момент, [Нм]; a1 – коэффициент надежности; a2 –
коэффициент материала; a3 – условный коэффициент эксплуатации.
Расчёт долговечности по методике ВНИИМЕТМАШ при постоянной
частоте вращения по коэффициенту долговечности дает результат:
= 500 ∙ C
,
D
EFGH IJ IKL
M = 500 ∙
, ∙)
,
∙ , ))A
A) ∙ , ∙ ,
= 25,3ч
(7)
где fd – коэффициент динамичности; fnγ – коэффициент, получаемый в
зависимости от произведения n и γ, R – расстояние от оси шарнира до
среднего сечения подшипника, [м].
Расчёт долговечности по методике авторов дает результат:
=
, ∙
∙N∙√∆
∙@
789об $
М
B
,
=
)
, ∙
∙ ∙√ 2
∙@
)
∙ ,
A)
8 ,
$
B
,
= 44,2ч
где ∆ – начальный радиальный зазор в подшипниковых узлах, [мкм].
8
(8)
Таким
образом,
полученные
результаты
показывают,
что
математические модели расчета долговечности дают заниженную расчетную
оценку, а необходимость совершенствования методов расчета вызывают:
появление новых материалов, необходимость повышения эксплуатационных
скоростей и температур, снижение веса, увеличение сроков эксплуатации,
снижение стоимости и достижение экологической совместимости. Все это
вынуждает более тщательно исследовать поведение материалов, изучать и
учитывать особенности условий эксплуатации.
Вторая глава включает усовершенствованную методику расчета
проектных параметров карданных передач.
Для определения основных размеров карданного вала необходимо
определить
максимальную
частоту
вращения
карданного
вала,
соответствующую максимальной скорости вращения карданного вала,
выбрать размеры сечений труб по ГОСТ 5005-82, которые проверяют
максимальным крутящим моментом. Рассчитать критическую частоту
вращения карданного вала. В расчете на жесткость угол закручивания
карданного вала определить по формуле:
"∙9 ∙ ) ∙<J
Q= в
, +град(9)
ST ∙!∙U
где G – модуль упругости при кручении, равный 8,5·1010 Па; JP – полярный
момент инерции сечения карданного вала при кручении, [м4]; Kd –
поправочный коэффициент, равен 0,96 по результатам эксплуатации.
Согласно ГОСТ 21425-75 производится расчет шлицевых соединений.
Определить размеры сечений приварной вилки карданного вала по
формулам:
Z
Y = , +м(10)
= \ + Y, +м(11)
где D – диаметр отверстия под подшипник, [м].
Определить силу, действующую на вилки карданного вала по формуле:
"
^=
, +`(12)
78_
где Т – вращающий момент, действующий на вилку карданного вала, [Нм]; H
– ширина вилки карданного вала, [м].
Определить напряжение изгиба вилки карданного вала по формуле:
e∙f
(13)
aизгВ = 1 , +МПа#изг
где Wизг – момент сопротивления опасного сечения при изгибе, [м3]
определяющийся по формуле:
%∙_i
hизг =
, +м (14)
Определить допускаемое напряжение на изгиб вилки по формуле:
l
(15)
jaизгВ k = nт , +МПагде σт – предел текучести материала, [МПа]; s – коэффициент запаса
прочности, равен 1,4.
Определить напряжение кручения вилки карданной передачи по
формуле:
9
oкрВ =
e∙fi
#кр
, +МПа-
(16)
где Wкр – момент сопротивления опасного сечения при кручении, [м3]
определяющийся по формуле:
hкр = qК ∙ ∙ Y , +м (17)
де αК – коэффициент, зависящий от соотношения a/b длин сторон сечения
Определить допускаемое напряжение на кручение вилки карданной
передачи по формуле:
l
(18)
joкрВ k = в , +МПаОпределить эквивалентное напряжение по третьей теории прочности
по формуле:
(19)
aэкв = √a + 3o , +МПаОпределить напряжения смятия вилки карданного вала по формуле:
∙e
aсм =
, +МПа(20)
U∙Z∙_
Определить напряжения среза вилки карданного вала по формуле:
e
oср =
, +МПа(21)
%∙_
Напряжения должно удовлетворять следующим условиям:
aизгВ ≤ jaИВ k , oкрВ ≤ joКВ k, aсм ≤ aэкв , oср ≤ aэкв
Определить напряжение изгиба шипа крестовины по формуле:
e ∙
aизг.ш = ш , +МПа(22)
#изг.ш
где dо – диаметр отверстия в шипе крестовины карданного шарнира для
смазки, равен 0,3·dш, [м]; h – плечо силы, определяющееся исходя из того,
что сила приложена в середине иглы карданного подшипника, равное
0,4375·dШ, [м].
Определить момент сопротивления сечения шипа крестовины по
формуле:
hизг.ш = 0,12yz − 0,1|о , +м (23)
Определить касательные напряжения среза по формуле:
,
∙eш
oср =
(24)
i
i , +МПа,
9} 8U~о
Определить допускаемое напряжение на срез шипа крестовины по
формуле:
l
(25)
joср k = в , +МПаРасчетные значения напряжений изгиба и среза шипа крестовины не
должны превышать предельных значений допускаемых напряжений для
выбранного материала шипа:
aизг.ш ≤ +aизг.ш -, oср ≤ joср k
(27)
Далее производим расчёт ожидаемого угла перекоса тел качения в зоне
нагрузки, предварительно вычисляя расчетную нагрузку на наиболее
нагруженное тело качения в зоне контакта, с учетом влияния центробежной
силы, производим проверочный расчет долговечности карданного шарнира с
учетом влияния смазки. Производим проверку по динамической
10
грузоподъемности согласно ГОСТ 18855-94 и проверку долговечности по
износу. Производим расчет напряжений растяжения корпуса крестовины в
наименьших (опасных) сечениях по формуле:
aР = √2 , +МПа(26)
eк
где Fк – площадь сечения крестовины карданного шарнира, определяющаяся
по формуле:
^к = к ∙ Yк ∙ €г , +мм(27)
где aк – размер длины сечения крестовины, [мм]; bк – размер ширины сечения
крестовины, [мм]; kг – коэффициент сечения крестовины со сменными
шипами, равен 0,75.
Определить допускаемое напряжение на разрыв по опасному сечению
крестовины карданного шарнира по формуле:
l
+aР - = в , +МПа(28)
Расчетные значения напряжений растяжения, во всех элементах
конструкции карданных передач, должны удовлетворять условию
равнопрочности без превышения предельных допускаемых напряжений в
выбранном материале рассчитываемого элемента:
aР ≤ +aР -
(29)
В третьей главе приведена методика проведения экспериментальных
исследований, приведена конструкция испытательного оборудования
(Рисунок 1), система автоматизированного управления гидравлического
устройства (Рисунок 2).
Рисунок 1 – Стенд для испытания карданных передач
1 – электродвигатель; 2 – коробка передач; 3 – карданная передача; 4 – основная рама; 5 –
раздаточный редуктор; 6 – продольная рама; 7 – гидронасос; 8 – бак; 9 – дроссель; 10, 13 –
манометры; 11 – предохранительный клапан; 12 – охладитель; 14 – щит управления; 15, 16
– подвод электроэнергии, воды; 17 – гидравлические шланги.
11
Рисунок 2 – Система автоматизированного управления гидравлического
устройства
12 – блок управления; 17 – датчик давления; 18 – датчик температуры; 19 –
термоклапан; 20, 21 – датчики положения; 22, 23 – шаговые двигатели; 24, 25 – редуктора.
При планировании исследований использован план факторного
эксперимента N = 44-1. Факторами, которого являются: длина карданной
передачи (L, мм), угол излома карданной передачи (γ, град.); частота
вращения двигателя (n, мин-1); тормозной момент (T, МПа).
В качестве целевой функции вначале принимаем величину угла
закручивания карданного вала (θ, град.).
При работе в карданной передаче возникают упругая деформация
кручения, способствующая возникновению и росту моментов сил упругости,
в том числе и за счёт погрешностей изготовления отдельных деталей
конструкции карданной передачи, температуры, разностей жесткости
отдельных элементов конструкции карданной передачи.
Обработка полученных экспериментальных данных производилась с
помощью программного продукта для ЭВМ «EREGRE», для получения
уравнения линейной множественной регрессии по определению угла
закручивания карданного вала, приведенного ниже:
Q = −7,4983 − 0,0448L + 0,0030γ + 0,0001n + 4,0404T (32)
В результате выполненных расчетов и проведенных исследований
средняя погрешность аппроксимации составила 8.21560%.
При постановке эксперимента использовался план факторного
эксперимента N = 44-1. Факторами, которого являются: длина карданной
передачи (L, мм), угол излома карданной передачи (γ, град.); частота
вращения двигателя (ni, мин-1); тормозной момент (T, Нм).
Далее, в результате обработки этих же экспериментальных данных,
аналогично получено уравнение множественной линейной регрессии для
коэффициента полезного действия карданной передачи …:
… = −0,9719 − 0,0005L + 0,0002γ + 0,0003n + 0,8304T (33)
12
В результате выполненных расчетов и проведенных исследований
средняя погрешность аппроксимации составила 8.65368%, что говорит о
хорошо подобранных моделях уравнения.
Достоверность результатов обеспечена планированием и обработкой
экспериментальных данных и их регрессионным анализом, подтверждающим
адекватность полученных регрессионных моделей и относительную
погрешность аппроксимации не превышающую 9%.
Четвертая
глава
посвящена
совершенствованию
методики
проектирования конструктивных параметров серийных и предложенных
новых элементов карданных передач. Методика оптимизации параметров
конструкции крестовины карданного шарнира со сменными шипами
включала в себя следующие этапы:
1. Оценка прочностных характеристик модели серийной крестовины
карданного шарнира (Рисунок 3, а) и усовершенствованной крестовины
карданного шарнира со сменными шипами (Рисунок 3, б) при нагружении
номинальным вращающим моментом в 170 Нм (3,269 кН);
Рисунок 3 - Конечно-элементный анализ крестовин карданных шарниров
2. Оптимизация размеров соединения шипа и корпуса крестовины
карданного шарнира со сменными шипами. Оптимизация параметров
проводилась на основе методов регрессионного анализа, цель которого
нахождение такого сочетания параметров размеров сечения шестигранника
Х1 (размер под ключ) и Х2 (длина) сменного шипа крестовины, при котором
обеспечивается минимальный уровень эквивалентных напряжений в опасном
сечении шипа крестовины. В результате проведенного регрессионного
анализа получена регрессионная модель эквивалентных напряжений:
σ = 544,695 − 6,367 ∙ 10 ∙ ‡ − 443,624 ∙ ‡ − 6,951 ∙ 10 ∙ ‡ ∙ ‡ + 3,443 ∙
10 ∙ ‡ + 6,238 ∙ 10 ∙ ‡
(34)
В результате выполненных расчетов и проведенных исследований
средняя погрешность аппроксимации составила 9.62601%.
13
В результате табулирования функции (34) получены
получ
значения
конструктивно-режимн
режимных параметров, обеспечивающих минимальный
уровень напряжений конструкции крестовины: X1 = 10, Х2 = 8,2 (см. Рисунок
4, Рисунок 5):
Рисунок 4 – График поверхности
Рисунок 5 – Контурная диаграмма
отклика значений напряжений
поверхности отклика
Разработан алгоритм проектирования и оценки прочностных
характеристик карданных шарниров с применением конечно-элементного
конечно
анализа, включающий в себя этапы:
1. Разработка параметрической трехмерной модели конструкции
карданного шарнира;
2. Разработка базы данных размеров и параметров карданного шарнира
для параметрической трехмерной модели;
3. Конечно-элементный
элементный анализ конструкции, включающий в себя
заданные действующие
йствующие внешние нагрузки, заданные граничные условия,
построение конечно-элементн
элементной сетки и расчет конструкции
конструкции.
Задача создания карданного шарнира, обеспечивающего отсутствие
перекоса тел качения 4 игольчатого подшипника и исключение взаимного
трения тел качения, достигается применением сепаратора 6 в виде разрезного
стопорного кольца, и глухих конических углублений на внутренней торцевой
поверхности корпуса игольчатого подшипника (см.Рисунок
Рисунок 6).
Рисунок 6 – Карданный шарнир с
Рисунок 7 - Карданный шарнир со
сепаратором
сменными шипами
Задача разработки конструкции карданного шарнира повышенной
долговечности, обеспечивающего возможность замены частей карданного
шарнира без демонтажа всей карданной передачи, решается применением
14
сменных ступенчатых шипов 2 крестовины 1, которые выполнены съемными,
с сечением меньшей ступени в виде многогранника и установленных
меньшей ступенью в ответные глухие отверстия, выполненные в крестовине
до упора по торцевым поверхностям (см.Рисунок 7).
Математическая модель расчёта долговечности карданного шарнира с
сепаратором, т.е. корректированный ресурс с учетом влияния смазочного
материала (Литол 24) без учёта осевой нагрузки будет определяться по
формуле:
,
,
=
∙
= 1,1 ∙
∙
= 13223ч
(35)
∙
Повышение долговечности карданной передачи может быть достигнуто
также за счет применения нового способа технического обслуживания
карданных передач, позволяющего снизить трудоемкость технического
обслуживания карданных передач, повысить ремонтопригодность и
долговечность карданных шарниров, а также удобство обслуживания
карданных передач.
Для карданных шарниров, приспособленных к последовательному
применению мероприятий технического обслуживания, суммарная
долговечность воздействий равна:
+ ∙ € ТО + ∙ € ПВ =
∙ € ТО + € ПВ $
(36)
ˆ =
где k1ПВ – коэффициент долговечности при однократном техническом
обслуживании карданных шарниров.
Таким образом, для реализации повышения долговечности при
проведении технического обслуживания карданных шарниров следует
установить значение коэффициента наработки до
технического
обслуживания, определить вид и содержание технологического воздействия.
Коэффициент повышения долговечности карданной передачи со
сменными шипами крестовины по результатам проведения технического
обслуживания будет определяться из формулы:
f
€ТО = /‹
(37)
Œ
f/
С учетом коэффициента повышения долговечности карданной
передачи со сменными шипами крестовины, математическая модель расчёта
долговечности с учетом влияния смазочного материала будет определяться
по формуле:
=
∙
∙ €ТО
(30)
Разработан комплекс программ для проектирования и оптимизации
конструктивно-режимных параметров карданных передач, позволяющий
получить чертежи деталей карданных передач всего типоразмерного ряда, в
зависимости от нагрузок и условий эксплуатации, позволяющий
рассчитывать длину карданной передачи трубчатого и приведенного сечения,
длину шлицевой части вала, в зависимости от заданной длины возможного
удлинения карданного вала, с возможностью выбора применяемого для
изготовления материала, диалоговое окно программы представлено на
Рисунок 8.
15
Рисунок 8 – Диалоговое окно программы «Universal joint gear»
В результате расчета получаем файл, который при загрузке в таблицу
переменных параметрической модели карданной передачи позволяет создать
трехмерную модель карданной передачи для дальнейшего создания чертежей
или для проведения дополнительных исследований.
В результате рассмотренного примера расчета получаем следующие
данные: карданный шарнир с сепаратором, расчетная долговечность L10h =
11360.6 ч.; карданный шарнир со сменными шипами, расчетная
долговечность L10h = 13077.1 ч., при этом карданный шарнир со сменными
шипами на один типоразмер выше, чем карданный шарнир с сепаратором, а
долговечность карданного шарнира с сепаратором такого же размера, как и
карданный шарнир со сменными шипами, составит не более L10h = 12869.6 ч.
Для снижения крутильных колебаний при нестационарных моментах в
период разгона и торможения, разработана конструкция карданной передачи
(Рисунок 9).
Рисунок 9 – Карданная передача повышенной надежности
Предлагаемая конструкция дополнительно позволяет демпфировать
крутильные колебания при нестационарных нагрузках в период разгона и
16
торможения при одновременном уменьшении трудоемкости ее технического
обслуживания, повышении уровней ремонтопригодности и долговечности.
Заключение
1. Усовершенствована методика расчета и оптимизации конструктивнорежимных параметров карданных передач с шарнирами неравных угловых
скоростей, за счет учета неучтенных факторов в виде угла закручивания в
сочетании с переменным углом излома карданной передачи, переменной
длинной, передаваемым вращающим моментом и частотой вращения
карданного вала в условиях ступенчатого нагружения переменным
тормозным моментом.
2. Разработана новая методика расчета усовершенствованных
карданных передач с карданными шарнирами, имеющие сменные шипы
крестовины. Произведен расчет параметров сменных шипов крестовины
всего типоразмерного ряда карданных шарниров из условия равнопрочности
конструкции крестовины с учетом влияния применяемых для изготовления
материалов, и предложены оптимальные размеры соединений шипа и
крестовины для всего типоразмерного ряда подшипников карданных
шарниров, предложена новая методика расчета крестовины.
3. Разработан экспериментальный стенд для испытаний карданных
передач с автоматизированной системой управления, который позволяет
плавно изменять величину нагружения карданной передачи в процессе
испытаний за счет использования гидравлического устройства нагружения, а
также испытывать карданные передачи разных типоразмеров и разной длины
с разными углами излома передачи за счет подвижности продольной и
поперечной рамы испытательного стенда. Система измерения позволяет
измерять закручивания карданного вала с помощью тензорезисторов с
передачей данных бесконтактным способом на персональный компьютер.
4. Проведены экспериментальные исследования по выявлению влияния
длины карданной передачи, угла излома карданной передачи, тормозного
момента и частоты вращения карданной передачи на угол закручивания вала
карданной передачи, в результате которых получено регрессионное
уравнение для определения угла закручивания от перечисленных выше
параметров для введения его в усовершенствованную методику расчета
карданных передач.
5. В результате проведенных экспериментально-теоретических
исследований получены зависимости коэффициента полезного действия
карданной передачи от ее конструктивно-режимных параметров, как
критерия их оптимизации. Получено уравнение регрессионной модели
влияния параметров: длины карданной передачи, угла излома карданной
передачи, частоты вращения карданной передачи, вращающего момента на
коэффициент полезного действия карданной передачи.
6 Разработан комплекс программ для расчета и оптимизации
конструктивно-режимных параметров элементов карданных передач с
выводом файлов обмена с пакетами прикладных программ КОМПАС-3D для
17
построения 3D моделей карданных передач в зависимости от задаваемых
проектных параметров карданной передачи, назначаемых материалов и
условий эксплуатации. С помощью программного комплекса проведены
расчеты и оптимизация конструктивно-режимных параметров карданных
передач исходя из условия равнопрочности конструкции элементов
карданной передачи.
7. Разработаны алгоритмы и комплекс программ расчета и
оптимизации конструктивно-режимных параметров карданных шарниров,
позволяющие оптимизировать конструктивные параметры шарниров на этапе
их проектирования с учетом условий эксплуатации, а также производить
подбор стандартизованных элементов из базы данных, входящей в структуру
комплекса программ.
8. Оптимизированы конструктивно-режимные параметры серийных
карданных передач исходя из принципа соблюдения равнопрочности
конструкции. Разработан алгоритм проектирования и оценки прочностных
характеристик карданных шарниров с применением конечно-элементного
анализа, с помощью которого проведен расчет всех типоразмеров серийных
карданных шарниров и карданных шарниров со сменными шипами
крестовины, и получены параметрические трехмерные модели, позволяющие
проектировать карданные шарниры в программном продукте компании
«АСКОН» (г. Санкт-Петербург) системы КОМПАС-3D, с использованием
конечно-элементного анализа APM FEM.
9.
Проведены
теоретические
исследования
напряженнодеформированного
состояния
карданных
шарниров,
представлена
сравнительная оценка конструкций крестовин карданных шарниров.
Получена регрессионная модель эквивалентных напряжений σ в опасном
сечении сопряжения сменного шипа с корпусом крестовины от размеров
сечения шестигранника Х1 (размер под ключ) и Х2 (длина) сменного шипа
крестовины полученная на основе вычислительного эксперимента по
определению напряженно-деформированного состояния.
10. Усовершенствованы конструкции карданных передач и их
элементы, а также предложен новый способ их технического обслуживания,
защищенные патентами на изобретения и полезные модели РФ: карданный
шарнир с сепаратором, исключающий перекос тел качения игольчатого
подшипника и взаимное трения тел качения, что по прогнозным оценкам
повышает долговечность карданной передачи с новым карданным шарниром
примерно в 2,7 раза; карданный шарнир со сменными шипами крестовины и
новый способ его технического обслуживания, позволяющие обслуживать
карданные передачи без съема карданного вала и разборки полумуфт его
крепления к трансмиссии, что приводит к снижению трудоемкости
технического обслуживания, повышению долговечности карданных передач
за счет доиспользования ресурса по износу шипов крестовины примерно в
2,8 раза.
11. Предложена новая конструкция карданной передачи, которая
позволяет снижать крутильные колебания при нестационарных моментах в
18
период разгона и торможения при одновременном уменьшении трудоемкости
технического
обслуживания
карданной
передачи,
повышение
ремонтопригодности и долговечности карданной передачи, а также удобство
обслуживания карданной передачи.
12. Предложена усовершенствованная методика расчета долговечности
и проведены прогнозные расчеты долговечности, предельного ресурса
предлагаемых конструктивных решений карданных передач, способа их
технического обслуживания, подтверждающие достижение поставленных в
работе целей и решения поставленных задач.
Список работ, опубликованных автором по теме диссертации:
Публикации в изданиях, рекомендуемых ВАК Минобрнауки РФ:
1. Ереско, С.П. Планирование эксперимента по исследованию
карданных передач на игольчатых подшипниках / С. П. Ереско, Т. Т. Ереско,
Е. В. Кукушкин, В. А. Меновщиков, И. И. Хоменко // Вестник СибГАУ.
2016. Том 17 №4. с. 1062-1071.
2. Ереско, С.П. Конструкция стенда для проведения испытаний
карданных шарниров на игольчатых подшипниках в широком диапазоне
размеров с изменением угла излома карданной передачи / С. П. Ереско, Т. Т.
Ереско, Е. В. Кукушкин, В. А. Меновщиков, А. А. Орлов // Транспорт.
Транспортные
сооружения.
Экология.
2016.
№2
с.
58-73.
DOI:10.15593/24111678/2016.02.05.
3. Ереско, А. С. Совершенствование методики расчета коэффициента
полезного действия карданной передачи с целью оптимизации ее
конструктивных и эксплуатационных параметров / А. С. Ереско,С. П. Ереско,
Т. Т. Ереско, Е.В. Иваненко, Е. В. Кукушкин // Транспорт. Транспортные
сооружения. Экология. 2017. №3 с. 25-45. DOI:10.15593/24111678/2017.03.02.
4. Ереско, С. П. Повышение долговечности карданной передачи за счет
совершенствования конструкции карданного шарнира и способа его
технического обслуживания / С. П. Ереско, Т. Т. Ереско, Е. В. Кукушкин,
Меновщиков В. А. // Строительные и Дорожные машины. 2018, №1 С. 45-51.
Патенты:
1. Пат. 141878 Российская Федерация, МПК7 F16 D 3/26. Карданный
шарнир / Кукушкин Е. В., Меновщиков В. А., Ереско С. П., Ереско Т. Т.; №
2014102339/11; заявл. 24.01.2014; опубл. 20.06.2014. Бюл. 17.
2. Пат. 146989 Российская Федерация, МПК7 F16 D 3/26. Карданный
шарнир / Кукушкин Е. В., Меновщиков В. А., Орлов А. А., Ереско С. П.,
Ереско Т. Т.; № 2014119234/11; заявл. 13.05.2001; опубл. 27.10.2014. Бюл. 30.
3. Пат. 149002 Российская Федерация, МПК7 G01M 13/02. Стенд для
испытаний карданных передач / Кукушкин Е. В., Меновщиков В. А., Ереско
С.П., Ереско Т.Т. № 2014120845; заяв. 22.05.2014; Опубл. 20.12.2014. Бюл.35.
4. Пат. 153924 Российская Федерация, МПК7 G01M 13/02. Стенд для
испытаний карданных шарниров / Ереско С. П., Ереско Т. Т., Кукушкин Е.
В., Меновщиков В. А. № 2014147821/28; заяв. 26.11.2014 ; Опубл. 10.08.2015.
Бюл. 22.
19
5. Пат. 162876 Российская Федерация, МПК7 G01M 13/02. Стенд для
испытаний карданных передач / Ереско С. П., Ереско А. С., Ереско Т. Т.,
Ереско В. С., Кукушкин Е. В., Стручков А. В. Хоменко И. И. № 2015157365;
заяв. 30.12.2015 ; Опубл. 27.06.2016. Бюл. 18.
6. Пат. 170347 Российская Федерация, МПК7 F16 D 3/26. Карданный
шарнир / Ереско С. П., Ереско Т. Т., Кукушкин Е. В., Меновщиков В. А.; №
2016140043; заявл. 11.10.2016; опубл. 21.04.2017. Бюл. 12.
7. Пат. 2640157 Российская Федерация, МПК7 F16 D 3/26. Способ
технического обслуживания карданных шарниров / Ереско С. П., Ереско Т.
Т., Кукушкин Е. В., Меновщиков В. А.; № 2016117442; заявл. 04.05.2016;
опубл. 26.12.2017. Бюлл. 36.
8. Пат. 2649601 Российская Федерация, МПК7 G01N 13/00. Стенд для
испытаний карданных передач / Ереско С. П., Ереско А. С., Ереско Т. Т.,
Ереско В. С., Кукушкин Е. В., Меновщиков В. А., Орлов А. А., Хоменко И.
И.; № 2016140015; заявл. 11.10.2016; опубл. 04.04.2018. Бюл. 10.
Публикации в сборниках научных трудов и других изданиях:
1. Ереско, Т. Т. Конструкция карданного шарнира со сменными
шипами крестовины /Т.Т. Ереско, Е.В. Кукушкин, В.А.Меновщиков //
Решетневские чтения: материалы XVI Междунар. науч. конф; Сиб. гос.
аэрокосмич. ун-т. Красноярск, 2014. С. 298-300.
2. Кукушкин, Е. В. Конструкция стенда для проведения испытаний
карданных шарниров на игольчатых подшипниках / Кукушкин Е. В.,
Меновщиков В. А., Ереско Т. Т. // Решетневские чтения: материалы XIX
Междунар. науч. конф; Сиб. гос. аэрокосмич. ун-т. Красноярск, 2015. С. 337339.
3. Кукушкин, Е. В. Новая конструкция карданного шарнира /
Кукушкин Е. В., Меновщиков В. А., Ереско Т. Т. // Актуальные проблемы
авиации и космонавтики. Секция 8 «Проектирование машин и
робототехника»: материалы XI Всерос. науч.- практ. конф; Сиб. гос.
аэрокосмич. ун-т. Красноярск, 2015. C. 211-213.
4. Ереско С. П. Совершенствование методики расчета угла
закручивания карданной передачи / Ереско С. П., Ереско Т. Т., Кукушкин Е.
В. // Решетневские чтения: материалы XXI Междунар. науч. конф.; СибГУ
им. ак. М. Ф. Решетнева. Красноярск, 2017. С. 564-567.
5. Кукушкин, Е. В. Исследование напряженно-деформированного
состояния крестовины карданного шарнира // Актуальные проблемы авиации
и космонавтики: Секция 8 «Проектирование машин и робототехника»:
материалы XIV Всерос. науч.- практ. конф; СибГУ им. ак. М. Ф. Решетнева.
Красноярск, 2018.
Подписано в печать __.__.2018
Формат 60x84/16. Объем ____ п.л.
20
Заказ № ____
Тираж ____ экз.
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа